Tìm hiểu về hệ dẫn động xích tải

ó theo (6.36) Zε = = = 0,77 Trong đó = [ 1,88 – 3,2()].cosβ = [ 1,88 – 3,2()].0,972 = 1,685 Z - Hệ số xét đến cơ tính vật liệu làm bánh răng Theo bảng 6.5 ZM = 274MPa1/3 6.39[1] Trong đó : Zv – Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng Theo (6.1) với v = 3,08 < 5m/s Zv = 1 ZR – Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt răng làm việc Với cấp chính xác động học là 9 chọn cấp chính xác tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra < 2,5 … 1,25μm do đó ZR = 0,95 KXH – Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răng Với da < 700mm KxH = 1, do đó theo (6.1) và (6.1a) N/mm2 Như vậy σH < [σH] do đó độ bền tiếp xúc được thỏa mãn. 1.5 tính toán kiểm tra độ bền uốn Theo (6.43) Theo bảng 6.7 = 1,43 ; theo bảng 6.14 với v < 5m/s và cấp chính xác 9, = 1,40 Theo (6.47) Trong đó theo bảng 6.15 δF = 0,006 Do đó theo (6.46) KFv = => KF = KFα.KFβ.KFv = 1,4.1,43.1,1 = 2,2 Với εα = 1,685, Yε = 1/εα = 1/1,685 = 0,593 β = 13,59, Yβ = 1 – 13,59/140 = 0,9 Số răng tương đương ZV1 = Z1/cos3β = 26/(0,972)3 = 28,31 ZV2 = Z2/cos3β = 136/(0,972)3 = 148,09 Theo bảng 6.18 ta được YF1 = 3,85 YF2 = 3,60 Với m = 3mm YS = 1,08 – 0,0695.ln(3) = 1,017 ; YR = 1 (bánh răng phay); KxF = 1 (da < 400mm) , do đó theo (6.2) và (6.2a) [σF1] = [σF1].YS.YR.KxH = 483,9.1.1,017.1 = 492,1 MPa [σF2] = [σF2].YS.YR.KxH = 483,9.1.1,017.1 = 492,1 MPa Thay các giá trị vừa tính được vào công thức trên : σF1 = 2.114262.2,2.0,593.0.9.3,85/(62,5.80,26.3) = 68,65 < [σF1] σF2 = σF1.YF2/YF1 = 68,65.3,6/3,85 = 64,19 < [σF2] Vậy độ bền uốn đươc thỏa mãn. 1.6. Các thông số cơ bản của bộ truyền được tính bằng inventor như sau. Sau khi khởi động Modul Design Acclerator chọn Design and calculates spur gears (thiết kế và tính toán bánh răng), ta có dao diện làm việc như sau: Trong phần Design Guide (hướng dẫn thiết kế) chọn Module và nhập tỷ số truyền trong mục Desired Gear Ratio (tỷ số truyền) unh = 5,23, nhập góc nghiêng răng ở mục Helix Angle β = 13,590. Trong mục Center Distance (khoảng cách trục) chọn theo tiêu chuẩn, ở đây chọn 250 (mm); trong mục Number of Teeth chọn số răng Z1 = 26; trong mục Facewidth (Chiều rộng vành răng) chọn 62,5 (mm); trong mục Unit Correction (dich chỉnh răng) chọn X1 = 0; trong mục Pressure Angle (góc áp lực) chọn theo tiêu chuẩn, ở đây chọn α = 200; các thông số khác giữ nguyên theo tiêu chuẩn. Chuyển sang tab calculation chọn Geometry Design (thiết kế hình học) và nhập các thông số của bộ truyền trong phần Loads: Power (công suất) trên trục I: P1 = 8,782 (KW); Speed (số vòng quay) trên trục I: n1 = 734 (vg/ph); Efficiency (hiệu suất) bộ truyền bánh răng η = 0,96.Nhập các thông số về ứng suất tiếp xúc cho phép bánh răng 1: ζH1lim = 1265 (Mpa), 2: ζH2lim = 1265 (Mpa); ứng suất uốn cho phép của bánh răng 1: ζF1lim = 750 (Mpa), 2: ζF1lim = 750 (Mpa); số giờ làm việc: Lh = 6. 300. 16 = 28800 (hr). Chọn Accuracy (Độ chính xác) để chọn cấp chính xác và tiêu chuẩn thiết kế. Ở đây ta chọn cấp chính xác là 9 và tiêu chuẩn thiết kế là ISO 1328:1997 (tiêu chuẩn ISO số 1328 năm 1997) Nhấn OK. Chọn Factors (Các thông số) để nhập các thông số khác của bộ truyền, ta chọn KA= 1,25 ul (hệ số va đập nhẹ), các hệ số khác mặc định theo tiêu chuẩn. Nhấn OK. Sau khi hoàn thiện việc nhập các thông số cần thiết cho bộ truyền bên Tab Calculation nhấn chọn Calculate. Sau đó quay lại tab Design chọn Preview… để xem lại các thông số tính toán của bộ truyền. Cuối cùng chọn OK ta được bộ truyền bánh răng nghiêng cấp nhanh. Kết quả như sau: Bảng 1.7 thông số bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng Common Parameters Gear Ratio i 5.2308 ul Desired Gear Ratio iin 5.2300 ul Module m 3.000 mm Helix Angle β 13.5900 deg Pressure Angle α 20.0000 deg Center Distance aw 250.000 mm Product Center Distance a 249.999 mm Total Unit Correction Σx 0.0002 ul Circular Pitch p 9.425 mm Base Circular Pitch ptb 9.081 mm Operating Pressure Angle αw 20.0003 deg Tangential Pressure Angle αt 20.5286 deg Tangential Operating Pressure Angle αtw 20.5289 deg Base Helix Angle βb 12.7561 deg Tangential Module mt 3.086 mm Tangential Circular Pitch pt 9.696 mm Contact Ratio ε 3.2379 ul Transverse Contact Ratio εα 1.6797 ul Overlap Ratio εβ 1.5582 ul Limit Deviation of Axis Parallelity fx 0.0390 mm Limit Deviation of Axis Parallelity fy 0.0190 mm Gears Gear 1 Gear 2 Type of model Component Component Number of Teeth z 26 ul 136 ul Unit Correction x 0.0000 ul 0.0002 ul Pitch Diameter d 80.247 mm 419.752 mm Outside Diameter da 86.247 mm 425.753 mm Root Diameter df 72.747 mm 412.253 mm Base Circle Diameter db 75.151 mm 393.097 mm Work Pitch Diameter dw 80.247 mm 419.753 mm Facewidth b 67.500 mm 62.500 mm Facewidth Ratio br 0.7788 ul 0.1489 ul Addendum a* 1.0000 ul 1.0000 ul Clearance c* 0.2500 ul 0.2500 ul Root Fillet rf* 0.3500 ul 0.3500 ul Tooth Thickness s 4.712 mm 4.713 mm Tangential Tooth Thickness st 4.848 mm 4.849 mm Chordal Thickness tc 4.161 mm 4.161 mm Chordal Addendum ac 2.243 mm 2.243 mm Chordal Dimension W 32.182 mm 152.327 mm Chordal Dimension Teeth zw 4.000 ul 17.000 ul Dimension Over (Between) Wires M 90.231 mm 430.187 mm Wire Diameter dM 6.000 mm 6.000 mm Limit Deviation of Helix Angle Fβ 0.0390 mm 0.0440 mm Limit Circumferential Run-out Fr 0.0610 mm 0.1050 mm Limit Deviation of Axial Pitch fpt 0.0230 mm 0.0290 mm Limit Deviation of Basic Pitch fpb 0.0220 mm 0.0270 mm Virtual Number of Teeth zv 28.120 ul 147.088 ul Virtual Pitch Diameter dn 84.360 mm 441.265 mm Virtual Outside Diameter dan 90.360 mm 447.266 mm Virtual Base Circle Diameter dbn 79.272 mm 414.654 mm Unit Correction without Tapering xz 0.2489 ul -3.1763 ul Unit Correction without Undercut xp -0.6250 ul -7.5833 ul Unit Correction Allowed Undercut xd -0.7949 ul -7.7533 ul Addendum Truncation k 0.0000 ul 0.0000 ul Unit Outside Tooth Thickness sa 0.7266 ul 0.8169 ul Tip Pressure Angle αa 29.0354 deg 22.1123 deg Loads Gear 1 Gear 2 Power P 8.782 kW 8.431 kW Speed n 734.00 rpm 140.32 rpm Torque T 114.253 N m 573.727 N m Efficiency η 0.960 ul Radial Force Fr 1066.293 N Tangential Force Ft 2847.544 N Axial Force Fa 688.367 N Normal Force Fn 3117.585 N Circumferential Speed v 3.084 mps Resonance Speed nE1 11451.939 rpm Material Gear 1 Gear 2 User material User material Ultimate Tensile Strength Su 880 MPa 965 MPa Yield Strength Sy 685 MPa 750 MPa Modulus of Elasticity E 206000 MPa 206000 MPa Poisson's Ratio μ 0.300 ul 0.300 ul Bending Fatigue Limit σFlim 750.0 MPa 750.0 MPa Contact Fatigue Limit σHlim 1265.0 MPa 1265.0 MPa Hardness in Tooth Core JHV 210 ul 210 ul Hardness in Tooth Side VHV 650 ul 750 ul Base Number of Load Cycles in Bending NFlim 3000000 ul 3000000 ul Base Number of Load Cycles in Contact NHlim 100000000 ul 100000000 ul W?hler Curve Exponent for Bending qF 9.0 ul 9.0 ul W?hler Curve Exponent for Contact qH 10.0 ul 10.0 ul Type of Treatment type 4 ul 8 ul Strength Calculation Factors of Additional Load Application Factor KA 1.250 ul Dynamic Factor KHv 1.377 ul 1.377 ul Face Load Factor KHβ 2.447 ul 2.072 ul Transverse Load Factor KHα 2.016 ul 2.016 ul One-time Overloading Factor KAS 1.000 ul Factors for Contact Elasticity Factor ZE 189.812 ul Zone Factor ZH 2.437 ul Contact Ratio Factor Zε 0.772 ul Single Pair Tooth Contact Factor ZB 1.000 ul 1.000 ul Life Factor ZN 1.000 ul 1.000 ul Lubricant Factor ZL 0.967 ul Roughness Factor ZR 1.000 ul Speed Factor Zv 0.972 ul Helix Angle Factor Zβ 0.986 ul Size Factor ZX 1.000 ul 1.000 ul Work Hardening Factor ZW 1.000 ul Factors for Bending Form Factor YFa 2.580 ul 2.155 ul Stress Correction Factor YSa 1.627 ul 1.871 ul Teeth with Grinding Notches Factor YSag 1.000 ul 1.000 ul Helix Angle Factor Yβ 0.887 ul Contact Ratio Factor Yε 0.675 ul Alternating Load Factor YA 1.000 ul 1.000 ul Production Technology Factor YT 1.000 ul 1.000 ul Life Factor YN 1.000 ul 1.000 ul Notch Sensitivity Factor Yδ 1.232 ul 1.266 ul Size Factor YX 1.000 ul 1.000 ul Tooth Root Surface Factor YR 1.000 ul Results Factor of Safety from Pitting SH 1.409 ul 1.409 ul Factor of Safety from Tooth Breakage SF 3.641 ul 3.604 ul Static Safety in Contact SHst 3.039 ul 2.630 ul Static Safety in Bending SFst 7.386 ul 4.557 ul Check Calculation Positive 2. Tính toán cấp chậm (bánh răng thẳng). 2.1 Xác định khoảng cách trục aw Ta xác định độ bền tiếp xúc theo độ bền tiếp xúc của bánh bị dẫn Theo tiêu chuẩn ta chọn aw = 280 mm Trong đó theo bảng 6.6, chọn ψba = 0,3 ; với răng thẳng Ka = 49,5 ; theo (6.16) ψbd = 0,5.0,3(3,06 + 1) = 0,609, do đó theo bảng 6.7, KHβ = 1,08 1.3.2 Môđun bánh răng. m = Theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế, chọn môđun tiêu chuẩn của bánh răng cấp chậm bằng môđun ở cấp nhanh m = 3 mm 1.3.3 Số răng của bánh răng. Z1 = = 45,98 .Lấy Z1 = 46 Số răng bánh lớn Z2 = u.Z1 = 3,06.46 = 140,76 .Lấy Z2 = 141 Do đó aW = m(z1 + z2)/2 = 3(46 + 141)/2 = 280,5mm Lấy aW2 = 280, do đó không cần dịch chỉnh. 1.3.4 Kích thước bộ truyền bánh răng Chiều rộng bánh răng lớn: Chiều rộng bánh răng nhỏ: Đường kính vòng chia: d= 2aw/(um+1) = 2.280/(3,06 + 1) = 137,93 mm d= dw1.u = 137,93.3,06 = 422,07 mm đường kính vòng đỉnh: d = dw1 + 2.m = 137,93 + 2.3 = 143,93 mm d = dw2 + 2.m = 422,07 + 2.3 = 428,07 mm Đường kính vòng chân răng : df = dw – 2,5m df1 = dw1 – 2,5m = 137,93 – 2,5.3 = 130,43 mm df1 = dw2 – 2,5m = 422,07 – 2,5.3 = 414,57 mm vận tốc bánh răng: Theo bảng 6.13 ta chọn cấp chính xác của cặp bánh răng là cấp 9 Hệ số tải trọng động theo bảng 6.14 chọn: KHα = 1,13 KFα = 1,37 1.4 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc. Với : KH – Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc KH = KH∝.KHβ.KHv KHv = Trong đó theo bảng 6.15 = 0,004, theo bảng 6.16 = 73 KHv = = 1,02 KH = 1,13.1,08.1,02 = 1,245 ZH – Hệ số xét đến ảnh hưởng của hình dạng bề mặt tiếp xúc ZH = Z- Hệ số xét đến ảnh hưởng tổng chiều dài tiếp xúc Với bánh răng thẳng dùng (6.36a) để tính Zε : Trong đó = [ 1,88 – 3,2()].cosβ = [ 1,88 – 3,2()] = 1,788 Z - Hệ số xét đến cơ tính vật liệu làm bánh răng Theo bảng 6.5 ZM = 274MPa1/3 6.39[1] Trong đó : Zv – Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng Theo 6.1 với v = 1,01 < 5m/s Zv = 1 ZR – Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt răng làm việc Với cấp chính xác động học là 9 chọn cấp chính xác tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra < 2,5 … 1,25μm do đó ZR = 0,95 KXH – Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răng Với da < 700mm KxH = 1, do đó theo (6.1) và (6.1a) N/mm2 Như vậy σH < [σH] do đó độ bền tiếp xúc được thỏa mãn. 1.5 tính toán kiểm tra độ bền uốn Theo (6.43) Theo bảng 6.7 = 1,12 ; theo bảng 6.14 với v < 2,5m/s và cấp chính xác 9, = 1,37 Theo (6.47) Trong đó theo bảng 6.15 δF = 0,006 Do đó KFv = KF = KFα.KFβ.KFv = 1,37.1,12.1,028 = 1,557 Với εα = 1,788, Yε = 1/εα = 1/1,788 = 0,559 β = 0, Yβ = 1 Số răng tương đương ZV1 = Z1/cos3β = 46/(1)3 = 46 ZV2 = Z2/cos3β = 141/(1)3 = 141 Theo bảng 6.18 ta được YF1 = 3,65 YF2 = 3,6 Với m = 3mm YS = 1,08 – 0,0695.ln(3) = 1,004 ; YR = 1 (bánh răng phay); KxF = 1 (da < 400mm) , do đó theo (6.2) và (6.2a) [σF1] = [σF1].YS.YR.KxH = 483,9.1.1,004.1 = 485,8 MPa [σF2] = [σF2].YS.YR.KxH = 483,9.1.1,004.1 = 485,8 MPa Thay các giá trị vừa tính được vào công thức trên : σF1 = 2.570544.1,557.0,559.1.3,65/(84.137,93.3) = 104,29 < [σF1] σF2 = σF1.YF2/YF1 = 104,29.3,6/3,65 = 102,86 < [σF2] Vậy độ bền uốn đươc thỏa mãn. 1.6. Các thông số cơ bản của bộ truyền được tính bằng inventor như sau. Sau khi khởi động Modul Design Acclerator chọn Design and calculates spur gears (thiết kế và tính toán bánh răng), ta có dao diện làm việc như sau: Trong phần Design Guide (hướng dẫn thiết kế) chọn Module và nhập tỷ số truyền trong mục Desired Gear Ratio (tỷ số truyền) unh = 3,06, nhập góc nghiêng răng ở mục Helix Angle β = 00. Trong mục Center Distance (khoảng cách trục) chọn theo tiêu chuẩn, ở đây chọn 280 (mm); trong mục Number of Teeth chọn số răng Z1 = 46; trong mục Facewidth (Chiều rộng vành răng) chọn 84 (mm); trong mục Unit Correction (dich chỉnh răng) chọn X1 = 0; trong mục Pressure Angle (góc áp lực) chọn theo tiêu chuẩn, ở đây chọn α = 200; các thông số khác giữ nguyên theo tiêu chuẩn. Chuyển sang tab calculation chọn Geometry Design (thiết kế hình học) và nhập các thông số của bộ truyền trong phần Loads: Power (công suất) trên trục II: P2 = 8,364 (KW); Speed (số vòng quay) trên trục II: n2 = 140 (vg/ph); Efficiency (hiệu suất) bộ truyền bánh răng η = 0,96.Nhập các thông số về ứng suất tiếp xúc cho phép bánh răng 1: ζH1lim = 1265 (Mpa), 2: ζH2lim = 1265 (Mpa); ứng suất uốn cho phép của bánh răng 1: ζF1lim = 750 (Mpa), 2: ζF1lim = 750 (Mpa); số giờ làm việc: Lh = 6. 300. 16 = 28800 (hr). Chọn Accuracy (Độ chính xác) để chọn cấp chính xác và tiêu chuẩn thiết kế. Ở đây ta chọn cấp chính xác là 9 và tiêu chuẩn thiết kế là ISO 1328:1997 (tiêu chuẩn ISO số 1328 năm 1997) Nhấn OK. Chọn Factors (Các thông số) để nhập các thông số khác của bộ truyền, ta chọn KA= 1,25 ul (hệ số va đập nhẹ), các hệ số khác mặc định theo tiêu chuẩn. Nhấn OK. Sau khi hoàn thiện việc nhập các thông số cần thiết cho bộ truyền bên Tab Calculation nhấn chọn Calculate. Sau đó quay lại tab Design chọn Preview… để xem lại các thông số tính toán của bộ truyền. Cuối cùng chọn OK ta được bộ truyền bánh răng nghiêng cấp nhanh. Kết quả như sau: Thông số Cấp nhanh Cấp chậm Bánh nhỏ Bánh lớn Bánh nhỏ Bánh lớn Môđun m 3 3 Đường kính vòng chia dw 80,26 419,76 137,93 422,07 Đường kính vòng đỉnh da 86,26 425,76 143,93 428,07 Đường kính chân răng df 72,76 418,26 130,43 414,57 Chiều rộng vành răng bw 67,5 62,5 89 84 Số răng 26 136 46 141 Hệ số dịch chỉnh 0 0 0 0 Tỷ số truyền 5,23 3,06 Góc nghiêng của răng 13,59 0 Khoảng cách trục aw 250 280 Phần V Tính toán thiết kế trục và chọn then 1. Thiết kế trục 1.1 Chọn vật liệu: Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép C45 có = 600 MPa (N/mm2), ứng suất xoắn cho phép [] = 15…30 MPa với trục vào và lấy trị số nhỏ đối với trục vào của hộp giảm tốc, lấy trị số lớn đối với trục ra của hộp giảm tốc. 1.2 – Tính sơ bộ trục Tính đường kính sơ bộ của các trục theo công thức: TI = 11262N.mm [τ] = 20MPa Chọn dI = 30mm, theo bảng 10.2 ta được chiều rộng ổ lăn b01 = 19mm. TII = 570544N.mm [τ] = 25MPa Chọn dII = 50mm, theo bảng 10.2 ta được chiều rộng ổ lăn b02 = 27mm. TIII = 1650282N.mm [τ] = 30MPa Chọn dIII = 65mm, theo bảng 10.2 ta được chiều rộng ổ lăn b02 = 33mm. 1.3 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực Tra bảng ta có các thông số như sau: Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành hộp: k1 = 10 mm Khoảng cách từ mặt mút của ổ lăn quay đến thành trong của hộp: k2 = 10 mm Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ: k3 = 15 mm Chiều cao nắp ổ và đầu bulông: hn = 20 mm Chiều dài mayơ bánh đai: lm11 = 82 mm Chiều dài mayơ bánh răng trụ trên trục I: lm13 = bw1 = 67,5 mm Chiều dài mayơ bánh răng trụ thứ nhất trên trục II: lm22 = bw2 = 62,5 mm Chiều dài mayơ bánh răng trụ thứ hai trên trục II: lm23 = 89 mm Chiều dài mayơ bánh răng trụ trên trục III: lm31 = 84 mm Chiều dài mayơ nửa khớp nối: lmkn = (1,4 2,5)dIII = (1,4 2,5).65 = 91 – 162,5 mm Ta chọn lmkn = 120 mm Khoảng cách giữa các gối đỡ và khoảng cách và khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực của đai hoặc khớp nối: Trục II: Khoảng cách từ gối đỡ 0 đến bánh răng thứ nhất trên trục II: Khoảng cách giữa các gối đỡ 0 và 1 trên trục thứ II là: l21 = lm22 + lm23 + 3k1 + 2k2 + b20 = 62,5 + 89 +3.10 + 2.10 + 29 = 230,5 (mm) Khoảng cách từ gối đỡ 0 đến bánh răng thứ hai trên trục II: l23 = l21 – l32 = l21 – [0,5(lm31 + b03) + k1 + k2] =230,5 – [0,5(84 + 33) + 10 + 10] = 152 (mm) Trục I: Khoảng cách từ đai ở ngoài hộp giảm tốc đến gối đỡ: Khoảng cách từ gối đỡ 0 đến bánh răng trên trục I: Khoảng cách giữa các gối đỡ 0 và 1 trên trục I: Trục III: Khoảng cách từ gối đỡ 1 đến bánh răng trên trục I: L32 = 0,5(lm31 + b03) + k1 + k2 = 0,5(84 + 33) + 10 + 10 = 78,5 (mm) Khoảng cách giữa các gối đỡ 0 và 1 trên trục thứ III: L31 = l21 = 230,5 (mm) Chọn khoảng cách từ ổ lăn đến bộ truyên xich tải lx = 120 (mm) 1.4 Xác định trị số và chiều các lực tác dụng lên trục: Ta có sơ đồ đặt lực như hình vẽ: Chọn hệ tọa độ như hình vẽ. Theo các thông số tính toán, lực do bộ truyền bánh đai tác dụng lên trục I có chiều cùng phương với OY có giá trị - Lực do đai tác dụng lên trục: Fr = Fy12 = 1716 (N) Lực tác dụng khi ăn khớp của các bộ truyền bánh răng được lấy từ các thông số tính toán khi thiết kế các bộ truyền ở phần trên với - Bánh răng cấp nhanh: Lực vòng: Ft1 = 2848 N Lực hướng tâm: Fr1 = 10666 N Lực dọc trục: Fa1 = 688 N - Bánh răng cấp chậm: Lực vòng: Ft2 = 8283 N Lực hướng tâm: Fr2 = 2968 N Lực dọc trục: Fa2 = 0 N Và được chia ra 3 thành phần như sau: Fx : Lực vòng. Fy : Lực hướng tâm. Fz : Lực dọc trục. Trong đó với trục I: Fx13 = Ft1 = 2848 N. Fy13 = - Fr1 = - 1066 N. Fz13 = Fa1 = 688 N. Với trục II: Fx22 = - Fx13 = - 2848 N. Fy22 = - Fy13 = 1066 N. Fz22 = - Fz13 = - 688 N. Fx23 = - Ft2 = - 8283 N. Fy23 = Fr2 = 2968 N. Fz23 = Fa2 = 0 N. Với trục III: Fx32 = - Fx23 = 8283 N. Fy32 = - Fy23 = - 2968 N. Fz32 = Fa2 = 0 N. Cuối cùng lực từ khớp nối tác dụng lên trục hướng theo phương x và bằng : Fx33 = (0,2…0,3).2T3/Dt = 5157N Trong đó Dt = 160mm – đường kính vòng tròn qua tâm các chốt của nối trục vòng đàn hồi (tra bảng 16.10a). 1.5 Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục 1.5.1 Trục I Ta có: Fr = 1716 (N) Fx13 = 2848 (N) Fy13 = - Fr1 = - 1066 N. Fz13 = 688 (N) Phản lực ở các gối đỡ trục: = - 85,5Fy12 + 230,5Fy11 +63,25 Fy13 = 0 = - 316Fy12 – 167,25Fy13 + 230,5Fy10 = 0 = - 230,5Fx11 + 63,25Fx13 = 0 = Fx13 – Fx11 = 2848 – 781,5 = 2066,5 (N) Tính đường kính trục ở các tiết diện nguy hiểm: Tại điểm A MuA = 0 Tra bảng 10.5 Tại điểm B MuB = Trong đó: MUb = 146718 Nmm. Tra bảng 10.5 Tại điểm C MuC = Trong đó: Tra bảng 10.5 Tại điểm D MuD = Trong đó: Tra bảng 10.5 Theo tiêu chuẩn chọn dA = 28mm dB = 30mm dC = 30mm dD = 25mm. 1.5.2 Trục II Ta có: Fx22 = - Fx13 = - 2848 N. Fy22 = - Fy13 = 1066 N. Fx23 = - Ft2 = - 8283 N. Fy23 = Fr2 = 2968 N. Phản lực ở các gối đỡ trục: = - 63,25Fy22 - 152Fy23 + 230,5Fy21 = 0 = Fy22 - Fy21 + Fy23 = 1066 – 2249,7 + 2968 = 1784,3 (N) = -152Fx23 – 63,25Fx22 + 230,5Fx21 = 0 = Fx22 + Fx23 – Fx21 = 2848 + 8283 – 6243,6 = 4887,4 (N) Tính mômen uốn ở các tiết diện nguy hiểm: Tại điểm E Tra bảng 10.5 Tại điểm F MuF = Trong đó: Tra bảng 10.5 Tại điểm G MuG = Trong đó: Tra bảng 10.5 Tại điểm H MuH = Trong đó: Tra bảng 10.5 Theo tiêu chuẩn chọn dE = 50mm dF = 55mm dG = 55mm dH = 50mm. 1.4.3 Trục III Ta có: Fx32 = - Fx23 = 8283 N. Fy32 = - Fy23 = - 2968 N. Fx33 = 5157N Phản lực ở các gối đỡ trục: = 152Fx32 + 230,5Fx31 – 350,5Fx33 = 0 = Fx31 + Fx32 – Fx33 = 2379,7 +8283 – 5157 = 5505,7 (N) = 152Fy32 – 230,5Fy31 = 0 = Fy32 – Fy31 = 2968 – 1957,2 = 1010,8 (N) Tính mômen uốn ở các tiết diện nguy hiểm: Tại điểm I Tra bảng 10.5 Tại điểm K MuK = Trong đó: Tra bảng 10.5 Tại điểm M MuM = Trong đó: Tra bảng 10.5 Tại điểm N MuN = Trong đó: Tra bảng 10.5 Theo tiêu chuẩn chọn dI = 75mm dK = 80mm dM = 75mm dN = 70mm. 1.5 - Tính chính xác trục: Tính chính xác trục nên tiến hành cho các tiết diện chịu tải lớn có ứng suất tập trung. Tính chính xác trục theo hệ số an toàn: 1.5.1 Đối với trục I Tại điểm B Vì trục quay làm việc theo 1 chiều nên ứng suất pháp(uốn) biến đổi theo chu kì đối xứng: ; Vì trục quay làm việc theo 1 chiều nên ứng suất tiếp(xoắn) biến đổi theo chu kì mạch động: Thép C45 có Giới hạn mỏi và xoắn: Giới hạn mỏi uốn: Giới hạn mỏi xoắn: τ-1 = 0,58.σ-1 = 0,58.261,6 = 151,7 (N/mm2) Tra bảng 10.6 có w = 2651 (mm3) w0 = 5301 (mm3). Ứng suất pháp và tiếp sinh ra: Theo bảng 10.6 đối với thép C45 có σb = 600MPa ψσ = 0,05 và ψτ = 0 Theo bảng 10.10 lấy: εσ = 0,88 ; ετ = 0,81 Theo bảng 10.13 lấy: Kσ = 2,5 ; Kτ = 1,8 Theo bảng 10.8 lấy: KX = 1,06 Theo bảng 10.9 lấy: KY = 1 Tỉ số: ; Tra bảng 10.11 ta chọn Hệ số an toàn cho phép [n] thường lấy bằng 1,5-2,5 ở điều kiện làm việc thông thường. Tiết diện tại B thỏa mãn điều kiện. Tại điểm C Thép C45 có Giới hạn mỏi và xoắn: Giới hạn mỏi uốn: Giới hạn mỏi xoắn: τ-1 = 0,58.σ-1 = 0,58.261,6 = 151,7 (N/mm2) Tra bảng 10.6 có w = 2296 (mm3) w0 = 4939 (mm3). Ứng suất pháp và tiếp sinh ra: Theo bảng 10.6 đối với thép C45 có σb = 600MPa ψσ = 0,05 và ψτ = 0 Theo bảng 10.10 lấy: εσ = 0,88 ; ετ = 0,81 Theo bảng 10.12 lấy: Kσ = 1,76 ; Kτ = 1,54 Theo bảng 10.8 lấy: KX = 1,06 Theo bảng 10.9 lấy: KY = 1 Tỉ số: ; Tra bảng 10.11 ta chọn Hệ số an toàn cho phép [n] thường lấy bằng 1,5-2,5 ở điều kiện làm việc thông thường. Tiết diện tại C thỏa mãn điều kiện. 1.5.2 Đối với trục II Tại điểm F Thép C45 có Giới hạn mỏi và xoắn: Giới hạn mỏi uốn: Giới hạn mỏi xoắn: τ-1 = 0,58.σ-1 = 0,58.261,6 = 151,7 (N/mm2) Tra bảng 10.6 có w = 14238 (mm3) w0 = 30572 (mm3). Ứng suất pháp và tiếp sinh ra: Theo bảng 10.6 đối với thép C45 có σb = 600MPa ψσ = 0,05 và ψτ = 0 Theo bảng 10.10 lấy: εσ = 0,81 ; ετ = 0,76 Theo bảng 10.12 lấy: Kσ = 1,76 ; Kτ = 1,54 Theo bảng 10.8 lấy: KX = 1,06 Theo bảng 10.9 lấy: KY = 1 Tỉ số: ; Tra bảng 10.11 ta chọn Hệ số an toàn cho phép [n] thường lấy bằng 1,5-2,5 ở điều kiện làm việc thông thường. Tiết diện tại F thỏa mãn điều kiện. Tại điểm G Thép C45 có Giới hạn mỏi và xoắn: Giới hạn mỏi uốn: Giới hạn mỏi xoắn: τ-1 = 0,58.σ-1 = 0,58.261,6 = 151,7 (N/mm2) Tra bảng 10.6 có w = 14238 (mm3) w0 = 30572 (mm3). Ứng suất pháp và tiếp sinh ra: Theo bảng 10.6 đối với thép C45 có σb = 600MPa ψσ = 0,05 và ψτ = 0 Theo bảng 10.10 lấy: εσ = 0,81 ; ετ = 0,76 Theo bảng 10.12 lấy: Kσ = 1,76 ; Kτ = 1,54 Theo bảng 10.8 lấy: KX = 1,06 Theo bảng 10.9 lấy: KY = 1 Tỉ số: ; Tra bảng 10.11 ta chọn Hệ số an toàn cho phép [n] thường lấy bằng 1,5-2,5 ở điều kiện làm việc thông thường. Tiết diện tại G thỏa mãn điều kiện. 1.5.2 Đối với trục III Tại điểm K Thép C45 có Giới hạn mỏi và xoắn: Giới hạn mỏi uốn: Giới hạn mỏi xoắn: τ-1 = 0,58.σ-1 = 0,58.261,6 = 151,7 (N/mm2) Tra bảng 10.6 có w = 44027 (mm3) w0 = 94293 (mm3). Ứng suất pháp và tiếp sinh ra: Theo bảng 10.6 đối với thép C45 có σb = 600MPa ψσ = 0,05 và ψτ = 0 Theo bảng 10.10 lấy: εσ = 0,73 ; ετ = 0,71 Theo bảng 10.12 lấy: Kσ = 1,76 ; Kτ = 1,54 Theo bảng 10.8 lấy: KX = 1,06 Theo bảng 10.9 lấy: KY = 1 Tỉ số: ; Tra bảng 10.11 ta chọn Hệ số an toàn cho phép [n] thường lấy bằng 1,5-2,5 ở điều kiện làm việc thông thường. Tiết diện tại K thỏa mãn điều kiện. Tại điểm M Thép C45 có Giới hạn mỏi và xoắn: Giới hạn mỏi uốn: Giới hạn mỏi xoắn: τ-1 = 0,58.σ-1 = 0,58.261,6 = 151,7 (N/mm2) Tra bảng 10.6 có w = 41417 (mm3) w0 = 82835 (mm3). Ứng suất pháp và tiếp sinh ra: Theo bảng 10.6 đối với thép C45 có σb = 600MPa ψσ = 0,05 và ψτ = 0 Theo bảng 10.10 lấy: εσ = 0,75 ; ετ = 0,72 Theo bảng 10.13 lấy: Kσ = 2,5 ; Kτ = 1,8 Theo bảng 10.8 lấy: KX = 1,06 Theo bảng 10.9 lấy: KY = 1 Tỉ số: ; Tra bảng 10.11 ta chọn Hệ số an toàn cho phép [n] thường lấy bằng 1,5-2,5 ở điều kiện làm việc thông thường. Tiết diện tại M thỏa mãn điều kiện. 1.6. Xác định đường kính, chiều dài các đoạn trục và kiểm nghiệm bền trục bằng phần mềm inventor. 1.6.1. Thiết kế và kiểm nghiệm trục I. Sau khi khởi động Modul Design Acclerator chọn Design and calculates shaft of Various Shapes (thiết kế và tính toán trục với hình dạng khác nhau), ta có dao diện làm việc như sau: Ta nhấp chuột trai vào biểu tượng và nhập các thông số về chiều dài, đường kính, vát đầu trục, vo tròn cạnh sắc ở các đoạn trục chuyển tiếp và chèn rãnh then cho các đoạn trục cần tính toán và kiểm nghiệm dựa vào đường kính sơ bộ và chiều dài các đoạn trục đã tính toán ở trên. Sau đó chuyển qua Tab Calculation để tính toán cho trục. Ở đây ta thực hiện các bước sau: Trong mục Material ta kích và chọn vật liệu cho trục cần thiết kế, ở đây mình chọn vật liệu là Cast Steel (thép đúc) sau khi chọn vật liệu ta có các thông số như: Modulus of Elasticity : E = 200000 (MPa); Modulus of Rigidity: G = 80000 (MPa); và Desnity: ρ = 7160 (Kg/m3). Trong phần Loads & Supports (lực và gối đỡ) ta xác định giá trị và điểm đặt của lực và gối đỡ. Khi chọn Supports ta có 2 lựa chọn cho gối đỡ là gối cố định và gối di động tùy theo yêu cầu bài toán ta có thể chọn. Trong phần Loads ta có các lựa chọn như: lực tập trung theo trục x,y; lực tập trung theo trục z; lực phân bố; mômen uốn; mômen xoắn ; lực không gian. Sau khi xác định xong các thông số về giá trị và điểm đặt của tất cả các thành phần lực ta chọn Calculate để tính toán và kiểm nghiệm trục. Xác định được các thành phần lực tác dụng lên gối đỡ. Chuyển qua Tab Graphs để kiểm tra các biểu đồ lực và mômen tác dụng lên trục. Từ các biểu đồ ta có thể đánh giá được các đoạn trục có nguy cơ bị phá hủy cao nhất để thiết kế lại trục. Chọn Ideal Diameter để tham khảo đường kính trục lý tưởng. Sơ đồ tác dụng lực và gối đỡ của trục I Kết quả sau khi thiết kế ta được trục I như sau: Bảng 1.6.1 các thông số của trục I 1.6.2. Thiết kế và kiểm nghiệm trục II. Sau khi khởi động Modul Design Acclerator chọn Design and calculates shaft of Various Shapes (thiết kế và tính toán trục với hình dạng khác nhau), ta có dao diện làm việc như sau: Ta nhấp chuột trai vào biểu tượng và nhập các thông số về chiều dài, đường kính, vát đầu trục, vo tròn cạnh sắc ở các đoạn trục chuyển tiếp và chèn rãnh then cho các đoạn trục cần tính toán và kiểm nghiệm dựa vào đường kính sơ bộ và chiều dài các đoạn trục đã tính toán ở trên. Sau đó chuyển qua Tab Calculation để tính toán cho trục. Ở đây ta thực hiện các bước sau: Trong mục Material ta kích và chọn vật liệu cho trục cần thiết kế, ở đây mình chọn vật liệu là Cast Steel (thép đúc) sau khi chọn vật liệu ta có các thông số như: Modulus of Elasticity : E = 200000 (MPa); Modulus of Rigidity: G = 80000 (MPa); và Desnity: ρ = 7160 (Kg/m3). Trong phần Loads & Supports (lực và gối đỡ) ta xác định giá trị và điểm đặt của lực và gối đỡ. Khi chọn Supports ta có 2 lựa chọn cho gối đỡ là gối cố định và gối di động tùy theo yêu cầu bài toán ta có thể chọn. Trong phần Loads ta có các lựa chọn như: lực tập trung theo trục x,y; lực tập trung theo trục z; lực phân bố; mômen uốn; mômen xoắn ; lực không gian. Sau khi xác định xong các thông số về giá trị và điểm đặt của tất cả các thành phần lực ta chọn Calculate để tính toán và kiểm nghiệm trục. Xác định được các thành phần lực tác dụng lên gối đỡ. Chuyễn qua Tab Graphs để kiểm tra các biểu đồ lực và mômen tác dụng lên trục. Từ các biểu đồ ta có thể đánh giá được các đoạn trục có nguy cơ bị phá hủy cao nhất để thiết kế lại trục. Chọn Ideal Diameter để tham khảo đường kính trục lý tưởng. Sơ đồ tác dụng lực và gối đỡ của trục II. Kết quả sau khi thiết kế ta được trục II như sau: Bảng 1.6.1 các thông số của trục II. 1.6.3. Thiết kế và kiểm nghiệm trục III. Sau khi khởi động Modul Design Acclerator chọn Design and calculates shaft of Various Shapes (thiết kế và tính toán trục với hình dạng khác nhau), ta có dao diện làm việc như sau: Ta nhấp chuột trai vào biểu tượng và nhập các thông số về chiều dài, đường kính, vát đầu trục, vo tròn cạnh sắc ở các đoạn trục chuyển tiếp và chèn rãnh then cho các đoạn trục cần tính toán và kiểm nghiệm dựa vào đường kính sơ bộ và chiều dài các đoạn trục đã tính toán ở trên. Sau đó chuyển qua Tab Calculation để tính toán cho trục. Ở đây ta thực hiện các bước sau: Trong mục Material ta kích và chọn vật liệu cho trục cần thiết kế, ở đây mình chọn vật liệu là Cast Steel (thép đúc) sau khi chọn vật liệu ta có các thông số như: Modulus of Elasticity : E = 200000 (MPa); Modulus of Rigidity: G = 80000 (MPa); và Desnity: ρ = 7160 (Kg/m3). Trong phần Loads & Supports (lực và gối đỡ) ta xác định giá trị và điểm đặt của lực và gối đỡ. Khi chọn Supports ta có 2 lựa chọn cho gối đỡ là gối cố định và gối di động tùy theo yêu cầu bài toán ta có thể chọn. Trong phần Loads ta có các lựa chọn như: lực tập trung theo trục x,y; lực tập trung theo trục z; lực phân bố; mômen uốn; mômen xoắn ; lực không gian. Sau khi xác định xong các thông số về giá trị và điểm đặt của tất cả các thành phần lực ta chọn Calculate để tính toán và kiểm nghiệm trục. Xác định được các thành phần lực tác dụng lên gối đỡ. Chuyển qua Tab Graphs để kiểm tra các biểu đồ lực và mômen tác dụng lên trục. Từ các biểu đồ ta có thể đánh giá được các đoạn trục có nguy cơ bị phá hủy cao nhất để thiết kế lại trục. Chọn Ideal Diameter để tham khảo đường kính trục lý tưởng. Sơ đồ tác dụng lực và gối đỡ của trục III Kết quả sau khi thiết kế ta được trục III như sau: Bảng 1.6.3 các thông số của trục III. 2. Tính then: 2.1Trục I: Đường kính trục I chỗ lắp then bánh đai là 26 mm. Tra bảng 9.1a ta chọn then có: b = 8 mm; h = 7 mm ; t1 = 4 mm; t2 = 2,8 mm; r = 0,3mm Đường kính trục I chỗ lắp then bánh răng là 30 mm. Tra bảng 9.1a ta chọn then có b = 8 mm; h = 7 mm ; t1 = 4 mm; t2 = 2,8 mm; r = 0,3mm Chiều dài then lắp bánh đai: lt1 = 0,8.lm11 = 0,8.82 = 65,6 (mm) Theo tiêu chuẩn chọn lt1 = 70 Chiều dài then lắp bánh răng: lt2 = 0,8.lm13 = 0,8.67,5 = 54 (mm) Theo tiêu chuẩn chọn lt2 = 56 Tải va đập nhẹ nên: Kiểm nghiệm về sức bền dập của then lắp bánh đai theo công thức: Với: Kiểm nghiệm về sức bền cắt của then lắp bánh đai theo công thức: Với: b = 8 mm, các thông số còn lại như trên Vậy then lắp bánh đai thỏa mãn điều kiện. Kiểm nghiệm về sức bền dập của then lắp bánh răng theo công thức: Với: Kiểm nghiệm về sức bền cắt của then bánh răng theo công thức: Với: b = 8 mm, các thông số còn lại như trên Vậy then lắp bánh răng thỏa mãn điều kiện. 2.2 Trục II: Đường kính trục II chỗ lắp bánh răng tại F là 55 mm và tại G là 55 mm. Tra bảng 9.1a ta chọn 2 then có: Tại F : b = 16 mm; h = 10 mm ; t1 = 6 mm; t2 = 4,3 mm; r = 0,3 mm Tại G : b = 16 mm; h = 10 mm ; t1 = 6 mm; t2 = 4,3 mm; r = 0,3 mm Chiều dài then bánh răng thứ nhất trên trục II: lt2 = 0,9.lm22 = 0,9.62,5 = 56,25 (mm) Theo tiêu chuẩn chọn lt2 = 56 mm. Chiều dài then bánh răng thứ hai trên trục II: lt3 = 0,8.lm23 = 0,8.89 = 71,2 (mm) Theo tiêu chuẩn chọn lt3 = 70 mm. Kiểm nghiệm về sức bền dập của then bánh răng thứ nhất theo công thức: Với: Kiểm nghiệm về sức bền cắt của then theo công thức: Với: b = 16 mm, các thông số còn lại như trên Vậy then bánh răng thứ nhất thỏa mãn điều kiện. Kiểm nghiệm về sức bền dập của then bánh răng thứ hai theo công thức: Với: Kiểm nghiệm về sức bền cắt của then theo công thức: Với: b = 10 mm, các thông số còn lại như trên Vậy then thứ hai thỏa mãn điều kiện. 2.3 Trục III: Đường kính trục II chỗ lắp bánh răng tại K là 80 Tra bảng 9.1a ta chọn 2 then có: Tại K : b = 22 mm; h = 14 mm ; t1 = 9 mm; t2 = 5,4 mm; r = 0,3 mm Chiều dài then bánh răng trên trục III: lt2 = 0,8.lm32 = 0,8.84 = 67,2 (mm) Theo tiêu chuẩn chọn lt2 = 80 mm. Kiểm nghiệm về sức bền dập của then bánh răng theo công thức: Với: Kiểm nghiệm về sức bền cắt của then theo công thức: Với: b = 16 mm, các thông số còn lại như trên Vậy then bánh răng thỏa mãn điều kiện. 2.4. Tính then lắp trên trục bằng inventor. 2.4.1 Tính then lắp trên trục I. 2.4.1.1 Then bánh đai. Sau khi khởi động Modul Design Acclerator chọn Design Key Joints (thiết kế then), ta có dao diện làm việc như sau: Chọn tiêu chuẩn thiết kế là ISO 2491A và nhập đường kính đoạn trục cần lắp then d = 26 mm chọn chiều dài then l = 70mm. Chuyển qua Tab Calculation: Chọn check calculation, nhập công suất và số vòng quay của trục I: P = 8,782 (KW); n = 734 (vg/ph). Chọn vật liệu thiết kế cho then trong mục Key Material; chọn vật liệu cho trục lắp then trong mục Shaft Material; chọn vật liệu cho lỗ lắp then trong mục Hub Material. Sau khi nhập xong các thông số nhấn chọn Calculate để kiểm nghiệm bền cho then. Bảng 2.4.1.1 Các thông số của then 2.4.1.2 Then bánh răng. Sau khi khởi động Modul Design Acclerator chọn Design Key Joints (thiết kế then), ta có dao diện làm việc như sau: Chọn tiêu chuẩn thiết kế là ISO 2491A và nhập đường kính đoạn trục cần lắp then d = 30 mm chọn chiều dài then l = 56mm. Chuyển qua Tab Calculation: Chọn check calculation, nhập công suất và số vòng quay của trục I: P = 8,782 (KW); n = 734 (vg/ph). Chọn vật liệu thiết kế cho then trong mục Key Material; chọn vật liệu cho trục lắp then trong mục Shaft Material; chọn vật liệu cho lỗ lắp then trong mục Hub Material. Sau khi nhập xong các thông số nhấn chọn Calculate để kiểm nghiệm bền cho then. Bảng 2.4.1.1 Các thông số của then 2.4.2 Tính then lắp trên trục II. 2.4.2.1. Then bánh răng thứ nhất. Sau khi khởi động Modul Design Acclerator chọn Design Key Joints (thiết kế then), ta có dao diện làm việc như sau: Chọn tiêu chuẩn thiết kế là ISO 2491A và nhập đường kính đoạn trục cần lắp then d = 55 mm chọn chiều dài then l = 56mm. Chuyển qua Tab Calculation: Chọn check calculation, nhập công suất và số vòng quay của trục II: P = 8,364 (KW); n = 140 (vg/ph). Chọn vật liệu thiết kế cho then trong mục Key Material; chọn vật liệu cho trục lắp then trong mục Shaft Material; chọn vật liệu cho lỗ lắp then trong mục Hub Material. Sau khi nhập xong các thông số nhấn chọn Calculate để kiểm nghiệm bền cho then. Bảng 2.4.2.1 Các thông số của then 2.4.2.1 Then bánh răng thứ hai. Sau khi khởi động Modul Design Acclerator chọn Design Key Joints (thiết kế then), ta có dao diện làm việc như sau: Chọn tiêu chuẩn thiết kế là ISO 2491A và nhập đường kính đoạn trục cần lắp then d = 55 mm chọn chiều dài then l = 70mm. Chuyễn qua Tab Calculation: Chọn check calculation, nhập công suất và số vòng quay của trục II: P = 8,364 (KW); n = 140 (vg/ph). Chọn vật liệu thiết kế cho then trong mục Key Material; chọn vật liệu cho trục lắp then trong mục Shaft Material; chọn vật liệu cho lỗ lắp then trong mục Hub Material. Sau khi nhập xong các thông số nhấn chọn Calculate để kiểm nghiệm bền cho then. Bảng 2.4.2.2 các thông số của then 2.4.3 Tính then lắp trên trục III. 2.4.1.1 Then bánh răng. Sau khi khởi động Modul Design Acclerator chọn Design Key Joints (thiết kế then), ta có dao diện làm việc như sau: Chọn tiêu chuẩn thiết kế là ISO 2491A và nhập đường kính đoạn trục cần lắp then d = 80 mm chọn chiều dài then l = 80mm. Chuyễn qua Tab Calculation: Chọn check calculation, nhập công suất và số vòng quay của trục III : P = 7.949 (KW); n = 46 (vg/ph). Chọn vật liệu thiết kế cho then trong mục Key Material; chọn vật liệu cho trục lắp then trong mục Shaft Material; chọn vật liệu cho lỗ lắp then trong mục Hub Material. Sau khi nhập xong các thông số nhấn chọn Calculate để kiểm nghiệm bền cho then. Bảng 2.4.3. Các thông số của then PHẦN VI: THIẾT KẾ GỐI ĐỠ TRỤC VÀ KHỚP NỐI. 6.1. Chọn ổ lăn 6.1.1 Trục I. Vì tải trọng dọc trục tương đối nhỏ Fa = 688(N ) do đó chọn ổ bi đỡ một dãy cỡ nặng kí hiệu 406 có C = 37,2kN; C0 = 27,2kN (bảng P2.7, Phụ lục). Tiến hành kiểm nghiệm khả năng tải của ổ : tiến hành cho ổ 0 vì ổ này chịu tải lớn hơn. Tỉ số Fa/C0 = 688/27200 = 0,025.Theo bảng 11.4, e = 0,22; vì vòng trong quay nên V = 1, do đó = e. Vậy X = 1, Y = 0 (bảng 11.4). Theo (11.3) với Y = 0, Q = XVFrktkđ = 1.1.3126.1.1,3 = 4063,8, trong đó theo bảng 11.3, kđ = 1,3. Theo bảng 6.4, KHE = 0,125 do đó theo công thức (11.15) LhE = 0,125.28800 = 3600 giờ và theo công thức (11.4) LE = 60n10-6LhE = 60.734.10-6.3600 = 158,5 triệu vòng. Theo công thức (11.1) Cd = Q. < C = 37,2kN Điều kiện (11.6) được thỏa mãn. Thiết kế Ổ lăn trên trục I bằng inventor theo các bước như sau: Sau khi khởi động Assembly ta chọn và lấy trục cần thiết kế ổ lăn ra, sau đó chọn Modul Design Acclerator chọn Design and Calculates Roller and ball Bearing (Thiết kế và Tính toán con lăn và ổ lăn), ta có dao diện làm việc như sau: Chọn đoạn trục cần thiết kế ổ lăn để xác định đường kính trục lắp ổ lăn, hoặc nhập đường kính trực tiếp; nhập bề rộng ổ lăn hoặc kích chọn loại ổ lăn theo tiêu chuẩn. sau đó chuyển qua Tab Calculation. Chọn Bearing Design và nhập các thông số của ổ lăn cần thiết kế: nhập lực tác dụng lên ổ lăn Fr = 3126 N; Fa = 688 N; số vòng quay n = 734 (vg/ph); thời gian làm việc Lreq=28800h; C = 37200N; C0 = 27200N; e = 0,22. Sau khi nhập các thông số của ổ lăn kích chọn Calculate để kiểm nghiệm ổ lăn. Bảng 6.1.1 Các thông số của ổ lăn trục I. Loads Bearing radial load Fr 3126 N Bearing axial load Fa 688 N Speed n 734 rpm Required static safety factor s0 2.0 ul Bearing Designation Designation () Bearing inside diameter d 30.000 mm Bearing outside diameter D 45.000 mm Bearing width B 14.000 mm Nominal contact angle of the bearing α 5 deg Basic dynamic load rating C 37200 N Basic static load rating C0 27200 N Dynamic radial load Factor X 1.00 ul / 0.44 ul Dynamic axial load Factor Y 0.00 ul / 1.00 ul Limit value of Fa/Fr e 0.22 ul Static radial load Factor X0 0.50 ul Static axial load Factor Y0 0.46 ul Limiting speed lubrication grease nLim1 0 rpm Limiting speed lubrication oil nLim2 0 rpm Bearing Life Calculation Calculation Method ANSI/AFBMA 9-1990 (ISO 281-1990) Required rating life Lreq 28800 hr Required reliability Rreq 90 ul Life adjustment factor for special bearing properties a2 1.00 ul Life adjustment factor for operating conditions a3 1.00 ul Working temperature T 100 c Factor of Additional Forces fd 1.00 ul Lubrication Friction factor μ 0.0015 ul Lubrication Grease Results Basic rating life L10 133047 hr Adjusted rating life Lna 133047 hr Calculated static safety factor s0c 8.70122 ul Power lost by friction Pz 3.56861 W Necessary minimum load Fmin 0 N Static equivalent load P0 3126 N Dynamic equivalent load P 2063 N Over-revolving factor kn 0.000 ul Life adjustment factor for reliability a1 1.00 ul Temperature factor ft 1.00 ul Equivalent speed ne 734 rpm Minimum speed nmin 734 rpm Maximum speed nmax 734 rpm Strength Check Positive 6.1.2 Trục II. Vì ổ lăn 0 chịu lực doc trục nhỏ Fa = 688N, ổ lăn 1 không có lực dọc trục do đó chọn ổ bi đỡ một dãy cỡ nhẹ kí hiệu 206 có C = 15,3kN; C0 = 10,2kN (bảng P2.7, Phụ lục). Tiến hành kiểm nghiệm khả năng tải của ổ : tiến hành cho ổ 1 vì ổ này chịu tải lớn hơn. Tỉ số Fa/C0 = 688/10200 = 0,067.Theo bảng 11.4, e = 0,27; vì vòng trong quay nên V = 1, do đó > e. Vậy X = 0,56, Y = 1,6 (bảng 11.4). Theo (11.3) với Y = 0, Q = (XVFr + YFa)ktkđ = (0,56.1.2249,7 + 1,6.688)1.1,3 = 3068,8, trong đó theo bảng 11.3,kđ = 1,3. Theo bảng 6.4, KHE = 0,125 do đó theo công thức (11.15) LhE = 0,125.28800 = 3600 giờ và theo công thức (11.4) LE = 60n10-6LhE = 60.140.10-6.3600 = 30,24 triệu vòng. Theo công thức (11.1) Cd = Q. < C = 15,3kN Điều kiện (11.6) được thỏa mãn. Thiết kế Ổ lăn trên trục I bằng inventor theo các bước như sau: Sau khi khởi động Assembly ta chọn và lấy trục cần thiết kế ổ lăn ra, sau đó chọn Modul Design Acclerator chọn Design and Calculates Roller and ball Bearing (Thiết kế và Tính toán con lăn và ổ lăn), ta có dao diện làm việc như sau: Chọn đoạn trục cần thiết kế ổ lăn để xác định đường kính trục lắp ổ lăn, hoặc nhập đường kính trực tiếp; nhập bề rộng ổ lăn hoặc kích chọn loại ổ lăn theo tiêu chuẩn. sau đó chuyển qua Tab Calculation. Chọn Bearing Design và nhập các thông số của ổ lăn cần thiết kế: nhập lực tác dụng lên ổ lăn Fr = 2249,7 N; Fa = 688 N; số vòng quay n = 140 (vg/ph); thời gian làm việc Lreq=28800h; C = 15300N; C0 = 10200N; e = 0,27. Sau khi nhập các thông số của ổ lăn kích chọn Calculate để kiểm nghiệm ổ lăn. Bảng 6.1.2 Các thông số của ổ lăn trục II. Loads Bearing radial load Fr 2250 N Bearing axial load Fa 688 N Speed n 134 rpm Required static safety factor s0 2.0 ul Bearing Designation Rolling bearing GB/T 292-2007 Type 70000AC (46210) Bearing inside diameter d 50.000 mm Bearing outside diameter D 90.000 mm Bearing width B 20.000 mm Nominal contact angle of the bearing α 25 deg Basic dynamic load rating C 153000 N Basic static load rating C0 10200 N Dynamic radial load Factor X 0.56 ul / 0.60 ul Dynamic axial load Factor Y 1.60 ul / 0.50 ul Limit value of Fa/Fr e 0.27 ul Static radial load Factor X0 0.60 ul Static axial load Factor Y0 0.50 ul Limiting speed lubrication grease nLim1 0 rpm Limiting speed lubrication oil nLim2 0 rpm Bearing Life Calculation Calculation Method ANSI/AFBMA 9-1990 (ISO 281-1990) Required rating life Lreq 28800 hr Required reliability Rreq 90 ul Life adjustment factor for special bearing properties a2 1.00 ul Life adjustment factor for operating conditions a3 1.00 ul Working temperature T 100 c Factor of Additional Forces fd 1.00 ul Lubrication Friction factor μ 0.0015 ul Lubrication Grease Results Basic rating life L10 91667729 hr Adjusted rating life Lna 91667729 hr Calculated static safety factor s0c 4.53394 ul Power lost by friction Pz 0.89132 W Necessary minimum load Fmin 0 N Static equivalent load P0 2250 N Dynamic equivalent load P 1694 N Over-revolving factor kn 0.000 ul Life adjustment factor for reliability a1 1.00 ul Temperature factor ft 1.00 ul Equivalent speed ne 134 rpm Minimum speed nmin 134 rpm Maximum speed nmax 134 rpm Strength Check Positive 6.1.3 Trục III. Vì không có lực dọc trục do đó chọn ổ bi đỡ một dãy cỡ đặc biệt nhẹ, vừa kí hiệu 406 có C = 10,4kN; C0 = 7,02kN (bảng P2.7, Phụ lục). Tiến hành kiểm nghiệm khả năng tải của ổ : tiến hành cho ổ 1 vì ổ này chịu tải lớn hơn. Tỉ số Fa/C0 = 0/7020 = 0.Theo bảng 11.4, e = 0; vì vòng trong quay nên V = 1, do đó = e. Vậy X = 1, Y = 0 (bảng 11.4). Theo (11.3) với Y = 0, Q = XVFrktkđ = 1.1.1957,2.1.1,3 = 2544,4, trong đó theo bảng 11.3,kđ = 1,3. Theo bảng 6.4, KHE = 0,125 do đó theo công thức (11.15) LhE = 0,125.28800 = 3600 giờ và theo công thức (11.4) LE = 60n10-6LhE = 60.46.10-6.3600 = 9,94 triệu vòng. Theo công thức (11.1) Cd = Q. < C = 10,4kN Điều kiện (11.6) được thỏa mãn. Thiết kế Ổ lăn trên trục I bằng inventor theo các bước như sau: Sau khi khởi động Assembly ta chọn và lấy trục cần thiết kế ổ lăn ra, sau đó chọn Modul Design Acclerator chọn Design and Calculates Roller and ball Bearing (Thiết kế và Tính toán con lăn và ổ lăn), ta có dao diện làm việc như sau: Chọn đoạn trục cần thiết kế ổ lăn để xác định đường kính trục lắp ổ lăn, hoặc nhập đường kính trực tiếp; nhập bề rộng ổ lăn hoặc kích chọn loại ổ lăn theo tiêu chuẩn. sau đó chuyển qua Tab Calculation. Chọn Bearing Design và nhập các thông số của ổ lăn cần thiết kế: nhập lực tác dụng lên ổ lăn Fr = 1957,2 N; Fa = 0 N; số vòng quay n = 46 (vg/ph); thời gian làm việc Lreq=28800h; C = 10200N; C0 = 7020N; e = 0. Sau khi nhập các thông số của ổ lăn kích chọn Calculate để kiểm nghiệm ổ lăn. Bảng 6.1.3 Các thông số của ổ lăn trục III. Loads Bearing radial load Fr 1957 N Bearing axial load Fa 0 N Speed n 46 rpm Required static safety factor s0 2.0 ul Bearing Designation Designation () Bearing inside diameter d 75.000 mm Bearing outside diameter D 112.500 mm Bearing width B 14.000 mm Nominal contact angle of the bearing α 5 deg Basic dynamic load rating C 10200 N Basic static load rating C0 7020 N Dynamic radial load Factor X 1.00 ul / 0.44 ul Dynamic axial load Factor Y 0.00 ul / 1.00 ul Limit value of Fa/Fr e 0.00 ul Static radial load Factor X0 0.50 ul Static axial load Factor Y0 0.46 ul Limiting speed lubrication grease nLim1 0 rpm Limiting speed lubrication oil nLim2 0 rpm Bearing Life Calculation Calculation Method ANSI/AFBMA 9-1990 (ISO 281-1990) Required rating life Lreq 28800 hr Required reliability Rreq 90 ul Life adjustment factor for special bearing properties a2 1.00 ul Life adjustment factor for operating conditions a3 1.00 ul Working temperature T 100 c Factor of Additional Forces fd 1.00 ul Lubrication Friction factor μ 0.0015 ul Lubrication Grease Results Basic rating life L10 51284 hr Adjusted rating life Lna 51284 hr Calculated static safety factor s0c 3.58676 ul Power lost by friction Pz 0.53033 W Necessary minimum load Fmin 0 N Static equivalent load P0 1957 N Dynamic equivalent load P 1957 N Over-revolving factor kn 0.000 ul Life adjustment factor for reliability a1 1.00 ul Temperature factor ft 1.00 ul Equivalent speed ne 46 rpm Minimum speed nmin 46 rpm Maximum speed nmax 46 rpm Strength Check Positive 6.2. Chọn kiểu lắp ổ lăn Phương án chọn kiểu lắp: - Lắp ổ lăn vào trục theo hệ lỗ và vỏ hộp theo hệ trục - Sai lệch cho phép vòng trong của ổ là âm, sai lệch cho phép trên lỗ theo hệ lỗ là dương - Chọn kiểu lắp bằng độ dôi để các vòng ổ không thể trượt theo bề mặt trục 6.3. Cố định trục theo phương dọc trục Để cố định trục theo phương dọc trục ta dùng nắp ổ và điều chỉnh khe hở của ổ bằng các tấm đệm kim loại giứa nắp ổ và thân hộp giảm tốc. Nắp của ổ lắp với hộp giảm tốc bằng vít, loại này dễ chế tạo và dễ lắp ghép. 6.4. Che kín ổ lăn Để che kín các đầu trục nhô ra, tránh sự xâm nhập của môi trường vào ổ và ngăn mỡ chảy ra ngoài ta dùng loại vòng phớt. Chọn theo bảng (8-29) (sách TKCTM) 6.5. Bôi trơn ổ lăn Bộ phận ổ được bôi trơn bằng mỡ, vì vận tốc truyền bánh răng thấp không thể dùng phương pháp bắn toé để dẫn dầu trong hộp vào bôi trơn các bộ phận ổ. Theo bảng (8-28) (sách TKCTM)có thể dùng mỡ loại “T” ứng với nhiệt độ làm việc 600C ÷ 1000C và vận tốc dưới 1500 vg/ph. Lượng mỡ dưới 2/3 chỗ rỗng của bộ phận ổ. 6.6 Chọn khớp nối trục Công suất truyền: p= 7,949 (KW) Số vòng quay: n= 46 vg/ph Đường kính ra của hộp giảm tốc d= 70 mm Chọn hệ số tải động k=1,7 Mômen xoắn tính toán truyền qua trục nối: Tt = k.T3 = 1,7.1650,282 = 2805,5 (Nm). Ta chọn nối trục vòng đàn hồi cấu tạo đơn giản, dể chế tạo và giá rẻ: Theo trị số momen và đường kính trục ta chọn kích thước trục nối bảng 16-10a Tt = 2805,5 (Nm); d = 70 mm; D0 = 200 mm; l1 = 57 mm; l2 = 26 mm; l3 = 49mm; dc = 26mm; Z = 8 l0 = l1 + l2/2 = 70 mm Chọn vật liệu Nối trục : gang Chốt : thép CT45 thường hóa Vòng đàn hồi bằng cao su Ứng suất dập cho phép của vòng cao su: Ứng suất uốn của chốt Đều kiện về sức bền dập của vòng cao su Đều kiện kiểm nghiệm về sức bền uốn của chốt PHẦN VII : THIẾT KẾ VỎ HỘP, CÁC CHI TIẾT PHỤ VÀ DUNG SAI LẮP GHÉP. 1. Thiết kế vỏ hộp giảm tốc Tên gọi Biểu thức tính toán Chiều dầy - Thân hộp d -Nắp hộp d1 d=0,03aw +3=11,4 chọn 11mm d1=0,9 d = 9,9 chọn 10mm Gân tăng cứng -Chiều dầy e -Chiều cao h -Độ dốc e=(0,8 ÷ 1) d = 8,8 mm chọn e = 9 h<58 chọn 40 mm Khoảng 20 - Đường kính - bu lông nền d1 - bu lông cạnh ổ d2 - bu lông nắp bích và thân d3 - Bu lông nắp ghép ổ d4 - Bu lông ghép nắp cửa thăm d5 d1 > 0,04aw + 10 > 21,2 mm chọn 23 d2 = (0,7 ÷ 0,8)d1 = 16,1 ÷ 18,4 mm, chọn d2 = 17mm d3 = (0,8 ÷ 0,9)d2 = 13,6 ÷ 15,3 mm , chọn d3 = 14mm d4 = (0,6 ÷ 0,7)d2 = 10,2 ÷ 11,9 mm, chọn d4 = 11 mm d5 = (0,5 – 0,6)d 2 = 8,5 ÷ 10,2 mm, chọn d5 = 9 mm Mặt bích ghép nắp và thân -chiều dày bích thân hộp s3 -chiều dầy bích nắp hộp s4 -bề rông nắp bích và thân k3 s3 = (1,4 ÷ 1,8)d3 = 19,6 ÷ 25,2 mm chọn s3 = 22 mm s4 = (0,9-1)S3 = 19,8 ÷ 22 mm chọn s4 = 21mm k3 = k2 - (3 ÷ 5)mm = 40mm Chốt định vị hình côn Tra bảng 18-4b[4] L = 40 mm , d = 8 mm , 1:50 d1 = 9,6 mm Kích thước gối trục đường kính ngoài và tâm lỗ vít tra bảng 18.2[4] trục 1 trục 2 trục 3 D=80mm;D3=125 mm;D2=100 mm D=90mm;D3=135 mm;D2=110 mm D=130mm;D3=180 mm;D2=150 mm Mặt đế hộp Chiều dày khi không có phần lồi S1 Khi có phần lồi : Dd, S1, S2 Bề rộng mặt đế hộp K1 và q Khoảng cách từ tâm bu lông cạnh ổ đến mép lổ S1 = (1,3 – 1,5)d1 = 26 – 30 mm, chọn S1 = 26 mm Dd được xác định theo đường kính dao khoét S1 = (1,4 – 1,7)d1 = 28 – 34 mm chọn S1 = 30 mm S2 = (1 – 1.1 )d1 = 20 – 22 mm chọn S2 = 20 mm K1 = 3d1 = 60 mm ; q K1 + 2.= 76 K 1,2d2 = 16,8 mm , chọn K = 18 Bề rộng mặt ghép bu lông cạnh ổ K2 Tâm lỗ bu lông cạnh ổ E2 K2=E2+R2+(3-5)mm=44 mm E2=1,6 d2= 22,4 mm chon 22mm R2=1.3d2=18,2 mm chọn R2 = 18 mm Khe hở giữa các chi tiết Bánh răng với thành trong hộp D=(1- 1,2)d=10mm D1=(3-5)d=32 mm Số lượng bu lông nền Z= L ,B:là chiều dài và chiều rộng của hộp PHẦN VIII: BÔI TRƠN HỘP GIẢM TỐC Để giảm mất mát công suất vì ma sát, giảm mài mòn, đảm bảo thoát nhiệt tốt và đề phòng các chi tiết máy bị han gỉ cần phải bôi trơn cho trục các bộ truyền trong Hộp Giảm Tốc. Vì vận tốc của bánh răng nhỏ nên ta chọn cách bôi trơn ngâm trong dầu bằng cách ngâm bánh răng, trục vít, bánh vít hoặc các chi tiết phụ khác ta dùng dầu công nghiệp 45 để bôi trơn hộp giảm tốc Khi vận tốc nhỏ thì lấy chiều sâu ngâm là 1/6 bán kính bánh răng cấp nhanh còn đối với cấp chậm dưới 1/3 bán kính, 0,4 – 0,8 lít cho 1 Kw. Chọn độ nhớt của dầu ở 50oC với bánh răng thép sb = 600 N/mm2. Ta chọn dầu theo bảng 10 – 20. Tài liệu tham khảo 1. Trịnh Chất – Lê Văn Uyển, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, Tập 1 – 2 , NXB Giáo Dục, 2003. 2. Nguyễn Trọng Hiệp – Nguyễn Văn Lẫm, Thiết kế chi tiết máy, NXB Giáo Dục, 2007. 3. Nguyễn Hữu Lộc, BT Cơ sở thiết kế máy máy, ĐHBK TPHCM, 2001. 4. Nguyễn Trọng Hiệp, Chi tiết máy, Tập 1 – 2, NXB Giáo Dục, 1999. 5. John H.Perry, Chemical Engineer’s Handbook 4th, Mc Graw_Hill, 1963. 6. Lê Hoàng Tuấn, Sức bền vật liệu, Tập 1 – 2, NXB KHKT, 1998. 7. Ninh Đức Tốn, Dung sai và lắp ghép, NXB Giáo Dục, 2000. σσσ