Đồ án Chi tiết máy - Đề số 1: Thiết kế hệ dẫn động xích tải

Hiệu suất hệ dẫn động η=ηbr.ηol2.ηx.ηkn (1 cặp bánh răng, 2 cặp ổ lăn, 1 bộ truyền xích, 1 khớp nối) Trong đó tra bảng ta được: Hiệu suất bộ truyền bánh răng: = 0,97 (bánh răng trụ, răng nghiêng, che kín) Hiệu suất bộ truyền xích: = 0,93 (để hở) Hiệu suất ổ lăn: = 0,99 Hiệu suất khớp nối: = 1 (nối trục đàn hồi) η=ηbr.ηol2.ηd.ηx = 0,97.0,992.0,93.1= 0,884 1.3 Công suất cần thiết trên trục động cơ Pyc=Plvη=3.850.884=4.355 (kW) 1.4 Số vòng quay trên trục công tác nlv=60000.vz.p=60000.1,7514.70=107,143 (v/ph) 1.5 Chọn tỷ số truyền sơ bộ Theo bảng chọn sơ bộ: Tỷ số truyền bộ truyền xích: =3 Tỷ số truyền bộ truyền bánh rang trụ = 4 (hộp giảm tốc 1 cấp) = 3.4 = 12 1.6 Số vòng quay trên trục động cơ nsb=nlv.usb=107,143.12 = 1285,716 (v/ph) 1.7 Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ Chọn nđb= 1500 (v/ph) 1.8 Chọn động cơ Từ Pyc = 4.355 kW & nđb =1500 v/ph Tra Danh mục các động cơ điện tổng hợp từ Catalog của HEM và sách TTTK HDĐ CK của Trịnh Chất và Lê Văn Uyển. Kiểu động cơ Pđc (KW) d(mm) Tmax/Tdn Khối lượng TK/Tdn 4A112M4Y3 5.5 32 1425 2.2 56 2 1.9 Phân phối tỷ số truyền Tỷ số truyền của hệ: uch=ndcnlv=1425107.143 = 13.3 Chọn tỷ số truyền của hộp giảm tốc ubr= 4 Tỷ số truyền của bộ truyền ngoài: ux=uchubr=13.34= 3.325 Vậy ta có: &uch=13.3&ubr=4&ux=3.325 1.10 Tính các thông số trên trục Công suất trên trục công tác: Pct=Plv=3.85 (KW) Công suất trên trục II: PII=Pctηol.ηx=3.850,99.0,93= 4.18 (KW) Công suất trên trục I: PI=PIIηol.ηbr=4.180,99.0,97= 4.353 (KW) Công suất trên trục động cơ: Pdc=PIηol.ηkn=4.3530,99.1= 4.397 (KW) Số vòng quay trên trục động cơ: ndc= 1425 (v/ph) Số vòng quay trên trục I: nI=ndcukn=14251= 1425 (v/ph) Số vòng quay trên trục II: nII=nIubr=14254=356,25 (v/ph) Số vòng quay trên trục công tác: nct=nIIux=356,253,325= 107,143 (v/ph) Môment xoắn trên trục động cơ: Tdc=9,55.106Pdcndc=9,55.1064.3971425= 29467,61 (N.mm) Môment xoắn trên trục I: TI=9,55.106PInI=9,55.1064,3531425=29172,74 (N.mm) Môment xoắn trên trục II: TII=9,55.106PIInII=9,55.1064,18356,25=112053,33 (N.mm) Môment xoắn trên trục công tác: Tct=9,55.106Pctnct=9,55.1063,85107,143=343162,86 (N.mm) 1.11 Lập bảng thông số Thông số/ trục Động cơ I II Công tác ukn=1 ubr=4 ux=3,325 P(KW) 4,397 4,353 4,18 3,85 n(v/ph) 1425 1425 356,25 107,143 T(N.mm) 29467,61 29172,74 112053,33 343162,86 PHẦN 2: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH Thông số yêu cầu: P = PII = 4,18 (KW) T1 = TII = 112053,33 (N.mm) n1 = nII = 356,25 (v/ph) u = ux = 3,325 α = 450 2.1 Chọn loại xích Do điều kiện làm việc chịu va đập vừa và công suất nhỏ nên chọn loại xích con lăn. 2.2 Chọn số răng đĩa xích Z1 = 29 – 2u = 29 – 2.3,325 = 22,35 Chọn Z1 = 23 Z2 = u.Z1 = 3,325.23 = 76,5 Chọn Z2 = 77 Tỉ số truyền thực: uth= 7723=3,348 Sai lệch so với lý thuyết: Δ=|u-uth|u=|3,325-3,348|3,325=0,69% 2.3 Xác định bước xích Bước xích p được tra bảng với điều kiện Pt ≤[P], trong đó: Pt – Công suất tính toán: Pt=P.k.kz.knkd Ta có: Chọn bộ truyền xích thí nghiệm là bộ truyền xích tiêu chuẩn, có số răng và vận tốc vòng đĩa xích nhỏ nhất là: Do vậy ta tính được: kz – Hệ số hở răng: kz=Z01Z1=2523=1,087 kn – Hệ số vòng quay: kn=n01n1=400356,25=1,123 kd - Hệ số phân bố không đều tải trọng giữa các dãy xích, chọn 2 dãy xích nên kd =1,7 k = k0kakđckbtkđ.kc trong đó: k0 – Hệ số ảnh hưởng của vị trí bộ truyền: Tra bảng với α = 450 ta được k0 = 1 ka – Hệ số ảnh hưởng của khoảng cách trục và chiều dài xích: Chọn a = (30 ÷ 50)p => Tra bảng ta được ka = 1 kđc – Hệ số ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích (chọn điều chỉnh bằng 1 trong số các đĩa xích) Tra bảng => kđc = 1 kbt – Hệ số ảnh hưởng của bôi trơn: Tra bảng , ta được kbt = 1,3 (bộ truyền ngoài làm việc trong môi trường có bụi , chất lỏng bôi trơn đạt yêu cầu) kđ – Hệ số tải trọng động: Tra bảng , ta được kđ = 1.4 (đặc tính va đập vừa) kc – Hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền: Tra bảng với số ca làm việc là 3 ta được kc = 1,45 k = k0kakđckbtkđkc = 1.1.1.1.1,3.1,4.1,45 = 2,639 Công suất cần truyền P = 4,18 (KW) Do vậy ta có: Pt=P.k.kz.knkd = 4,18. 2,639.1,087.1,1231,7 = 7,92 (KW) Tra bảngvới điều kiện &Pt=7,92(KW)≤P&n01=400 ta được: Bước xích: p = 19,05 (mm) Đường kính chốt: dc = 5,96 (mm) Chiều dài ống: B = 17,75 (mm) Công suất cho phép: [P] = 8,38 (KW) 2.4 Xác định khoảng cách trục và số mắt xích Chọn sơ bộ: a= 40.p = 40.19,05 = 762 (mm) Số mắt xích: x=2ap+Z1+Z22+Z2-Z12p4π2a=2.76219,05+23+772+77-232.19,054π2.762=131,85 Chọn số mắt xích là chẵn: x = 132 Chiều dài xích L =x.p =132.19,05 = 2514,6 (mm). a*=19,054132-23+772+132-23+7722-277-23π2=763,5 mm Để xích không quá căng cần giảm a một lượng: Δa=0,004.a*=0,004.763,5=3,1(mm) Do đó: a=a*-Δa=763,5-3,1=760,4(mm) Chọn khoảng cách trục a = 760 mm Số lần va đập của xích i: Tra bảng với loại xích ống con lăn, bước xích p = 19,05 (mm) => Số lần va đập cho phép của xích: [i] = 35 i=Z1.n115.x=23.356,2515.132=4,14<i=35 2.5 Kiểm nghiệm xích về độ bền s=Qkt.Ft+F0+FV≥s, với: Q – Tải trọng phá hỏng: Tra bảng với p = 19,05 (mm) dòng 2 dãy xích ta được: Q = 72 (kN) Khối lượng 1m xích: q = 3,5 (kg). Kđ – Hệ số tải trọng động: chọn Kđ =1,7 ứng với chế độ làm việc nặng Ft – Lực vòng: Ft=1000Pv=1000.4,182,6=1607,7(N) Với: v=Z1.p.n160000=23.19,05.356,2560000=2,6(m/s) Fv – Lực căng do lực ly tâm sinh ra: Fv=q.v2=3,5.2.62=23,66(N) F0 – Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra: , trong đó: kf – Hệ số phụ thuộc độ võng của xích: Do α =450 => kf = 2 (trang 85 và 86 tài liệu tham khảo số [1]) F0=9,81.kf.q.a=9,81.2.3,5.761,21.10-3=52,27(N) [s] – Hệ số an toàn cho phép: Tra bảng với p = 19,05 (mm); Với n1 = 400 (v/ph) ta được [s] = 10,2 Do vậy: s=Qkđ.Ft+F0+FV=720001,7.1607,7+52,27+23,66=25,63≥s 2.6 Xác định thông số của đĩa xích Đường kính vòng chia: &d1=psinπZ1=19,05sinπ23=139,9(mm)&d2=psinπZ2=19,05sinπ77=467,04(mm) Đường kính đỉnh răng: &da1=p0,5+cotgπZ1=19,05.0,5+cotgπ23=148,12(mm)&da2=p0,5+cotgπZ2=19,05.0,5+cotgπ77=476,18(mm) Bán kính đáy: với tra theo bảng với p=19,05 ta được: 11,91(mm) r=0,5025d1'+0,05=0,5025.11,91+0,05=6,035(mm) Đường kính chân răng: &df1=d1-2r=139,9-2.6,035=127,83(mm)&df2=d2-2r=467,04-2.6,035=454,97(mm) Kiểm nghiệm răng đĩa xích về độ bền tiếp xúc: , trong đó: Kđ – Hệ số tải trọng động: Theo bảng 5.6 trang 82 tài liệu [1] với tài trọng va đập vừa được Kđ = 1,4 A – Diện tích chiếu của bản lề: Tra bảng với p = 19,05 (mm), loại 2 dãy xích được: A = 180 (mm2) kr – Hệ số ảnh hưởng của số răng đĩa xích, tra bảng ở trang 87 tài liệu [1] theo số răng Z1 = 23 ta được kr = 0,44 (nội suy tuyến tính) kđ – Hệ số phân bố tải trọng không đều giữa các dãy kđ = 1,7 Fvđ – Lực va đập trên m dãy xích: Fvđ=13.10-7.n1.p3.m=13.10-7.356,25.19,053.2=6,4(N) E – Môđun đàn hồi: do E1 = E2 = 2,1.105 MPa : Cả hai đĩa xích cùng làm bằng thép. Do vậy: σH1=0,47kr(FtKđ+Fvđ)EA.kđ=0,470,44.(1607,7.1,4+6,4)2,1.105180.1,7=388(MPa) Tra bảng ta chọn vật liệu làm đĩa xích là thép 45, với các đặc tính tôi cải thiện, có σH=500 đến 600 MPa≥σH=388(MPa) 2.7 Xác định lực tác dụng lên trục trong đó: kx – Hệ số kể đến trọng lượng của xích: kx =1,05 vì α ≥ 450 (trang 88 tài liệu số [1]) => Fr=kx.Ft=1,05.1607,7=1688,1(N) 2.8 Tổng hợp các thông số của bộ truyền xích &P =4,18 KW&T1=112053,33  N.mm&n1= 356,25v/ph&u = ux=3,325&α = 450 Bảng: Thông số của bộ truyền xích Bước xích (mm) p = 19,05 Số dãy xích 2 Số mắt xích 132 Số răng đĩa xích nhỏ Z1 = 23 Số răng đĩa xích lớn Z2 =77 Khoảng cách trục (mm) a = 760 Đường kính đỉnh răng đĩa xích nhỏ (mm) da1 = 148,12 Đường kính đỉnh răng đĩa xích lớn (mm) da2 = 476,18 Vật liệu đĩa xích và nhiệt luyện Thép 45, tôi cải thiện Tỷ số truyền thực Uth = 3,348 Sai lệch tỉ số truyền so với yêu cầu 0,69% Môi trường làm việc Có bụi Chế độ bôi trơn Bôi trơn đầy đủ Cách điều chỉnh vị trí trục Điều chỉnh nhờ 1 trong các đĩa xích Góc nghiêng đường nối hai tâm đĩa xích α = 45ᵒ Lực tác dụng lên trục (N) Fr= 1688,1 PHẦN 3: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng Thông số đầu vào: P=PI= 4,35 (KW) T1=TI= 29172,74 (N.mm) n1=nI= 1425 (v/ph) u=ubr=4 Lh=18000 (h) 3.1 Chọn vật liệu bánh răng Tra bảng , ta chọn: Vật liệu bánh răng lớn: Nhãn hiệu thép: 45 Chế độ nhiệt luyện: Tôi cải thiện Độ rắn: Ta chọn HB2=235 Giới hạn bền σb2=750 (MPa) Giới hạn chảy σch2=450 (MPa) Vật liệu bánh răng nhỏ: Nhãn hiệu thép: 45 Chế độ nhiệt luyện: Tôi cải thiện Độ rắn: HB=241÷285, ta chọn HB1= 260 Giới hạn bền σb1=850 (MPa) Giới hạn chảy σch1=580 (MPa) 3.2 Xác định ứng suất cho phép a. Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép: , trong đó: Chọn sơ bộ: SH, SF – Hệ số an toàn khi tính toán về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn: Tra bảng với: Bánh răng chủ động: SH1= 1,1; SF1= 1,75 Bánh răng bị động: SH2= 1,1; SF2= 1,75 - Ứng suất tiếp xúc và uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở: => Bánh chủ động: &σHlim10=2HB1+70=2.260+70=590(MPa)&σFlim10=1,8HB1=1,8.260=468(MPa) Bánh bị động: &σHlim20=2HB2+70=2.235+70=540(MPa)&σFlim20=1,8HB1=1,8.235=423(MPa) KHL, KFL – Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền: , trong đó: mH, mF – Bậc của đường cong mỏi khi thử về ứng suất tiếp xúc. Do bánh răng có HB mH = 6 và mF = 6 NHO, NFO – Số chu kỳ thay đổi ứng suất khi thử về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn: &NHO1=30.HHB12,4=30.2602,4=18,75.106&NHO2=30.HHB22,4=30.2352,4=14,7.106&NFO1=NFO2=4.106 NHE, NFE – Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương: Do bộ truyền chịu tải trọng tĩnh => NHE= NFE= 60c.n.t∑ , trong đó: c – Số lần ăn khớp trong 1 vòng quay: c=1 n – Vận tốc vòng của bánh răng t∑ – tổng số thời gian làm việc của bánh răng &NHE1=NFE1=60.c.n1.tΣ=60.1.1425.18000=1539.106&NHE2=NFE2=60.c.n2.tΣ=60.c.n1u.tΣ=60.1.14254.18000=384,75.106 Ta có: NHE1> NHO1 => lấy NHE1= NHO1 => KHL1= 1 NHE2> NHO2 => lấy NHE2= NHO2 => KHL2= 1 NFE1> NFO1 => lấy NFE1= NFO1 => KFL1= 1 NFE2> NFO2 => lấy NFE2= NFO2 => KFL2= 1 Do vậy ta có:&[σH1]=σHlim10SH1ZRZvKxHKHL1=5901,1.1.1=536,4MPa)&[σH2]=σHlim20SH2ZRZvKxHKHL2=5401,1.1.1=490,9(MPa)&[σF1]=σFlim10SF1YRYSKxFKFL1=4681,75.1.1=425,5(MPa)&[σF2]=σFlim20SF2YRYSKxFKFL2=4231,75.1.1=241,7(MPa) Do đây là bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng => => σH=σH1+σH22=536,4+490,92= 513,65(MPa) b. Ứng suất cho phép khi quá tải &[σH1]max=2,8.σch1=2,8.580=1624(MPa)[σH2]max=2,8.σch2=2,8.450=1260(MPa)&[σF1]max=0,8.σch1=0,8.580=464(MPa)&[σF2]max=0,8.σch2=0,8.450=360(MPa) 3.3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục , với: Ka – hệ số phụ thuộc vật liệu làm bánh răng của cặp bánh răng: Tra bảng => Ka= 43 MPa1/3 (cả 2 đều làm từ thép) T1 – Moment xoắn trên trục chủ động: T1 = 29172,74 (N.mm) [σH] - Ứng suất tiếp xúc cho phép: [σH] = 513,65 (MPa) u – Tỷ số truyền: u = 4 Tra bảng với bộ truyền đối xứng, HB < 350 ta chọn được ψba=0,3 ψbd=0,5ψba(u+1)=0,5.0,3.(4+1)=0,75 KHβ, KFβ – Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về ứng suất tiếp xúc và uốn: Tra bảng với ψbd=0,75 và sơ đồ bố trí là sơ đồ 6 ta được: &KHβ=1,03&KFβ=1,07 Do vậy: aw=Kau+1.3T1.KHβ[σH]2.u.ψba=43(4+1)329172,74.1,03513,652.4.0,3=98,07(mm) Chọn aw = 100 (mm) 3.4 Xác định các thông số ăn khớp a. Mô đun pháp m = (0,01÷0,02)aw = (0,01÷0,02).100 = 1÷2 (mm) Tra bảng chọn m theo tiêu chuẩn: m = 2 (mm). b. Xác định số răng Chọn sơ bộ β = 140 Ta có: Z1=2.awcosβm(u+1)=2.100.cos1402(4+1)=19,41, lấy Z1= 19. Z2= u.Z1= 4.19 = 76 Tỷ số truyền thực tế: ut=Z2Z1=7619=4 Sai lệch tỷ số truyền: Δu=ut-uu.100%=4-44.100%=0%<4% thoả mãn. c. Xác định góc nghiêng răng cosβ=m(Z1+Z2)2aw=219+762.100=0,95 β=arccos(cosβ)=arccos(0,95)=18,1950 d. Xác định góc ăn khớp αtw αt=αtw=arctgtgαcosβ=arctgtg2000,95=20,960 Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở βb: βb=arctgcosαt.tgβ=arctg(cos20,960.tg18,1950)=17,060 3.5 Xác định các hệ số và một số thông số động học Tỷ số truyền thực tế: ut= 4 Đường kính vòng lăn của cặp bánh răng: &dw1=2.awut+1=2.1004+1=40(mm)&dw2=2.aw-dw1=2.100-40=160(mm) Vận tốc trung bình của bánh răng: v=πdw1.n160000=π.40.142560000=2,985(m/s) Tra bảng với bánh răng trụ răng nghiêng, độ rắn mặt loại a(HB1 <350 và HB2<350) v = 2,985 (m/s) ta được cấp chính xác của bộ truyền là: CCX= 9 Tra phụ lục với: CCX= 9 HB < 350 Răng Nghiêng V =2,985 (m/s) Nội suy tuyến tính ta được: &KHv=1,04&KFv=1,104 Hệ số tập trung tải trọng: &KHβ=1,03&KFβ=1,07 KHα , KFα – Hệ số phân bố không đều tải trọng trên các đôi răng khi tính về ứng suất tiếp xúc, uốn: Tra bảng với &v=2,985(m/s)&CCX = 9nội suy ta được: &KHα=1,14&KFα=1,376 3.6 Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng a. Kiểm nghiệm về ứng suất tiếp xúc - Ứng suất tiếp xúc cho phép: [σH]=[σH].ZRZvKxH=513,65.1.1.1=513,65(MPa) ZR=1 (chọn Ra ≤ 1,250,63µm), Zv =1(do HB<350),KxH= 1(da ≤700mm) ZM – Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp: Tra bảng => ZM = 274 MPa1/3 (cả 2 bánh răng đều làm từ thép) ZH – Hệ số kể đến hình dạng của bề mặt tiếp xúc: ZH=2cosβbsin(2αtw)=2cos17,060sin(2.20,960)=1,69 – Hệ số sự trùng khớp của răng: Phụ thuộc vào hệ số trùng khớp ngang εα và hệ số trùng khớp dọc εβ: εα – Hệ số trùng khớp ngang: εα≈1,88-3,21Z1+1Z2.cosβ=1,88-3,2119+176.cos18,1950=1,586 εβ – Hệ số trùng khớp dọc: εβ=bwsinβm.π=30.sin18,19502.π=1,491>1.1 Zε=1εα=11,586=0,794 KH – Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc: KH=KHαKHβKHv=1,14.1,03.1,04=1,211 bw – chiều rộng vành răng: bw=ψba.aw=0,3.100=30(mm) lấy bw = 30(mm). Thay vào ta được: σH=ZMZHZε2T1KHut+1bw.ut.dw12=274.1,69.0,794.2.29172,74.1,221.4+130.4.402=500,8(MPa) Ta có σH=500,8≤[σH]=513,65(MPa) => Thoả mãn b. Kiểm nghiệm độ bền uốn - Ứng suất uốn cho phép của bánh chủ động và bị động: &[σF1]=[σF1].YRYSKxF=468.1.1.03.1=482(MPa)&[σF2]=[σF1].YRYSKxF=423.1.1.03.1=435,7(MPa) Trong đó: YR=1, YS=1,08-0,0695.ln(m)=1,08-0,0695.ln(2)=1,03 KxF=1(da ≤400mm) KF – Hệ số tải trọng khi tính về uốn KF=KFα.KFβ.KFv=1,376.1,07.1,104=1,625 Yε – Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng: Yε=1εα=11,586=0,631 Yβ – Hệ số kể đến độ nghiêng của răng: Yβ=1-β01400=1-18,19501400=0,87 YF1, YF2 – Hệ số dạng răng: Phụ thuộc vào số răng tương đương ZV1 và ZV2: &Zv1=Z1cos3β=19cos318,1950=22,161&Zv2=Z2cos3β=76cos318,1950=88,643 Tra bảng với: Zv1 =22,161 Zv2 = 88,643 x1 = 0 x2 =0 Kết hợp với nội suy tuyến tính ta được: &YF1=3,995&YF2=3,606 Thay vào ta có: &σF1=2.T1.KF.YεYβYF1bw.dw1.m=2.29172,74.1,625.0,631.0,87.3,99530.40.2=86,64(MPa)≤[σF1]=482(MPa)&σF2=σF1.YF2YF1=86,64.3,6063,995=78,2(MPa)≤[σF2]=435,7 (MPa) c. Kiểm nghiệm về quá tải: Kqt – Hệ số quá tải: Kqt=TmaxT=TmaxTdn=2,2 (tra theo động cơ ở phần 1 động học) Do vậy: &σHmax=σHKqt=504,94.2,2=748,9(MPa)≤σH1max=1260(MPa)&σFmax1=Kqt.σF1=2,2.86,64=190,61(MPa)≤σF1max=464(MPa)&σFmax2=Kqt.σF2=2,2.78,2=172,04(MPa)≤σF2max=360(MPa) 3.7 Một vài thông số hình học của cặp bánh răng Đường kính vòng chia: &d1=m.Z1cosβ=2.19cos18,1950=40(mm)&d2=m.Z2cosβ=2.76cos18,1950=160(mm) Khoảng cách trục chia: a=0,5(d1+d2)=0,5(40+160)=100(mm) Đường kính đỉnh răng: &da1=d1+2m=40+2.2=44(mm)&da2=d2+2m=160+2.2=164(mm) Đường kính đáy răng: &df1=d1-2,5.m=40-2,5.2=35(mm)&df2=d2-2,5.m=160-2,5.2=155(mm) Đường kính vòng cơ sở: &db1=d1cosα=40cos200=37,588(mm)&db2=d2cosα=160cos200=150,351(mm) Góc prôfin gốc: α = 200. 3.8 Bảng tổng kết các thông số của bộ truyền bánh răng &P=4,35KW&T1=29172,74N.mm&n1=1425 v/ph&u=ut=4&Lh=18000 h Lực vòng Ft1 = Ft2 = 2.T1dw1=2.29172,7440=1458,64 (N) Lực dọc trục Fa1 = Fa2= Ft1.tgβ=1458,64.tg18,195ᵒ = 479,44 (N) Lực hướng tâm Fr1 = Fr2= Ft1.tgαtw = 1458,64.tg20,96ᵒ = 558,75 (N) Bảng: Thông số của bộ truyền bánh răng trụ Khoảng cách trục (mm) aw = 100 mm Chiều rộng vành răng (mm) bw= 30 mm Mô đun (pháp) mn = 2 Góc nghiêng của rang β = 18,195ᵒ Hướng răng bánh nhỏ Nghiêng phải Độ nhám bề mặt răng (μm) Ra = 1,2-0,63 Tỷ số truyền thực ut = 4 Sai lệch tỉ số truyền so với yêu cầu 0% Cấp chính xác 9 Số răng  Z1 = 19 Z2 = 76 Hệ số dịch dao  x1 = 0 x2 = 0 Vật liệu và độ rắn bề mặt C45, 260HB C45, 235HB Đường kính lăn dw1 = 40 dw2 = 160 Đường kính đỉnh rang da1 = 44 da2 = 164 Đường kính đáy rang df1 = 35 df2 = 155 Lực vòng (N) Ft1 = 1458,64 Ft2 = 1458,64 Lực hướng tâm (N) Fr1 = 558,75 Fr2 = 558,75 Lực dọc trục (N) Fa1 = 479,44 Fa2 = 479,44 PHẦN 4: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC 4.1 Tính toán khớp nối Thông số đầu vào: Mô men cần truyền: T = Tđc = 29467,61 (N.mm) Đường kính trục động cơ: dđc = 32 (mm) 4.1.1 Chọn khớp nối: Ta sử dụng khớp nối vòng đàn hồi để nối trục: Ta chọn khớp theo điều kiện: &Tt≤Tkncf&dt≤dkncf Trong đó: dt – Đường kính trục cần nối: dt = dđc =32 (mm) Tt – Mô men xoắn tính toán: Tt = k.T với: k – Hệ số chế độ làm việc, phụ thuộc vào loại máy. Tra bảng ta lấy k = 1,7 T – Mô men xoắn danh nghĩa trên trục: T = Tđc = 29467,91 (N.mm) Do vậy: Tt = k. T = 1,7.29467,91= 50095,45 (N.mm) Tra bảng với điều kiện: &Tt=50095,45(N.mm)≤Tkncf&dt=32 (mm)≤dkncf Ta được các thông số khớp nối như sau: &Tkncf=125 (N.m)&dkncf=32 (mm)&Z=4&D0=90 (mm) Tra bảng với: ta được: &l1=34(mm)&l3=28(mm)&d0=14(mm) 4.1.2 Kiểm nghiệm khớp nối a. Kiểm nghiệm sức bền dập của vòng đàn hồi: , trong đó: - Ứng suất dập cho phép của vòng cao su. Ta lấy ; Do vậy, ứng suất dập sinh ra trên vùng đàn hồi: σd=2.k.TZ.D0.d0.l3=2.1,7.29467,913.90.14.28=0,947(MPa)<σd b. Điều kiện bền của chốt: , trong đó: - Ứng suất cho phép của chốt. Ta lấy Do vậy ứng suất sinh ra trên chốt: σu=k.T.l10,1.d03.D0.Z=1,7.29467,91.340,1.143.90.4=17,242(MPa)≤σu 4.1.3 Lực tác dụng lên trục Ta có:; lấy trong đó: Ft=2TDo=2.29467,9190=654.84(N) Fkn=0,2Ft=0,2.654,84=130,968(N) 4.1.4 Các thông số cơ bản của nối trục vòng đàn hồi: Thông số Ký hiệu Giá trị Mô men xoắn lớn nhất có thể truyền được 125 (N.m) Đường kính lớn nhất có thể của trục nối 32 (mm) Số chốt Z 4 Đường kính vòng tâm chốt D0 90 (mm) Chiều dài phần tử đàn hồi l3 28 (mm) Chiều dài đoạn công xôn của chốt l1 34 (mm) Đường kính của chốt đàn hồi d0 14 (mm) 4.2. Thiết kế trục 4.2.1 Chọn vật liệu Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 có σb = 600 MPa, ứng suất xoắn cho phép [τ] = 12 ÷ 30 Mpa.v 4.2.2 Xác định lực tác dụng a, Sơ đồ lực tác dụng lên các trục: b. Xác định giá trị các lực tác dụng lên trục, bánh răng: Lực tác dụng lên trục từ bộ truyền xích: Fx = 1688,1 (N) (theo bảng tổng kết phần 2) Lực tác dụng lên trục từ khớp nối: Fkn = 130,968 (N) Lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng: (theo bảng tổng kết chương 2) - Lực vòng: Ft1=Ft2= 1458,64 (N) - Lực hướng tâm: Fr1=Fr2= 558,75 (N) - Lực dọc trục: Fa1=Fa2=479,44 (N) 4.2.3 Xác định sơ bộ đường kính trục - Với trục I: , trong đó: TI – Mô men xoắn danh nghĩa trên trục I: TI = 29172,74(N.mm) [τ] - Ứng suất xoắn cho phép [τ] = 15 ÷ 30 (MPa) với trục vào hộp giảm tốc ta chọn [τ] = 15 (MPa) dsb1=329172,740,2.15=21,3 (mm) - Với trục II: TII – Mô men xoắn danh nghĩa trên trục II: TII = 112053,33 (N.mm) [τ] - Ứng suất xoắn cho phép [τ] = 15 ÷ 30 (MPa) với trục vào hộp giảm tốc ta chọn [τ] = 20 (MPa) dsb2=3112053,330,2.30=26,5 (mm) Ta chọn: &dsb1=25(mm)&dsb2=30(mm) 4.2.4 Xác định sơ bộ khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực a. Xác định chiều rộng ổ lăn trên trục Tra bảng với: &d1=25(mm)&d2=30(mm) Ta được chiều rộng ổ lăn trên các trục: &b01=17(mm)&b02=19(mm) 4.3 Xác định sơ bộ khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực Vì hộp giảm tốc 1 cấp, nên ta có: Chiều dài may ơ của khớp nối (nối trục vòng đàn hồi) lmc1=1,4÷2,5dt=1,4÷2,5.32=44,8÷80(mm) Chọn lmc1 = 46 mm Chiều dài may ơ bánh răng trụ lm=(1,21,5)dsb lm1 =(1,21,5)d1=(1,21,5).25=(3037.5 ) mm Chọn lm1= 34 mm lm2=1,2÷1,5d2=1,2÷1,5.30=36÷45 Chọn lm2=36(mm) Chiều dài may ơ đĩa xích: lmc2=lm2=1,2÷1,5d2=1,2÷1,5.30=36÷45(mm) Chọn lmc2=36(mm) Các kích thước khác liên quan đến chiều dài trục, chọn theo bảng -Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp, hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay: k1=10 mm; -Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp:k2= 5 mm; -Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ k3=20 mm; -Chiều cao nắp ổ và đầu bulông: hn=20 mm 4.3.1. Với trục I l1c = 0,5.(lmc1 + b01) + k3 + hn = 0,5.(46 +17)+20+20= 71,5 mm l12= 0,5.(lm1+b01)+k1 + k2=0,5.( 34 +17)+10+5= 40,5 mm l11 = 2.l12 = 2.40,5 = 81 mm  4.3.2. Với trục II L21 = l11 = 81 mm ; l22 = l12 = 40,5 mm ; l2c= 0,5.(lmc2+b02)+k3 + hn=0,5.(36+19) +20+20= 67,5 mm 4.4 Xác định các lực tác dụng lên gối đỡ Thông số đầu vào: - Lực tác dụng lên trục I từ khớp nối: Fkn = 130,968 (N) - Lực tác dụng lên trục II từ bộ truyền xích: Fx = 1688,1 (N) chiếu lên 2 trục được Fxx = Fx.cos(45) = 1193,67 N Fxy= Fx.cos(45)= 1193,67 N - Lực tác dụng lên bánh răng: Ft = Ft1 = Ft2 = 1458,64 (N) Fr = Fr1 = Fr2 = 558,75 (N) Fa = Fa1 = Fa2 = 479,44 (N) Trục I: O Z X Y FyD FyC D Fr1 C FxD Fa1 Ft1 FxC Fkn 40,5 40,5 71,5 Từ hệ phương trình cân bằng lực: Trong đó: Fi – Lực thành phần Mi – Mômen uốn li – Cánh tay đòn Ta có : Fy=FyC+FyD+Fr1=0 MxD=-Fyc.81-Fr1.40,5+Fa.20=0 =>FyC=-Fr1.40.5+Fa.2081 Fyc=-558,75.40,5+479,44.2081=-161(N) FyD=-Fr1-Fyc=-558,75+161=-397,75 (N) xF=FxD+FxC-Ft1+Fkn=0 DMy=FxC.81-Ft1.40.5+Fkn.152,5=0 =>Fxc=Ft1.40,5-Fkn.144,581=1458,64.40,5-130,97.152,581 =482,74 (N) =>FxD=Ft1-FxC-Fkn=1458,64-482,74-130,97=844,93 (N) 4.5 Tính thiết kế trục 4.5.1. Tính sơ bộ trục II +Với d2sb = 30mm. Ta chọn đường kính các đoạn trục: -Tại tiết diện lắnp bánh răng: d22 =34 mm -Tại tiết diện lắp ổ lăn: d21 = d23=30mm -Tại tiết diện lắp đĩa xích : d20 =28 mm +Chọn then: Tra bảng 9.1a trang 173 tài liệu [I] với d22 = 34 mm, d20 =28 mm. ta chọn được then có các thông số sau: B = 8 (mm) h = 7 (mm) t1=4(mm) t2= 2,6 (mm) rmin=0,25 (mm) rmax=0,4 (mm) l = (0.8÷0.9)lmc2 chọn l = 28mm 4.5.2 Tính chi tiết trục I Mômen uốn tổng và mômen tương đương Mj Mtđj ứng với các tiết diện j đươc tính theo công thức: Mj=Myj2+Mxj2 Mtđj=Mj2+0,75Tj2 Mô men uốn tập trung M (do Fa sinh ra) : M = Fa.dw1/2 = 9588,8 M0=0 Mtđ0=0,75.T02=0,75.29172,742=25264 (Nmm) M1=02+93642=9364 (Nmm) Mtđ1=93642+0,75.29172,742=26944 (Nmm) M2=161092+342222=37824(Nmm) Mtđ2=378242+0,75.29172,742=45486(Nmm) M3= 0 Mtđ3=0,75.02=0 -Đường kính trục tại các tiết diện tương ứng khi tính sơ bộ. với=63N/mm2 (tra bảng 10.5 trang 195 tài liệu [1] với vật liệu thép 45) -Tại tiết diện lắp khớp nối d0=3Mtd00,1.σ=325264,330,1.63=15,9mm -Tại tiết diện lắp ổ lăn: d1=3Mtđ10,1.σ=3269450,1.63=16,23 mm -Tại tiết diện bánh răng: d2=3Mtđ20,1.σ=3454860,1.63=19,33 mm -Tại tiết diện lắp ổ lăn: d3=3Mtđ30,1.σ=300,1.50=0 mm Ta chọn đường kính theo tiêu chuẩn và đảm bảo điều kiện lắp ghép: d0<d3= d1 < d2 Suy ra ta chọn được: d2= 22 mm d3= d1 = 20 mm d0= 18 mm sơ đồ trục 1: Chọn then: Tra bảng 9.1a trang 173 tài liệu [I] với d0 =18,d2=22 mm. ta chọn được then có các thông số sau: Kích thước tiết diện Chiều sâu rãnh then Bán kính góc lượn của ranh B H t1 t2 Nhỏ nhất Lớn nhất 6 6 3,5 2,8 0,16 0,25 Kiểm nghiệm độ bền của then: Với dạng lắp cố định, then làm bằng thép, tải va đập ta chọn được σd=50MPa (bảng 9.5 trang 178 tài liệu [1]) Chọn then làm bằng thép 45, tải trọng va đập mạnh thì [τc]=20...30MPa a) tại tiết diện lắp bánh răng -Kiểm tra độ bền dập trên mặt tiếp xúc giữa trục và then. Chọn lt=(0,80,9)lmc1= (0,80,9)34 = 27,230,6 mm. chọn lt = 30 mm ta có: σd=2Tdlt(h-t1)=2.29172,7422.30.(8-4)=22,1 MPa<50 MPa Kiểm nghiệm độ bền cắt: công thức (9.2): τc=2Tdltb=2.29172,7422.30.8=11,05 MPa<[τc] => thỏa mãn b) tại tiết diện lắp nối trục -Kiểm tra độ bền dập trên mặt tiếp xúc giữa trục và khớp nối. Chọn lt=(0,80,9)lmc1= (0,80,9)46 = 36,841,4 mm. chọn lt = 38 mm ta có: σd=2Tdlt(h-t1)=2.29172,7418.38.(6-3,5)=34,12 MPa<50 MPa Kiểm nghiệm độ bền cắt: công thức (9.2): τc=2Tdltb=2.29172,7418.38.6=14,22 MPa<[τc] => thỏa mãn 4.6. Kiểm nghiệm trục ( trục I) theo độ bền mỏi. Với thép 45 có: , τ-1=0,58.σ-1=0,58.261,6=151,728 MPa và theo bảng 10.7 trang 197 tài liệu [1] ta có: , Các trục trong hộp giảm tốc đều quay, ứng suất thay đổi theo chu kì đối xứng. ta có : và  ; với(trục có một rãnh then) Nên: Trục quay một chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu trình mạch động. ta có : với nên Với các thông số của then, kích thước trục tại các vị trí nguy hiểm. Ta có: Tiết diện Đường kính trục b*h t1 W W0 sa ta 0 18 6*6 3,5 449,91 1022,46 0 14,3 1 20 785 1570,8 12 9,3 2 22 8*7 4 809,7 1855 47 8 Xác định hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm của trục. Dựa vào biểu đồ mômen uốn và mômen xoắn trên trục I ta thấy các tiết diện nguy hiểm là tiết diện lắp bánh răng 2 và tiết diện lắp ổ lăn 1.Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo độ bền mỏi nếu hế số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm đó thỏa mãn điều kiện sau: Trong đó: [s] – hệ số an toàn, [s] = 1,5...2,5 ss , st - hệ số an toàn chỉ xét riêng cho trường hợp ứng suất pháp hoặc ứng suất tiếp, được tính theo công thức sau: Hệ số an toàn tính riêng về ứng suất uốn là : sσ=σ-1Kσd.σa+ψσ.σm; Hệ số an toàn tính riêng về ứng suất xoắn là Sτ=τ-1Kτd.τa+ψτ.τm Trong đó :s-1, t-1: giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng sa, tavà sm, tm là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diên xét . a)Tại tiết diện (1) Chọn sơ bộ kiểu lắp ổ lăn – trục: theo bảng B10.111981 ta có Kσεσ=2,75 Kτετ=2,05 Tra bảng 10.8 trang 197 tài liệu [1] với phương pháp tiện thô, σb= 600 MPa được Kx = 1,2 Tra bảng 10.9 trang 197 tài liệu [1] với phương pháp tôi cao tần, σb= 600 MPa và trục nhẵn được Ky = 1,6 Kσd = (Kσεσ +Kx -1)/Ky = 2,75+1,2-11,6=1,84 Kτd = (Kτετ +Kx -1)/Ky = 2,05+1,2-11,6=1,41 b)Với tiết diện (2) có then tra bảng 10.12 trang 199 tài liệu [1] với σb=600 MPa Ta có: Kσ = 1,46 (dao phay điã) Kτ = 1,54 Tra bảng 10.10 trang 198 tài tiệu [1] với đường kính trục 24 mm ta nội suy tuyến tính thu được εσ=0,9 ετ = 0,85 Tra bảng 10.8 trang 197 tài liệu [1] với phương pháp tiện thô, σb= 600 MPa được Kx = 1,2 Tra bảng 10.9 trang 197 tài liệu [1] với phương pháp tôi cao tần, σb= 600 MPa và trục nhẵn được Ky = 1,6 Kσd = (Kσεσ +Kx -1)/Ky = 1,460,9+1,2-11,6= 1,14 Kτd = (Kτετ +Kx -1)/Ky = 1,540,85+1,2-11,6=1,26 c)Với tiết diện (0) có then tra bảng 10.12 trang 199 tài liệu [1] với σb=600 MPa Ta có: Kσ = 1,46 (dao phay điã) Kτ = 1,54 Tra bảng 10.10 trang 198 tài tiệu [1] với đường kính trục 18 mm ta nội suy tuyến tính thu được εσ=0,93 ετ = 0, 9 Tra bảng 10.8 trang 197 tài liệu [1] với phương pháp tiện thô, σb=600 MPa được Kx = 1,2 Tra bảng 10.9 trang 197 tài liệu [1] với phương pháp tôi cao tần, σb= 600 MPa và trục nhẵn được Ky = 1,6 Kσd = (Kσεσ +Kx -1)/Ky = 1,460,93+1,2-11,6=1,11 Kτd = (Kτετ +Kx -1)/Ky = 1,540,9+1,2-11,6=1,19 Ứng suất uốn biên :σa=MWu Ứng suất xoắn biên Hệ số an toàn tính riêng về ứng suất uốn là : sσ=σ-1Kσd.σa+ψσ.σm; Hệ số an toàn tính riêng về ứng suất xoắn là Sτ=τ-1Kτd.τa+ψτ.τm (tra bảng với ) Hệ số an toàn tổng Mặt cắt W Wo S 0 449,91 1022,46 0 0 14,3 14,3 8,9 8.9 1 785,4 1570,8 12 0 11,8 9.3 9.3 11,5 8.2 2 1173,31 1173,31 47 0 4,8 8 8 15 4,57 PHẦN 5. TÍNH CHỌN VÀ KIỂM NGHIỆM Ổ LĂN 5.1. Chọn ổ lăn cho trục II Đường kính trục tại chỗ lắp ổ lăn : d= 30 mm. Tra phụ lục 2.12 trang 264 tài liệu [1] với ổ cỡ trung hẹp ta chọn ổ đỡ chặn có kí hiệu 46306, có các thông số sau : d = 30 mm ; D= 72 mm ; b=19; r = 2,0 ; C= 25,6 kN ; C0 = 18,17 kN. 5.2.Chọn ổ lăn cho trục I 5.2.1. Chọn loại ổ lăn a. Phản lực hướng tâm lên các ổ là : + phản lực hướng tâm tác dụng lên ổ lăn tiết diện (1) Fr1=Fx12+Fy12=482,742+1612=508,9 N + phản lực hướng tâm tác dụng lên ổ lăn tiết diện (0) Fr0=Fx02+Fy02=844,932+397,752=933,9 N Lực dọc trục: Fat = 479,44 N Xét tỷ số :Fat / Fr1 = 479,44/508,9 = 0,94 > 0,3 Vậy ta chọn ổ đũa côn (đường kính trục lắp ổ lăn nhỏ: 20mm, nên dùng ổ đỡ chặn chưa thỏa mãn được yêu cầu về độ cứng vững và thời gian phục vụ) 5.2.2.Chọn kích thước ổ lăn Chọn theo khả năng tải động. Đường kính trục tại chỗ lắp ổ lăn : d1= d0 = 20 mm. Tra bảng P2.11 trang 261 tài liệu [1], với loại ổ cỡ nhẹ, ta chọn được loại ổ đũa côn có kí hiệu là 7204 có các thông số sau : d= 20 mm ; D= 47 mm ; α = 13,5⁰ ; C= 19,1 kN ; C0 = 13,3 kN. tra bảng , ta được e =1,5.tgα = 1,5.tg13,5⁰ = 0,36  5.2.3.Chọn sơ đồ bố trí ổ lăn Theo quy ước Fat = - 479,44 (N) <0 (do hướng từ phải qua trái) 5.2.4.Lực dọc trục hướng tâm sinh ra trên các ổ Fs1 = 0.83.e.Fr1  =0.83. 0,36.508,9 = 152,1 (N) Fs0 = 0.83.e.Fr0  = 0.83.0,36.933,9 = 279 (N) Fa0=FS0-Fat= 279+ 479,44 = 758,44 (N) > Fs0 nên Fa0 = 758,44N Fa1=FS1+Fat = 152,1- 479,44 = -327,34 (N) < Fs1 nên Fa1 = 152,1 N 5.2.5. Tính tỷ số +Xét Fa0 / V. Fr0 = 758,44/ 1.933,9= 0,81 > e Suy ra , tra bảng 11.4 trang 216 tài liệu [1] ta chọn được : X0 = 0,4 Y0 = 0,4.cotgα = 0,4.cotg 13,5⁰ = 1,67 +Xét Fa1 / V. Fr1 = 152,1/1.508,9 = 0,3 < e Suy ra ta có : X1 = 1 Y1 = 0 5.2.6. Tính tải trọng quy ước, tải trọng tương đương của ổ bi đỡ chặn. Q1 = ( X1.V.Fr1 + Y1.Fa1 ) kt .kd =(1.1.508,9+0.152,1).1.1= 508,9 ( N) Q0 = ( X0.V.Fr0 + Y0.Fa0 ) kt .kd =(0,4.1.933,9 + 1,67.758,44).1.1= 1640 (N) Tải quy ước Q = max(Q0 , Q1 )= 1640 N 5.2.7. Kiểm nghiệm ổ lăn theo khả năng tải động Ta có: Với : m: bậc của đường cong mỏi, m=10/3 (ổ đũa côn) L: Tuổi thọ của ổ bi đỡ. Với Lh= 18000 giờ Tuổi thọ của ổ lăn: L = Lh.n1.60.10-6 = 18000. 1425. 60. 10-6 = 1539 (triệu vòng) Q = 1640 N Cd = 1640.1031539= 14826 N= 14,83 kN < C = 19,1 kN Thoả mãn điều kiện tải động. 5.2.8.Kiểm nghiệm theo khả năng tả