Phân tích tính cấp thiết và chuyển động của hệ dẫn động

MỤC LỤC Trang Lời Nói Đầu Phần I.Phân tích tính cấp thiết và chuyển động của hệ dẫn động 4 I.Giới thiệu và phân tích hệ thống truyền động bánh răng 4 II.Vai trò và chức năng các bộ phận của cơ cấu 5 III.Ưu ngược điểm của bộ truyền 5 Phần II.Chọn động cơ điện và phân phối tỉ số truyền 8 I.Chọn động cơ điên 10 II.Phân phối tỉ số truyền 11 Phần III.Tính toán thiết kế các bộ truyền 12 I.Thiết kế bộ truyền đai 12 II Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh 16 III.Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm 22 Phần IV. Tính trục 28 I.Tính sơ bộ trục 28 II.Tính gần đúng trục 28 II.Tính chính xác trục 35 III.Chọn then 40 IV.Chọn ổ 41 Tài liệu tham khảo 42 LỜI NÓI ĐẦU Nhiều thế kỷ qua sự phát triển kinh tế trên thế giới đòi hỏi con người tìm tòi những công nghệ để ứng dụng vào sản xuất. Trong đó ngành cơ khí là ngành quan trọng góp phần cho sự phát triển kinh tế của nhiều quốc gia trên thế giới cũng như ở Việt Nam. Ngành cơ khí chế tạo đã giúp chúng ta sản xuất ra nhiều chi tiết, nhiều bộ phận máy móc có hình dạng kích thước cụ thể. Để thỏa mãn trong chừng mực nhất định đáp ứng các yêu cầu về kinh tế kỹ thuật và các yêu cầu khác. Vì vậy chi tiết máy là ngành học quan trọng của ngành chế tạo máy, nên khi nghiên cứu đồ án môn học này là vấn đề rất quan trọng và cần thiết để sau khi sinh viên sau khi ra trường tiếp cận với thực tế chuyên ngành, có thể am hiểu hơn về chi tiết máy nhằm giúp cho sinh viên vận dụng những kiến thức đã học, tổng hợp các kiến thức đã học để giải quyết những vấn đề thiết kế máy móc trong sản xuất. Cụ thể là tính toán hình dạng, kích thước và khả năng làm việc trong một điều kiện nhất định, về yêu cầu kỹ thuật, kinh tế và các yêu cầu khác. Thiết kế chi tiết máy gồm có: Thiết kế bộ truyền bánh răng, thiết kế bộ truyền xích, thiết kế bộ truyền đai, thiết kế trục then và các bộ phận liên quan của môn học. Vì đây là lần đầu tiên học xong phần lý thuyết được giao một công việc thiết kế một chi tiết máy. Khi bắt tay vào công việc mới này nhiều sinh viên cũng như em đã cố gắng tính toán các vấn đề một cách cẩn thận. Tuy nhiên với kiến thức có hạn và lần đầu tiên thiết kế nên chắc chắn không thể tránh được những sai sót. Rất mong quý thầy cô quan tâm chỉ bảo và giúp đỡ để em hoàn thành đồ án được tốt hơn. Em xin chân thành cảm ơn. Sinh viên thực hiện Trần Hữu Quyền Nhận xét của giáo viên : PHẦN I: PHÂN TÍCH TÍNH CẤP THIẾT VÀ CHUYỂN ĐỘNG CỦA HỆ DẪN ĐỘNG I. Giới thiệu và phân tích hệ thống truyền động bánh răng: Trong nhiều thế kỷ qua, từ thời lạc hậu cho đến hiện đại, sự vận chuyển, xếp dỡ là một công việc không thể thiếu và quan trọng trong nhiều lĩnh vực sản xuất nhằm giảm nhẹ sức lao động nặng nhọc, tăng năng suất lao động và an tòan. Qua quá trình phát triển của khoa học kỹ thuật trên thế giới đã có nhiều thiết bị nâng chuyển. Các thiết bị này được chia làm hai nhóm chính: máy trục chủ yếu phục vụ vận chuyển các vật nặng thể khối; máy chuyển liên tục chủ yếu phục vụ các quá trình vận chuyển vật liệu vụn rời liên tục theo một tuyến không gian xác định. Các lĩnh vực sản xuất hiện nay có nhu cầu ngày một tăng về các máy móc, thiết bị nâng chuyển, nhu cầu đó cần được đáp ứng với những thiết bị nâng gọn nhẹ dễ sử dụng và đáp ứng được tính bền, tính kinh tế phù hợp với không gian làm việc và điều kiện làm việc cho phép. Vì vây việc tính toán thiết kế hệ thống dẫn động nói chung và hộp giảm tốc nói riêng là vấn đề cần thiết. Truyền động trong hộp giảm tốc là sự truyền động của các cặp bánh răng, trục vít ăn khớp trực tiếp. Truyền chuyển động và công suất được là nhờ sự ăn khớp của các răng (hặc thanh răng) mà bánh dẫn 1 sẽ truyền chuyển động sang bánh bị dẫn 2. n1: Tốc độ vòng bánh dẫn n2: Tốc độ vòng bánh bị dẫn d1: Đường kính vòng bánh dẫn d2: Đường kính vòng bánh bị dẫn Tốc độ có thể đạt tới 140m/s hoặc cao hơn. Công suất có thể truyền được từ rất nhỏ N=0.1kw đến khá lớn khoảng 300kw. (như trong các máy làm việc, máy vận chuyển: Máy xây dựng, ôtô...) hoặc công suất lớn đến 1000kw như trong máy thủy điện. Tỉ số truyền từ 1÷10 hoặc cao hơn. II. Vai trò và chức năng các bộ phận của cơ cấu: - Động cơ điện: Hiện nay trong công nghiệp dùng hai loại động cơ điện là: Động cơ điện một chiều và động cơ điện xoay chiều. Động cơ điện xoay chiều được sử dụng rộng rãi trong công nghiệp, với sức bền làm việc cao, momen khởi động lớn. bên cạnh đố ta còn có động cơ điện một chiều: Là loại động cơ điện có khả năng điều chỉnh tốc độ trong phạm vi rộng, khi làm việc bảo đảm khởi động êm, hãm và đảo dể dàng, giá thành cao khi lắp đặt cần thêm bộ chỉnh lưu. Trên ưu khuyết điểm của hai loại động cơ điện xoay chiều và động cơ điện một chiều ta thấy được động cơ điện xoay chiều tuy tính chất thay đổi tốc độ không bằng động cơ điện một chiều nhưng với tính thông dụng, bền và kinh tế hơn thì những khuyết điểm của loại động cơ nầy vẫn chấp nhận được. Vậy ta chọn động cơ điện xoay chiều. - Hộp giảm tốc: Đối với đề bài ta chỉ xét hai loại đó là: Hộp giảm tốc của bộ truyền bánh răng trụ và hộp giảm tốc của bộ truyền bánh răng nón. + Bộ truyền bánh răng trụ: Được sử dụng để truyền momen từ các trục song song với nhau, trong đó hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp được sử dụng nhiều nhất. + Bánh răng nón: Được dùng để truyền momen và chuyển động giữa các trục giao nhau nhưng chế tạo bánh răng khá phức tạp. Vậy ta chọn hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển để phù hợp với cơ cấu làm việc và giảm vật liệu chế tạo. III. Ưu nhược điểm của bộ truyền: 1. Hộp giảm tốc: a. Ưu điểm: Hộp giảm tốc là một cơ cấu gồm các bộ phận truyền bánh răng hay trục vít, tạo thành một tổ hợp biệt lập để giảm số vòng quay và truyền công suất từ động cơ đến máy công tác. Ưu điểm là hiệu suất cao, có khả năng truyền nhứng công suất khác nhau, tuổi thọ lớn, làm việc chắc chắn và sử dụng đơn giản. Phạm vi công suất, vận tốc và tỉ số truyền khá rộng. b. Nhược điểm: Đối với hộp giảm tốc nhiều cấp tải trọng phân bố không đồng điều trên các trục nên các ổ trục được chọn theo phản lực lớn nhất, vì vậy kích thước và trọng lượng hộp giảm tốc lớn. Khó bôi trơn các bộ truyền trong hộp giảm tốc. Đối với hộp giảm tốc trục vít khi làm việc bột kim loại và bụi bẩn rơi vào chổ ăn khớp dể làm mài mòn và kẹt chuyển động, hộp giảm tốc trục vít có hiệu suất thấp không quá 60÷80kw. Nếu cao nhất chỉ đạt 270kw. 2. Truyền động bánh răng: a. Ưu điểm: + Đảm bảo độ chính xác truyền động vì không có sự trượt. + Tỉ số truyền ổn định. + Cố thể sắp đặt vị trí tương đối giữa các cặp bánh răng ăn khớp theo những góc mong muốn trong không gian ( song song, chéo nhau hay vuông góc nhau). + Hiệu suất cao h=0.96÷0.98 thậm chí h=0.99 cho một cặp bánh răng. + Kích thước bộ truyền tương đối nhỏ gọn, khả năng tải lớn, tuổi thọ và độ tin cậy cao. + Làm việc trong phạm vi công suất, tốc độ và tỉ số truyền khá rộng. b. Nhược điểm: + Không thể thực hiện được truyền động vô cấp. + Không có khả năng tự bảo vệ an toàn khi quá tải. + Có nhiều tiếng ồn khi vận tốc lớn. + Đòi hỏi độ chính xác cao trong chế tạo (chế tạo tương đối phức tạp) và lắp ráp. + Chịu va đập kém vì độ cứng bộ truyền khá cao. 3.Truyền động đai a. Ưu điểm: + Có thể truyền động giữa các trục khá xa nhau. + Làm việc êm, do vật liệu đai có tính đàn hồi. + Giữ được an toàn cho các chi tiết máy khác khi bị quá tải vì lúc này đai sẽ trượt trên toàn phần trên bánh. + Kết cấu đơn giản, giá thành rẻ. b. Nhược điểm: + Khuôn khổ kích thước khá lớn (khi cùng một điều kiện làm việc, thường riêng đường kính bánh đai đã lớn hơn đường kính bánh răng khoảng 5 lần). + Lực tác dụng trên trục và ổ lớn do phải căng đai (lực tác dụng trên trục và ổ tăng thêm 2 đến 3 lần so với truyền động bánh răng). + Tuổi thọ thấp khi làm việc với vận tốc cao. + Khi dùng bánh căng đai làm tăng số chu kỳ bị uốn của đai sẽ làm giảm tuổi thọ của đai. 4. Truyền động xích: a. Ưu điểm: + Có thể truyền động giữa các trục khá xa nhau (AMax=8m). + Khả năng tải cao hơn đai. + Hiệu suất truyền động cao hơn so với đai h=0.96÷0.98. + Lực tác dụng lên trục nhỏ hơn so với truyền động đai vì lực căng ban đầu không lớn. + Có thể truyền chuyển động và công suất cùng một lúc đến nhiều trục. + Không xãy ra sự trượt nên tỉ số truyền không đổi. + Kích thước nhỏ so với truyền động đai. b. Nhược điểm: + Giá thành tương đối cao với kết cấu phức tạp. + Có nhiều tiếng ồn khi làm việc. + Vận tốc tức thời của xích và đĩa bị dẫn thay đổi theo thời gian (không ổn định). + Yêu cầu chăm sóc thường xuyên (bôi trơn,...) và phúc tạp hơn so với bộ truyền đai. + Chóng bị mòn khi làm việc nơi nhiều bụi và bôi trơn không tốt. 5. Truyền động trục vít: a. Ưu điểm: + Tỉ số truyền lớn + Làm việc êm và không ồn + Có khả năng tự hãm b.Nhược điểm: + Hiệu suất thấp ( trong các bộ truyền có thể tự hãm ) + Cần phải dùng vật liệu giảm ma sát đắt tiền (đồng thanh) để chế tạo bánh vít. IV. Vấn đề bôi trơn: Để giảm sự hao tốn về năng suất và ma sát mài mòn răng, đảm bảo thoát được nhiệt tốt cần phải bôi trơn liên tục các bộ truyền trong hộp giảm tốc. Nên chọn hợp lý loại dầu, độ nhớt và hệ thống bôi trơn sẽ làm tăng tuổi thọ của các bộ truyền tức là nâng cao thời gian sử dụng máy. theo cách dẫn dầu đến bôi trơn của chi tiết máy người ta phân biệt bôi trơn ngâm dầu và bôi trơn lưu thông. Ngoài ra đối với các bộ truyền đỡ hở của những máy không quan trọng có thể bôi trơn định kỳ bằng dầu mở. - Bôi trơn ngâm dầu bằng cách ngâm bánh răng hoặc các chi tiết vào dầu. Cách bôi trơn nầy thường dùng khi vận tốc của bộ truyền v ≤12m/s. Mặt khác khi vận tốc quá lớn các chất rắn bả trong dầu sẽ khuấy động và kẹt vào chổ ăn khớp. Khi vận tốc bộ truyền xấp xỉ các số trên thì các chi tiết được ngâm dầu ở các phần tiếp xúc khi làm việc. - Đối với hộp giảm tốc hai cấp bánh răng nón-bánh răng trụ, nếu mức dầu không thể lan lên nữa để bôi trơn cả hai bộ truyền thì có bể ngăn chứa dầu lại cho bôi trơn từ từ cả hai phần bánh răng trụ và bánh răng nón. - Đối với hộp giảm tốc nhiều cấp: Nếu các bánh răng không ngâm trong dầu thì làm nghiêng bề mặt nghép nắp và thân hộp. Đối với hộp giảm tốc đặt đứng có thể dùng bánh răng bôi trơn hoặc vòng bôi trơn. Dung lượng của dầu trong hộp thường lấy khoảng 0.4-0.8lít cho một kw công suất truyền, trị số nhỏ cho hộp giảm tốc cỡ lớn. - Bôi trơn dùng cho các bộ truyền có vận tốc lớn v>12m/s và cho hộp giảm tốccỡ lớn có vận tốc nhỏ hơn. Phương pháp nầy dùng cho các hộp giảm tốc có công suất và vận tốc không lớn lắm nhưng cấu tạo của nó không cho phép thực hiện được việc bôi trơn ngâm dầu. Dầu bôi trơn từ bể áp suất 0.5-1.7atm theo các đường ống dẫn qua vòi phun đến bôi trơn chỗ ăn khớp. Đối với bánh răng thẳng thì đặt vòi phun sao cho các tia dầu bắn ngược chiều quay của bánh răng. Trong trường hợp vận tốc quá lớn nếu bôi trơn theo phương pháp này thì vòi phun đặt lên trên chỗ ăn khớp không phụ thuộc vào chiều quay. * Các loại dầu thường dùng để bôi trơn hộp giảm tốc: + Dầu công nghiệp: Thường dùng rộng rãi để bôi trơn nhiều loại máy khác nhau. Bôi trơn bằng phường pháp lưu thông nên dùng dầu công nghiệp 45. + Dầu tua pin: Có chất lượng tốt nền thường dùng để bôi trơn các bộ truyền bánh răng quay nhanh. + Dầu ôtô máy kéo AK10 và AK15: Cũng được dùng để bôi trơn hộp giảm tốc. Chọn độ nhớt của dầu bôi trơn cho thích hợp, kiểm tra mức dầu trong hộp giảm tốc bằng các thiết bị dầu. Để tránh sóng dầu làm vệt chảy dầu giao động khó quan sát, người ta thường lắp thước chỉ dầu trong một ống bao ngoài hoặc trong một cái hốc, để dễ quan sát và chứa lượng dầu đủ bôi trơn cho máy. PHẦN II CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN Các thông số: + Lực tác dụng: 8500N + Vận tốc băng tải: 0.74 m/s + Đường kính tang: 460 mm + Thời gian: 5 năm + Mỗi ngày làm việc: 2 ca + Mỗi ca : 6 giờ I.Chọn động cơ điện - Để chọn động cơ điện. cần tính công suất cần thiết. ta gọi : + N – công suất trên băng tải. + - hiệu suất chung. + Nct – công suất cần thiết. Ta có : kW Trong đó : + N – Công suất động cơ . N = kW Với : P = 8500 N v = 0.74 m/s + η - Là tích số hiệu suất của bộ truyền và của các cặp ổ trong thiết bị Với : Tra bảng . ta có các thông số như sau : - Hiệu suất bộ truyền đai - Hiệu suất của một cặp ổ lăn - Hiệu suất bộ truyền bánh răng - Hiệu suất khớp nối Vậy ta có công suất cần thiết Chọn động cơ điện: Cần phải chọn động cơ điện có công suất lớn hơn Nct.Trong tiêu chuẩn động cơ điện có nhiều loại thoả mãn điều kiện này. Tra bảng .ta chọn động cơ A02-51-4.Có các thông số như sau: Động cơ Công suất (kW) Ở tải trọng định mức Khối lượng động cơ (kg) Vận tốc(Vg/Ph) Hiệu suất (%) A02-51-4 7,5 1460 89,0 1,4 2,0 0,8 107 II.Phân phốí tỷ số truyền: Tỷ số truyền động chung : * Trong đó: +nt - số vòng quay của Tang. Ta có : Vg/Ph + ndc - Số vòng quay của động cơ. Ta có : ndc = 1460 Vg/Ph. Ta có : i = id.ibn.ibc Trong đó : id - Tỷ số truyền của bộ truyền đai; ibn - Tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ cấp nhanh; ibc - Tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ cấp chậm; Chọn trước id = 4 (Tra bảng ) Ta có: id×ibn×ibc = 47,5 . Để tạo điều kiện bôi trơn bánh răng trong hộp giảm tốc bằng phương pháp ngâm dầu ta chọn Chọn tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ cấp chậm ibc = 3,1 . ta có tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ cấp nhanh : Số vòng quay của từng trục Trục I: Trục II: Trục III: Công suất trên từng trục: NI = NII = NIII = Momen xoắn Mx cho từng trục: + Momen xoắn cho động cơ. Mđc = + Momen xoắn trục I: MI = + Momen xoắn trục II: MII = + Momen xoắn trục III: MIII = BẢNG HỆ THỐNG CÁC SỐ LIỆU TÍNH ĐƯỢC Trục Thông số Trục động cơ I II III i id = 4 ibn = 3,8 ibc = 3,1 n (Vg/Ph) 1460 365 96 30,7 N (kW) 7,5 7,1 6,85 6,61 M (Nmm) 49058 185767 681432,3 2053529,6 PHẦN III TÍNH TOÁN VÀ THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN I.THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI Số liệu Công suất 7,5 kW Số vòng quay trục dẫn : ndc 1460 Vg/Ph Số vòng quay trục bị dẫn : nI 365 Vg/Ph Số ca làm việc / 1 ngày 2 ca Mỗi ca làm việc 6 h Tỉ số truyền i 4 Tải trọng làm việc ổn định 1.Chọn loại đai Giả thiết vận tốc của đai v > 5 m/s, ta chọn loại đai thang vì truyền được momen xoắn lớn, công suất truyền ổn định, giá thành rẻ hơn các loại đai khác như đai da, đai vải … Tra bảng , ta chọn loại đai A hoặc Б. Ta tính theo cả 2 phương án và chọn phương án nào có lợi hơn. Kích thước tiết diện đai ah, mm và diện tích tiết diện F , mm2 (Tra bảng ) Các thông số tính toán Các số liệu tính được Loại đai A Б ah ,(mm) 138 1710,5 F , (mm2) 81 138 2.Định đường kính bánh đai nhỏ D1 D1,(mm) (Tra bảng và ) 125 160 Kiểm nghiệm vận tốc của đai : Áp dụng công thức : v, (m/s) 9,55 12,224 Vậy thoả mãn điều kiện v < vmax = (30 ÷ 35 )m/s 3.Tính đường kính D2 của bánh lớn -Áp dụng công thức : Với ξ : hệ số trượt. Đối vớ đai thang thì ξ ≈ 0,02 mm D2,(mm) 490 627,2 Tra bảng lấy đường kính bánh lớn theo tiêu chuẩn D2, (mm) (Theo tiêu chuẩn) 500 630 - Kiểm nghiệm số vòng quay thực n2’ của trục bị dẫn Áp dụng công thức n2’, (Vg/Ph) 357,7 363,4 Ta thấy n2’ sai lệch rất ít so với yêu cầu (< 5%). - Tính lại tỉ số truyền: id 4,08 4,02 4.Chọn sơ bộ khoảng cách trục A - Theo bảng với i ≈ 4 thì A ≈ 0,95D2 A, (mm) (Chọn sơ bộ) 475 598,5 5.Tính chiều dài đai L theo khoảng cách trục A sơ bộ Áp dụng công thức ta có L, (mm) (Tính theo A sơ bộ) 2005,3 2529,6 Tra bảng lấy L theo tiêu chuẩn L, (mm) (Lấy theo tiêu chuẩn) 2000 2500 Kiểm nghiệm số vòng chạy u trong 1 giây : Áp dụng công thức Với umax = 10 m/s u, (m/s) 4,8 4.9 Ta thấy u < umax Thoả điều kiện. 6.Xác định chính xác khoảng cách trục A theo chiều dài đai đã lấy theo tiêu chuẩn Áp dụng công thức ta có A, (mm) (Tính chính xác) 472 582,4 Ta thấy khoảng cách trục a thoả mãn điều kiện Tính khoảng cách nhỏ nhất cần thiết để mắc đai: Áp dụng công thức Amin = A – 0,015L (mm) Amin, (mm) 442 545 Khoảng cách lớn nhất cần thiết để tạo lực căng: Amax = A + 0,03L (mm) Amax, (mm) 532 657,4 7.Tính góc ôm α1 Áp dụng công thức ta có : α1, (độ) 1340 1340 Vậy ta thấy góc ôm α thoả mãn điều kiện 8.Xác định số đai Z cần thiết. -Áp dụng công thức ta có :. Trong đó : [δp]0 : Ứng suất có ích cho phép ,N/mm2 Ct : Hệ số xét đến ảnh hưởng của chế độ tải trọng Cα : Hệ số xét đến ảnh hưởng của góc ôm Cv : Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc Ta chọn ứng suất căng ban đầu và theo trị số D1. Tra bảng ta tìm được ứng suất có ích cho phép [δp]0 (N/mm2) : [δp]0, (N/mm2) 1,7 1,67 Các hệ số khác: Ct , Tra bảng 0,9 0,9 Cα , Tra bảng 0,86 0,86 Cv , Tra bảng 1 1 Ta có số đai Z tính theo công thức và số đai đã lấy: Z , theo công thức 5,44 2,54 Z , Số đai đã lấy 5 3 9.Định các kích thước chủ yếu của bánh đai - Chiều rộng của bánh đai B: Áp dụng công thức : B = (Z – 1)t + 2S Trong đó các hệ số t,S tra từ bảng t 16 20 S 10 12,5 =>Chiều rộng của bánh đai B B, (mm) 84 65 - Đường kính ngoài của bánh đai : Áp dụng công thức : bánh dẫn : Dn1 = D1 + 2h0 bánh bị dẫn : Dn2 = D2 + 2h0 h0 ,Tra bảng 3,5 5 Dn1 , (mm) 132 170 Dn2 , (mm) 507 640 - Đường kính trong của bánh đai : bánh dẫn : Dt1 = Dn1 - 2e bánh bị dẫn : Dt2 = Dn2 - 2e e , Tra bảng 12,5 16 Dt1 , (mm) 107 138 Dt2 , (mm) 482 608 10.Tính lực căng ban đầu S0. - Áp dụng công thức : S0 , (N) 97 166 - Tính lực tác dụng lên trục R: Áp dụng công thức : R , (N) 1339 1375 Kết luận: Ta chọn phương án dùng bộ truyền đai loại A vì có khuôn khổ nhỏ gọn hơn, có lực tác dụng lên trục và bề rông bánh đai, khoảng cách trục nhỏ hơn đai loại Б II.THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG THẲNG CẤP NHANH 1.Chọn vật liệu chế tạo bánh răng nhanh và cách nhiệt luyện: Do hộp giảm tốc chịu tải trọng trung bình nên chọn vật liệu làm bánh răng có độ rắn bề mặt răng HB < 350. Đồng thời để tăng khả năng chạy mòn của răng ta chọn độ rắn bánh răng nhỏ lớn hơn độ rắn của bánh răng lớn khoảng 25 ÷ 50 HB HB1 = HB2 + (25 ÷ 50)HB - Tra bảng ta chọn như sau: + Bánh răng nhỏ : thép 45 thường hoá (nhiệt luyện bằng phương pháp rèn) + Bánh răng lớn : thép 35 thường hoá (nhiệt luyện bằng phương pháp rèn) - Cơ tính của các loại thép đã chọn : tra bảng ta có + Bánh răng nhỏ :(Giả sử đường kính phôi 100 ÷ 300 mm) + Giới hạn bền kéo :; + Giới hạn chảy :; + Độ rắn : HB =170 ÷ 220. Ta chọn HB = 190 + Bánh răng lớn :(Giả sử rằng đường kính phôi 300 ÷ 500 mm) + Giới hạn bền kéo : + Giới hạn chảy : + Độ rắn : HB = 140 ÷ 190. Ta chọn HB = 160 2.Định ứng suất mỏi tiếp xúc và ứng suất mỏi uốn cho phép a) Ứng suất tiếp xúc cho phép - Áp dụng công thức ta có : Trong đó: + - Ứng suất tiếp xúc cho phép khi bánh răng làm việc lâu dài, phụ thuộc vào độ cứng Brinen của vật liệu .(N/mm2) +kN’ - Hệ số chu kì ứng suất tiếp xúc + Tra bảng ta có : + Bánh răng nhỏ : = 2,6 HB + Bánh răng nhỏ : = 2,6 HB + Áp dụng công thức ta có : Trong đó : + N0 - Số chu kì cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc Tra bảng ta có N0 = 107 + Ntd - Số chu kì tương đương. Vì bánh răng chịu tải trọng không thay đổi nên ta áp dụng công thức : Ta có :Ntd = N = 600 ×u×n×T Với : n - số vòng quay trong một phút của bánh răng + Đối với bánh răng nhỏ : n1 = 365 Vg/Ph + Đối với bánh răng lớn : n2 = 96 Vg/Ph T - Tổng số giờ làm việc . ta có T = 5×300×6×2 = 18000 giờ u - số lần ăn khớp của một răng khi bánh quay một vòng. Ta có u = 1 => ta có số chu kì tương đương của bánh lớn : Ntd2 = 600×1×96×18000 = 103,7×107 => Số chu kì làm việc tương đương của bánh nhỏ : Ntd1 = Ntd2×i = 103,7×107×3,8 = 394,1×107 Ta thấy Ntd1 > N0 và Ntd2 > N0 nên hệ số chu kỳ ứng suất kN’ của cả 2 bánh răng đều bằng 1. - Úng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ: = 2,6×190 = 494 N/mm2 - Úng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn: = 2,6×160 = 416 N/mm2 b) Ứng suất uốn cho phép - Vì răng làm việc một mặt (bánh răng quay một chiều) nên áp dụng công thức Ta có : Trong đó: + σ0 và σ-1 - Giới hạn mỏi uốn trong chu kì mạch động và trong chu kì đối xứng. Ta có : (vì bánh răng bằng thép). Bánh nhỏ : σ-1 = 0,43×σbk = 0,43×580 = 249,4 N/mm2 Bánh lớn : σ-1 = 0,43×σbk = 0,43×480 = 206,4 N/mm2 + n - Hệ số an toàn.Vì bánh răng làm bằng thép rèn và thường hoá nên lấy n = 1,5. + kσ- Hệ số tập trung ứng suất ở chân răng.Vì bánh răng làm bằng thép rèn và thường hoá nên lấy kσ = 1,8 + kn’’ - Hệ số chu kì ứng suất mỏi uốn.Áp dụng công thức ta có: . Lấy m ≈ 6 vì thép thường hoá. N0 - số chu kì cơ sở của đường cong mỏi uốn.lấy N0 ≈ 5×106 Ntd -số chu kì tương đương .theo trên ta có: Bánh lớn: Ntd2 = 103,7×107 Bánh nhỏ :Ntd1 = 394,1×107 Vì Ntd1 > N0 và Ntd2 > N0 nên kn’’ = 1 -Vậy ta có: Ứng suất uốn cho phép của bánh nhỏ: N/mm2 Ứng suất uốn cho phép của bánh lớn: N/mm2 3.Sơ bộ chọn hệ số tải trọng K. K = (1,3 ÷ 1,5) - Chọn K = 1,4. 4.Chọn hệ số chiều rộng bánh răng. - Trong đó : A- khoảng cách trục. b - Chiều dài răng. 5.Xác định khoảng cách trục A. - Áp dụng công thức ta có: (vì bộ truyền ăn khớp ngoài) Vậy ta chọn A = 234 mm 6.Tính vận tốc vòng của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng. - Tính vận tốc vòng của bánh răng trụ răng thẳng: áp dụng công thức ta có: m/s (vì bộ truyền ăn khớp ngoài) - Chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng:theo bảng ta có : Với v = 1,86 m/s lấy cấp chính xác 9 7.Định chính xác hệ số tải trọng K và khoảng cách trục A. - Hệ số tải trọng K : áp dụng công thức ta có: K = Ktt×Kd Trong đó: Ktt - Hệ số tập trung tải trọng.vì bộ truyền có khả năng chạy mòn (HB <350 và v <15 m/s), tải trọng thay đổi ít nên lấy Ktt = 1. Kd - Hệ số tải trọng động.tra bảng chọn Kd = 1,45 Vậy ta có : K = 1×1,45 = 1,45. - Ta thấy hệ số tải trọng chính xác K ít khác với trị số chọn sơ bộ (K = 1,4) nên ta không cần tính lại khoảng cách trục A.Như vậy có thể lấy chính xác A = 234 mm 8.Xác định môđun, số răng, chiều rộng bánh răng. - Môđun được chọn theo khoảng cách trục A: Áp dụng công thức ta có : mn = (0,01 ÷ 0,02)×A = (0,01 ÷ 0,02)×234 = 2,34 ÷ 4,68 Theo tiêu chuẩn bảng ta lấy mn = 3 - Xác định số răng: + Số răng bánh nhỏ : áp dụng công thức ta có : vì bộ truyền ăn khớp ngoài nên ta có : răng Vậy lấy Z1 = 33 răng. + Số răng bánh lớn :áp dụng công thức ta có: Z2 = i×Z1 = 3,8×33=125,4 răng Vậy lấy Z2 = 126 răng. - Chiều rộng bánh răng : => Chọn b = 94 mm 9.Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng. - Áp dụng công thức ta có : Trong đó: m - môđun pháp của bánh răng y - hệ số dạng răng Z - số răng n - số vòng quay trong 1 phút của bánh răng đang tính N - công suất K - hệ số tải trọng σu - ứng suất uốn sinh ra tại chân răng ,(N/mm2) [σ]u - ứng suất uốn cho phép,(N/mm2) b - bề rộng bánh răng. + Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng bánh nhỏ: Ta có : K = 1,45 ; Z1 = 33 răng; N = 7,15 kW; n1 = 365 Vg/Ph; m = 3; b = 94 mm Tra bảng chọn y1 = 0,451,y2 = 0,517 => => σu1 thoả mãn điều kiện bền +Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng bánh lớn: áp dụng công thức ta có : => => σu2 thoả mãn điều kiện bền 10.Kiểm nghiệm sức bền của răng khi chịu quá tải đột ngột. - Ứng suất tiếp xúc cho phép: áp dụng công thức + Bánh nhỏ : [σ]txqt1 ≈ 2,5 ×[σ]Notx1 = 2,5×2,6HB = 2,5×2,6×190 = 1235 N/mm2 + Bánh lớn : [σ]txqt2 ≈ 2,5 ×[σ]Notx2 = 2,5×2,6HB = 2,5×2,6×160 = 1040 N/mm2 - Ứng suất uốn cho phép : áp dụng công thức + Bánh nhỏ : [σ]uqt1 = 0,8×[σ]ch1 = 0,8×290 = 232 N/mm2 + Bánh lớn : [σ]uqt2 = 0,8×[σ]ch2 = 0,8×240 = 192 N/mm2 - Kiểm nghiệm ứng suất bền tiếp xúc: áp dụng công thức ta có: Trong đó: Kqt = 2: hệ số tải trọng quá tải của thép thường hoá σtx - ứng suất tiếp xúc.áp dụng công thức ta có: Vậy ứng suất quá tải σtxqt = 304,2 N/mm2 nhỏ hơn hệ số cho phép đối với cả bánh nhỏ và bánh lớn. - Kiểm nghiệm sức bền uốn cho phép khi quá tải: áp dụng công thức + Bánh nhỏ : σuqt1=σu1×Kqt=43,1×2 = 86,2 N/mm2 σuqt1 < [σ]uqt1 = 232 N/mm2 + Bánh lớn : σuqt2 = σu2×Kqt=37,6×2 = 75,2 N/mm2 σuqt2 < [σ]uqt2 = σuqt2 = 192 N/mm2 11.Định các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền. Tính theo bảng ta có: Tên thông số Công thức Giá trị Đơn vị Số răng Z1 33 răng Z2 126 răng Khoảng cách trục 238,5 mm Môđun pháp m = mn 3 Chiều cao răng h = 2,25×mn 6,75 mm Chiều cao đỉnh răng hd = m 3 mm Chiều cao chân răng hf = 1,2×m 3,6 mm Độ hở hướng tâm c = 0,25×m 0,75 mm Đường kính vòng chia Bánh nhỏ : dc1 = m×Z1 99 mm Bánh lớn: dc2 = m×Z2 378 mm Đường kính vòng lăn d1 = dc1 99 mm d2 = dc2 378 mm Đường kính vòng đỉnh răng De1 = dc1 + 2×m 105 mm De2 = dc2 + 2×m 384 mm Đường kính vòng chân răng Di1 = dc1 - 2×m - 2×c 91,5 mm Di2 = dc2 - 2×m - 2×c 370,5 mm Góc ăn khớp α0 20 độ Đường kính vòng cơ sở 93 mm 355,2 mm 12.Tính lực tác dụng. - Lực tác dụng lên bánh răng được chia làm ba thành phần : lực vòng P, lực hướng tâm Pr và lực dọc trục Pa(Pa=0 vì là bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng). Áp dụng công thức ta có: - Lực hướng tâm :áp dụng công thức ta có: III.THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG THẲNG CẤP CHẬM 1.Chọn vật liệu chế tạo bánh răng nhanh và cách nhiệt luyện: Do hộp giảm tốc chịu tải trọng trung bình nên chọn vật liệu làm bánh răng có độ rắn bề mặt răng HB < 350. Đồng thời để tăng khả năng chạy mòn của răng ta chọn độ rắn bánh răng nhỏ lớn hơn độ rắn của bánh răng lớn khoảng 25 ÷ 50 HB HB1 = HB2 + (25 ÷ 50)HB - Tra bảng ta chọn như sau: + Bánh răng nhỏ : thép 45 thường hoá (nhiệt luyện bằng phương pháp rèn) + Bánh răng lớn : thép 35 thường hoá (nhiệt luyện bằng phương pháp rèn) - Cơ tính của các loại thép đã chọn : tra bảng ta có + Bánh răng nhỏ :(Giả sử đường kính phôi 100 ÷ 300 mm) + Giới hạn bền kéo :; + Giới hạn chảy :; + Độ rắn : HB =170 ÷ 220. Ta chọn HB = 190 + Bánh răng lớn :(Giả sử rằng đường kính phôi 300 ÷ 500 mm) + Giới hạn bền kéo : + Giới hạn chảy : + Độ rắn : HB = 140 ÷ 190. Ta chọn HB = 160 2.Định ứng suất mỏi tiếp xúc và ứng suất mỏi uốn cho phép a) Ứng suất tiếp xúc cho phép - Áp dụng công thức ta có : Trong đó: + - Ứng suất tiếp xúc cho phép khi bánh răng làm việc lâu dài, phụ thuộc vào độ cứng Brinen của vật liệu .(N/mm2) +kN’ - Hệ số chu kì ứng suất tiếp xúc - Tra bảng ta có : + Bánh răng nhỏ : = 2,6 HB + Bánh răng nhỏ : = 2,6 HB - Áp dụng công thức ta có : Trong đó : + N0 - Số chu kì cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc Tra bảng ta có N0 = 107 + Ntd - Số chu kì tương đương. Vì bánh răng chịu tải trọng không thay đổi nên ta áp dụng công thức : Ta có :Ntd = N = 600 ×u×n×T Với : n - số vòng quay trong một phút của bánh răng + Đối với bánh răng nhỏ : n1 = 96 Vg/Ph + Đối với bánh răng lớn : n2 = 30,7 Vg/Ph T - Tổng số giờ làm việc . ta có T = 5×300×6×2 = 18000 giờ u - số lần ăn khớp của một răng khi bánh quay một vòng. Ta có u = 1 => ta có số chu kì tương đương của bánh lớn : Ntd2 = 600×1×30,7×18000 = 33,2×107 => Số chu kì làm việc tương đương của bánh nhỏ : Ntd1 = Ntd2×ibc = 33,2×107×3,1 = 102,92×107 Ta thấy Ntd1 > N0 và Ntd2 > N0 nên hệ số chu kỳ ứng suất kN’ của cả 2 bánh răng đều bằng 1. - Úng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ: = 2,6×190 = 494 N/mm2 - Úng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn: = 2,6×160 = 416 N/mm2 b) Ứng suất uốn cho phép - Vì răng làm việc một mặt (răng quay một chiều) nên áp dụng công thức Ta có : Trong đó: + σ0 và σ-1 - Giới hạn mỏi uốn trong chu kì mạch động và trong chu kì đối xứng. Ta có : (vì bánh răng bằng thép). Bánh nhỏ : σ-1 = 0,43×σbk = 0,43×560 = 240,8 N/mm2 Bánh lớn : σ-1 = 0,43×σbk = 0,43×480 = 206,4 N/mm2 + n - Hệ số an toàn.Vì bánh răng làm bằng thép rèn và thường hoá nên lấy n = 1,5. + kσ- Hệ số tập trung ứng suất ở chân răng.Vì bánh răng làm bằng thép rèn và thường hoá nên lấy kσ = 1,8 + kn’’ - Hệ số chu kì ứng suất mỏi uốn.Áp dụng công thức ta có: . Lấy m ≈ 6 vì thép thường hoá. N0 - số chu kì cơ sở của đường cong mỏi uốn.lấy N0 ≈ 5×106 Ntd -số chu kì tương đương .theo trên ta có: Bánh nhỏ: Ntd1 = 109,92×107 Bánh lớn :Ntd2 = 33,2×107 Vì Ntd1 > N0 và Ntd2 > N0 nên kn’’ = 1 -Vậy ta có: Ứng suất uốn cho phép của bánh nhỏ: N/mm2 Ứng suất uốn cho phép của bánh lớn: N/mm2 3.Sơ bộ chọn hệ số tải trọng K. K = (1,3 ÷ 1,5) - Chọn K = 1,3. 4.Chọn hệ số chiều rộng bánh răng. - Trong đó : A- khoảng cách trục. b - Chiều dài răng. 5.Xác định khoảng cách trục A. - Áp dụng công thức ta có: (vì bộ truyền ăn khớp ngoài) Vậy ta chọn A = 322 mm 6.Tính vận tốc vòng của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng. - Tính vận tốc vòng của bánh răng trụ răng thẳng:áp dụng công thức ta có: m/s (vì bộ truyền ăn khớp ngoài) - Chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng:theo bảng ta có : Với v = 0,79 m/s lấy cấp chính xác 9 7.Định chính xác hệ số tải trọng K và khoảng cách trục A. - Hệ số tải trọng K : áp dụng công thức ta có: K = Ktt×Kd Trong đó: Ktt - Hệ số tập trung tải trọng.vì bộ truyền có khả năng chạy mòn (HB <350 và v <15 m/s), tải trọng thay đổi ít nên lấy Ktt = 1. Kd - Hệ số tải trọng động.tra bảng chọn Kd = 1,1 Vậy ta có : K = 1×1,1 = 1,1 - Ta thấy hệ số tải trọng chính xác K khác nhiều so với trị số chọn sơ bộ (K=1,3) nên cần tính lại trị số khoảng cách trục A theo công thức : Vậy khoảng cách chính xác trục A = 305 mm 8.Xác định môđun, số răng, chiều rộng bánh răng. - Môđun được chọn theo khoảng cách trục A: Áp dụng công thức ta có : mn = (0,01 ÷ 0,02)×A = (0,01 ÷ 0,02)×305 = 3,05 ÷ 6,1 Theo tiêu chuẩn bảng ta lấy mn = 5 - Xác định số răng: + Số răng bánh nhỏ : áp dụng công thức ta có : vì bộ truyền ăn khớp ngoài nên ta có : răng Vậy lấy Z1 = 30 răng + Số răng bánh lớn :áp dụng công thức ta có: Z2 = i×Z1 = 3,1×30=93 răng Vậy lấy Z2 = 93 răng. - Chiều rộng bánh răng : => Chọn b = 122 mm 9.Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng. - Áp dụng công thức ta có : Trong đó: m - môđun pháp của bánh răng y - hệ số dạng răng Z - số răng n - số vòng quay trong 1 phút của bánh răng đang tính N - công suất K - hệ số tải trọng σu - ứng suất uốn sinh ra tại chân răng ,(N/mm2) [σ]u - ứng suất uốn cho phép,(N/mm2) b - bề rộng bánh răng. + Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng bánh nhỏ: Ta có : K = 1,1 ; Z1 = 30 răng; N = 6,85 kW; n1 = 96 Vg/Ph; m = 5; b = 122 mm Tra bảng chọn y1 = 0,451,y2 = 0,511 => => σu1 thoả mãn điều kiện bền +Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng bánh lớn: áp dụng công thức ta có : => => σu2 thoả mãn điều kiện bền 10.Kiểm nghiệm sức bền của răng khi chịu quá tải đột ngột. - Ứng suất tiếp xúc cho phép: áp dụng công thức + Bánh nhỏ : [σ]txqt1 ≈ 2,5 ×[σ]Notx1 = 2,5×2,6HB = 2,5×2,6×190 = 1235 N/mm2 + Bánh lớn : [σ]txqt2 ≈ 2,5 ×[σ]Notx2 = 2,5×2,6HB = 2,5×2,6×160 = 1040 N/mm2 - Ứng suất uốn cho phép : áp dụng công thức + Bánh nhỏ : [σ]uqt1 = 0,8×[σ]ch1 = 0,8×280 = 224 N/mm2 + Bánh lớn : [σ]uqt2 = 0,8×[σ]ch2 = 0,8×240 = 192 N/mm2 - Kiểm nghiệm ứng suất bền tiếp xúc: áp dụng công thức ta có: Trong đó: Kqt = 2: hệ số tải trọng quá tải của thép thường hoá σtx - ứng suất tiếp xúc.áp dụng công thức ta có: Vậy σtxqt = 330,7 N/mm2 nhỏ hơn hệ số cho phép đối với cả bánh nhỏ và bánh lớn. - Kiểm nghiệm sức bền uốn cho phép khi quá tải: áp dụng công thức + Bánh nhỏ : σuqt1=σu1×Kqt=36,33×2 = 72,66 N/mm2 σuqt1 < [σ]uqt1 = 224 N/mm2 + Bánh lớn : σuqt2 = σu2×Kqt=32,06×2 = 64,12 N/mm2 σuqt2 < [σ]uqt2 = 192 N/mm2 11.Định các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền. Tính theo bảng ta có: Tên thông số Công thức Giá trị Đơn vị Số răng Z1 30 răng Z2 93 răng Khoảng cách trục 307,5 mm Môđun m = mn 5 Chiều cao răng h = 2,25×m 11,25 mm Chiều cao đỉnh răng hd = m 5 mm Chiều cao chân răng hf = 1,2×m 6 mm Độ hở hướng tâm c = 0,25×m 1,25 mm Đường kính vòng chia Bánh nhỏ : dc1 = m×Z1 150 mm Bánh lớn: dc2 = m×Z2 465 mm Đường kính vòng lăn d1 = dc1 150 mm d2 = dc2 465 mm Đường kính vòng đỉnh răng De1 = dc1 + 2×m 160 mm De2 = dc2 + 2×m 475 mm Đường kính vòng chân răng Di1 = dc1 - 2×m - 2×c 137,5 mm Di2 = dc2 - 2×m - 2×c 452,5 mm Góc ăn khớp α0 20 độ 12.Tính lực tác dụng. - Lực tác dụng lên bánh răng được chia làm ba thành phần : lực vòng P, lực hướng tâm Pr và lực dọc trục Pa(Pa=0 vì là bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng). Áp dụng công thức ta có: + Bánh nhỏ: - Lực hướng tâm :áp dụng công thức ta có: + Bánh nhỏ: PHẦN IV TÍNH TRỤC .Chọn vật liệu cho trục. - Vật liệu làm trục phải có độ bền cao, ít nhạy với tập trung ứng suất, có thể nhiệt luyện được và dễ gia công. Thép Cacbon và thép hợp kim là những vật liệu chủ yếu để chế tạo trục. Vì hộp giảm tốc chịu tải trọng trung bình nên ta chọn loại thép 45 ( thép thường hoá) có giới hạn bền σbk = 600 N/mm2 (Tra bảng ).Ứng suất xoắn cho phép ở đầu trục vào của hộp giảm tốc [τ]x = 20 ÷ 35 N/mm2, tại tiết diện nguy hiểm [τ]x = 10 ÷ 13 N/mm2 I.Tính đường kính sơ bộ của các trục. - Áp dụng công thức ta có: Trong đó: d - đường kính trục .(mm) N – công suất truyền. (kW) n - số vòng quay trong một phút của trục C - hệ số tính toán .C = 130 ÷ 110. + Đối với trục I : NI = 7,1 kW nI = 365 Vg/ph Chọn dI = 32 mm + Đối với trục II: NII = 6,85 kW nII = 96 Vg/ph Chọn dII = 50 mm + Đối với trục III: NIII = 6,61 kW nIII = 30,74 Vg/ph Chọn dIII = 75 mm Trong ba trị số dI, dII, dIII trên ta có thể lấy trị số dII = 50 mm để chọn loại ổ bi đỡ cỡ trung bình. Tra bảng ta có chiều rộng ổ bi B = 27 mm đối với ổ bi cỡ trung. II.Tính gần đúng trục. P r1 1 P P 2 r2 P P r3 3 P r4 P P 4 -Để tính các kích thước, chiều dài của trục ta tham khảo bảng . Ta chọn các kích thước như sau: Khe hở giữa các bánh răng c 10 mm Khoảng cách từ thành của hộp đến mặt bên của ổ lăn l2 10 mm Chiều rộng ổ lăn B 27 mm Khoảng cách từ mặt cạnh của bánh răng đến thành trong của hộp a 12 mm Chiều cao của Bulông ghép nắp ổ và chiều dày nắp l3 16 mm Khe hở giữa mặt bên bánh đai và đầu Bulông l4 15 mm Chiều rộng bánh đai B 84 mm Chiều rộng bánh răng cấp nhanh b1 94 mm Chiều rộng bánh răng cấp chậm b2 122 mm -Tổng hợp các kích thước trên ta có: + + + + Sơ đồ phân tích lực trên trục I : - Các thông số chủ yếu + l = 96,5 mm, a + b = 214,5 + c = 82,5 mm -Các lực tác dụng lên trục I bao gồm : + Lực tác dụng lên đai: Pd = 1339 N + Lực hướng tâm : Pr1= 1366 N + Lực vòng : P1= 3752,9 N -Tính phản lực tại gối đỡ: Chiếu lên mặt phẳng yOz. + Tính phản lực tại gối đỡ B: RBy è =814,5 N +Tính phản lực tại gối đỡ A : = 1339 -814,5 +1366 = 1890,5 N Chiếu lên mặt phẳng xOz. + Tính phản lực tại gối đỡ B:RBx + Tính phản lực tại gối đỡ A:RAx - Tính Momen uốn ở tiết diện nguy hiểm: + Ở tiết diện n-n ta có Mu n-n = Pd×l = 1339×96,5 = 129213,5 Nmm + Ở tiết diện m-m ta có: Trong đó: + Muy = RBy×(a+b) = 769,4×214,5 = 165036,3 Nmm + Mux = RBx×(a+b) = 1042,5×214,5 = 223616,25 Nmm → - Đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm: Áp dụng công thức ta có: mm Trong đó : + Mtd – Momen tương đương. Áp dụng công thức + Tra bảng ta chọn [σ] = 50 N/mm2 + β - Đường kính trong của trục- vì trục đặc nên β = 0. + Đường kính trục ở tiết diện n-n Ta có: Mu n-n = 129213,5 Nmm Mx = 185767 Nmm Vậy +Đường kính trục ở tiết diện m-m Ta có : Mu m-m = 277923 Nmm Mx = 185767 Nmm Vậy Đường kính ở tiết diện n-n lấy bằng 35 mm (ngõng trục lắp ổ) và đường kính ở tiết diện m-m lấy bằng 42mm.lớn hơn giá trị được tính vì trục có rãnh then. 681432,3 692484 467172,8 178814,5 7260 M N R My R M x Ny R N R x P 2 3 P P r2 r3 P 82,5 118 96,5 y o z x Muy Mux Mx e e i i Sơ đồ phân tích lực trên trục II: - Các thông số chủ yếu + a = 96,5 mm + b = 118 mm + c = 82,5 mm -Các lực tác dụng lên trục II bao gồm : + Lực tác dụng lên bánh răng nhỏ Lực vòng : P2 = 9085,76 Lực hướng tâm:Pr2 = 3307 N + Lực tác dụng lên bánh răng lớn : Lực vòng: P3= 3752,9 N Lực hướng tâm :Pr3 = 1366 N -Tính phản lực tại gối đỡ: - Chiếu lên mặt phẳng yOz. + Tính phản lực tại gối đỡ N: RNy N è RNy =1853 N. +Tính phản lực tại gối đỡ M : RMy - Chiếu lên mặt phẳng xOz. + Tính phản lực tại gối đỡ N:RNx + Tính phản lực tại gối đỡ M : RMx - Tính Momen uốn ở tiết diện nguy hiểm: + Ở tiết diện e-e ta có +Mux = RMx×c = 5662,7×82,5 = 467172,8 Nmm +Muy = RMy×c = 88×82,5 = 7260 Nmm + Ở tiết diện i-i ta có: + Muy = RNy×a= 1853×96,5 = 178814,5 Nmm + Mux = RNx×a = 7176×96,5 = 692484 Nmm → - Đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm: Áp dụng công thức ta có: mm Trong đó : + Mtd – Momen tương đương. Áp dụng công thức + Tra bảng ta chọn [σ] = 50 N/mm2 + β = 0 v ì trục đặc. Đường kính trục ở tiết diện e-e Ta có: Mu e-e = 467235,8 Nmm Mx = 467172,8 Nmm Vậy Đường kính trục ở tiết diện i-i Ta có : Mu i-i = 715198,4 Nmm Mx = 692484 Nmm Vậy Đường kính ở tiết diện e-e lấy bằng 52 mm và đường kính ở tiết diện i-i lấy bằng 60 mm.lớn hơn giá trị được tính vì trục có rãnh then. Sơ đồ phân tích lực trên trục III 592028,38 215437,25 R Ey Ex R Fy R R Fx r4 P 96,5 200,5 P 4 h h F E 2053529,6 y z o x - Các thông số chủ yếu + a = 96,5 mm + b +c= 118+82,5 = 200,5 mm -Các lực tác dụng lên trục III bao gồm : - Lực tác dụng lên bánh răng Lực vòng : P4 = 9085,76 Lực hướng tâm:Pr4 = 3307 N -Tính phản lực tại gối đỡ: + Chiếu lên mặt phẳng yOz. + Tính phản lực tại gối đỡ F: RFy è RFy =2232,5 N +Tính phản lực tại gối đỡ E : REy + Chiếu lên mặt phẳng xOz. + Tính phản lực tại gối đỡ F : RFx +Tính phản lực tại gối đỡ E : REx - Tính Momen uốn ở tiết diện nguy hiểm: Ở tiết diện h-h ta có +Mux = REx×(b+c) = 2952,76×200,5 = 592028,38 Nmm +Muy = REy×(a+b) = 1074,5×200,5 = 215437,25 Nmm - Đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm: Áp dụng công thức ta có: mm Trong đó : + Mtd – Momen tương đương. Áp dụng công thức + Tra bảng ta chọn [σ] = 50 N/mm2 + β = 0 v ì trục đặc. Vậy Đường kính ở tiết diện h-h lấy bằng 50 mm lớn hơn giá trị được tính vì trục có rãnh then. III.Tính chính xác trục : Kiểm tra hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm . Hệ số an toàn tính theo công thức -Trong đó: + nσ – hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp .Theo công thức ta có: + nτ – hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp.Theo công thức ta có + n – hệ số an toàn. [n] hệ số an toàn cho phép thường lấy [n] = 1,5 ÷ 2,5. Nhưng có thể lấy lớn hơn. Vì trục quay nên ứng suất pháp (uốn) biến đổi theo chu kỳ đối xứng. - σm: là giá trị trung bình ứng suất pháp. Bộ truyền làm việc một chiều nên ứng suất tiếp (xoắn) biến đổi theo chu kỳ mạch động Trong đó: τ-1: là giới hạn mỏi uốn và xoắn với một chu kỳ đối xứng. τa : Biên độ ứng suất pháp và tiếp sinh ra trong tiết diện của trục. W: Mô men cản uốn của tiết diện. Wo: Mô men cản xoắn của tiết diện. kτ : Hệ số tạp trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn tra bảng . β: Hệ số tăng bền bề mặt trục. ψτ: Hệ số xét đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến sức bền mỏi τm: Là trị số trung bình ứng suất tiếp. MU, Mx: là mô men uốn và mômen xoắn. a. Trục I: Xét tiết diện (m – m). Đường kính trục d = 42 mm. Tra bảng ta có: W = 6450 mm3; Wo = 13720 mm3; b × h = 14 × 9 mm2 b: Chiều rộng then (mm) h: Chiều cao then (mm) Có thể lấy gần đúng : Chọn Chọn Mu m-m = 277923 Nmm Mx = 185767 Nmm Chọn hệ số ψσ và ψτ theo vật liệu, đối với thép cacbon trung bình ψσ = 0,1 và ψτ = 0,05, hệ số tăng bền β = 1. Theo bảng lấy Theo bảng , tập trung ứng suất do rãnh then kσ = 1,63; kτ = 1,5. Xét tỷ số : Vì do lắp ghép trục với then có độ dôi nên lấy áp suất bề mặt lắp ghép là P = 30 N/mm2 . Tra bảng ta có => thỏa mãn Vậy tiết diện (n – n) đảm bảo độ an toàn cho phép. b. Trục II: Xét tiết diện (e – e). Đường kính trục d = 52 mm. Tra bảng ta có: W = 12100 mm3; Wo = 25900 mm3; b × h = 16 × 10 mm2 b: Chiều rộng then (mm) h: Chiều cao then (mm) Có thể lấy gần đúng : Chọn Chọn : Mu e-e = 467235,8 Nmm, Mx = 467172,8 Nmm Chọn hệ số ψσ và ψτ theo vật liệu, đối với thép cacbon trung bình ψσ = 0,1 và ψτ = 0,05, hệ số tăng bền β = 1. Theo bảng lấy Theo bảng , tập trung ứng suất do rãnh then kσ = 1,63; kτ = 1,5. Xét tỷ số : Vì do lắp ghép trục với then có độ dôi nên lấy áp suất bề mặt lắp ghép là P = 30 N/mm2 . Tra bảng ta có => thỏa mãn Vậy tiết diện (e – e) đảm bảo độ an toàn Xét tiết diện (i – i). Đường kính trục d = 60 mm. Tra bảng ta có: W = 18760 mm3; Wo = 4000 mm3; b × h = 18 × 11 mm2 b: Chiều rộng then (mm) h: Chiều cao then (mm) Có thể lấy gần đúng : Chọn Chọn Mu i-i = 715198,4 Nmm, Mx = 692484 Nmm Chọn hệ số ψσ và ψτ theo vật liệu, đối với thép cacbon trung bình ψσ = 0,1 và ψτ = 0,05, hệ số tăng bền β = 1. Theo bảng lấy Theo bảng , tập trung ứng suất do rãnh then kσ = 1,63; kτ = 1,5. Xét tỷ số : Vì do lắp ghép trục với then có độ dôi nên lấy áp suất bề mặt lắp ghép là P = 30 N/mm2 . Tra bảng ta có => thỏa mãn Vậy tiết diện (i – i) đảm bảo độ an toàn c. Trục III: Xét tiết diện (h – h). Đường kính trục d = 50 mm. Tra bảng ta có: W = 10650 mm3; Wo = 22900 mm3; b × h = 16 × 10 mm2 b: Chiều rộng then (mm) h: Chiều cao then (mm) Có thể lấy gần đúng : Chọn Chọn MU h-h = 630005,2Nmm; MuX = 592028,38 Nmm Chọn hệ số ψσ và ψτ theo vật liệu, đối với thép cacbon trung bình ψσ = 0,1 và ψτ = 0,05, hệ số tăng bền β = 1. Theo bảng lấy Theo bảng , tập trung ứng suất do rãnh then kσ = 1,63; kτ = 1,5. Xét tỷ số : Vì do lắp ghép trục với then có độ dôi nên lấy áp suất bề mặt lắp ghép là P = 30 N/mm2 . Tra bảng ta có > [n] Vậy tiết diện (h – h) đảm bảo độ an toàn Tổng hợp: Trục Tiết diện Đường kính sơ bộ (mm) Đường kính chọn (mm) Trục I n-n 34,6 35 m-m 40 42 Trục II e-e 49,8 52 i-i 57,2 60 Trục III h-h 46,9 50 IV.Chọn then - Tra bảng ta chọn theo theo tiêu chuẩn có trong bảng. + Đối với trục I: ta chọn then tại chỗ lắp bánh răng ( theo mặt cắt m-m) Ta có đường kính trục tại chỗ lắp bánh răng d = 42mm. tra bảng ta chọn then bằng đầu tròn có các kích thước của then như sau: Kích thước danh nghĩa của then(mm) b 12 h 8 Chiều sâu của rãnh then Trên trục t 4,5 Trên lỗ t1 3,6 k 4,4 r 0,3 Chiều dài then l 56 + Đối với trục II:Đường kính trục ở tiết diện e-e bằng 52 mm và đường kính ở tiết diện i-i bằng 60 mm.Vì vậy ta phải chọn 2 loại then khác nhau cho từng đoạn - ở tiết diện e-e:Chọn then bằng đầu tròn Kích thước danh nghĩa của then(mm) b 16 h 10 Chiều sâu của rãnh then Trên trục t 5 Trên lỗ t1 5,1 k 6,2 r 0,5 Chiều dài then l 50 - ở tiết diện i-i : Chọn then bằng đầu tròn Kích thước danh nghĩa của then(mm) b 18 h 11 Chiều sâu của rãnh then Trên trục t 5,5 Trên lỗ t1 5,6 k 6,8 r 0,5 Chiều dài then l 70 + Đối với trục III.Đường kính trục ở tiết diện h-h bằng 50 mm lớn hơn giá trị được tính vì trục có rãnh then. Ta chọn then bằng đầu tròn. Kích thước danh nghĩa của then(mm) b 16 h 10 Chiều sâu của rãnh then Trên trục t 5 Trên lỗ t1 5,1 k 6,2 r 0,5 Chiều dài then l 56 V.Chọn ổ bi Tra bảng ta chọn ổ bi cho từng trục. - Đối với trục I : Chọn ổ bi đỡ một dãy (ГOCT 8228 – 57 ) có kí hiệu quy ước 307 , có các kích thước như sau (tính theo mm) : d D B d2 D2 Đường kính bi Hệ số khả năng làm việc C Tải trọng tĩnh cho phép Qt daN Số vòng quay giới hạn trong 1phút Kích thước chỗ vát (mm) 36 80 21 48,9 69,1 14,29 40000 1700 8000 2,5 - Đối với trục II : Chọn ổ bi đỡ một dãy (ГOCT 8228 – 57 ) có kí hiệu quy ước 309 , có các kích thước như sau (tính theo mm) : d D B d2 D2 Đường kính bi Hệ số khả năng làm việc C Tải trọng tĩnh cho phép Qt daN Số vòng quay giới hạn trong 1phút Kích thước chỗ vát (mm) 45 100 25 61,7 82,6 17,46 57000 2500 6300 2,5 - Đối với trục III : Chọn ổ bi đỡ một dãy (ГOCT 8228 – 57 ) có kí hiệu quy ước 309 , có các kích thước như sau (tính theo mm) : d D B d2 D2 Đường kính bi Hệ số khả năng làm việc C Tải trọng tĩnh cho phép Qt daN Số vòng quay giới hạn trong 1phút Kích thước chỗ vát (mm) 45 100 25 61,7 82,6 17,46 57000 2500 6300 2,5 Tài liệu tham khảo: 1.- Nguyễn Trọng Hiệp - Nguyễn Văn Lẫm. Thiết Kế Chi Tiết Máy. Nhà xuất bản giáo dục. Hà Nội. 1979. 2. –Trần Hữu Quế - Nguyễn Văn Tuấn – Bài Tập Vẽ Kĩ Thuật Cơ Khí.Nhà xuất bản giáo dục.Hà Nội .2006. 3. – Ninh Đức Tốn - Sổ Tay Dung Sai Lắp Ghép.Nhà xuất bản giáo dục .Hà Nội.2005