Tính toán hệ dẫn động

lý máy ,sức bền vật liệu v.v, được chứng minh và hoàn thiện qua thí nghiệm và thực tiễn sản xuất . Đồ án môn học chi tiết máy là một trong các đồ án có tầm quan trọng nhất đối với một sinh viên khoa cơ khí. Đồ án giúp cho sinh viên hiểu những kiến thức cơ bản về cấu tạo, nguyên lý làm việc và phương pháp tính toán thiết kế các chi tiết có công dụng chung ,nhằm bồi dưỡng cho sinh viên khả năng giải quyết những vấn đề tính toán và thiết kế các chi tiết máy ,làm cơ sở để vận dụng vào việc thiết kế máy sau này. Được sự giúp đỡ và hướng dẫn tận tình của thầy Vũ Lê Huy cán bộ giảng dạy thuộc bộ môn chi tiết máy , đến nay đồ án môn học của em đã hoàn thành. Tuy nhiên việc thiết kế đồ án không tránh khỏi sai sót em rất mong được sự chỉ bảo của các thầy và sự góp ý của các bạn. Em xin chân thành cảm ơn thầy Huy đã giúp đỡ em hoàn thành công việc được giao. Tính toán hệ dẫn động Phần I. Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền Xác định công suất cần thiết của động cơ Do động cơ làm việc với tải trọng thay đổi trong thơi gian dai ta chọn . Công suất công tác Pct : Plv = (KW) Hiệu suất hệ dẫn động : h == hmổ lăn. hkbánh răng. hkhớp nối.hxích. m : Số cặp ổ lăn (m = 4); k : Số cặp bánh răng (k = 2), Tra bảng 2.3 (tr.94), ta được các hiệu suất : hol = 0,99 (vì ổ lăn được che kín) hbr = 0,98 hk = 0,99 (Hiệu suất nối trục ) hx = 0,96 h = 0,994. 0,982. 0,99.0,96 = 0,877 Hệ số b : b = Công suất tương đương Ptđ cần thiết được xác định bằng công thức: = ta phải chọn (KW) 2.Tính nlv : nlv= 3. Phân phối tỷ số truyền và chọn động cơ : nsb=nlv.ut , ut=uh.ux . Chọn ux=3 ; uh=30 ( bảng 2.4) uh=u1.u2 , ut=30.3= 90 u1- TST bộ truyền cấp nhanh u2- TST bộ truyền cấp chậm nsb=10,5.30.3=945 vg/ph Chọn nđc= 1000 vg/ph với Pct= 0,762 kW, tra bảng P1.3 ta chọn dùng động cơ loại 4A80B6Y3 có Pđc=1,1kW, nđc= 920 vg/ph , Tính lại ut== 87,62, ux=3 ; uh= uh= u1.u2 với u1=(1,2á1,3) u2 Chọn u1= 1,2 u2 Vậy u1= 5,93 ; u2= 4,93 4. Tính toán các thông số động học P3= P2= P1= n1= n2= n3 = nct= T1=9,55.106 T2=9,55.106 T3=9,55.106 Động cơ 1 2 3 Xích u uk=1 u1=5,93 u2=4,93 u4=ux=3 P(kW) 1,1 0,82 0,796 0,772 0,757 n(vg/ph) 920 920 155,14 31,47 10,49 T(Nmm) 8511,96 48899,61 234273,91 Ta có bảng sau : Phần II.Tính toán và thiết kế các bộ truyền I)Thiết kế bộ truyền ngoài – Bộ truyền xích Chọn loại xích: Vì công suất P nhỏ, tải bình thường nên ta chọn xích con lăn với công suất chủ động P3 Chọn số răng đĩa xích: Với ux=3 , chọn số răng đĩa xích nhỏ Z1=25, do đó số răng đĩa xích lớn là Z2=ux.Z1=3.25=75 < Zmax=120 Theo công thức (5.3), công suất tính toán: Pt=P3.k.kz.kn , trong đó với Z1=25 , kZ=25/Z1=1 , n3=31,47vg/ph, chọn n01=50vg/ph, kn=, k=k0.ka.kđc.kđ.kc.kbt k0=1(đường tâm các đĩa xích làm với phương nằm ngang một góc <600) ka=1(chọn a=40p) kđc=1(điều chỉnh bằng một trong các đĩa xích) kđ=1,2 (tải trọng va đập nhẹ) kc=1,45(bộ truyền làm việc 3 ca) kbt=1,3 (bôi trơn có bụi, chất bôi trơn II) (Bảng 5.6 – 5.7) Như vậy: k=1.1.1.1,2.1,45.1,3=2,262 Pt=0,772.2,262.1.1,59= 2,777 kW Theo bảng 5.5 với n01=50vg/ph, chọn bộ truyền xích 1 dãy có bước xích p=25,4mm thoả mãn điều kiện độ bền mòn PtÊ[P]=3,20kW 3. Khoảng cách trục a: Khoảng cách trục nhỏ nhất được giới hạn khe hở cho phép giữa các đĩa xích, ta có : amin= 0,5(da1+da2)+(30á50) Mặt khác để tránh lực căng quá lớn do trọng lượng bản thân xích gây nên, khoảng cách trục không nên quá lớn: aÊ amax=80p Ta chọn sơ bộ a=40p=40.25,4=1016mm Số mắt xích : Lấy số mắt xích xc=132 Tính lại khoảng cách trục a: a*= 0,25p{xc-0,5(Z2+Z1)+} a*= 0,25.25,4[132- 0,5.100+] a*=6,35(82+78,85)=1021mm Để xích không chịu lực căng quá lớn ta giảm a một lượng Da=0,003aằ3mm Vậy a =a*- Da=1018mm Số lần va đập của xích : Theo CT (5.14): i=Z1.n3/15x =25.31,47/15.132 i=0,4<[i] =25 (bảng 5.9) 4. Kiểm nghiệm về độ bền - Theo CT(5.15) : Hệ số an toàn s = Theo bảng (5.2) : Q-Tải trọng phá hỏng , Q=56700N kđ – Hệ số tải trọng động , kđ=1,2,ứng với chế độ làm việc trung bình v = Ft – Lực vòng, Ft= Fv- Lực căng do lực ly tâm sinh ra , F=qv2 Tra bảng (5.2) q=2,6kg (khối lượng 1m xích) Fv=2,6.0,332=0,28 N F0-Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra F0=9,81.kf.q.a , kf - hệ số phụ thuộc độ võng f của xích và vị trí bộ truyền, lấy kf=1(góc nghiêng lớn hơn400) F0=9,81.1.25,4.1,018=253,66 N Vậy s = Theo bảng 5.10 với n01=50vg/ph ; [s]=7 ,vậy s >[s] .Do đó bộ truyền xích đảm bảo độ bền - Kiểm tra độ bền tiếp xúc của đĩa xích Fvđ -Lực va đập trên m dãy xích Fvđ =13.10-7.n3.p3.m=13.10-7.31,47 .25,43.1=0,67N A- Diện tích chiếu, bảng (5.12): A=180mm2 , kđ=1,2 , kd=1(xích một dãy) kr-Hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích , kr=0,42 E - Modun đàn hồi , E= , Lấy E= 2,1.105MPa Theo bảng 5.11 ta dùng thép 45,tôi cải thiện có độ cứng HB170... 210, có 5. Đường kính đĩa xích: Theo CT(5.17) ta có: Đường kính vòng chia của đĩa xích được xác định: d1=p/sin(p/Z1)=25,4/sin(p/25) =202,66mm d2=p/sin(p/Z2)=25,4/sin(p/75) =606,56mm da1 =p[0,5 + cotg(p/Z1)]=213,76mm da2 =p[0,5 + cotg(p/Z2)]=618,73mm 6. Tính lực tác dụng lên trục Fr=kx.Ft , với kx=1,15(vì bộ truyền nghiêng một góc nhỏ hơn 400) Fr=1,15.2339,4=2690,31N II. Tính toán bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc. 1.Tính toán bộ truyền cấp nhanh bánh trụ răng nghiêng a. Chọn vật liệu. Chọn vật liệu bánh lớn giống bánh nhỏ Thép 45 tôi cải thiện đạt được cơ tính sau : Bánh nhỏ : HB1 = 200 (HB); sb1 = 600 (MPa); sch1 = 340 (MPa). Bánh lớn : HB2 = 190 (HB); sb2 = 600 (MPa); sch2 = 340 (MPa). b.Xác định ứng suất cho phép. ứng suất tiếp xúc cho phép : Chọn sơ bộ ZRZVKxH = 1 ị SH : Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc - SH =1,1. : ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở : = 2HB + 70 ị sHlim1 = 470 (MPa); sHlim2 = 450 (MPa) KHL : Hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải trọng : KHL= mH : Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc mH = 6 . NHO : Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc. NHO = 30.H HHB : độ rắn Brinen. NHO2 = 30 . 1902,4 = 0,883 . 107 NHE : Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương theo ct (6.7). c : Số lần ăn khớp trong một 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 j đang xét. Nhận thấy : NHE1 > NHO1 , NHE2 > NHO2 => lấy NHE = NHO để tính, => KHL1 = KHL2 = 1 Thay các thông số trên vào công thức tính ứng suất tiếp xúc cho phép : [sH]1 = (MPa) ; [sH]2= (MPa) Vì bộ truyền là bộ truyền bánh trụ răng nghiêng nên trị số [sH] được lấy theo giá trị trung bình của [sH1] và [sH2] : (MPa) ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải : max = 2,8. sch2= 2,8.340 = 952 (Mpa) ứng suất uốn cho phép : Chọn sơ bộ YR . YS . KxF = 1 => : ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở Tra bảng 6.2 : s°F lim = 1,8HB s°F lim1 = 1,8 . 200 = 360 (MPa). s°F lim2 = 1,8 . 190 =342 (MPa). SF : Hệ số an toàn khi tính về uốn . Bảng 6.2, ta có SF = 1,75 KFC : hệ số xét đến ảnh hưởng của đặt tải. Với tải trọng một phía => KFC = 1 KFL : hệ số tuổi thọ KFL= mF : bậc của đường cong mỏi khi thử về uốn , mF = 6 với HB <350 hoặc có mài lượn chân răng. NFO : Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn. NFO = 4.106 đối với tất cả các loại thép NEE : Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương. Ta có : NFE > NFO => để tính toán ta lấy NFE = NFO => KFL1 = KFL2 = 1 Thay vào công thức trên ta tính được : [sF1] = 360.1,1 / 1,75 = 226,29 (MPa) [sF2] = 342.1,1 / 1,75 = 214,97 (MPa) ứng suất uốn cho phép khi qúa tải : [sF1 ]Max = 0,8 . sch3 = 0,8 . 580 = 464 (MPa) [sF2 ]Max = 0,8 . sch4 = 0,8 . 450 = 360 (MPa) c. Xác định sơ bộ khoảng cách trục. aw1 = Ka (u + 1) T3: Mômen xoắn trên trục bánh chủ động của cấp nhanh, (N.mm) T1 = 8511,96 (N.mm) Ka : hệ số phụ thuộc vào vật liệu cặp bánh răng và loại răng .Theo bảng 6.5 ta chọn Ka=43 Yba : hệ số chiều rộng bánh răng, Yba = bw/aw , theo bảng 6.6 ta chọn Yba = 0,4 => ybd = 0,53yba(u +1) = 0,53 . 0,4 (5,93 + 1) = 1,47 KHβ : hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng . Tra theo ybd ứng với bảng 6.7 , sơ đồ 3 ta có : KHB = 1,24 [sH] : ứng suất tiếp xúc cho phép, [sH]=418,2 (MPa) Thay các giá trị trên vào công thức tính sơ bộ khoảng cách trục : aw1 = 43 .(6,42 + 1). (mm) Chọn aw1 = 90 (mm) d. Các thông số ăn khớp. Mô đun pháp m = ( 0,01 á 0,02 ) aw1 = 0,9á 1,8(mm) Theo dãy tiêu chuẩn ta chọn m = 1,5 (mm) Chọn sơ bộ góc nghiêng của răng: b = 30 o => cosb = 0,866 => số răng bánh nhỏ (bánh 1) : Ta lấy Z1 = 15 (răng) => số răng bánh lớn (bánh 2) : Z2 = u.Z1 = 5,93.15 = 89 (răng) ta lấy Z2 = 89 (răng) Do vậy tỷ số truyền thực : um = Z2 / Z1 = 89/ 15 = 5,93 Tính lại b : cosb = m(Z1 + Z2) / 2aw1 = 1,5.(15 + 89)/ 2. 90 = 0,866 => b= Như vậy, ta có các thông số về bánh răng : Đường kính vòng chia : d1 = dw1 = m . Z1/ cosb = 1,5.15 / 0,866ằ 25,98(mm) d2 = dw2 = m . Z2/ cosb = 1,5 .89 / 0,866 ằ 154,16 (mm) Chiều rộng vành răng bw = ya . aw = 0,4 .90 = 36 (mm) e. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc. Để bánh răng đảm bảo về độ bền tiếp xúc thì ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc sH phải thoả mãn điều kiện sau : sH [sH] sH = ZM ZH Ze Trong đó : ZM : Hệ số xét đến ảnh hưởng của cơ tính vật liệu bánh răng tra bảng 6.5 ta có ZM = 274 () ZH : Hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc ZH = b : góc nghiêng răng trên hình trụ cơ sở : tg b = cost . tg => b = arctg(cost . tg) t : góc prôfin răng : t = arctg(tg/ cos) Bánh răng nghiêng không dịch chỉnh nên góc ăn khớp tw = t : góc prôfin gốc, theo TCVN 1065-71 lấy = 20o => tw = t = arctg(tg20/ 0,866) = => b = arctg(cos22,797 . tg30,033) = => ZH = =1,57 Ze : Hệ số xét đến sự trùng khớp răng eb : hệ số trùng khớp dọc : eb = bwsin/(m) với bw =. aw = 0,4 . 90 = 36 (mm) => eb = = 3,822 eb > 1 => Zε được xác định bằng hệ thức Zε = , với là hệ số trùng khớp ngang: => Zε = = 0,842 KH : Hệ số tải trọng KH = KHα .KHβ . KHv Đường kính vòng lăn bánh nhỏ : dw1 = 25,98 (mm) => vận tốc vòng v1 = (m/s) tra bảng 6.13, với v < 4 (m/s) ta chọn cấp chính xác 9 KHβ : hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng Tra bảng 6.7 ta được KHβ = 1,24 KHα : hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp. Tra bảng 6.14 => KHα = 1,13 KHv : hệ số xét đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp KHv = Với vH = Trong đó : dH : trị số của các hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp, tra bảng 6.15 ta có : dH =0,002 go : hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng, tra bảng 6.16 ta có go= 73 => =>KHv= = 1,03 => KH = KHβ .KHα . KHv = 1,24 . 1,13 . 1,03 = 1,443 Từ các thông số trên ta tính được : = 393,7 (MPa) Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép : [sH] = [sH]. ZRZVKxH Với v = 1,25 (m/s) < 5 (m/s) ị lấy ZV = 1. Cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8. Khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra = 2,5 … 1,25 (mm). Do đó ZR = 0,95, với da< 700 (mm) ị KxH = 1 ị [sH] = 418,2 . 1 . 0,95 . 1 = 397,29 (MPa). Như vậy sH [sH], răng thoả mãn độ bền tiếp xúc. f. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn. Để răng đảm bảo độ bền uốn thì răng phải thoả mãn yêu cầu sF [sF] sF1 = 2.T1.KFYeYbYF1/( bwdw1.m) sF2 = sF1YF2/YF1 Trong đó : T1 : mômen xoắn trên bánh chủ động, T1 = 8511,96 (N.mm) m : môđul pháp, m = 1,5 (mm) bw : chiều rộng vành răng, bw = 36 (mm) dw1 : đường kính vòng lăn bánh chủ động, dw1 = 25,98 (mm) Yα = 1/εα : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng , Yα = 1/εα = 0,71 Yβ : hệ số kể đến độ nghiêng của răng, Yβ = 1- β0/140 = 1- 30,003/140 = 0,786 YF1 , YF2 : hệ số dạng răng của bánh 1 và bánh 2, phụ thuộc vào số răng tương đương Ztđ1và Ztđ2: Ztđ1 = Z1/cos3b = 15/(0,866)3 = 23 Ztđ2 = Z2/cos3b = 89/(0,866)3 = 137 Tra bảng 6.18, ta có YF1= 4 ; YF2= 3,60 KF : hệ số tải trọng khi tính về uốn : KF = KFb.KFa.KFv KFb = 1,5 (tra bảng 6.7) KFa = 1,37 (tra bảng 6.14 với v < 2,5 m/s, cấp chính xác 9) với go= 73 (bảng 6.16, cấp chính xác 9) dF =0,006 (bảng 6.15, dạng răng nghiêng) => => => KF = KFb . KFa . KFv = 1,5 . 1,37 . 1,0569 = 2,17 Thay các thông số trên vào công thức tính ứng suất uốn ta được : sF1 = 2 . 8511,96.2,17.0,71.0,786.4 / (36.25,98. 1,5) = 58,78 (MPa) sF2 = sF1 . YF2 / YF1 = 58,78 . 3,6 / 4 = 52,9 (MPa) Ta thấy điều kiện về độ bền uốn của bánh răng được thoả mãn : sF1 < [sF1] =226,29 (MPa), sF2< [sF2] = 214,97 (Mpa) Như vậy bánh răng đảm bảo về độ bền uốn . g. Kiểm nghiệm răng về quá tải. Hệ số quá tải Kqt = Tmax/ T = 1,4 sHmax = sH . (Mpa) < [sH]max sF1max = sF1. Kqt = 58,78. 1,4 = 82,3 (Mpa) sF2 max = sF2. Kqt = 52,9. 1,4 = 74,06 (Mpa) Như vậy sFmax < [sF]max ; sHmax < [sH]max , răng đảm bảo điều kiện quá tải. Kết luận : Bộ truyền cấp nhanh làm việc an toàn. 2. Tính toán bộ truyền cấp chậm. a. Xác định sơ bộ khoảng cách trục. aw2 = Ka (u + 1) T2: Mômen xoắn trên trục bánh chủ động của cấp chậm , (N.mm) T2 = 48899,61 (N.mm) Ka: hệ số phụ thuộc vào vật liệu cặp bánh răng và loại răng.Theo bảng 6.5 ta chọn Ka=49,5 Yba : hệ số chiều rộng bánh răng, Yba = bw/aw , theo bảng 6.6 ta chọn Yba = 0,4 => ybd = 0,53yba(u +1) = 0,53 . 0,4 (4,93 + 1) = 1,26 KHB : hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng . Tra theo ybd ứng với bảng 6.7 , sơ đồ 7 ta có : KHβ = 1,04 [sH] : ứng suất tiếp xúc cho phép, [sH]= 397,29(MPa) ( Vì cấp chậm dùng bánh răng thẳng nên khi tính ra NHE đều lớn hơn NHO nên KHL = 1 do đó lấy [sH]= = 397,29 Mpa, đã tính ở cấp nhanh ) Thay các giá trị trên vào công thức tính sơ bộ khoảng cách trục : aw2 = 49,5 .(4,93 + 1) 160,5(mm) Chọn aw2 = 160 (mm) b. Các thông số ăn khớp. Mô đun pháp m = ( 0,01 á 0,02 ) aw2 = 1,6 á 3,2 (mm) Theo dãy tiêu chuẩn ta chọn m = 2,5 (mm) => số răng bánh nhỏ (bánh 3) : Ta lấy z1 = 22 (răng) => số răng bánh lớn (bánh 2) : z2 = u.z1 = 4,93.22 = 108 (răng) ta lấy z2 = 108 (răng) Do vậy tỷ số truyền thực : um = z2 / z1 = 108/ 22 = 4,91 Do đó aw2 = m.(z1 +z2)/ 2 = 162,5 (mm) Lấy aw2=165(mm) Như vậy, cần phải dịch chỉnh tăng aw2 : Hệ số dịch chỉnh tâm : theo 6.22 y= aw2 /m - 0,5. (z1+ z2) = 1 theo 6.23 ky=1000.y/zt =1000.1/(22 +108)= 7,69 theo bảng 6.10 ta tra được kx=0,445 theo (6. 24) Δy=kx.zt/1000 = 0,05785 theo (6 .25) tổng hệ số dịch chỉnh xt=y+ Δy=1,05785 theo (6 .26) hệ số dịch chỉnh bánh 1 x1= 0,5. (xt- (z2- z1).y/zt) = 0,2 hệ số dịch chỉnh bánh 2 x2=xt - x1=0,204 - 0,04 = 0,85785 theo (6 .27) góc ăn khớp : cosαtw = zt .m. cosα /(2.aw2) =(108+22).2,5.cos(2) /(2.165)=0,925 αtw =22,330 d1= dw1=2.aw2/(um+1)=2.165/(4,91+1) =55,84(mm) d2 = dw2 = um . dw1 = 274,17 (mm) Chiều rộng vành răng bw2 = yba . aw2 = 0,4 .165 = 66 (mm) c. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc. Để bánh răng đảm bảo về độ bền tiếp xúc thì ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc sH phải thoả mãn điều kiện sau : sH [sH] sH = ZM ZH Ze Trong đó : ZM : Hệ số xét đến ảnh hưởng của cơ tính vật liệu bánh răng tra bảng 6.5 ta có ZM = 274 () ZH : Hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc ZH = :ZH = =1,687 Bánh răng thẳng theo (6.36a) Ze : Hệ số xét đến sự trùng khớp răng Zε = = 0,93 theo (6.40) => vận tốc vòng v2 = (m/s) tra bảng 6.13, với v < 4 (m/s) ta chọn cấp chính xác 9 Với vH = Trong đó : dH : trị số của các hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp, tra bảng 6.15 răng thẳng ta có : dH =0,006 go : hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng, tra bảng 6.16 ta có go= 73 => KH : Hệ số tải trọng KH = KHβ .KHα . KHv KHv = KHv = =1,06 KHv : hệ số xét đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp KHβ :bảng 6. 7 KHβ =1,04 KHα : hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp. KHα = 1,13 => KH = KHβ .KHα KHv = 1,04 . 1,13 . 1,06 = 1,25 Từ các thông số trên ta tính được : = 363,5 (MPa) Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép : [sH] = [sH]. ZRZVKxH Với v = 0,453 (m/s) < 5 (m/s) ị lấy ZV = 1. Cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8. Khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra = 10 … 40 (mm). Do đó ZR = 0,9, với da< 700 (mm) ị KxH = 1 [sH] = 409,1 . 0,9.1. 1 = 368,19 (MPa). Ta thấy sH < [sH] Như vậy bánh răng thoả mãn độ bền tiếp xúc. e. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn. Để răng đảm bảo độ bền uốn thì răng phải thoả mãn yêu cầu sF [sF] sF1 = 2.T2.KFYeYbYF1/( bwdw1.m) sF2 = sF1YF2/YF1 Trong đó : T2 : mômen xoắn trên bánh chủ động, T2 = 48899,61 (N.mm) m : môđul pháp, m = 2,5 (mm) bw : chiều rộng vành răng, bw = 66 (mm) dw1 : đường kính vòng lăn bánh chủ động, dw1 = 55,84 (mm) Yε = 1/εα: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng , Yε = 1/ 1,705 = 0,587 Yβ : hệ số kể đến độ nghiêng của răng, Yβ = 1- β0/140 = 1 KF : hệ số tải trọng khi tính về uốn : KF = KFb.KFa.KFv KFb = 1,04 (tra bảng 6.7) KFa = 1,37 (tra bảng 6.14 với v < 2,5 m/s, cấp chính xác 9) với go= 73 (bảng 6.16, cấp chính xác 9) dF =0,016 (bảng 6.15, dạng răng thẳng) => => => KF = KFb . KFa . KFv = 1,04 . 1,37 . 1,08 = 1,54 Từ bảng 6.18 ta tra được YF1 = 4, YF2 = 3,6 Thay các thông số trên vào công thức tính ứng suất uốn ta được : sF1= 2 . 48899,61 .1,54. 0,587.4/ (66.55,84.2,5) = 38,4 (MPa) Ta thấy điều kiện về độ bền uốn của bánh răng được thoả mãn : sF1 < [sF1] = 214,97 (Lấy [sF1] =[sF2] = 214,97 Mpa tính ở bộ truyền bánh răng nghiêng ) sF2 = 38,4.3,6/4 = 34,56 Mpa < [sF2] Như vậy bánh răng đảm bảo về độ bền uốn . f. Kiểm nghiệm răng về quá tải. Hệ số quá tải Kqt = Tmax/ T = 1,4 sHmax = sH . (Mpa) < [sH]max = 952 Mpa sFmax = sF1. Kqt = 38,4. 1,4 = 53,76 (Mpa) < [sF]max Như vậy sFmax < [sF]max ; sHmax < [sH]max , răng đảm bảo điều kiện quá tải. Kết luận : Bộ truyền cấp chậm làm việc an toàn. 3. Các thông số của bộ truyền . Bộ truyền cấp nhanh: - Khoảng cách trục: aw1 = 90 (mm). Môđul : m = 1,5 (mm) Chiều rộng vành răng: bw = 36/2 = 18 (mm) Tỉ số truyền : u = 5,93. Góc nghiêng của răng : b = 30,003o Số răng của bánh răng : z1 = 15 , z2 = 89. Đường kính vòng chia : d1 = 25,98 (mm) , d2 = 154,16 (mm). Đường kính đỉnh răng : da1 = 28,98 (mm) , da2 = 157,16 (mm) Đường kính đáy răng : df1 = 22,23 (mm) , df2 = 150,41 (mm) Bộ truyền cấp chậm: Khoảng cách trục: aw2 = 165 (mm) Môđul : m = 2,5 (mm) Chiều rộng vành răng : bw = 66 (mm) Tỉ số truyền : u = 4,91 Góc nghiêng của răng : b = 0o Số răng của bánh răng : z3 = 22 , z4 = 108 . Đường kính chia : d3 = 55,84 (mm) , d4 = 274,17 (mm). Đường kính đỉnh răng : da3 = 60,84 (mm) , da4 = 279,17 (mm) Đường kính đáy răng : df3 = 49,59 (mm) , df4 = 272,92 (mm) Phần III. tính toán thiết kế trục I. Chọn khớp nối. Loại nối trục đàn hồi . Tại trục III có mômem xoắn TIII = 234273,91 (N.mm) Tra bảng 16.1 theo momen xoắn tính toán : Tt = k . T với k - hệ số chế độ làm việc, phụ thuộc vào loại máy công tác Hệ dẫn đọng băng tải => k = 1,3 => Tt = 1,3 . 234,274 = 304,6 (Nm) Bảng 16 - 10a có kích thước cơ bản của nối trục vòng đàn hồi Do = 105 (mm) Z = 6 B = 5 l1 = 30(mm) Bảng 16.10b kích thước cơ bản của vòng đàn hồi l1 =34 (mm) dc=14 (mm) l2 = 15 (mm) l0=l1+l2/2=34+15/2 =41,5(mm) l3 = 28 (mm) Kiểm nghiệm điều kiện bền khớp nối trục đàn hồi nối trục sd=2.k.T/(z.Do..l3) [sd] =[2 ~4] (MPa) Vòng đàn hồi su=k.T.lo / (0,1..D0.z) [su] =[60 ~ 80 ] (MPa) => nối trục : sd=2.1,3.234273,91 / (6.105.14.28) = 2,4 (MPa) => vòng đàn hồi : su=1,3.234273,91.41,5 / (0,1.143.105.6) =73,1 (MPa) Vậy khớp nối thoả mãn điều kiện bền II. Thiết kế trục. Số liệu cho trước: T1= 8511,96(Nmm) Số vòng quay n1= 920 (v/ph) Tỷ số truyền u = 5,93 Chiều rộng vành răng bw = 36 (mm) Góc nghiêng của cặp bánh răng b =30,0030 Chọn vật liệu chế tạo bằng thép C45, thường hoá đạt sb= 600 (MPa), sch=340(MPa) [t] =12…20 (Mpa) 1. Xác định sơ bộ đường kính trục. Theo ct 10.9, đường kính trục thứ k với k =1...3 : (mm) Trục I : Với TI = 8511,96 (N.mm) ; [t1] =16 (MPa) => (mm) chọn d1=20 (mm) Trục II : Với TII = 48899,61 (N.mm); [t2]=16 (MPa) => (mm) chọn d2=25 (mm) Trục III : Với TIII = 234273,91 (N.mm) ; [t3] = 16 (MPa) => (mm) chọn d3=45 (mm) Dựa vào bảng (10. 2) b0: chiều rộng ổ lăn ; chọn b0=17; 2. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực. Bảng10 . 3 chọn : Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay: k1 = 12 (mm) Khoảng cách từ mặt cạnh ổ đến thành trong của hộp : k2 = 10 (mm) Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến nắp ổ: k3 = 15 (mm) Chiều cao nắp ổ và đầu bu lông : hn = 17 (mm). Chiều dài mayơ đĩa xích , bánh răng, nối trục : lđx = lm12 = (1,2 … 1,5)d1 =20 (mm). lm22 = 30 (mm). lm23 = 35 (mm). lm33 = (1,2… 1,5)d3 = 60 (mm) Khoảng cách l trên các trục : Trục II: : (mm). (mm) l24 = 2 l23 - l22= 2.90 - 45,5 = 134,5 (mm) l21 =2.l23=2.90=180(mm) Trục III : (mm) l31 = l21 = 180 (mm) (mm) Trục I: (mm) (mm) các kích thước còn lại theo trục II 3. Xác định trị số và chiều của các lực từ các chi tiết quay tác dụng lên trục. Các thành phần lực trong thiết kế được biểu diễn như hình vẽ (trang sau) Trong phần tính toán bộ truyền đai ta đã tính lực tác dụng của đai lên trục 1 : Fx= 2690,31 (N) Lực tác dụng của khớp nối : Fk = 2Tt / D0 = 2 . 1,3.8511,96 /47 = 470,87 (N) Vậy Fr = (0,2~ 0,3) .Ft = (94,17 ~141,3) N Chọn Fr=100(N) Lực tác dụng khi ăn khớp trong các bộ truyền được chia làm ba thành phần: Ft : Lực vòng ; Fr : Lực hướng tâm ; Fa : Lực dọc trục Trong đó: Ft1 = (N) = Ft 2 Fr1 = (N) = Fr 2 (N) = Fa2 Ft3 = (N) = Ft4 Fr3 = (N) = Fr4 ; Fa3 = Fa4 =0 (N) ; Các phản lực của ổ đỡ : Trục I : => => Mz=1952,786.43,08 / 2 =42063,01(Nmm) Trục II : => => Mz=Fx22.r2=1952,786.137,856= 269203,266 (N) Trục III : => => Mz=Fx33.r=10403,77.187,628=1952041,159 (Nmm) 4) Tính chính xác trục Mômen uốn tổng Mj và mômen tương đương Mtđj tại các tiết diện j trên chiều dài trục i : Theo ct 10.15 tính mômen uốn tổng tại tiết diện j trên trục i : T heo ct 10.16 tính mômen tương đương tại tiết diện j trên trục i : thay vào ta được : (Nmm) (Nmm) (Nmm) (Nmm) (Nmm) (Nmm) (Nmm) (Nmm) (Nmm) (Nmm) (Nmm) (Nmm). (Nmm) (Nmm) (Nmm) (Nmm) (Nmm) (Nmm) (Nmm) (Nmm) (Nmm) Tính chính xác các đoạn trục : Trục I được chế tạo bằng thép 45, thường hoá đạt σb = 600 (MPa), tra bảng 10.5 => [σI] = 63 [MPa] : => (mm) chuẩn d10=18(mm) chi tiết tiết diện lắp ở ổ lăn (mm) chuẩn d12=22(mm) (mm) chuẩn d14=22(mm) chuẩn d11=18(mm) chi tiết tiết diện lắp ở ổ lăn Trục II được chế tạo bằng thép 45, thường hoá đạt σb = 600 (MPa), tra bảng 10.5 => [ σII] = 50 [MPa] : chuẩn d20=20(mm) chi tiết tiết diện lắp ở ổ lăn chuẩn d21=20(mm) => (mm) chuẩn d22=25(mm) chuẩn d23=30(mm) (mm) chuẩn d24=25(mm) Trục III chế tạo bằng thép 45 thường hoá đạt σb = 600 (MPa) ,tra bảng 10.5 ta có [σIII] = 48 (MPa) chuẩn d33=45(mm) chuẩn d31=50(mm) chi tiết lắp ở ổ lăn chuẩn d31=45(mm) Như vậy, xuất phát từ các yêu cầu về độ bền, lắp ghép, công nghệ kết hợp với việc chọn theo tiêu chuẩn các đoạn trục yêu cầu chọn theo tiêu chuẩn, ta chọn đường kính các đoạn trục như sau : d1ngõng =18 (mm) ; d12 =22 (mm) ; d14 = 22 (mm) ; d11 = 18 (mm) d2ngõng = 20 (mm) ; d22 = 25 (mm) ; d23 = 30 (mm) ; d24 = 25 (mm) ; d21 = 20 (mm) d3ngõng = 45 (mm) ; d30 = 45 (mm) ; d31 =50 (mm) 5. Chọn then và kiểm nghiệm độ bền của then cho các vị trí có lắp then. Bảng (9 .1 a) & dtrụcI = 30 (mm) chọn then bằng : b x h : 8 x 7 , t1 = 4 dtrụcII= 48 & d= 60 (mm) chọn then bằng b x h : 14 x 9 , t1 = 5,5 & b x h : 18 x 11, t1=7 dtrụcIII= 70 & d= 80 (mm) chọn then bằng b x h : 20 x 12 , t1 = 7,5 & b x h : 22 x 14, t1=9 Ta chọn then cho các vị trí và kiểm nghiệm then theo công thức sau : Độ bền dập : với lt = ( 0,8 ữ 0,9 )lm Trục I : lm12=50 (mm) => lt=40 (mm) Trục II : lm2 =60(mm) => lt=50 (mm) Trục III: lm3 =210(mm) => lt=200 (mm) Theo bảng 9.5 với tải trọng va đập nhẹ, dạng lắp then cố định => [sd] =100 (MPa) . vậy trucI=2.84126/ (28.40.(7-4))=50,075 (MPa) < 100 (MPa) Tương tự ta tính được : trucII = 70,5 < 100 (Mpa) trucIII = 55,17 < 100 (Mpa) Ta có : Trong đó Thay vào công thức trên ta có trên ba trục đều thoả mãn Vậy các mối ghép then trên đều đảm bảo độ bền đập và độ bền cắt . 6. Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi: Trục II cần được kiểm nghiệm a. Vật liệu chế tạo trục : thép 45 thường hoá có sb = 600 (MPa) Kết cấu trục II đảm bảo độ bền mỏi cần phải thoả mãn điều kiện sau : Trong đó : [s] – hệ số an toàn cho phép, [s] = 1,5 ữ 2,5 khi cần tăng độ cứng thì [s] = 2,5 ữ 3. sj – hệ số an toàn tính toán tại tiết diện j ssj , stj - hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tại tiết diện j : ; với s-1, t-1 - giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng s-1 = 0,436. σb = 0,436 . 600 = 261,6 (Mpa) t-1 = 0,58.s-1 = 0,58 . 261,6 = 151,728 (MPa) saj, taj, smj, tmj - biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện j. Đối với trục quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng, do đó : σbmj = 0 ; σaj = σmaxj = Mj / Wj Trục quay một chiều, ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động : σmj = σaj = 0,5σmaxj = Tj / 2W0j ổ được lắp có độ dôi với trục H7/ k6 , bánh răng được lắp với trục bằng then kết hợp với lắp chặt H7 / k6 chọn then trục II: tiết diện II b x h : 14 x 9 , t1 = 5,5 tiết diện III b x h :18 x11 , t1=7 Mômen chống uốn và mômen chống xoắn tại các tiết diện j của trục : (trục có 1 rãnh then) = (Nmm) = (Nmm) (Nmm) ; (Nmm) ψσ , ψτ – hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi, tra bảng (10.7) => ψσ = 0,05 ; ψτ = 0 Kσdj , Kτdj – hệ số xác định theo công thức : Kx – hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt. Bảng 10.8, các đoạn trục được gia công trên máy tiện, tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt Ra = 2,5 …0,63 (mm), do đó Kx = 1,06 Ky – hệ số tăng bền bề mặt trục, phụ thuộc vào phương pháp tăng bền bề mặt và cơ tính vật liệu. Bảng 10.9, không dùng các phương pháp tăng bền bề mặt do đó Ky =1 es , et - hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi. Bảng 10.10 => es = 0,81 ; et = 0,76 Ks , Kt - hệ số tập trung ứng thực tế khi uốn và khi xoắn, phụ thuộc vào loại yếu tố gây tập trung ứng suất : Trục lắp với bánh răng, ổ và đĩa xích bằng phương pháp lắp có độ dôi nên có thể tra bảng 10.11 tỷ số Ks/esvà Kt/et : Ks/es= 2,06 ; Kt/et= = 1,64 Tại vị trí lắp bánh răng trên trục có rãnh then nên theo bảng 10.12 khi dùng dao phay ngón gia công rãnh then, ứng suất tại rãnh then ứng với vật liệu sb = 600 (MPa) là Ks=1,76 và Kt = 1,54. => xác định được tỷ số Ks/es và Kt/et tại rãnh then trên tiết diện này : Ks/es= 1,76 / 0,81 = 2,1728 Kt/et= 1548 / 0,76 = 2,0263 Do trên trục chỗ lắp bánh răng có cả hai nguyên nhân gây ra ứng suất nên ta chọn tỷ số lớn Ks/es = 2,1728 và Kt/et = 2,0263 để tính toán . => => Thay các giá trị vừa tính được ở trên vào công thức tính hệ số an toàn : Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp ss : Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp st : => Hệ số an toàn s : Ta thấy sj > [s] = 1,5 -2,5, như vậy trục II đảm bảo yêu cầu về độ bền mỏi. 7. Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh. Do hệ số an toàn tại các tiết diện của trục III khá lớn nên ta không cần kiểm tra trục về độ bền tĩnh. Phần Iv. chọn ổ lăn cho hộp giảm tốc 1.Trục 1 Vì chỉ có lực hướng tâm,ổ I là ổ tuỳ động ta dùng ổ đũa trụ ngắn đỡ có ngấn chặn trên vòng trong cho các gối đỡ 0 và 1. Đường kính ngõng trục d =30 mm . Tra bảng (P.2.8) phụ lục chọn loại ổ đũa trụ ngắn đỡ cỡ trung hẹp kí hiệu ổ là 2306 & 102306 . Có các thông số : d =30mm,D =72mm,B=19mm,r =r1= 2,0mm Con lăn : đường kính 10 ,chiều dài =10 Khả năng tải động C =30,2 (KN), khả năng tải tĩnh C0=20,6(KN ) Kiểm nghiệm khả năng tải của ổ tiến hành cho ổ : Ta có phản lực tổng trên hai ổ là Ftổng10= = 2100,65 N Ftổng11= =2314,28 N Vậy ta tiến hành tính kiểm nghiệm cho ổ chịu tại lớn hơn với Ftổng11= 2314,28 N Theo công thức (11.3) với Fa= 0 , tải trọng quy ước : Q = X.V.Fr1.kt.kđ= 1.1.2314,28.1.1= 2314,28 N Trong đó, đối với ổ đỡ chỉ chịu lực hướng tâm X=1 ; V=1 (vòng trong quay) kt= 1 ( nhiệt độ t< 1000) ; kđ= 1 ( tải trọng tĩnh) Theo công thức (11.1), khả năng tải động: Cd= QE. Trong đó với ổ đũa m =10/ 3; L= 60.n.Lh/ 106=60.969.15000/106 = 872,1 triệu vòng =>QE=2314,28.=2233,97 N Cd=2233,97. = 17,04 kN < C= 30,2 kN Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ ; Theo (11.19) với Fa=0, Q0= X0.Fr tra bảng 11.6 ta có X0 < 1 Q0 < 2314,28 N Theo (11.19) Q=Frổng= 2314,28 N vậy Q0= 2,31482 kN < C0= 20,60 kN Như vậy khả năng tải tĩnh của ổ được đảm bảo. Vì Cd< C nhiều Chọn lại ổ lăn như sau ổ đũa trụ ngắn đỡ cỡ nhẹ kiểu 2000 kí hiệu ổ là 2206 & 102206 . Có các thông số : d =30mm,D =62mm,B=16mm,r =r1= 1,0mm Con lăn : đường kính 10 ,chiều dài =10 Khả năng tải động C =17,3 (KN), khả năng tải tĩnh C0=11,4(KN) 2. Tính trục 2. Phản lực tổng tác dụng lên trục : Ft20= = Ft21= 7233,494 N Vậy ta tiến hành kiểm nghiệm cho ổ chịu._.