Sơ đồ thiết kế máy

Lời nói đầu T hiết kế và phát triển những hệ thống truyền động là vấn đề cốt lõi trong cơ khí. Mặt khác, một nền công nghiệp phát triển không thể thiếu một nền cơ khí hiện đại. Vì thế tầm quan trọng của các hệ thống dẫn động cơ khí là rất lớn. Hiểu biết lý thuyết và vận dụng nó trong thực tiễn là một yêu cầu cần thiết đối với một người kỹ sư. Để nắm vững lý thuyết và chuẩn bị tốt trong viểc trở thành một người kỹ sư trong tương lai. Đồ án môn học thiết kế hệ thống truyền động cơ khí trong ngành cơ khí là một môn học giúp cho sinh viên ngành cơ khí làm quen với những kỹ năng thiết kế, tra cứu và sử dụng tài liệu được tốt hơn, vận dụng kiến thức đã học vào việc thiết kế một hệ thống cụ thể. Ngoài ra môn học này còn giúp sinh viên cũng cố kiến thức của các môn học liên quan, vận dụng khả năng sáng tạo và phát huy khả năng làm việc theo nhóm. Trong quá trình trình thực hiện đồ án môn học này, chúng em luôn được sự hướng dẫn tận tình của thầy LÊ TRỌNG TẤN và các thầy bộ môn trong khoa cơ khí. Em xin chân thành cảm ơn các thầy đã giúp đỡ chúng em hoàn thành đồ án môn học này. Lê Bảo Nam Chương 1 : CHỌN ĐÔNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN I: Chọn động cơ : 1: các kết quả tính toán trên băng tải : Pbt= Ta có -P: lực kéo băng tải V: vận tốc băng tải P= 1100 KG = 1100. 9,81= 10791N pbt= = 2,125 (KW) 2. chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ: Số vòng quay của trục công tac trong một phút (băng tải) Nct= = (vg/ph) nsb= nlv.ut Với Ut tỷ số truyền của toàn bộ hệ thống dẫn động Ut=Ubr. UX Tra bảng 2.4 được Ubr=29 ;Ux=4 V: vận tốc băng tải D : đường kính băng tải nct=nlv nsb=12.29.4=1392 (vg) 3. hiệu suất toàn bộ hệ thống : nht=nk .nol4. nbr3.nx trong đó: - nk= 0,09 hiệu suất nối trục di động nbr=0,97 hiệu suất một cặp bánh răng nol=0,99 hiệu suất một cặp ổ lăn nx=0,97 hiệu suất bộ truyền xích . nht=1. 0,994 . 0,973 . 0,97 = 0,85 Xác định công suất của động cơ: Pct= =2,158 (KW) Trong đó: - Pct: công suất cần thiết trên trục động cơ . - pt: công suất tính toán trên máy - nht: hiệu suất toàn bộ hệ thống. Vì khi động cơ mở máy thì động cơ chạy với tải trọng không đổi nên khi đó ta có: Pt=Ptd ptd = Ta có Plv= P2 = kw Với P2= 2,185 kw . : t1=3s= 8,33.104 h Ptd = 2,158 kw Từ các thong số ta có thể chọn động cơ mang nhẵn hiệu 4A100L4Y3. Từ bảng P1.1 trang 234 tài liệu tính toán hệ dẫn động cơ khí ta có bảng thông số kỹ thuật như sau: Kiểu động cơ Công suất Vận tốc quay n% cos 4A100S4Y3 3,0 1420 84 0,82 2,2 2,0 4. kiểm tra động cơ đã chọn: a.kiểm tra điều kiện mở máy động cơ khi mở máy thì : (2.6 /22 DDCK). Ta có Tmn=Tqt=1,3T. 1,3<2,0 thỏa mãn điều kiện bài toán . b. kiểm tra điều kiện làm việc: khi động cơ làm việc thì ta có. Tmaxqt đc<Tđc Tđc= nht. Mônem động cơ: T= N.m Tmm=2.20,17=40,34 N.m Tmax=20,17.2,2=44,37 N.m Mônem quán tính lớn nhất của động cơ Tmaxqt đc= Kqt.Tcam=Kqt. N.m Nhận thấy rằng : 44,8>22,178 Nm Tmaxqt đc<Tđc II: phân phối tỷ số truyền: Tỷ số truyền của hệ thống truyền động: Trong đó: nđc: số vòng quay của động cơ (vg/ph) -nlv: số vòng quay của trục máy(vg/ph) Nlv=nbt=12 vg/ph. Ut=. Mặt khác ta lại có: ut= uh.ung (3.24/48/hdđck) Với uh : tỷ số truyền giảm tốc -ung: tỷ số truyền hộp ngoài. Ung= ukn.uxich2 ukn: tỷ số truyền của khớp nối . ukn=1 uxich: tỷ số truyền của bộ truyền xích ta có ung=uxich theo bảng 2.4 (21/hdđck) ta có uxich=2......5 ta chọn uxich=3,9 Nhận thấy uh= 30 ta tra bảng 3.1 (43)TLI ta được Uh= 30 uxich=3,9 Vậy bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng 1: u1=7,45 Bội truyền bánh răng trụ răng nghiên 2 : u2=4,03 III: xác định các thong số động học và lực của các trục 1: tính toán tốc độ quay của các trục trục động cơ : nđc=1420 vg/ph trục I: nI= vg/ph trục II: nII= vg/ph. -truc III: nIII= vg/ph. -trục IV: nIV= vg/ph. 2. công suất trên các trục động cơ: - công suất trên trục IV: P4=Plv=Ptd=2,158 kw. -công suất trên trục III: PIII=PIV/(nol.nbr2)= 2,158/(0,97.0,99)= 2,247 kw -công suất trên trục II: PII=PIII/(nbr1.nol)= 2,247/(0,972.0,99)=2,412 kw -công suất trên trục I: PI= PII/(nbr.nol.nkn)=2,412/(0,97.0,99.1)=2,511 kw. 3. tính toán mônem xoắn trên trục đông cơ: -trục I: TI= Nm -trục II: TII= Nm. -trục III: TIII= Nm Ta có bảng động học , lực trên các trục của hệ thống dẫn động như sau: Thông trục số Tỷ số truyền Tốc độ quay vg/ph Công suất kw Mômen xoắn Nm Truc đc 1420 3 Trục I Un =7,45 1420 2,511 16887,3 Trục II Uc=4,03 190,6 2,412 120853,09 Trục III Ux=4 47,3 2,247 453675,47 Chương 2 :Tính toán thiết kế các bộ truyền Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng chọn vật liệu: Tên Vật liệu HB Bánh 1 Thép tôi 45 cải thiện 750 450 200 Bánh 2 Thép tôi 45 cải thiện 600 340 170 xác định ứng suất cho phép: theo bảng 6.2 (94/ hdđck). Thép tôi cải thiện đạt chế độ rắn HB 180…350 ta có. Sh=1,1. SF=1,75 . Chọn bánh răng nhỏ : HB=241 Bánh răng lớn 2: có HB=240 Theo bảng 6.5 (93/ hdđck). NHO= 30.HHB2,4 NHO1= 30. 2002,4= 0,99.107. số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử uốn . NFO=4.106 khi bộ truyền chịu tải trọng tĩnh: NHE=NFE=N=60.c.n.tΣ (6.6/93/ hdđck). NHE,NFE: là số chu kỳ thay đổi ứng suất tác dụng C: số lần ăn khớp trong 1 vòng quay n số vòng quay trong 1 phut tΣ: tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét tΣ= 5 năm .12 tháng.292 ngày.8h.1ca NHE=NFE=60.1.1420.292.5.8=9,95.108 NHE>NHO2 do vậy KHL2=1 Suy ra ta có: NHE1>NHO1 do đó KHL1=1 KHL1=1 ;KFL1=1 KHL2=1 ; KFL2=1 Các ứng suất cho phép theo công thức (6.1). [ 93].TL1. [σH]1 = Mpa [σH]2 = = =372,72 MPa Vậy ứng suất tiếp cho phép: [бH]= ( бH1)+ (бH2)/ 2 = (427,27 +372,72)/2 = 399,9 Mpa. ứng suất pháp cho phép: [σF]= (σ0Flim1 .KFC .KFL1 / SF) (6.2a).[93] .TL1. Vì bộ truyền quay một chiều lên KFC =1 . [σF1]= (σ0Flim1 .1.1/ SF). =360.1.1/1,75 =205,71 Mpa [σF2] = (σ0Flim2 . KFC .KFL1 / SF) = 306/1,75 = 174,85 Mpa ứng suất tải cho phép theo (6.14) [93]. TL1. [σH]max1 = 2,8 . σch1 = 2,8.450 = 1125 Mpa. [σH]max2 = 2,8 . σch2 = 2,8 .340 = 952 Mpa. [σF]max1 = 0,8 . σch1 = 0,8.340 = 272 Mpa. [σF]max2 = 0,8 . σch2 = 0,8. 450 =360 MPa 3. tính toán cấp nhanh bộ truyền bánh răng trục răng nghiêng. a. xác định khoảng cách trục: aw1 = Trong đó: Ka =43: Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng (theo bảng 6.5) T1 = 16887,3 Nm. [σH] = 399,9 MPa u = u1 =7,45 : Tỷ số truyền cấp nhanh của hộp giảm tốc. ψba = 0,33 theo bảng (6. 6). [93].TL1. KHB = 1,24 ứng với sơ đồ 3 theo bảng (6-7) .[98] /[TL1]. ψbd = 0,5 ψba (u1 ± 1) = 1,4 . Þ aw1 = mm. Lấy aw = 136,7 mm. b. xác định các thông số ăn khớp: theo (6.17).[93]/ TL1. ta có modun ăn khớp m=(0,01÷0,02) 136,7 = 1,37÷2,74 . chọn m= 2. Chọn sơ bộ β= 100 . cosβ = 0,9848 Số răng bánh nhỏ: Z = = = 15,96 răng. Lấy Z1=16 - Số bánh răng lớn (theo công thức (6-20) trang 99/[TL1] Z2= Z.u1 = 16.7,45 = 119. Do đó tỷ số truyền thực sự: Um= 119/17 = 7,44 . Cosβ = . β = 90 48`. c. kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc. ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc: σH = ZM.ZH.Zε. trong đó: ZM = 274 (MPa) Chiều rộng bánh răng nhỏ: mm. αt=αtw= arc(tg )= arc (tg 200/ 0,9745)= 20,272. Theo (6.35).[105] / TL1. Có tgβb=cos at.tgβ = cos 20,272. Tg9,8 βb= 9,2. Do vậy ta có: ZH = =1,742. Hệ số trùng khớp dọc: = = 1,629 Z===0,783. Đường kính vòng lăn bánh nhỏ: dw1= 2.aw / (u1+1) = 2.137 / (7,45+1) = 32,42 mm v=. Với v= 2,4 m/s . theo bảng (6.13).[106] TL1. ta có cấp chính xác là 9 . KHα=1,13 VH = Có σH=0,02; g0= 73 Hệ số tải trọng xuất hiện trong vung ăn khớp: KHV= 1+ VH. bw. dw1/ (2.T1.KHβ.KHα)= 1+ 1,5 . 0,33.137.32,42 /(16887,3 .1,24.1.13)=1,046 Ta có : KH = Từ các tính toán trên ta được: σH = ZM.ZH.Zε = 274.1,742.0,783=405,6 σH =405,6 Mpa ta có ZV= 1,1 ZR= 0,95 KXH= 1 Do đó ta có: [σH]= [σH] .ZV.ZR.KXH= 399,9.1,.0,95.1 = 379, 9 Mpa Nhận thấy rằng [σH] <σH. ta phải chọn lại aw . cần tăng thêm khoảng cách trục và tiến hang kiểm nghiệm lại . Kết quả khi kiểm nghiệm lại là: aw= 150 mm theo (6.17).[93]/ TL1. ta có modun ăn khớp m=(0,01÷0,02) 150 = 1,5÷3 . chọn m= 2. Chọn sơ bộ β= 100 . cosβ = 0,9848 Số răng bánh nhỏ: Z = = = 17,48 răng. Lấy Z1=17 - Số bánh răng lớn (theo công thức (6-20) trang 99/[TL1] Z2= Z.u1 = 17.7,45 = 127. Do đó tỷ số truyền thực sự: Um= 127/17 = 7,47 . Cosβ = . β = 160 15`=16,26 d. kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc. ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc: σH = ZM.ZH.Zε. trong đó: ZM = 274 (MPa) Chiều rộng bánh răng nhỏ: mm. αt=αtw= arc(tg )= arc (tg 200/ 0,96)= 20,763. Theo (6.35).[105] / TL1. Có tgβb=cos at.tgβ = cos 20,763. Tg9,6 βb= 15,254. Do vậy ta có: ZH = =1,7. Hệ số trùng khớp dọc: = = 1,599 Z===0,79. Đường kính vòng lăn bánh nhỏ: dw1= 2.aw / (u1+1) = 2.150 / (7,45+1) = 35,42 mm v=. Với v= 2,4 m/s . theo bảng (6.13).[106] TL1. ta có cấp chính xác là 9 . KHα=1,13 VH = Có σH=0,02; g0= 73 Hệ số tải trọng xuất hiện trong vung ăn khớp: KHV=1+VH.bw.dw1/(2.T1.KHβ.KHα)=1+1,723.0,33.150.35,42/(16887,3.1,24.1,13)=1,046 Ta có : KH = Từ các tính toán trên ta được: σH = ZM.ZH.Zε = 274.1,7.0,79=357,06 σH =357,06 Mpa ta có ZV= 1,1 ZR= 0,95 KXH= 1 Do đó ta có: [σH]= [σH] .ZV.ZR.KXH= 399,9.1,.0,95.1 = 379, 9 Mpa Nhận thấy rằng [σH] >σH. e: kiểm nghiệm răng về độ bền uốn; ứng suất uốn: theo công thức(6-43) .[98]/ TL1. Ta có: ,4 Theo bảng (6.14) [107]/ TL1.có được KHα=1,37 Theo (6.47) [109] TL1. VF= = 0.006 . g0 =73. KFv=1+VH.bw.dw1/(2.T1.KHβ.KHα)=1+5,17.49,5.35,42 /(2.16887,3 .1,5.1,37)=1,13 hệ số trùng khớp bánh răng. Với β = 420 11` Yβ= 1+ (16,26/ 140) = 0,88 Số răng tương đương là: ZV1= Z1./ cos3β= 19,2 ZV2= Z2/ cos3β = 143,5 Theo bảng (6.18).[109] TL1. có Y F1= 4,05 ; Y F2= 3,6 Với m= 1,5 Ys= 1,08- 0,695.ln( 2)= 1,032 YR=1. KXF =1 Theo các công thức (6-43) và (6-44) trang 108/[1] ta có: Vậy: σF1 = 44,77 < [σF1] = 212,3 MPa σF2 = 99MPa < [σF2] = 180,4MPa KL: Răng thỏa mãn điều kiện bền uốn. f. kiểm nghiệm về các giá trị quá tải: ứng suất tiếp xúc cực đại: Hệ số quá tải : kqt = [σH1]max = σH.= 379,9.1,14=433,15 MPa Ta có : [σH1]max >[σH]1. Theo (6.49).[110]/ TL1. ta có Bảng Thông Số Hình Học của bộ Truyền Bánh Răng Cấp Nhanh: Bảng 3:Các thông số của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng Thông số Giá trị Môdum m1 = 2 Tỷ số truyền cấp nhanh u1 = 7,45 Góc nghiêng β = 16015` Số răng Z1 = 17 răng Z2 = 127răng Khoảng cách trục aw1 = 150 mm Chiều rộng răng bw1 = 49,5 mm Góc Profin gốc α = 20° Góc ăn khớp αtw = 20,763° Đường kính vòng chia d1 = 35, 42 mm d2 = 264,58 mm Hệ số dịch chỉnh x1 = 0; x2 = 0 Đường kính vòng đỉnh răng da1 = 42,42mm da2 = 268,58mm Đường kính vòng chân răng df1 = d1 -(2,5-2. x1)m =30,42 mm df2 = d2 -(2,5-2. x2) m=259,58 mm 4 . tính bộ truyền cấp chậm: a. xác định khoảng cách trục: . Tra bảng (6-5) với vật liệu 2 bánh là : Thép – Thép ta được : ka = 43 Tra bảng (6-6) trang 97 /[1] ta được ψba = 0,39 (lấy hơn bộ cấp nhanh 20 ÷ 30% ) Þ ψbd = 0,5. ψba.(u2 + 1) = 0,5.0,39.(4,03+ 1) =1 Do vậy theo bảng (6.7) có KHβ=1,15 T2= 120853,09 N.mm ; U2=4,03 T’2=T2/2=60426,545 N.mm [σH]= 399,9 Mpa. Þ aw2 = 43.(3,77+ 1). =140,9 mm b. xác định thông số ăn khớp: Xác định mô dun ăn khớp : m2 = (0,01 ÷ 0,02).aw2 = (0,01 ÷ 0,02).141=(1,41÷2,82) . chọn m= 2.5 Số răng bánh nhỏ theo công thức (6-31) trang 103 /[1] : Z1=2. aw2 / [ m (u+1)] = 2.141. / [ 3(4,03+1)] = 22,08 Lấy Z2=22 Þ Số răng bánh lớn : Z2 = u2.Z1 =4,03.22= 88,66 lấy Z2=89 Tỷ số truyền thực sự: Um = 89/ 22 = 4,04 Cos β= m(Z1+ Z2)/ [ 2. aw2] = 3.(22+889) / [2.141] = 0,9840 β = 100 14`=10,249. c. kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: ứng suất tiếp xúc làm việc σH trong đó: ZM = 274 (MPa)1/3 theo bảng (64.34).[105] .TL1 có: Ta có : Þ βb = 9,6247 20,2988 Vì theo tiêu chuẩn profin α = 20° 1,74 : Là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng : Mà bw 54,99 Þ εβ Theo công thức (6.36).[105] .TL1. Mà Theo công thức (6-15b) trang 96 /[1] ta có : v=. Với v= 0,556 m/s . theo bảng (6.13).[106] TL1. ta có cấp chính xác là 9 . Có: KHα=1,13. theo (6.42).[107]/ TL1. VH = Có σH=0,002. g0= 73 Hệ số tải trọng xuất hiện trong vung ăn khớp: KHV=1+VH.bw.dw1/(2.T1.KHβ.KHα)=1+0,479.0,39.141.55,295/(2.60426,545.1,15.1.13)=1 Ta có : KH = Từ các tính toán trên ta được: σH = ZM.ZH.Zε =274.1,74.0,773 σH =393,168Mpa ta có ZV= 1 ZR= 0,95 KXH= 1 Do đó ta có: [σH]= [σH] .ZV.ZR.KXH= 399,9.1.0,95.1 =379, 9Mpa Nhận thấy rằng [σH] <σH. ta phải chọn lại aw . cần tăng thêm khoảng cách trục và tiến hang kiểm nghiệm lại . Kết quả khi kiểm nghiệm lại là: aw= 165 mm Xác định mô dun ăn khớp : m2 = (0,01 ÷ 0,02).aw2 = (0,01 ÷ 0,02).165=(1,65÷3,3) . chọn m= 2,5 Số răng bánh nhỏ theo công thức (6-31) trang 103 /[1] : Z1=2. aw2 / [ m (u+1)] = 2.165. / [ 2,5(4,03+1)] = 25,8 Lấy Z2=26 Þ Số răng bánh lớn : Z2 = u2.Z1 =4,03.26= 104,78 lấy Z2=104 Tỷ số truyền thực sự: Um = 104/ 26 = 4,04 Cos β= m(Z1+ Z2)/ [ 2. aw2] = 3.(26+104) / [2.165] β = 90 159`=19,9865. d. kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: ứng suất tiếp xúc làm việc σH trong đó: ZM = 274 (MPa)1/3 theo bảng (64.34).[105] .TL1 có: Ta có : Þ βb = 9,358 20,283 Vì theo tiêu chuẩn profin α = 20° 1,74 : Là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng : Mà bw 61,05 Þ εβ Theo công thức (6.36).[105] .TL1. Mà v=. Với v= 0,61 m/s . theo bảng (6.13).[106] TL1. ta có cấp chính xác là 9 . Có: KHα=1,13. theo (6.42).[107]/ TL1. VH = Có σH=0,002. g0= 73 Hệ số tải trọng xuất hiện trong vung ăn khớp: KHV=1+VH.bw.dw1/(2.T1.KHβ.KHα)=1+0,568.0,37.165.66,/(2.60426,545.1,15.1.13)=1,014 Ta có : KH = Từ các tính toán trên ta được: σH = ZM.ZH.Zε =274.1,74.0,785 σH =328,3Mpa ta có ZV= 1 ZR= 0,95 KXH= 1 Do đó ta có: [σH]= [σH] .ZV.ZR.KXH= 399,9.1.0,95.1 =379, 9Mpa Nhận thấy rằng [σH] >σH. Thoả mãn e. kiểm nghiệm răng về độ bền uốn: ứng suất uốn: Tra bảng (6-7) trang 98 /[1] ta được : KFβ = 1,15 KFα = 1,37 ; KHα = 1,16 Hệ số tải trọng động vùng ăn khớp: K Fv= 1,023 Do vậy : KF 1,61 Hệ số trùng khớp ngang: εα=1,621 Hệ số trùng khớp của răng: Yε 0,616 Với β = 9,9865° Þ Yβ = 0,9 Số răng tương đương là: Zv1 Þ Lấy Zv1 =27 Zv2 Þ Lấy Zv2 =108 Theo bảng (6.18).[109].TL1 có YF1 = 3,89 YF2 = 3,61 Ys = 1,08 – 0,0695.ln(m) = 1,08 – 0,0695.ln2,5 =1,016 YR=1; KXF=1. σF1 MPa σF2 = Vậy ta thấy: σF1 = < [σF]1 σF2 = < [σF]2 f. kiểm nghiệm răng về quá tải: ứng suất tiếp xuc cực đại: σH1max = σH. Trong đó: kqt = ,3 σH1max = σH.= 399,9.=MPa<[ σH1max]=1125 MPa ứng suất uốn cực đại: σF1max MPa σF2max =83,54 Mpa<[σF2max]= 272 MPa Vậy ta thấy: σF1 = < [σF]1 σF2 = < [σF]2 Bảng4: Bảng Thông số về bộ truyền bánh răng cấp chậm Thông số Giá trị Môdum m2 = 2,5 Tỷ số truyền cấp nhanh u2 = 4,03 Góc nghiêng răng β = 90,59’ Số răng Z1 = 26răng Z2 = 104răng Đường kính vòng chia d1 = 66 mm d2 = 264mm Khoảng cách trục aw2 = 165 mm Chiều rộng răng bw2 = 61,05 mm Góc Profin gốc α = 20° Góc ăn khớp αtw = 20,283° Hệ số dịch chỉnh x1 =0 ;x2 =0 Đường kính vòng đỉnh răng da1 = 71 mm da2 = 269mm Đường kính vòng chân răng df1 = 59,75mm df1 =257,75mm 5. lực tác động lên các bộ truyền: a. bộ truyền cấp nhanh: - Xác định lực vòng Lực hướng kính của bánh răng: Lực chiều trục trên bánh 1 và 2 : Fa11=Fa21= Ft1.tgβ=935,45.tg16,26=272,85N b. bộ truyền bánh răng cấp chậm: - lực vòng : Lực hướng kính của bánh răng: Lực chiều trục trên bánh : Fr3=Fr4=Ft3.tgβ=1965,09.tg9,89=168,28N. Dành cho hình vẽ PHẦN III: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH 1. chọn loại xích: Vì tải trọng nhỏ , vận tốc thấp , nên ta dùng xích con lăn. 2. xác định các thông số của bộ truyền xích: Ta có Uxich= 4 Chon Z1=23 . khi đó Z2= U.Z1= 4.223 = 92< Zmax. Công suất tính toán: Trong đó: k = 2,925 Như vậy :Pt = 2,925.1,087.1,057.2,247=7,75 kw Theo bảng (5.5).[81] / TL1 với n0 = 50 vg/ph chọn bộ truyền xích một dãy có bước xích p= 38,1 mm Thỏa mãn điều kiện mòn PT< [P]= 10,5kw khoảng cách trục: a= 30.p = 30.38,1= 1143mm theo công thức (5.12).[85] TL1. có số mắt xích: x= 2a/p +0,5(Z1+Z2)+(Z2-Z1)2/4..a x= 2.30+0,5(23+92)+(92-23)2/ 4..1143=121,53 tính lại khoảng cách trục theo công thức. (5.13).[85]/ TL1. a= 0,25.p{xc-0,5(Z1+Z2)+ } a=0,25.38,1.{122-0,5(92+23)+ a=11152,5 mm . Để xích không chịu lực căng quá lớn, khoảng cách trục A được giảm bớt một lượng. Δa=0,003a= 0,003.1152,5= 3,5 Do vậy a= 1149 mm Số lần va đập của xích. Theo (5.14).[85]/ TL1. có i= Z1.n3 / (15.x)= 23. 47,32/(15.122)= 1 3. tính kiểm nghiệm xích về độ uốn: Theo (5.14).[85]./TL1. có S=Q/ Kđ.Ft+F0+FV Ta có Q=127 KN Khối lượng 1 mét xích q=5,5 kg Kđ= 2 V= Z1.t.n3 / 60000= 23. 38,1.47,3/ 60000= 0,7 m/s Ft= 1000.P/ V= 1000. 2,247 / 0,7 = 3210 N FV= q.v2 = 5,5 . 0,632= 1,51N . F0= 9,81.Kf..q.a= 9,81.5,5.1,1.49.2=123,9N S= 127.103 /(2.3210+123,9+2,695)=19,4 Theo bảng (5.10).[86].TL1.với n= 50 vg/ph . có [S] =7 Vậy s> [s] bộ truyền xích đảm bảo độ bền 4. đường kính đĩa xích. Theo (5.17).[86]/ TL1. có : d1= P/ sim() d1= 38,1/ sin (3,14/23)= 279,94 mm d2= p / sin (/ z2)= 38,1/ sin(3,14/93 )= 1128,6 mm r = 0,5025.d1+0,05 = 0,5025.22,23+0.05=11,22 độ bền tiếp xúc của đĩa xích. Theo (5.18)[87].TL1. σH1= 0,47. Z1= 223 . E=2,1.105 Mpa ; A=262mm2 -Kđ=1,5 . Lực va đập trên 1 dãy xích theo (5.19)[87].TL1. FVđ= 13.10-7 .n1.p3.m = 13.10-7.47,32.38,13.1= 3,4 N Dùng thép tôi 45 cải thiện đạt độ rắn HB210 , sẽ đạt được ứng suất tiếp xúc cho phép [σH]= 600Mpa . đảm bảo độ bền tiếp xúc cho răng đĩa. Có σH1=0,47. σH1<[σH]. thỏa mãn điều kiện tương tự có σH2=365,88 Mpa . σH2 <[σH2] 5. xác định lực tác dụng lên trục: Theo (5.20)/[88].TL1. có: Fr= Kx.Ft. Với Kx=1,15 Fr= 1,05.3210 = 3370,5 N PHẦN IV : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC 1. VẬT LIỆU CHẾ TẠO: Chọn vật liệu chế tạo là thép C45 có: -σb=800 Mpa ứng suất xoắn cho phép là [τ] = 15……50 Mpa 2.xác định sơ bộ đường kính trục: theo (10.9) [188] / TL1. có : d = TK : mônem xoắn [τ] : ứng suất xoắn cho phép. Đường kính sơ bộ trục I: -d1 Lấy d1=20 mm Đường kính sơ bộ trục II: - d2 Lấy d2=45 mm Đường kính sơ bộ trục III: -d3 lấy d3=50 mm 3.xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực - chiều dài mayor bánh răng: +trục II: lm23=lm13= ( 1,2-1,5)d2= (1,2-1,5)45= 54-67,5mm Chọn lm23=lm13=54mm lm22=(1,2….1,5)d=(1,2…1,5)45=54..63mm Lấy lm22=62 mm Chon lm23=54mm Chọn lm32=lm32=lm33=62mm chiều dài khớp nối động cơ: lm14= (1,4-1,5)d1= (1,4-1,5)20= 28-50 mm chọn lm14= 50mm lc14=0,5.( lm14 + b0) +k3 +hn hn=15…..20 . theo (10.3) .[189]. TL1 k3= 10…….20 theo bảng (10.3). [189]/ TK1 b0 = 15mm ta có lc12=0,5(50+25) +15+18= 70,5 mm - chiều dài mayor đĩa xích: Lc34 = 0,5(lm33 +b0 ) +k3 +hn = 0,5(61+25) +18+15= 76mm - khoảng cách giữa các gối đỡ: l22= 0,5(lm22 +b0) + k2 =0.5(62+25)+8=51,5 mm Theo bảng (10.3) [189]/ TL1. ta có K1= 8…………15 K2= 5…………15. b0= 25 - l23=l22 + 0,5(lm22 +lm23) + k1= 51,5 +0,5( 62+ 54) +10 = 119,5 mm - l24=l33= l23 + 0,5 (lm24 +lm23 ) +k1 l24=l33= 119,5+ 0,5(62+54) +10= 187,5 mm - l21= l11=l31= l24 + 0,5(lm24 +b0) + k2 = 187,5 + 0,5( 62+25) + 8= 239 mm 4. tải trọng tác dụng lên trục: 4.1 trục I: Gồm lực xoáy của động cơ và lực do bánh răng truyền động: lực vòng F t13 = 935,5 N lực hướng tâm: Fr13= 369,45N lực dọc trục: Fa13= 272,85N ta có: Fk = (0,2- 0,3) = Dt = D0=71 : Đường kính vòng tròn đi qua tâm các chốt của nối trục đàn hồi Mônem uốn do trục Fa1 sinh ra là M = Fa1. Phản lực tại các gối đỡ : Trong mặt phẳng xoz ta có: ΣMA= Fx.c+ Ft13.a – FBx.(a+b) =0 (1) ΣFx= -FKx - FAx- FBx +Ft1= 0 (2) Từ (1 ) ta có: FKx. 70,5 + Ft1. 119,5 - FBx. 239 = 0 FBx= Từ (2) ta có: FAx= Ft1 - ( FKx+ FBx) =935,5-( 509,84+ 142,7) = 282,96N Tại mặt cắt 1- 1: 0 < x < c. Mx= FKx.x Với x= 0 Mx= 0 Với x =c=70,5 Mx = 142,7. 70,5 = 10060,35Nm - xét mặt cắt 2- : 0 < x < b=119,5 mm Mx= FBx.x Với x= 0 thì Mx= 0 Với x = b = 119,5 Mx= FBx.x =509,84.119,5 = 60925,88 Nm Từ đó ta có biểu đò mônem Mx. Xét mặt phẳng oyz: ΣMA= -FBy .(a+b) +M + Fr1a = 0 (3) ΣFy = - FAy - FBy + Fr1 = 0 (4) Từ phương trình (3) : FBy= Thay FBy vào phương trình (4) ta có: FAy= Fr1 - FBy = 369,45 – 204,94 = 162,51 N Xét mặt cắt 1-1: 0 <y < c Có : My = 0 Xét mặt cắt 2- 2 : Khi đó My1 = FAy . a= 164,51.119,5=19658,945 Nmm My2 =FByb= 204,94 . 119,5 = 24490,33 Nmm Mônem xoắn: Tx = T 1 = 16887,3 Mônem tương đương: M2-2 =m Mtd2-2=m Với thép tôi 45 có -σb=800 Mpa . đường kính trục d1= 20mm Tra bảng (10.5) [195]. TL1 ta có được: [σb] =71 Mpa Đường kính trục tại các tiết diện; d12==. Chon d12 =22mm Xuất phát từ yêu cầu về độ bền lắp ghép & công nghệ ta chọn đường kính các đoạn trục : tiết diện lắp nối trục đàn hồi : d10=17mm) Tiết diện lắp ổ lăn : d11=20mm) Tiết diện lắp bánh răng 1: d12=22(mm) *) Định kết cấu trục : Tại tiết diện d12=22mm chọn then bằng có b=6mm ; h=6mm Chiều sâu rãnh then trên trục : t1=3,5mm ;trên lỗ t2=2,8mm Bánh kính góc lượn của rãnh r : 0,16mm < r <0,25mm 4.2 Tính toán thiết kế trục II: Có Ft13 =Ft23 = 953,5 N Fa13 =Fa23= 272,85,6 N Fr13=Fr23=369,45 N Ta có Ft22 =Ft24= 1965,09 N Fr22= Fr24 = 751,13 N Fa23 =F a24 = 168,28 N Mômen uốn do Fa2 sinh ra M2 = Mômen uốn do Fa3 sinh ra : M3= Phản lực tại các gối đỡ: Xét trong mặt phẳng xoz: ΣFX = -Ft22 - Ft23 -Ft24 + Fcx + FDx = 0 (1) ΣMA= -Ft22. a - Ft23 .(a+b) - Ft24 (a+b+c) + FDx .(a+b+c+d) = 0 (2 ) Từ phương trinh (2) ta có được FDx = Thay FDx vào phương trình ( 1) ta được: FCx = Ft22 + Ft23 +Ft24 - FDx = 1965,09 + 1965,09 + 935,5 – 2432,84 = 2432,84 N Xét mặt cắt 1-1: 0 < x < a =51,5 M X = FCx . x Khi x= a thì Mx1 = 2432,84,2. 51,5 = 125291,26 N.mm Mx2=FCX+Ft23(x2-a) với x2=a+b ta có Mx2=2432,84.119,5+1963,5.68=157098,26 N Xét mặt phẳng yoz: ΣFy = 0 FDy + FCY + Fr23 = Fr22 + F r24 (3) ΣMA = 0 Fr22.a + F r24 .(a+b+c) = – M2 +Fr3 (a+b) +FDy .(a+b+c+d) ( 4 ) Theo phương trình (4) ta có : FDy == Thay FDy vào phương trình (3) ta có: FCY= Fr22 + F r24 - FDy - Fr23 = 751,13+ 751,13 -369,45,23- 717,43 =415,38 N Xét mặt cắt 1-1 . 0 ≤ y ≤ a=51,6 MY = FCY .y Khi y = 0 thì My = 0 Khi y= l22 thì MY1 = 415,38 . 51,5 = 21392,07Nmm My2=Rcy+M1-Fr22(y2-a) với y2=a ta có My2=21392,07+168,28.61,5/2=26566,68 N Xét mặt cắt 2- 2 ta có MY = FCY .y3 – Fr22 (y3 – a) + M1 Khi y3 =a+b My3 =415,38.119,5 + 168,28.61,5/2-751,13.51,5 = =3735,68 Nmm Khi  My4 = FCYy4 - Fr22 (y4 – a) +M2+M1 = =3735,68+272,85.264,58/2=39831,0 N.mm Xét mặt cắt 3-3 . có MY5 = FDy .d Khi y = 0 thì M y = 0 Khi y = d My5 = 717,43 .51,5 = 36947,645 Nmm M Y6 = FDy .y6 + Fr42.( y6- d ) +M3 với y6 =d My6=36947,645+168,28.61,5/2=42122,255 Nmm Với M3 =M1= Fa24 . Nmm M2=Fa23.dw2/2=272,85.264,58/2 Nmm Mônem xoắn: Tx = T 2 = 120853,09 N . Mônem tương đương: xét tại tiêt diện 1-1 Mtd1-1 = Với M1-1 = Mtd1-1 = = Xét tại tiết diện 2-2 Ta có : Mônem tương đương: Xét tại tiết diên 3-3 M3-3= Đường kính trục: Lấy d1-1=45 mm Lâý d2-2=48 mm Lấy d3-3=45 mm 4.3.Tính toán thiết kế trục III: Ta có: Ft32 = F t33 = 1965,09 N F a32 = Fa33 = 751,13 N Fr32 = Fr33 = 168,28 N Mômen do Fa32 sinh ra là: M4 = Fa32 . Mômen do Fa33 sinh ra là : M5 = Fa33 . Ta có: Fk =3370,5 N Lực tác dụng lên gối đỡ: Xét trong mặt phẳng xoz ta có: ΣF =-FFx - FEx +Ft32 + Ft33 = 0 (5) ΣMxE = -FFx .(a+b+c) + Ft32 .a + Ft33.(a+b) =0 (6) Từ phương trình (6) ta có: FFx = Thay FGx = 196,09 N vào phương trình (5) ta có: FEx = -FFx +Ft32 + Ft33 ) = 1965,09.2-1965,09=1965,09 N Xét mặt cắt (1-1) 0≤ x ≤ a Ta có MX = FEx . X. Khi x = 0 thì MX =0 Khi x = a thì Mx = 1965,09.51,5 =101202,135 N.mm Xét mặt cắt (2-2) với 0 ≤ x ≤ c Khi đó có Mx = FEx . x Khi x= 0 thì Mx = 0 Khi x= c thì M X = 1965,09.51,5 = 101202,135 Nmm Xét mặt phẳng oyz ta có: ΣF = -FEy - Fr32 + FFy - Fr33-Fy = 0 (7) ΣMyE = FFy.(a+b+c) - Fr32. a + Fr33 .(a+b) - Fy(a+b+c+d)= 0 (8) Từ phương trình(8) ta có FFy =( Fr32.a + Fr33(a+b) +Fy(a+b+c+d) / .(a+b+c) = Thay FGy vào biểu thức (7) ta có: FEy =5193,42-(751,13.2+3370,5)= 320,66 N Xét mặt cắt 1-1 với 0≤ y ≤a My = FEy .y Khi y =0 thì ta có My = 0 Khi y = a thì My1 =320,66. 51,5 = 16513,95 N.mm My2=REY.Y2+M+FR32(y2-a) với y2=a ta có My2=16513,95+20908,79=37422,74 Xét mặt cắt 2-2 với Khi đó MY3 = Fy.d=3370,5.76=256185 Nmm Với y = c+d khi đó ta có: My =Fy4- RFY(y4-d)=3370,5(51,5+76)-5193,42.51,5=162277,62N.mm Với y5 =c+d khi đó ta có: My5 =FY+M-Rey(y5-d)=183186,41Nmm Khi đó Mx = Fey .x Với x = 0 thì Mx = 0 Với y = a thì Mx1= 1965,09. 51,5 = 101202,135=Mx2 Nmm Ta có : Mônem tương đương: Đường kính trục: Lấy d32=52 mm Lấy d22=52 mm Lấy d31=50 mm Chọm d3 = 50mm 5. Kiểm nghiệm trục: Với thép 45 có σb = 800 Mpa -σ-1= 0,436 σb =0,436.800 = 348,8 Mpa . Mặt khác ta có τ-1 =0,58 σ-1= 0,58. 348,8 = 202,3 Mpa Theo bảng (10.6) [196] .TL1.có ψσ=0,05 . ψτ = 0,1 5.1 kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi: Kiểm tra hệ số an toàn của trục tại những tiết diện nguy hiểm theo công thức (10-19) trang 195 /[1] : sj = ≥ [s] Trong đó : [s] : Hệ số an toàn cho phép [s] = (1,5 ÷ 2,5) sj : Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp stj : Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp Theo công thức (10-20) và (10-21) trang 195 /[1] ta có: Với : σ-1 = 0,436. σb = 348,8 MPa = 0,58. σ-1 = 202,3 MPa Là giới hạn mỏi uốn và xoắn với chu kỳ đối xứng . : Là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và tiếp tại tiết diện j . Vì là trục quay nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng theo (10-22) trang 196 /[1] ta có : σmj = 0 ; σaj = σmaxj = Và trục quay 2 chiều nên nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ đối xứng do đó theo (10-24) trang 196 /[1] ta có : = 0 ; = = Trong đó: Wj : Là momen cản uốn của tiết diện j W0j : Là momen cản xoắn của tiết diện j ψσ = 0,1 ; ψτ = 0,05 : Hệ số xét đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến sức bền mỏi theo bảng (10-7) trang 197 /[1] a. kiểm nghiệm trục I: xét tại tiết diện nguy hiểm 2-2 có hai rãnh then và đường kính trục d =20 mm tra bảng (9.1a) .[176].TL1. ta có: b=8 ; h=7 ; t1=4 ; t2=2,8 bán kính góc lượn của bánh răng : + góc nhỏ nhất: r1=0,08 +góc lớn nhất: r2=0,16 W2= W02 = Vì trục quay nên ứng suất thay đổi theo chu kỳ đối xứng do đó ta có : σmj = 0 ; σaj = σmaxj = = 81,1 ta có ứng suất thay đổi theo chu kỳ mạch động lên ta có: = 0 ; = = = 9,1 Các hệ số Kσdj và Kτdj được xác định theo công thức (10-25) và (10-26) trang 197 /[1] với : Kx = 1,2 tiện thô (Rz = 80 ÷ 20 ) theo bảng (10-8 ) trang 197 /[1] Ky = 1,5trục thấm N2, tập trung ít ứng suất theo bảng (10-9) trang 197 /[1] Kσ = 1,96 trục có rãnh then cắt bằng dao phay đĩa (theo bảng (10-12) trang 199 /[1] ) Kτ = 1,58 tra theo bảng (10-12) trang 199 /[1] εσ = 0.92 và ετ = 0,89 theo bảng (10-10) trang 198 /[1] với trục bằng thép cacbon có d = 20mm => = = 1,795 = = 1,48 Mà theo bảng (10-11) trang 198 /[1] ta có : = 1,795 và = 1,64 ứng với d < 50 và chọn kiểu lắp chặt k6 . Vậy ta chọn = 1,795và = 1,64 Thay vào (10-25) và (10-26) ta được : Vậy ta được : => sj= Vậy mặt cắt (2-2) trên trục I thỏa mãn điều kiện mỏi cho phép. Và : Kết luận: Trục I thỏa mãn điều kiện bền mỏi cho phép b, Trục II: * Xét tại tiết diện (1_1) với trục có hai rãnh then và đường kính trục : d =35 mm Tra bảng (9-1a) trang 173 / [1] ta có thông số then lắp trên trục II: b = 14; h=9 ; t1 = 5,5 ; => Wj = =7606,76 W0j = = 16548,4 Vì trục quay nên ứng suất thay đổi theo chu kỳ mạch động do đó ta có : σmj = 0 ; σaj = σmaxj = = 16,8 Vì trục quay 2 chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu mạch động do đó ta có : = = = = 3,65 Các hệ số Kσdj và Kτdj được xác định theo công thức (10-25) và (10-26) trang 197 /[1] với : Kx = 1,1 tiện thô (Rz = 80 ÷ 20 ) theo bảng (10-8) trang 197 /[1] Ky = 1,7 trục thấm N2, tập trung ít ứng suất theo bảng (10-9) trang 197 /[1] Kσ = 1,96 trục có rãnh then cắt bằng dao phay đĩa (theo bảng (10-12) trang 199 /[1] ) Kτ = 1,58 tra theo bảng (10-12) trang 199 /[1] εσ = 0.85 và ετ = 0,73 theo bảng (10-10) trang 198 /[1] với trục bằng thép cacbon có d = 40 mm => = = 2,3 = = 1,64 Mà theo bảng (10-11) trang 198 /[1] ta có : = 2,44 và = 1,86 ứng với d < 50 và chọn kiểu lắp chặt k6 . Vậy ta chọn = 2,44 và = 1,86 Thay vào (10-25) và (10-26) ta được : Vậy ta được : => sj Vậy mặt cắt (1-1) trên trục II thỏa mãn điều kiện mỏi cho phép Tại mặt cắt (2_2) với d = 48 mm Tra bảng (9-1a) trang 173 / [1] ta có thông số then lắp trên trục II: b = 14; h=9 ; t1 = 5,5 ; => Wj = =9403,076 W0j = = 20254,9 Vì trục quay nên ứng suất thay đổi theo chu kỳ mạch động do đó ta có : σmj = 0 ; σaj = σmaxj = = 17,23 Vì trục quay 2 chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu mạch động do đó ta có : = 0 ; = = = 2,98 Các hệ số Kσdj và Kτdj được xác định theo công thức (10-25) và (10-26) trang 197 /[1] với : Kx = 1,1 tiện thô (Rz = 80 ÷ 20 ) theo bảng (10-8) trang 197 /[1] Ky = 1,7 trục thấm N2, tập trung ít ứng suất theo bảng (10-9) trang 197 /[1] Mà theo bảng (10-11) trang 198 /[1] ta có : = 3,375 và = 2,425 ứng với d < 50 và chọn kiểu lắp chặt k6 . Vậy ta chọn = 3,375 và = 2,425 Thay vào (10-25) và (10-26) ta được : Vậy ta được : sj Vậy mặt cắt (2_2) trên trục II thỏa mãn điều kiện mỏi cho phép Vậy trục II thỏa mãn điều kiện bền mỏi cho phép . C:Trục III: * Xét tại tiết diện (2_2) với trục có hai rãnh then và đường kính trục : d =52 mm Tra bảng (9-1a) trang 173 / [1] ta có thông số then lắp trên trục II: b = 16;h=10; t1 = 6 ; t2 = 4,3 => Wj = =11843,9 W0j = = 25641,08 Vì trục quay nên ứng suất thay đổi theo chu kỳ mạch động do đó ta có : σmj = 0 ; σaj = σmaxj = = 8,7 Vì trục quay 2 chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu mạch động do đó ta có : = 0 ; = = = 2 Các hệ số Kσdj và Kτdj được xác định theo công thức (10-25) và (10-26) trang 197 /[1] với : Kx = 1,1 tiện thô (Rz = 80 ÷ 20 ) theo bảng (10-8) trang 197 /[1] Ky = 1,7 trục thấm N2, tập trung ít ứng suất theo bảng (10-9) trang 197 /[1] Mà theo bảng (10-11) trang 198 /[1] ta có : = 3,96 và = 2,78 ứng với d > 50 và chọn kiểu lắp chặt k6 . Vậy ta chọn = 3,96 và = 2,78 Thay vào (10-25) và (10-26) ta được : Vậy ta được : => sj Vậy mặt cắt (1_1) trên trục I thỏa mãn điều kiện mỏi cho phép Xét tại tiết diện (2_2) với trục có hai rãnh then và đường kính trục : d =52 mm Tra bảng (9-1a) trang 173 / [1] ta có thông số then lắp trên trục II: b = 14;h=9; t1 = 5,5 ; t2 = 3,8 => Wj = =11843,9 W0j = = 25641,08 Vì trục quay nên ứng suất thay đổi theo chu kỳ mạch động do đó ta có : σmj = 0 ; σaj = σmaxj = = 17,67 Vì trục quay 2 chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu mạch động do đó ta có : = 0 ; = = = 8,846 Các hệ số Kσdj và Kτdj được xác định theo công thức (10-25) và (10-26) trang 197 /[1] với : Kx = 1,1 tiện thô (Rz = 80 ÷ 20 ) theo bảng (10-8) trang 197 /[1] Ky = 1,7 trục thấm N2, tập trung ít ứng suất theo bảng (10-9) trang 197 /[1] Mà theo bảng (10-11) trang 198 /[1] ta có : = 3,96 và = 2,78 ứng với d < 50 và chọn kiểu lắp chặt k6 . Vậy ta chọn = 3,96 và = 2,78 Thay vào (10-25) và (10-26) ta được : Vậy ta được : => sj Vậy mặt cắt (2_2) trên trục I thỏa mãn điều kiện mỏi cho phép Vậy trục III thỏa mãn điều kiện bên mỏi 6. tính chọn khớp nối: Ta chọn khớp nối trục vòng đàn hồi vì cấu tạo đơn giản, dễ chế tạo, dễ thay thế, làm việc tin cậy với máy công tác mômen xoắn nhỏ và trung bình. Chọn nối trục vòng đàn hồi theo điều kiện : T – mômen xoắn danh nghĩa K – Hệ số chế độ làm việc ,theo bảng 6.1T58[II] => k=1,5 Theo bảng 16.10a.T68[II] ta có : với d=28mm -> D0=71mm ; Z=6;d1=45mm D3=20mm ; l=124mm ; l1=21mm ; l2=20mm ;; B=4 ;nmax =5700(vg/ph) lự vòng trên khớp lực hướng tâm của khớp: 6.1.-Kiểm tra sức bền vòng đàn hồi và chốt 1-Kiểm tra sức bền vòng đàn hồi : ta có : => Đảm bảo điều kiện dập của vòng đàn hồi. 6.2iểm tra sức bền của chốt : Ta có : => Đảm bảo điều kiện đủ bền uốn của chốt. PHẦN V: TÍNH CHỌN THEN Để cố định bánh răng theo phương tiếp tuyến hay để truyền mômen và chuyển động từ trục đến bánh răng hoặc ngược lại ta dùng then. Đường kính trục I để lắp then là - Theo (bảng 9.1a)/trang 173 chọn các thông số then bằng: Đường kính b x h t1 l 22 8x7 4 40,8 45 16x10 6 49,6 48 16x10 6 40,8 52 16x10 6 49,6 50 16x10 6 Chiều dài then: l1 = 0,8.lm12= 0,8.50= 40mm chọn l1 = 40mm l2 = 0,8.lm22 = 0,8.62 = 49,6 mm chọn l2 = 49,6mm l2’ = 0,8.lm23 = 0,8.62 =49,6 mm chọn l2’ = 49,6mm l3 = 0,8.lm33 = 0,8.61 =48,8 mm chọn l3 = 48,8mm l3`=0,8.lm32=0,8.62=49,6 mm chọn l3`=49,6mm d1 = 20 mm;T1 = 16887,3 Nmm; d12 = 20 mm;d13 = 22mm d2 = 45 mm;T2 = 120853,09 Nmm;d22 =45 mm;d23 =48 mm;d24=45mm d3 = 50 mm; T3 = 453675,47 Nmm; d32 = 52mm. d33=52mm []=50 (Mpa) theo bảng(9.5)trang178/[1]; []=.90(Mpa) chịu va đập Điều kiện bền dập và bền cắt trên trục I được xác định theo công thức (9-1) và (9-2) trang 173 /[1] : σd = = =11,84 = = =4 Ta thấy : σd = 11,84 (MPa) < []=50 (Mpa) = 4,4 (MPa) < []=1/3.90=30 (Mpa) Vậy trục I thỏa mãn điều kiện bền dập và cắt Tại vị trí lắp bánh bị dẫn (2 _2) trên trục số 2 : σd = = =92,05 = = =18 Ta thấy : σd = 92,05 (MPa) < []=100 (Mpa) = 18 (MPa) < []=1/3.90=30 (Mpa) -Tại vị trí lắp bánh dẫn (1_1) trên trục II : σd = = =30,94 = = =7,73 Ta thấy : σd = 30,94 (MPa) < []=100 (Mpa) = 7,73 (MPa) < []=1/3.90=30 (Mpa) t ại thiết diện (2-2) trục 2 σd = = =35,26 = = =8,8 Ta thấy : σd = 35,26 (MPa) < []=100 (Mpa) = 8,8 (MPa) < []=1/3.90=30 (Mpa) Tại vị trí lắp banh bị dẫn (1_1) trên trục III : σd = = =44,5 = = =10,9 Ta thấy : σd = 44,5 (MPa) < []=100 (Mpa) = 10,9 (MPa) < []=1/3.90=30 (Mpa) Tại vị trí (2-2) trên trục III : σd = = =87,9 = = =21,9 Ta thấy : σd = 87,9 (MPa) < []=100 (Mpa) = 21,9 (MPa) < []=1/3.90=30 (Mpa) Phần VI : TÍNH CHỌN Ổ LĂN I.CHỌN Ổ LĂN CHO TRỤC I 1. chọn loại ổ lăn : Ta có FAx= 282,96  N ; FAy= 164,51 N FBx=509,84 N ; FBy = 204,94 N Suy ra : Ta có >0,3 =>chọn ổ bi đỡ chặn với góc đỡ tiếp xúc a=360 Với đường kính đoạn lắp ổ trục I là d=17mm,theo bảng P2.12T263[I] chọn loại ổ cỡ trung hẹp : Kí hiệu : 36204 ; d=17mm ; D=40mm ; b=11mm ; r= 1mm;r1=2mm ; Khả năng tải động : C=9,43kN ;khả năng tải tĩnh : C0=6,24 kN 2.-Lực dọc trục tác dụng vào ổ Ta có tra bảng 11.4T216[I] ta có : e =1,14 Theo công thức 11.8,lực dọc trục do lực hướng tâm tác dụng lên ổ sinh ra : Fs1 = e.Fr1=1,14.549,84 =626,8 N Fs0 = e.Fr0=1,14.327,3 =373,12 N ΣFa0= Fs1 –Fa =626,8-369,45= 257,35 N ΣFa1= Fs0 +Fa =373,12+396,45= 769,57 N Ta thấy: |ΣFa0 | < Fs0 |ΣFa1 | > Fs1 Theo bảng 11.4T215[I] với ổ bi đỡ chặn 1 dãy : vòng trong quay V=1 *) Tải trọng động tương đương : Theo công thức 11.3T214[I] ta có: Như vậy chỉ cần tính cho ổ 1 chịu lực lớn hơn. Tải trọng động tương đương : QE= Tuổi thọ của ổ tính bằng triệu vòng quay : triệu vòng Khả năng tải động thỏa mãn. 3.-Khả năng tải tĩnh Khả năng tải tĩnh được xác định theo điều kiện : Tra bảng 11.6T221[I] ta có : X0=0,6 ; Y0=0,5 Vậy khả năng tải tĩnh được đảm bảo. II.-CHỌN Ổ LĂN CHO TRỤC II 1.-Chọn ổ lăn Ta có FDx= 2432,84 N ; FDy= 717,4N FCx=2432,84 N ; FCy = 415,38 N Suy ra : Ta có >0,14 =>chọn ổ bi đỡ chặn với góc đỡ tiếp xúc a=360 Với đường kính đoạn lắp ổ trục I là d=40 mm,theo bảng P2.12T263[I] chọn loại : Kí hiệu :46308 ; d=40mm ; D=90 mm ; b=23mm ; r= 2,5mm;r1=1,2mm ; Khả năng tải động : C=39,2kN ;khả năng tải tĩnh : C0=30,7 kN 2.-Lực dọc trục tác dụng vào ổ Ta có tra bảng 11.4T216[I] ta có : e =0,3 Theo công thức 11.8,lực dọc trục do lực hướng tâm tác dụng lên ổ sinh ra : Fs1 = e.Fr1=0,3.2536,4=760,89 N Fs0 = e.Fr0=0,3.2486 =745,8 N ΣFa0= Fs1 –Fa =760,89-168,86= 592,12 N ΣFa1= Fs0 +Fa =745,8+168,86= 914,66 N Ta thấy: |ΣFa0 | < Fs0 |ΣFa1 | > Fs1 Theo bảng 11.4T215[I] với ổ bi đỡ chặn 1 dãy : vòng trong quay V=1 *) Tải trọng động tương đương : Theo công thức 11.3T214[I] ta có: Như vậy chỉ cần tính cho ổ 1 chịu lực lớn hơn. Tải trọng động tương đương : QE=2986 Tuổi thọ của ổ tính bằng triệu vòng quay : triệu vòng Khả năng tải động thỏa mãn. 3.-Khả năng tải tĩnh Khả năng tải tĩnh được xác định theo điều kiện : Tra bảng 11.6T221[I] ta có : X0=0,6 ; Y0=0,5 Vậy khả năng tải tĩnh được đảm bảo. III.-CHỌN Ổ LĂN CHO TRỤC III 1.-Chọn ổ lăn Ta có FEx= 1965,09 N ; FEy= 320,66 N FFx= 1965,09N ; FFy = 5193,42 N Suy ra : Ta có <0,3 =>chọn ổ bi đỡ một dãy Với đường kính đoạn lắp ổ trục III là d=45 mm,theo bảng P2.7T254[I] chọn loại ổ : Kí hiệu :210 ; d=45mm ; D=100 mm ; b=25mm ; r= 2,5 mm ; Khả năng tải động : C=37,8kN ;khả năng tải tĩnh : C0=26,7kN 2.-Lực dọc trục tác dụng vào ổ Ta có tra bảng 11.4T216[I] ta có : e =0,19 Theo công thức 11.8,lực dọc trục do lực hướng tâm tác dụng lên ổ sinh ra : Fs1 = e.Fr1=0,19.5552,9=1051,0 N Fs0 = e.Fr0=0,19.1994= 378,86N HINH VẼ Theo bảng 11.4T215[I] với ổ bi đỡ chặn 1 dãy : vòng trong quay V=1 *) Tải trọng động tương đương : Theo công thức 11.3T214[I] ta có: Như vậy chỉ cần tính cho ổ 1 chịu lực lớn hơn. Tải trọng động tương đương : Tuổi thọ của ổ tính bằng triệu vòng quay : triệu vòng C=(7218,7/1000).3,2=23<C=37,8 Khả năng tải động thỏa mãn. 3.-Khả năng tải tĩnh Khả năng tải tĩnh được xác định theo điều kiện : Tra bảng 11.6T221[I] ta có : X0=0,6 ; Y0=0,5 Vậy khả năng tải tĩnh được đảm bảo. PHẦN VII : KẾT CẤU CHI TIẾT VÀ BÔI TRƠN I.-KẾT CẤU VỎ HỘP Chỉ tiêu tính toán của vỏ hộp giảm tốc là độ cứng cao và khối lượng nhỏ.Chọn vật liệu để đúc hộp giảm tốc là gang xám có kí hiệu GX15-32 Ta chọn bề mặt ghép nắp và thân đi qua tâm trục . 1.-Bảng quan hệ kích thước của các phần tử cấu tạo nên hộp giảm tốc đúc Tên gọi biểu thức tính toán Chiều dày : Than hộp , d nắp hộp, d1 d = 0,03a + 3 = 0,03.203 + 3 = 9,15 → lấy d =9 d1 = 0,9.d= 0,9. 9=8,1 mm→chọn 8mm Gân tăng cứng : chiều dày , e chiều cao, h độ dốc e =(0,8 ¸ 1)d = 7,2¸ 9, chọn e = 8 mm h < 5.d chọn h = 40 mm 2o đường khín : bulong nền , d1 bulong canh ổ, d2 bulong ghép bich lắp và than hộp, d3 vít ghép lắp ổ, d4 d1>0,04.a+10=0,04.205+10=> d1=M18 d2 = (0,7 ¸ 0,8)d1 => d2 = M14 d3 = (0,8 ¸ 0,9)d2 Þ d3 = M16 d4 =( 0,6 ¸ 0,7)d3 Þ d4 = M10 mặt bích ghép lắp và thân: chiều dày bích than hộp, S3 chiều dày bích nắp hộp, S4 bế rộng bích nắp hộp và thân hộp, K3 S3 =(1,4 ¸ 1,5) d3 , chon S3 = 23 mm S4 = ( 0,9 ¸ 1) S3 = 22mm K3 ≈ 3.d2 = 3.14 = 42 mm Kích thước gối trục : -đường kính ngoài và tâm lỗ vít: D3,D2 -bề rộng mặt ghép bulong cạnh ổ: K2 ặtam lỗ bulong canh ổ: E2 -k khoảng cach từ taam bulong đế nắp ổ -chiều cao h định theo kích thức lắp ổ K2 = E2 + R2 + (3¸5)= 22 + 18 + 4 = 44 mm E2= 1,6d2 = 1,6 .14 = 22 mm. R2 = 1,3 d2 = 1,3. 14 = 18 mm k ³ 1,2.d2 = 16,8 mm Þ k = 20 mm h : phụ thuộc tâm lỗ bulong và khích thước mặt tựa: h = 15 mm mặt đế hộp : chiều dày khi có phần lồi S1 bế rộng mặt đế hộp, K1 vµ q S1 = (1,3 ¸ 1,5) d1 Þ S1 = 25 mm K1 » 3.d1 » 3.18 = 54 mm q > K1 + 2d = 54 + 2.9 = 74 mm; Khe hở giữa các chi tiết: Bành răng và thành trong hộp đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp mặt bên cạnh bánh răng với nhau. D ³ (1 ¸ 1,2) d Þ D = 10 mm D1 ³ (3 ¸ 5) d Þ D1 = 40 mm D2 ³ d = 10 mm số lượng bulong nến Z Z = ( L + B ) / ( 200 ¸ 300), chän Z = 6 L và B : chiều dày và rộng của hộp 5.2 Nắp ổ - Công dụng : che kín ổ, chống bụi bẩn, cố định vòng ngoài của ổ trên hộp - Nắp ổ đựơc đúc bằng gang xám GX 15 – 12 kích thước lắp ổ trong bảng sau : Hình dáng và các thông số của nắp ổ Bảng 8.2 Kích thước các nắp ổ của hộp giảm tốc: Tra bảng 18.2 Tr-88 tập2 Trục D - d mm D2 mm D3 mm H mm d4 Z I 40-17 47 80 8 M6 4 II 90-40 88 134 8 M6 4 III 100-45 92 145 10 M8 4 5.3 Chân đế Để cố định hộp giảm tốc trên bàn máy ta làm chân đế ở thân hộp, mặt chân đế làm hai dãy lồi song song, nhằm giảm thời gian gia công, tạo khả năng thoát nhiệt và lưu thông khí. Kich thước chiều dai ( L ) và chiều rọng ( B ) của mặt chân đế L = 622 mm ; B = 294 di S H D r l l0 20 30 16 33,6 1 25100 2530 16 24 10 26,8 1 20100 1828 12 19 8 21,9 0,8 1100 1422 10 17 7 19,6 0,5 12100 1220 8 14 5,5 14,4 Cửa thăm, nút thông hơi và que thăm dầu Để tiện trong khi sử dụng quan sát các phần trong hộp giảm tốc cũng như khi lắp ghép và để đổ dầu vào hộp , ta làm của thăm trên đỉnh hộp. Cửa thăm đạy bằng lắp, trên có nút thông hơi. Kích thước của thăm A B- B1 A1 C K R Vít Số vít 100 75 - 100 150 125 87 12 M8x22 4 1. Nút tháo dầu Dầu bôi trơn sau một thời gian làm việc thường bị bẩn làm ảnh hường đến hiệu quả của việc bôi trơn vì vậy cần phải thay dầu mới và xả hết dầu cũ, để làm việc này cần nút tháo dầu : (Theo bảng 18.7 /tr93 TTTKHDĐCK tập 2) Bảng 8.5 Kích thước nút tháo dầu : d b m L D S D0 M16 12 8 23 26 17 19,6 Chốt định vị côn, vòng phớt, vòng chắn mỡ 1. Chốt định vị côn : Để đảm bảo vị trí của nắp và thân trước và sau khi gia công cũng như khi lắp ghép, tránh được hiện tượng biến dạng vòng ngoài của ổ khi xiết chặt bulông Theo bảng 18-4b./tr91TTTKHDĐCK tập 2) Bảng 8.6. Kích thước chốt côn : Số lượng l d c 2 40 4 0,6 Hình 8.4.hình dạng chốt côn 2. Vòng phớt : Để bảo vệ ổ khỏi bụi bẩn, ngăn phôi kim loại và các tạp chất xâm nhập vào ổ Bảng 8.7 Kích thước của các vòng phớt Trục d D a c I 17 40 6 4,3 II 40 90 6 4,3 III 45 100 9 6,5 3. Vòng chắn mỡ : Để ngăn mỡ trong bộ phận ổ với dầu trong hộp Trong đó a = 6÷9; t = 2÷3; b lấy bằng gờ trục . Chọn liểu lắp ghép Ổ lăn lắp trên trục theo hệ thống lỗ, lắp có đọ dôi, lắp theo kiểu k6. Lắp bánh răng, bánh đai và nối trục theo hệ thống lỗ, mốighép có độ dôi theo kiêut k6 . Lắp ghép giữa trục bánh răng với ổ bi : Lắp ghép giữa thân bánh răng với trục : Lắp ghép giữa khớp nối với trục : Lắp ghép giữa vòng chặn mỡ với trục : Mối ghép then. Then cố định trên trục theo kiểu lắp có độ dôi, thường lắp theo hệ thống lỗ với sai lệch của then là k6. bảng các kiểu lắp trong bộ truyền Trôc Chi tiết trên trục kiểu lắp Sai lệch giớ hạn lỗ Sai lệch giới hạn trục độ dôi độ hở I xích H7/k6 19 15 ống lót D11/k6 Bánh răng H7/k6 19 15 mắp ổ H7/d11 30 21 Then bánh răng H9 8+0,036 Js9 8¡0,021 Then bánh chích H9 8+0,03 Js9 8¡0,015 II Bánh răng H7/k6 27 18 nắp ổ H7/d11 f90 f90 320 0 ổ Thân H7 f90 Trục k6 f90 vồng chăn mỡ D11/k6 Then bánh răng H9 16 Js9 16¡0,018 III Bánh răng H7/k6 f45 f45 30 2 nắp ổ H7/d11 f100 f100 185 0 ổ ThânH7 f100 Trục k6 Vòng chăn mỡ D11/k6 Then bánh răng H9 16 Js9 16¡0,018 Then nối trục H9 16 Js9 16¡0,018 Bôi trơn hộp giảm tốc Để giảm mất mát công vì ma sát giảm mài mòn răng, đảm bảo thoát nhiệt tốt và đề phìng các tiết máy bị han gỉ cần phải bôi trơn liên tục các bộ phận truyền trong hộp giảm tốc. Phương pháp bôi trơn: Vận tốc vòng của các bánh răng trong hai bộ truyền cấp nhanh và cấp chậm : V vcn = = = 5,2 (m / s) V vcc = = = 0,55 (m / s) Do vận tốc vòng của trục nhỏ nên ta bôi trơn bộ truyền bằng phương pháp ngâm trong dầu. Dầu bôi trơn hộp giảm tốc: Bánh răng làm bằng vật liệu thép có = 750 Mpa, dựa vào vận tốc vòng vừa tính, theo bảng (18.11) ta chọn độ nhớt của dầu bôi trơn là dựa vào đặc tính làm việc của bộ truyền cần boi trơn, theo bảng (18.13) ta chọn loại dầu bôi trơn công nghiệp có đặc tính kỹ thuật như sau: đặc tính kỹ thuật dầu bôi trơn Tên gọi Độ nhớt ở 50oC (100o) Khối lượng riêng (g/cm2) ở ( 20o C) P/Pháp bôi trơn Dầu ô tô máy kéo AK - 15 0,886-0,926 Ngâm các bánh răng lớn trong dầu ở đáy hộp CHÚ THÍCH - [CT (1.1),(1)] : Công thức 1.1 , tài liệu Trịnh Chất – Lê Văn Uyển, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, Tập 1 – 2 , NXB Giáo Dục, 2003. - [B (2- 2 ),(2)] : Bảng 2 – 2 , tài liệu Nguyễn Tuấn Kiệt – Nguyên Thanh Nam – Phan Tấn Tùng - Nguyễn Hữu Lộc ( Chủ biên ) , Cơ sở thiết kế máy, Tập 1 – 2 , ĐHBK TPHCM, 2001. - [PL 3, (7)] : Phụ lục 3, tài liệu Ninh Đức Tốn, Dung sai và lắp ghép, NXB Giáo Dục, 2000. TÀI LIỆU THAM KHẢO Trịnh Chất – Lê Văn Uyển, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, Tập 1 – 2 , NXB Giáo Dục, Lê Hoàng Tuấn, Sức bền vật liệu, Tập 1 – 2, NXB KHKT, 1998. Ninh Đức Tốn, Dung sai và lắp ghép, NXB Giáo Dục, 2000.