Thiết kế hệ dẫn động băng tải

án hệ dẫn động cơ khí(Tài liệu [1] )” ta có hiệu suất các loại bộ truyền và ổ: h = 0,99.0,99.0.992.0,96.0,96 = 0,885 Do đó: P’ct= b/ Số vòng quay sơ bộ động cơ n’sb = nlv.usb Trong đó: nlv = D : Đường kính tang usb=uh.uđ Tra bảng (2.4) – [1]: uh=4 uđ =3,15 Do đó: usb = 4.3,15 =12,6 n’sb= nlv.usb = 50,58.12,6 =637,30 () Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ: n’đb= 750 () Từ P’ct =3,049 (kw) và n’đb= 750 () .Tra bảng P 1.3 phụ lục [1] Ta có: Pđc= 4 (kw) , nđb= 720 () c. Bảng các thông số của động cơ Ký hiệu động cơ 4A132S8Y3 Hiệu suất (h) 83 % Công suất (Pđc) 4 (kw) Số vòng quay (nđb) 720 () 2,2 dđc 28 (mm) 3/ Tìm số vòng quay và công suất trên từng trục của bộ truyền 1 2 F v Phân phối tỉ số truyền : Sau khi tìm được số vòng quay của động cơ ta có uc = Chọn uđ = 3,15 ị ubr = a/ số vòng quay trên trục 1 n1 = (v/p ) b/Số vòng quay trên trục 2 n2 = (v/p ) c/Công suất trên trục 2 P2 = (KW) d/ Công suất trên trục 1 P1 = (KW) e/ Công suất của động cơ Pđc = f/ Mô men xoắn trên trục 1 , trục 2 và của động cơ1: Ti = 9,56.106. T1 = 9,55.106. (Nmm) T2 = 9,55.106. (Nmm) Tđc =9,55.106. (Nmm) f/ Bảng các thông số của trục Động cơ Trục 1 Trục 2 U= 14,827 uĐ =3,15 ubr = 4,707 P (KW) 3,478 3,606 3,412 n(v/p ) 720 238 50,56 T (Nmm) 44286 132656 644473 Phần II: Tính bộ truyền đai dẹt 1. Chọn loại đai Căn cứ vào công suất truyền Pđc = 3,478 (KW) và số vòng quay bánh đai nhỏ n=750 (). Chọn đai là đai cao su. 2. Xác định các thông số của bộ truyền Đường kính bánh đai nhỏ : d1=(5,2 ..6,6). Trong đó : T1 là mômen xoắn trên trục bánh đai nhỏ T1 = 9,55.106. (Nmm) Do đó : d1=(5,2 ..6,6). =(192 .. 237) . Chọn d1 tiêu chuẩn : d1=200 mm Vận tốc đai: v = = 7,53 () Đường kính bánh đai lớn : d2= d1.u.(1-e) = 200.3,15(1- 0,01) =632,7 mm Trong đó: u:Tỷ số truyền (uđ = 3,15) e: hệ số trượt , chọn e =0,01 Chọn kích thước d2 tiêu chuẩn : d2 = 630 (mm) Như vậy tỷ số truyền thưc tế của bộ truyền đai là: utt = Sai lệch tỷ số truyền: Như vậy chọn d1 , d2 là hợp lý Khoảng cách trục a A > (1,5 .. 2) (d1 + d2) =(1,5 .. 2)(200+630) =(1245 .. 1660) Lây a = 1400 mm 3/Chiều dài đai l (mm) l = 2a +p =2.1400 +3,14. Kiểm nghiệm đai về tuổi thọ i = < imax Góc ôm a1 trên bánh đai nhỏ với 120° < a < 180° a1 = 180° - (d2-d1).o Xác định thiết diện đai và chiều rộng bánh đai Diện tích đai dẹt: 4/ xác định số Sốđai đươc tính theo công thức 4.16 – [1] : z = Trong đó: P1:Công suất trên trục bánh đai chủ động [P0] : công suất cho phép (KW) xác định bằng thưc nghiệm ,ứng với bộ truyền có số đai z = 1 , chiều dài đai l0 tỷ số truyền u = 1 và tải trọng tĩnh Theo bảng 4.19 – [1] ta có: [P0] = 2,47 (KW) kđ : Hệ số tải trọng động, theo bảng 4.7 – [1] với tải trọng va đập nhẹ kđ = 1,25 Ca: Hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm a1 Ca =1-0,0025(180 - a1) = 1- 0,0025(180 – 150) = 0,92 Cl: Hệ số kể đén ảnh hưởng của chiều dài đai ,theo bảng 4.16 – [1] với l=2500(mm), l0 =1700 (mm) ị Cl = 1,07 cu hệ số kể đến sự ảnh hưởng của tỷ số truyền tra bảng 4.17-[1] được Cu = 1,14 Cz: hệ số kể đến sự ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các dây đai Tra bảng 4.18-[1], Cz = 1 do đó: z= như vậy chọn số đai z = 2 chiều rộng bánh đai xác định theo công thức (4.17-[1]) B = (z-1)t + 2e Tra bảng 4.2-[1] ta được t = 15, e = 10, ho = 3,3 B = (2-1).15 + 2.10 = 35(mm) Đường kính ngoài của bánh đai da = d + 2ho = 180 + 2.3,3 = 186,6 (mm) 5/ Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục Theo công thức (4.19-[1]) Fo = Fv: lực căng do lực ly tâm sinh ra, Fv = 0 V: vận tốc vòng, v = 8,95 (m/s) P1: công suất trên trục bánh đai chủ động P1 = 4 KW Do đó: Fo = Lực tác dụng lên trục Fr = 2.Fo.z.sin( = 2.237.sin = 915,7 (N) Loại đai Đai hình thang thường Ký hiệu A Đường kính bánh đai nhỏ 180 (mm) Đường kính bánh đai lớn 560 (mm) Tỷ số truyền 3 Khoảng cách trục 640 (mm) Chiều dài đai 2500 (mm) Góc ôm 150o Số đai 2 Lực căng ban đầu 237 (N) Lực tác dụng lên trục 915,7 (N) Phần III : Tính toán hộp giảm tốc Truyền động bánh răng côn răng thẳng 1/ Chọn vật liệu chế tạo bánh răng Chọn vật liệu đối với bánh nhỏ là thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241…285 có sch2 = 450 Mpa . Đối với bánh lớn là thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192…240 Có sb = 750 Mpa , sch2 = 450 Mpa 2/ Xác định ứng suất cho phép Theo bảng 6.2 –[1] với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 180…350 ta có s0Hlim = 2HB + 70 ; SH =1,1 s0Flim = 1,8HB ; SF = 1,75 Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1 =245 , độ rắn bánh lớn HB2 =230. Khi đó s0Hlim1 = 2HB1 + 70 = 2.245 + 70 = 560 Mpa sFlim1 = 1,8HB1 = 1,8.245 = 441 Mpa sHlim2 = 2HB2 + 70 = 2.230 + 70 = 530 Mpa sFlim2 = 1,8HB2 = 1,8.230 = 414 Mpa Theo công thức 4.5 – [1] ta có số chu kỳ ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc NHO = 30 H2,4HB , HB : độ rắn Brinen Do đó NHO1 = 30.2452,4 = 1,6 .104 NHO = 30.2302,4 = 1,39.107 Theo công thức 6.7 – [1] ta có số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương NHE = 60 c S()3 ni ti Trong đó c: số lần ăn khớp trong 1 vòng quay Ti , ni , ti : lần lượt là mômen xoắn , số vòng quay và tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét NHE = 60.1. . 1700.(1)3 = 2,4.107 > NHO2 do đó kHL2 = 1 Suy ra NHE = NHE1 > HHO1 Do đó kHL = 1 Như vậy theo 6.1a –[1] sơ bộ xác định được ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép của vật liệu chế tạo bánh răng [sH]1 = 560 = 509 Mpa [sH]1 = 530 = 481,8 Mpa Chọn [sH] = [sH]2 = 481,8 Mpa Thưo 6.7-[1] với bộ truyền chịu tải trọng va đập nhẹ có NHE = NFE = N = 60.c.nt .tS = 2,4.107 > NFO Do đó kFL1 = kFL2 = 1 Theo 6.2a – [1] với bộ truyền quay 1 chiều kFC = 1 ta có ứng suất uấn cho phép [sF] = sFlim.kFC.kFL/SF ị [sF]1 = 441.1.1/1,1 = 400,9 Mpa [sF]2 = 414.1.1/1,1 = 376,4 Mpa Theo 6.14 – [1] ứng suất quá tải cho phép [sH ]max = 2,8sch2 = 2,8.450 = 1260 Mpa [sF1]max = 0,8sch1 = 0,8.580 = 464 Mpa [sF2]max = 0,8sch2 = 0,8.450 = 360 Mpa 3/Tính bộ truyền bánh răng côn răng thẳng a/ Xác định chiều dài côn ngoài Theo công thức 6.52a – [1] Re = KR Trong đó KR = 0,5Kđ : hệ số phụ thuộc vật liệu bánh răng và loại răng . Với truyền động bánh răng côn răng thẳng bằng thép Kđ = 100 Mpa1/3 Do đó KR = 0,5.100 = 50 Mpa1/3 KHB : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng bánh răng côn Chọn Kbe = 0,25 . Theo bảng 6.21 – [1] với = 0,74 Trong đó Kbe : hệ số chiều rộng vành răng Trục bánh răng côn lắp trên ổ đũa , theo bảng 6.21 –[1] với HB < 350 Tra được KHB = 1,15 T1 : Mômen xoắn trên bánh chủ động , T1 = 9,34.104 Nmm Do đó Re = 50 = 205 mm b/ Xác định các thông số ăn khớp Đường kính chia ngoài bánh răng nhỏ de1 = = 78 mm Tra bảng 6.22 –[1] được số răng bánh răng nhỏ là Z1P = 16 . Vì HB < 350 nên Z1 = 1,6Z1P = 1,6.16 = 25,6 . Do đó chọn Z1 = 26 Đường kính trung bình và môđun trung bình dm1 = ( 1- 0,5Kbe )de1 = ( 1 – 0,5.0,25 ).78 = 68,2 mm mtm = = 2,62 mm Môđun vòng ngoài : Theo công thức 6.56 có mte = = 2,99 mm Theo bảng 6.8 – [1] lấy giá trị tiêu chuẩn mte = 3 mm Do đó mtm = mte ( 1 – 0,5Kbe ) = 3 ( 1 – 0,5.0,25 ) = 2,62 mm ị Z1 = = 26 ị Lấy Z1 = 26 răng Do đó số răng bánh lớn Z2 = uZ1 = 5,15.26 = 133,9 răng ị chọn Z2 = 134 răng Vậy tỷ số truyền u = Z2/Z1 = 5,15 Góc côn chia d1 = arctg(Z1/Z2) = arctg(26/134) = 11,0° d2 = 90° - d1 = 90° - 14,036° = 79,0° Theo bảng 6.20 – [1] với Z1 = 26 chọn hệ số dịch chỉnh đều x1 = 0,38 , x2 = -0,38 Đường kính trung bình của bánh nhỏ dm1 = Z1. mtm = 26.2,62 = 68,1 mm Chiều dài côn ngoài : Re = 0,5mte= 170 mm c/ Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc Theo công thức 6.58 – [1] ứng suất tiếp xúc trên mặt bánh răng côn phải thoả mãn điều kiện sH = ZMZHZe Ê [sH] (*) Trong đó ZM: hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp , tra bảng 6.5 – [1] với bánh răng bằng thép ta có ZM = 274 Mpa1/2 ZH: hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, tra bảng 6.12 – [1] với xt = x1 + x2 = 0 Có ZH = 1,76 Ze : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng , với bánh răng côn răng thẳng Ze = với ea: hệ số trùng khớp ngang ea = [1,88- 3,2()]cosb = 1,88-3,2()= 1,73 do đó: Ze = KH : hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc KH = KHb KHa KHv KHb: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng Tra bảng(6.21-[1]) KHb = 1,15 KHa : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp KHa = 1 KHV : hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp Theo công thức (6.63-[1]): KHV =1+ nHbdm1/(2T1KHbKHa) Trong đó: nH = dHg0v dm1: đường kính trung bình của bánh côn nhỏ, dm1 = 68,1 (mm) v: vận tốc vòng, v = pdm1n1/60000= 3,14.68,1.317/60000 = 1,13 (m/s) dH: hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp tra bảng (6.15-[1]) ta được dH = 0,006 g0: hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng tra bảng (6.16-[1]) ta có g0 = 56 do đó: nH = 0,006.56.1,13.= 3,42 Như vậy: KHV = 1+ = 1,05 chiều rộng vành răng là: b = Kbe.Re = 0,25.170 = 42,0 (mm) ị KH = KHb KHa KHv = 1.1,15.1,05 = 1,21 Thay các giá trị vừa tính được vào công thức (*) sH = 274.1,76.0,87. Theo 6.1 và 6.1a – [1] có ứng suất cho phép [sH] = [sH]ZVZRKXH ZR: hệ số kể đến độ nhám của mặt răng làm việc , Ra = 2,5…1,25 mmị ZR = 1 ZV: hệ số kể đến ảnh hưởng của vận tốc vòng , v < 5 m/s ị ZV = 1 KXH : hệ số kể đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng , d1 < 700 mmị KXH = 1 ị [sH] = 481,8.1.0,95.1 = 457,7 Mpa Như vậy sH > [sH] , nhưng chênh lệch không nhiều nên có thể tăng chiều rộng vành răng b = 41,77(sH/[sH])2 = 41,77.(491/457,7)2 = 44,2 mm chọn b = 45 mm d/ Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn Theo 6.65 –[1] ta có sF1 = Ê [sF1] (**) mnm: môđun pháp trung bình, với bánh răng côn răng thẳng mnm = mtm = 2,19 mm dm1 : đường kính trung bình của bánh chủ động , dm1 = 56,2 mm Yb : hệ số độ nghiêng của răng , đối với bánh răng thẳng Yb = 1 YF1 , YF2 : hệ số rạng răng , tra bảng 6.18 – [1] với Zv1 = Z1/cosd1 = 26/cos11,0° = 26/0,98 = 26,5 ZV2 = Z2/cosd2 = 134/cos(79,0°) = 134/0,191 = 701,6 Và với x1 = 0,4 , x2 = -0,4 tra được YF1 = 3,5 , YF2 = 3,63 Ye: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Ye = 1/ea = 1/1,726 = 0,58 KF : Hệ số tải trọng khi tính về uốn KF = KFaKFbKFV KFa : hệ số kể đến ảnh hưởng sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp , với bánh răng thẳng KFa = 1 KFb: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng Với Kbe = b/Re = 45/170 = 0,265 ị tỷ số = 0,8 Tra bảng 6.21 – [1] ta được KFb = 1,34 KFV : hệ số kể đến tải trọng động suất hiện trong vùng ăn khớp .Theo công thức 6.68 – [1] có KFV = 1 + , với nF = dFg0v dF : hệ số kể đén ảnh hưởng của sai số ăn khớp , tra bảng 6.15 – [1] có dF = 0,016 Do đó nF = 0,016.56.1,13. = 9,13 Nên KFV = 1 + = 1,11 Do đó ta có KF = 1.1,34.1,11 = 1,49 Thay các giá trị vừa tính được vào công thức (**) ta có sF1 = = 110,9 Ê [sF1] sF2 = sF1 = 115,05 Mpa Ê [sF2] Như vậy điều kiện uốn được đảm bảo e/ Kiểm nghiệm răng về qúa tải Theo 6.48 – [1] ứng suất tiếp xúc cực đại sHmax không được vượt quá một giá trị cho phép sHmax = sH Ê [sH]max Kqt : hệ số quá tải , Kqt = Tmax/T = 2,2 sHmax = 491. = 728,3 Mpa < 1260 Mpa = [sH]max Theo 6.49 – [1] sF1max = sF1.Kqt = 110,9.2,2 = 243,98 Mpa < 464 Mpa = [sF1]max sF2max = sF2.Kqt = 115,05.2,2 = 243,98 Mpa < 360 Mpa = [sF2]max Bảng các thômg số và kích thước của bộ truyền bánh răng côn Chiều dài côn ngoài Re = 170 mm Môđun vòng ngoài mte = 3,0 mm Chiều rộng vành răng bw = 45 mm Tỷ số truyền um = 5,15 Góc nghiêng của răng b = 0° Số răng bánh răng Z1 = 26 , Z2 = 134 Hệ số dịch chỉnh chiều cao x1 = 0,4 , x2 = - 0,4 Theo bảng 6.19 – [1] ta có các kích thước Đường kính chia ngoài de1 = mteZ1 = 3.26 = 78 mm de2 = mte .Z2 = 3.134 = 402 mm Góc côn chia d1 = 11° d2 = 79° Chiều cao răng ngoài he = 2htemte + e với hte = cosbm = 1 e = 0,2mte ị he = 2,2mte = 2,2.3 = 6,6 mm Chiều cao đầu răng ngoài hae1 = (hte + xn1cosbm)mte với xn1 = 2(1- = 0,37 ịhe1 = (1+0,37.1).3 = 4,11 mm he2 = (1+ 0,18.1).3 = 3,54 mm Chiều cao chân răng ngoài hfe1 = he – hae1 = 6,6-4,11 = 2,49 mm hfe2 = he – hae2 = 6,6 – 3,54 = 3,06 mm Đuờng kính đỉnh răng ngoài dae1 = de1 + 2hae1cosd1 = 78 + 2.4,11cos11°= 84,73 mm dae2 = de2 +2hae2cosd2 = 402 + 2.3,54.cos79° = 403,4 mm Phần IV – Tính trục 1/ Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 có = 600 MPa ,ứng suất xoắn cho phép [] =12..20 MPa 2/ Tải trọng tác dụng lên trục Chiều quay các trục như trên hình vẽ F v Sơ đồ tác dụng lực lên đôi răng ăn khớp F t2 F t1 F a1 Fr2 Fr1 F a2 2 1 Phân tích lực tác dụng lên trục 1 F t1 F x11 F y10 F x10 F y11 F r1 F a1 Fx12 Fy12 x z y Chọn hệ trục như hình vẽ Fx12 , Fy12: lực từ bánh đai tác dụng lên trục 1 theo phương x và y Fy12 = Frcosa = 915,7cos15° = 884,5 N , Fx12 = Frsina = 915,7sin15°= 237 N Fr là lực từ bánh đai tác dụng lên trục a : góc lệch tâm bộ truyền ngoài Lực từ các bánh răng côn tác dụng lên trục 1 và 2 Ft1 = Ft2 = Fr1 = Fa2 = Ft1.tga.sind1 = 3324.tg20°.cos14,036° = 1174 N (a: Góc ăn khớp lấy a =20°) Fa1 = Fr2 = Ft2.tga.sind1 = 3324tg20°.sin14,036° = 293 N Lực từ khớp nối tác dụng lên trục do sự không đồng tâm của các trục được nối Fr =( 0,2 … 0,3) Ft = ( 0,2 … 0,3 ) Trong đó: T: mômen cần truyền Dt: dường kính vòng tròn qua tâm chốt nếu dùng nối trục đàn hồi Tra bảng 15.10 –[1] có Dt = 120 mm Fr = (0,2 … 0,3) Lờy Fr = -1167 N Lực Fr (Fx23) hướng theo phương x và ngược chiều với Ft2 Phân tích lực tác dụng lên trục 2 Chọn hệ trục toạ độ như hình vẽ 3/ Xác định sơ bộ đường kính trục Theo công thức (10.9 – [1] ) đường kính trục thứ k với k = 1 , 2 là dk = [t]:ứng suất cho phép ; [t] = 12…20 Mpa . Chọn [t] = 20 Mpa ị d1 = d2 = 4/ xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực Dựa theo đường kính trục sơ bộ . Theo bảng 10.2 chọn chiều rộng ổ lăn trên các trục như sau Đối với trục 1 chọn b0 = 19 mm Đối với trục 2 chọn b0 = 25 mm Chiều dài mayơ bánh đai lm12 = (1,2…1,5) d1 = (1,2…1,5) 28 . Chọn lm12 =38 mm Chiều dài mayơ bánh răng côn lm13 = (1,2…1,4)d1 . Chọn lm13 = 36,4 mm lm22 = (1,2…1,4) d2 = (1,2…1,4)44. Chọn lm22 = 57,2 mm Chiều dài mayơ nửa khớp nối Đối với nối trục vòng đàn hồi : lm23 = (1,4…2,5) d2 =(1,4…2,5) 44 Chọn lm23 = 88 mm Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay k1 = 8…15 . Chọn k1 = 15 Khoảng cách từ mặt cạnh ổ đến thành trong của hộp khi bôi trơn bằng dầu Chọn k2 = 10 Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến nắp ổ k3 = 8…20 . Chọn k3 =15 Chiều cao nắp ổ và đầu bu lông hn = 15…20 . Chọn hn = 18 Khoảng cách từ gối đỡ 0 đến chi tiết thứ i trên trục thứ k là lki (k = 1 , 2 ) ( i = 0 , 1 đối với các tiết diện lắp ổ ,i = 2…s với s là số chi tiết quay) lmki: chiều dài mayơ của chi tiết quay thứ i trên trục k lcki : khoảng côngxôn trên trục chính thư k tính từ chi tiết thứ i ở ngoài hộp giảm tốc đến gối đỡ lcki = 0,5 (lmki + b0) + k3 + hn Ta có khoảng côngxôn trên trục 1 tính từ chi tiết bánh đai đến gối đỡ 0 lc12 = 0,5( lm12 + b0 ) + k3 + hn = 0,5( 38 + 19) + 15 +18 = 61,5 mm Khoảng côngxôn trên trục 2 . Từ khớp nối đến gối đỡ 0 lc23 = 0,5( lm23 + b0 ) + k3 + hn = 0,5( 88 + 25) + 15 +18 =89,5 mm bki : chiều rộng vành bánh răng thứ i trên trục thứ k b13 = b23 = 45 mm Do đó các thông số lki được tính theo các công thức cho trong bảng 10.4 Đối với trục 1 l12 = -lc12 = -61,5 mm l11 = (2,5…3) d1 = (2,5…3)28 . Chọn l11 = 84 mm l13 = l11 + k1 + k2 + lm13 + 0,5( b0 – b13cosd1 ) = 84 + 15 + 10 + 36,4 + 0,5( 19 – 45cos14,036° ) =134 mm Đối với trục 2 l22 = 0,5( lm22 + b0 ) + k1 + k2 = 0,5( 57,2 + 25) + 15 + 10 = 66 mm l23 = l22 + 0,5( lm22 + b23cosd2 ) + k1 = 58 + 0,5( 57,2 + 45cos75,964° ) +15 = 107 mm l21 = lm22 + lm23 +b0 + 3k1 + 2k2 = 57,2 + 88 +25 + 3.15 + 2.10 = 235 mm 5/ Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục a/ Tính phản lực tại gối đỡ Trên trục 1 Fx10.l11 = Fx13.(l13 – l11) – Fx12.l12 Hay Fx10 = - .Fx12 = Fx11 = Fx10 + Fx13 + Fx12 = 1450 + 3324 + 237 = 5011 (N) FY10 = Với M1 = Fz13. = 293. = 8342 (Nmm) Do đó FY10 = = 1112 (Nmm) FY11 = FY10 + FY13 –FY12 = 1112 + 1174 – 884,5 = 1401,5 N Đối với trục 2 Fx20 = = = -703 N Fx21 = Fx22 + Fx20 –Fx23 = 3324 + 703 –1167 = 1454 N FY20 = . Với M2 = Fz22. = 1174. = = 921 N FY21 = FY22 – FY20 = 293 –921 = -628 N b/ Tính mômen uốn tổng Mj và mômen tương đương Mtđj tại các tiết diện trên chiều dài trục Mj = , Mtđj = Mtđ10 = M11 = 56316 Nmm ịMtđ11 = = 109198 Nmm M12 = ị Mtđ12 = = 169491 Nmm M13 = 8342 Nmm ịMtđ13 = = 94040 Nmm Mtđ20 = = 303109 Nmm M21 = 121368 Nmm ị Mtđ21 = = 393416 Nmm M22 = = 250244 Nmm Mtđ12 = = 450186 Nmm M23 = 0 , Mtđ23 = 0 c/ Tính đường kính trục tại các tiết diện Theo công thức (10.17- [1] ) dj = ; [d] là ứng suất cho phép của thép chế tạo trục , [d] =63 Mpa d10 = d11 = d12 = d13 = d20 = d21 = d22 = d23 = 0 Xuất phát từ các yêu cầu về độ bền , lắp ghép và công nghệ chế tạo ta chọn đường kính các đoạn trục như sau d10 mm d11 mm d12 mm d13 mm d20 mm d21 mm d22 mm d23 mm 25 30 30 25 40 45 50 45 6/ Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi ( Chỉ kiểm nghiệm cho trục 1 ) Kết cấu trục cần đảm bảo hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thoả mãn điều kiện Sj = Trong đó [s] là hệ số an toàn cho phép , thường [s] = 1,5…2,5 . Khi cần tăng độ cứng [s] =2,5…3 .Như vậy chọn [s] = 2,5…3 ta có thể không cần kiểm nghiệm về độ cứng của trục Ssj ,Stj là hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tại tiéet diện j. Ssj = Stj= Trong đó s-1, t-1: Giới hạn mỏi uốn, mỏi xoắn ứng với chu kỳ đối xứng. Với thép 45 có sb = 600 Mpa ,s-1 = 0,436 sb = 0,436.600 =261,6 Mpa t-1 = 0,58.261,6 =151,7 Mpa Theo bảng 10.7 – [1] ta có hệ số kể đến ảnh hưởng cuatrij số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi ys = 0,05 , yt = 0 Các trục của hộp giảm tốc đều quay , ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng , do đó theo công thức 10.22 – [1] ta có smj = 0 , saj = Các tiết diện nguy hiểm trên trục 1 là tiết diện lắp bánh răng (13) và tiết diện lắp ổ lăn ( 11 và 12 ) sa11 = sa12 = sa13 = Khi trục quay một chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động tmj = tạj = tm11 = ta11 = tm12 = ta12 = tm13 = ta13 = Ksdj , Ktdj : hệ số xác định theo công thức Ksdj = , Ktdj = Trong đó Kx là hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt , phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt .Theo bảng 10.8 với yêu cầu các trục được gia công trên máy tiện, tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt Ra = 2,5…0,63 mm , chọn Kx = 1,06 KY là hệ số tăng bền bề mặt trục , không dùng phương pháp tăng bền Do đó KY = 1 es , et : hệ số kích thước , kể đến ảnh hưởng của tiết diện trụcđến giới hạn mỏi Theo bảng 10.10 – [1] es11 = 0,85 , es12 = 0,85 , es13 = 0,83 et11 = 0,78 , et12 = 0,78 , et13 = 0,77 Ks , Kt : hệ số tập trung ứng suấtthực tế khi uốn và khi xoắn Khi dùng trục có rãnh then ,trục then hoa và trục cắt ren. Tra bảng 10.12 –[1] Với sb = 600 Mpa có : Ks = 1,76 , Kt = 1,54 Ksd11 = Ksd12 = = 2,13 Ktd11 = Ktd12 = = 2,03 Ksd13 = = 2,18 , Ktd13 = = 2,06 Từ các giá trị tính được ta có giá trị các hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm Ss11 = Ss12 = St11 = St12 = Ss13 = St13 = Như vậy: S11 = S12 = S13 = Do đó điều kiện Sj ³ [S] được thoả mãn 7/ Tính mối ghép then Điều kiện bền dập và điều kiện bền cắt có dạng sd = Ê [sd] , tc = Ê [t] sd , tc: ứng suất dập và ứng suất cắt tính toán d : đường kính trục T : mômen xoắn trên trục lt , b , h , t : kích thước (mm) [sd] , [tc] : ứng suất dập và ứng suất cắt cho phép , tra bảng 4.5 có [sd] = 100 Mpa ,[tc] = 60…90 Mpa , đối với trường hợp va đập nhẹ lấy [tc] giảm đi 1/3 hay [tc] = 40…60 Mpa lt = (0,8…0,9)lm Tacó kết quả kiểm nghiệm đối với trục 1 như sau d(mm) lt(mm) b(mm) h(mm) t1(mm) T1(mm) sd(Mpa) tc(Mpa) 25 34 8 7 4 9,34.104 73,3 27,5 30 40 8 7 4 9,34.104 51,9 19,5 35 47 10 8 5 9,34.104 38 11,4 Như vậy các mối ghép then đều đảm bảo độ bền dập và độ bền cắt Phần Vi : Tính kết cấu vỏ hộp, bu lông 1/ Chọn bề mặt ghép nắp và thân Bề mặt ghép của vỏ hộp chọn song song với mặt đế 2/ Xác định các kích thước cơ bản của vỏ hộp a/ Chiều dày thành hộp - Thân hộp : s = 0,03.a + 3 ³ 6 mm s = 0,03.150 +3 = 7,5 mm Chọn s = 8 mm - Nắp hộp : s1 = 0,9.s = 0,9. 8 = 7,2 Chọn s1 = 7 mm b/ Gân - Chiều dày gân: e = (0,8 á 1).s = (0,8 á 1).8 = 6,4 á 8 mm Chọn e = 8 mm - Chiều cao: h Ê 30 - Độ dốc: ằ 20 3/ Bulông a/ Bulông nền: d1 = 0,04.a +10 = 0,04.150 +10 = 16 mm Chọn d1 = 20 mm b/Bulông cạnh ổ: d2 = (0,7 á 0,8). d1 = (14 á 16) mm Chọn d2 = 16 mm c/ Bulông ghép nắp – thân : d3 = (0,8 á 0,9). d2 = (12,8 á 14,4) mm Chọn d3 = 12 mm d/ Bulông ghép nắp ổ : d4 = (0,6 á 0,7).d2 = (7,2 á 8,4) mm Chọn d4 = 10 mm e/ Bulông cửa thăm: d5 = (0,5 á 0,6).d4 = (5 á 6) mm Chọn d5 = 10 mm 4/ Mặt bích ghép nắp – thân a/ Chiều dày bích thân : S = (1,3 á 1,5). d3 = (15,6 á 18) mm Chọn S = 18 mm b/ Chiều dày bích nắp : S1 = (1,2 á 1,3). d3 = (14,4 á 15,6) mm Chọn S1 = 16 mm c/ Bề rộng : K1 = 4.d2 = 4. 12 = 48 mm 5/ Mặt đế hộp a/ Chiều dày : S2 = (1,3 á 1,5). d1 = (26 á 30) mm Chọn S2 = 28 mm b/ Bề rộng : K2 = 4. d1 = 4. 20 =80 mm 6/ Nắp ổ a/ Các ổ trên trục 1 : Dtrong = 35 mm Dngoài = 105 mm b/ các ổ trên trục 2 : Dtrong = 50 mm Dngoài = 110 mm MụC LụC ._.