Successfully reported this slideshow.
We use your LinkedIn profile and activity data to personalize ads and to show you more relevant ads. You can change your ad preferences anytime.

đồ áN chi tiết máy truc vit banh vit

4,460 views

Published on

das

Published in: Automotive
  • Follow the link, new dating source: ♥♥♥ http://bit.ly/2F7hN3u ♥♥♥
       Reply 
    Are you sure you want to  Yes  No
    Your message goes here
  • Sex in your area is here: ♥♥♥ http://bit.ly/2F7hN3u ♥♥♥
       Reply 
    Are you sure you want to  Yes  No
    Your message goes here

đồ áN chi tiết máy truc vit banh vit

  1. 1. MỤC LỤC BẢN THUYẾT MINH GỒM NHỮNG PHẦN CHÍNH SAU PHẦN 1: Tính chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền……...……………….. 1. Chọn động cơ.…………………………………………………….. 2. Phân phối tỉ số truyền và mômen xoắn trên các trục..………....…. 3. Tính các thông số trên các trục…………………………….....….... PHẦN 2: Tính toán bộ truyền ngoài……..……………………………….…... 1. Chọn loại xích……………………………………………………… 2. Tính các thông số của bộ truyền xích………………………… 3. Kiểm nghiệm xích về độ bền……………………….……………… 4. Kích thước đĩa xích……………..………….……………………… 5. Bảng các thông số của bộ truyền xích……………………………. PHẦN 3: Tính bộ truyền bánh răng………...…………………………..…… 1.Tính toán bộ truyền cấp nhanh bánh răng trụ răng thẳng…….….. 2. Chọn vật liệu……………………………………………..… 3. Xác định ứng suất cho phép……………………………….…….. 6. Tính các thông số của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng………. 7. Kiểm nghiệm răng……………………………….………………. 8. Bảng các thông số của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng.…….. 9.Tính toán bộ truyền cấp chậm bánh răng trụ răng nghiêng….….. 10. Chọn vật liệu……………………………………………..……… 11. Xác định ứng suất cho phép……………………………….…….. 12. Tính các thông số của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng…... 13. Kiểm nghiệm răng……………………………….………………. 14. Bảng các thông số của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng.….. PHẦN 4: Tính toán thiết kế trục…………………………………………….. 1. ....... .. 1…………………………………………………………… 2…………………………………………………………… c 3…………………………………...………………………. .. . PHẦN 5: Tính chọn ổ đỡ……………………………………………………. 1. 1…………………………………………….. 2. 2…………………………………………….. SV thực hiện: Phạm Hữu Luyện Lớp: ĐHCNKT CK1_ K5 1
  2. 2. 3. 3…………………………………………….. PHẦN 6: Thiết kế vỏ hộp giảm tốc ,bôi trơn và ăn khớp…………………… 1. Thiết kế vỏ hộp……………………………………………… 2. Bôi trơn trong hộp giảm tốc…………………………………….. 3. Lắp bánh răng lên trục và điều chỉnh sự ăn khớp………………. 4. Thiết kế các kết cấu khác……………………………………….. 5. Bảng thông kê các kiểu lắp và dung sai………………………… SV thực hiện: Phạm Hữu Luyện Lớp: ĐHCNKT CK1_ K5 2
  3. 3. PHẦN I TÍNH CHỌN ĐỘNG CƠ, PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN VÀ MÔ MEN XOẮNTRÊN CÁC TRỤC. 1 3 2 4 F 1.1.Chọn động cơ. Công suất cần thiết: - Công suất làm việc trên trục máy công tác: Plv = F.V/1000 Với F:Là lực kéo băng tải. V:Là vận tốc băng tải. Thay số ta có: =>Plv= 13000.0,32/1000 = 4,16 ( KW) Do tải trọng thay đổi nhiều mức nên ta chọn động cơ theo công suất tương đương. Ptd = Plv.β (β>1) Với β = Thay số ta có: = 0,816 β= SV thực hiện: Phạm Hữu Luyện Lớp: ĐHCNKT CK1_ K5 3
  4. 4. Vậy công suất tính toán trên trục máy công tác là: Pt = Ptd = Plv.β thay số ta có: Ptd = 4,16.0,816 = 3,4 (KW) -Hiệu suất của toàn bộ hệ dẫn động là: Ta gọi ht là hiệu suất của toàn bộ hệ thống và được xác đị nh theo công thức: ht = k. ot. 3. ol . 2 x. brt Tra bảng 2.3 SGKTTTKHDĐCK tập 1 ta có: + k là hiệu suất của khớp nối với: k = 0,99. + ot là hiệu suất của 1 cặp ổ trượt: ot = 0,96. + ol là hiệu suất của 1 cặp ổ lăn: ol = 0,99. + xlà hiệu suất của bộ truyền xích: x = 0,98. + brtlà hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ: brt= 0,97. Thay số vào ta có: ht = 0,99.0,96.0,993.0,98.0,972 = 0,886 -Vậy công suất cần thiết trên trục động cơ: Pct= Pt/ ht thay số ta có: Pct = 3,4/0,886 = 3,84 (kW). -Số vòng quay đồng bộ của động cơ: + Số vòng quay trên trục máy công tác: nlv= 60000.V/(Z.t) Với V: là vận tốc của băng tải (m/s) Z: Số răng đĩa xích tải t: Bước xích của xích tải (mm) SV thực hiện: Phạm Hữu Luyện Lớp: ĐHCNKT CK1_ K5 4
  5. 5. Thay số vào ta có:nlv= = 24,4 (v/p) -Ta đi chọn sơ bộ tỉ số truyền chung cho toàn hệ dẫn động: Ut= Ux.Ubrt Ta chọn sơ bộ các tỉ số truyền như sau. +Tỉ số truyền của bộ truyền xích:Ux= 3 +Tỉ số truyền của hộp với hộp giảm tốc bánh răng:Ubrt = 20 Vậy tỉ số truyền của toàn hệ dẫn động là: Ut = 3.20 = 60 - Số vòng quay trên trục của động cơ: nsb = nlv.Ut Thay số vào ta có: nsb = 60.24,4 = 1464 (v/p) Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ : nđb = 1500 ( v/p) Để chọn động cơ ta dựa vào bảng P1.3 phụ lục SGKTTTKHDĐCKtập1 Ta sử dụng loại động cơ 4A112M4Y3 có các thông số kĩ thuật như sau: Bảng thông số kĩ thuật của động cơ Kiểu động cơ Công suất (kw) Vận tốc quay(v/p) 4A112M4Y3 5,5 1425 cos 0,85 % 85,5 2,2 2,0 Để đảm bảo cho động cơ làm việc được ổn định ta cần đi kiểm nghiệm lại các điều kiện của động cơ khi làm việc +ndc= 1425(v/p) nsb= 1464(v/p) SV thực hiện: Phạm Hữu Luyện Lớp: ĐHCNKT CK1_ K5 5
  6. 6. +Pdc Pct = 3,84KW đồng thời mômen mở máy phải thoả mãn điều kiện: Tmm/T ≤ TK/Tdn Như vậy động cơ đã chọn phù hợp với yêu cầu đặt ra. 1.2:Phân phối tỉ số truyền và mômen xoắn trên các trục - Ta đi tính lại tỉ số truyền chung cho toàn hệ dẫn động: Với: Ut = ndc/nlvthay số ta có: Ut = 1425/24,4 = 58,4 Ta đi phân phối lại tỉ số truyền như sau: chọn Ubrt= 20 Trong đó: +Tỉ số truyền cấp nhanh là: Ucn = 5,69 +Tỉ số truyền cấp chậm là: Ucc = 3,51 Ta có Ux= Ut/Ubrt = 58,4/20 = 2,92 1.3:Tính các thông số trên các trục: -Tính toán toán tốc độ quay trên các trục : +Trục động cơ : ndc = 1425(v/p) +Trục số 1: = ndc/Uk thay số ta có: = 1425/1 = 1425(v/p) +Trục số 2: = nІ/Ucnthay số vào ta có: = 1425/5,69= 250(v/p) +Trục số 3: = /Ucc thay số vào ta có: = 250/3,51= 71(v/p) +Trục số 4: = /Ux thay số vào ta có: = 71/2,92= 24,3(v/p) - Tính công suất trên các trục: =4,16 kw = = 4,2 kw = 4,4 kw = = 4,6 kw = 4,65 kw - Tính mômen xoắn trên các trục: +Tdc = 9,55.106.Pct/ndc= 9,55.106.4,65/1425= 31163(N.mm) + = 9,55.106. / = 9,55.106.4,6/1425= 308288(N.mm) + = 9,55.106. / = 9,55.106.4,4/250= 168080(N.mm) + = 9,55.106.PІІІ/nІІІ = 9,55.106.4,2/71= 564930(N.mm) SV thực hiện: Phạm Hữu Luyện Lớp: ĐHCNKT CK1_ K5 6
  7. 7. + = 9,55.106.PIV/nІV= 9,55.106.4,16/24,3=1634897(N.mm) Thông số Trục Trục động cơ Trục số 1 Trục số 2 Trục số 3 Trục số 4 1,945 Mômen xoắn (N.mm) 4,65 31163 1425 4,6 30828 250 20 Công suất(kw) 1425 Tỉ số truyền Tốc độ quay(v/p) 4,4 168080 71 4,2 564930 24,3 4,16 1634897 PHẦN : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI 2.1: Các số liệu ban đầu + Công suất: PІІI = 4,2kw + Số vòng quay của trục dẫn: nІІI= 71 v/p +Tỉ số truyền: Ux= 2,92 + Góc nghiêng nối tâm bộ truyền ngoài: 90o 2.2:Thiết kế bộ truyền xích 2.2.1:Chọn loại xích Vì tải trọng nhỏ, vận tốc thấp nên ta chọn loại xích ống con lăn. 2.2.2: Xác định các thông số của xích và bộ truyền - Chọn số răng của đĩa xích dẫn theo công thức: z1 = 29 – 2 u = 29 – 2 2,92 = 23,16 răng Chọn z1 = 23 răng -Tính số răng đĩa xích lớn theo công thức: z2 = u z1 = 2,92 23=67,16răng Lấy z2 =67 răng Ta có tỉ số truyền thực tế là Ux = SV thực hiện: Phạm Hữu Luyện = = 2,91 Lớp: ĐHCNKT CK1_ K5 7
  8. 8. -Xác đị nh các hệ số điều kiện sử dụng xích K theo công thức : K = Kd Ka Ko Kdc Kb Klv = 1 1 1,25 1 1,3 1,45 = 2,36 Trong đó: Kd = 1 (bộ truyền làm việc êm) Ka = 1 (a = (30 50)p) Ko = 1,25 (đường nối hai tâm đĩa xích hợp với đường nằm ngang một góc lớn hơn 60o) Kdc = 1 (trục điều chỉ nh được) Kb =1,3 (bôi trơn đạt yêu cầu trong môi trường có bụi) Klv = 1,45 (làm việc 3 ca) Hệ số Kn = n01 / nIII = 200 /71 = 2,8 Hệ số Kz = z01 / z1 = 25 / 25 = 1 Chọn xích một dãy, Kx = 1. Công suất tính toán : Pt = = = 27,75 kw Theo bảng 5.5SGKTTTKHDĐCK tập 1 theo cột n01 = 200 (vg/ph) ta chọn bước xích p = 38,1mm. Theo bảng 5.8SGKTTTKHDĐCK tập 1 số vòng quay tới hạn tương ứng bước xích 38,1mm là nth = 500 vg/ph, nên điều kiện n < nth được thỏa mãn. -Vận tốc trung bình của xích: V= = = = 1,13 m/s SV thực hiện: Phạm Hữu Luyện Lớp: ĐHCNKT CK1_ K5 8
  9. 9. -Lực vòng có ích: Ft = = = 3717 N -Kiểm nghiệm bước xích p Theo bảng 5.8 SGKTTTKHDĐCK tập 1 ta có p < pmax - Chọn khoảng cách trục sơ bộ a = (30 50) p = 40 38,1= 1524 mm. - Số mắt xích X X= = = 126 Chọn X = 126mắt xích. -Chiều dài xích L = p X = 126.38,1= 4801mm. - Tính chính xác khoảng cách trục a = 0,25.p. = 0,25.38,1. = 1521,7 mm Ta chọn a = 1517mm (giảm khoảng cách trục (0,002 0,004).a) -Số lần va đập xích trong 1 giây: SV thực hiện: Phạm Hữu Luyện Lớp: ĐHCNKT CK1_ K5 9
  10. 10. = i= = 0,86 ≤ *i+ = 20 Theo bảng 5.9SGKTTTKHDĐCK tập 1 với bước xích p = 38,1 mm, ta chọn [i] = 20. 2.2.3: Tính kiểm nghiệm xích về độ bền. - Kiểm tra xích theo hệ số an toàn Q s F1 Fv Fo + Tải trọng phá hủy Q tra theo bảng 5.2SGKTTTKHDĐCK tập 1 với bước xích p = 38,1 mm thì Q = 127kN khối lượng một mét xích q = 5,5 kg/m + Lực trên nhánh căng F1 Ft = 3717N + Lực căng do lực ly tâm gây nên Fv = q v2 = 5,5.1,132 = 7 N + Lực căng ban đầu của xích Fo Fo = Kf a q g = 4 1,522 5,5 9,81 = 328,5N s = 31,34> [s] = (7,3 7,6) Vậy bộ truyền xích đảm bảo đủ bền - Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích theo công thức: σH = 0,47. = 0,47. SV thực hiện: Phạm Hữu Luyện Lớp: ĐHCNKT CK1_ K5 10
  11. 11. = 458 Mpa Trong đó: +*σh] là ứng suất tiếp xúc cho phép + kr = 0,48 là hệ số ảnh hưởng đến số răng đĩa xích + Kd = 1 là hệ số tải trọng động + kd = 1 là hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy + Fvd là lực va đập trên m dãy xích Fvd = 13.10-7n1.p3.m =13.10-7.71.38,13.1 = 5,1 N + E = 2,1.105 là môđun đàn hồi +Ft = 3717 N + A: là diện tích chiếu của bản lề tra theo bảng 5.12SGKTTTKHDĐCK tập 1 ta cóA = 395 mm2 Vậy dùng thép 45 tôi độ rắn HB210 sẽ đạt được ứng suất tiếp xúc cho phép *σH+ = 600Mpa, đảm bảo được độ bền cho răng đĩa 1. Tương tự với răng đĩa 2 cũng tương tự: σH2 ≤ *σH] (với cùng vật liệu và nhiệt luyện) 2.2.4: Bán kính đáy với tra theo bảng 5.2SGKTTTKHDĐCK tập 1ta được: => SV thực hiện: Phạm Hữu Luyện Lớp: ĐHCNKT CK1_ K5 11
  12. 12. 2.2.5: Kích thước đĩa xích d1 = = = 279 mm d2 = = = 813 mm -Đường kính đỉ nh răng: da1 = d1 + 0,7.p = 305,67 mm da2 = d2 + 0,7.p = 839,67 mm -Đường kính chân răng: 2.2.6: Lực tác dụng lên trục Fr = Kx Ft = 1,05 3717= 3903N Trong đó Kx = 1,05 do bộ truyền nghiêng một góc lớn hơn 40o 2.2.7:Các thông số của bộ truyền xích Thông số Loại xích Bước xích Số mắt xích Chiều dài xích Khoảng cách trục Số răng đĩa xích nhỏ Số răng đĩa xích lớn Vật liệu đĩa xích Đường kính vòng chia đĩa xích nhỏ 10.Đường kính vòng chia đĩa xích lớn 1. 2. 3. 4. 5. 6. 7. 8. 9. SV thực hiện: Phạm Hữu Luyện Kí hiệu ------p x L a ---- Giá trị Xích ống con lăn 38,1(mm) 126 4801 (mm) 1517 (mm) 23 67 Thép 45(Tôi,ram) 279(mm) 813(mm) Lớp: ĐHCNKT CK1_ K5 12
  13. 13. 11.Đường kính vòng đỉnh đĩa xích nhỏ 12.Đường kính vòng đỉnh đĩa xích lớn 13.Bán kính đáy 14.Đường kính chân răng đĩa xích nhỏ 15.Đường kính chân răng đĩa xích lớn 16.Lực tác dụng lên trục 17.Xích một dãy PHẦN 305,67(mm) 839,67(mm) r 11,22(mm) 256,65(mm) 790,56(mm) 3903(N) Kx 1,05 . TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG 3.1: Tính toán bộ truyền cấp nhanh bánh răng trụ răng thẳng 3.1.1: Các số liệu ban đầu = 4,6(kw) - = 5,69 - ng n1 = 1425(vg/ph) - c lh = 160 ) Tmm = 1,4T1 T2 = 0,68T1 t1 = 3,2 ) SV thực hiện: Phạm Hữu Luyện Lớp: ĐHCNKT CK1_ K5 13
  14. 14. t2 = 4,6 tck ) ) 3.1.2:Thiết kế bộ truyề 3.1.2.1: Chọn vật liệu chế tạo. Đối với hộp giảm tốc bánh răng trụ2 cấp chịu công suất không lớn lắm (Pđm = 7,5kw) ta nên sử dụng vật liệu loại nhóm I là loại vật liệu có độ rắn HB 350, bánh răng được thường hoá hoặc tôi cải thiện, nhờ có độ rắn thấp Nên có thể cắt răng một cách chính xác sau khi nhiệt luyện đồng thời bộ truyền có khả năng chạy mòn ,hơn nữa để tăng khả năng chạy mòn của răng, Ta nên nhệt luyện bánh răng lớn có độ rắn thấp hơn bánh răng nhỏ từ 10 – 15 đơn vị tức H1 H2 + (10….15)HB. Ta tra bảng 6.1 SGKTTTKHDĐCK tập 1 ta chọn -Vật liêụ chế tạo bánh răng nhỏ là: +Thép C45 tôi cải thiện; +Độ rắn:HB = (241….285); +Giới hạn bền: = 850MPa; +Giới hạn chảy: = 580MPa; Chọn độ rắn của bánh nhỏ là: HB1 = 250. -Vật liệu ch tạo bánh răng lớn là: +Thép C45 tôi cải thiện; +Độ rắn HB = (192….240); +Giới hạn bền = 750MPa; +Giới hạn chảy = 450MPa; Chọn độ rắn của bánh lớn:HB2 = 240. 3.1.2.2: Xác định ứng suất cho phép - ng suất tiếp xúc cho phép [ vàứng suất uốn cho phép xác định theo công thức sau: +[ ]= .ZR.ZV.KXH.KHL +[ ]= đựoc .YR.YS.KXF.KFC.KFL SV thực hiện: Phạm Hữu Luyện Lớp: ĐHCNKT CK1_ K5 14
  15. 15. Trong đó: ZR: hệ số xét đến ảnh hưởng độ nhám của mặt răng làm việc; ZV: hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng; KXH: hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răng; YR: hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng; YS: hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất; KXF: hệ số xét đến kích thước răng ảnh hưởng đến độ bền uốn ; Trong thiết kế sơ bộ ta lấy: ZR.ZV.KXH = 1 và YR.YS.KXF = 1 Do đó các công thức trên lần lượt trở thành: ]= = KHL(1-a) KFL.KF (2-a) Trong đó : ; . lần lượt là các ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép với số chu kỳ cơ sở,tra bảng 6.12SGKTTTKHĐCK tập 1 với thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB = (180….350) Ta có: ζoHlim = 2HB + 70 ; SH = 1,1; ζoFlim = 1,8HB ; SF = 1,75; với SH,SF là hệ số an toàn khi tính về độ bền tiếp xúc và độ bền uốn; Thay các kết qua trên vào công thức ta có: ζoHlim1 = 2HB1 + 70 = 2.250 + 70 = 570MPa; ζoHlim2 = 2HB2 + 70 = 2.240 + 70 = 550MPa; ζoFlim1 = 1,8HB1 = 1,8.250 = 450Mpa; ζoFlim2 = 1,8HB2 = 1,8.240 = 432Mpa; +KFC:là hệ số ảnh hưởng đến đặt tải KFC = 1 (khi đặt tải một phía và bộ truyền quay một chiều); +KHL,KFL: là hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền và được xác định theo công thức: KHL = (1-1) SV thực hiện: Phạm Hữu Luyện Lớp: ĐHCNKT CK1_ K5 15
  16. 16. KFL = (1-2) Trong đó:mH,mF là bậc của đường cong mỏi khi thử về độ bền tiếp xúc và độ bền uốn; mH = mF = 6 khi độ rắn của mặt răng HB 350; NHO – là số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về độ bền tiếp xúc Với: NHO = 30 (1-3) Do đó: +NHO1 = 30.2502,4 = 17067789 +NHO2 = 30.2402,4 = 15474913 +NFO - là số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về độ bền uốn:NFO = 4.106 đối với tất cả các loại thép. +NHE,NFE - Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương khi bộ truyền chịu tải trọng thay đổi nhiều bậc. Với +NHE = 60.C.∑(Mi/Mmax)3.ni.ti (1-1a) +NFE = 60.C.∑(Mi/Mmax .ni.ti (1-2a) Trong đó: C : là số lần ăn khớp trong một vòng quay của bánh răng; ni:là số vòng quay của bánh răng trong một phút; Mi :mô men xoắn ở chế độ thứ I; Mmax: mô men xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng đang xét; ti:là tổng số giờ làm việc của bánh răng; Ta có: Với bánh răng nhỏ(bánh răng số 1); C = 1 ; nI = 1425(v/p); Với bánh răng lớn(bánh răng số 2); C = 1 ; nII= 250(v/p); Thay số vào ta có: = 794,5.106 +NHE1 = 60.1.1425.16000. +NHE2 = 60.1.250.16000. = 139,4.106 +NFE1 = 60.1.1425.16000. = 625.106 SV thực hiện: Phạm Hữu Luyện Lớp: ĐHCNKT CK1_ K5 16
  17. 17. = 109,6.106 +NFE2 = 60.1.250.16000. Xét do NHE1> NHO1, NHE2> NHO2=> KHL1 = 1 ;KHL2 = 1 Tương tự ta có:NFE1> NFO , NFE2> NFO => KFL1 = 1 , KFL2 = 1; Ta thay các giá trị trên vào các công thức (1-a) và (2-a) Ta có: [ζH]1 = = 518Mpa; [ζH]2 = = 500 Mpa; [ζF]1 = = 257,14 Mpa; [ζF]2 = = 246,86 Mpa; Với bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng,thì ứng suất tiếp xúc cho phép là giá trị nhỏ hơn trong hai giá trị tính toán [ζH]1 và [ζH]2. Vậy ta chọn [ζH] = 500 MPa. + ng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép khi quá tải được xác định theo công thức các công thức sau: [ζH]max = 2,8ζch [ζF]max = 0,8ζch Vậy => [ζH1]max = 2,8.580 = 1624MPa; [ζH2]max = 2,8.450 = 1260MPa; [ζF1]max = 0,8.580 = 464MPa; [ζF2]max = 0,8.450 = 360MPa; 3.1.2.3:Tính toán các thông số của bộ truyền bánh răng răng thẳng. a c: dw1 =77. Trong 3 T1.KHβ.KHv.(u+1) ψd.[σH]2.u : SV thực hiện: Phạm Hữu Luyện Lớp: ĐHCNKT CK1_ K5 17
  18. 18. + T1 1:T1 = 30828 N.mm + KHα n KHα = 1 + ψd = bw dw1 n theo ψa = bw = 0,3 aw Ψd = 0,53.ψa.(u+1) = 0,53.0,3.(5,69+1) = 1,06 Ψd ng 6.7SGKTTTKHĐCK tập 1 KHβ = 1,15 c 3) ng suất tiếp xúc cho phép[ζH] = 500 MPa. + KHv ng Hv y dw1 = 77. 3 w1 30828 . 1,15 . 1 . 1, 2 ( 5 , 69 = 1,2 1) 2 1, 06 .( 500 ) . 5 , 69 = 44,17 = 44 mm b c aw aw = w dw1.(u+1) = 2 44 .( 5 , 69 2 1) = 147 = 147 mm : m = (0,01÷0,02).aw = 1,2÷2,4 mm ng 6.8 SGKTTTKHĐCK tập 1 n m = 2 mm c Z1 = dw1 = m 1 44 2 = 22 = 22 răng SV thực hiện: Phạm Hữu Luyện Lớp: ĐHCNKT CK1_ K5 18
  19. 19. Z2 = u.Z1 = 5,69.22 = 125,18 răng Lấy Z2 = 125 răng d - nh) d1 = m.Z1 = 2.22 = 44 mm d2 = m.Z2 = 2.125 = 250 mm - : bw = ψd.dw1 = 1,06.44 = 46,7 mm w = 47mm c aw = 147 mm 3.1.2.4: Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc - ng suất tiếp xúc trên bề mặt răng phải thoả mãn điều kiện: ζH = ZM.ZH.Zε. Trong đó: +ZM – là hệ số xét đến sự ảnh hưởng cơ tính của vật liệu của các bánh răng ăn khớp. Theo bảng 6.5 SGKTTTKHDĐCK tập 1 ta có:ZM = 274MPa1/3 +ZH- hệ số kể đến ảnh hưởng hình dạng của bề mặt tiếp xúc 2 ZH = sin(2αw) : tanαw = tanα α = 20° =>αw = 20° y ZH = 1,76 +Zε hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Với bánh răng răng thẳng : SV thực hiện: Phạm Hữu Luyện Lớp: ĐHCNKT CK1_ K5 19
  20. 20. Zε = Trong đó:+ εα là hệ số trùng khớp ngang Ta có thể tính εα theo bảng 6.11SGKTTTKHDĐCK tập 1 với công thức εα = [Z1tgαa1 Z2tgαa2 (Z2 Z1)tgαtw/(2 [ ] Hoặc theo công thức: εα = 1,88 – 3,2 [ ] Thay số vào ta có:εα = 1,88 – 3,2 =>εα = 1,7 Thay số vào công thức Zε = (với β = 0); = 0,87 +KH là hệ số tải trọng khi tiếp xúc; KH = KHβ.KHα.KHv Trong đó: +KHβ là hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng Theo bảng 6.7 SGKTTTKHDĐCK tập 1 ta có KHβ = 1,15 như đã chọn +KHα hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp. Với bánh răng răng thẳng KHα = 1. +KHv là hệ số kể đến sự xuất hiện của tải trọng động trong vùng ăn khớp, tính theo công thức sau: KHv = 1 + -Với VH = δH.go.V. (1-1) (1-2) Trong đó: của bánh răng V= thay số vào ta có: V = SV thực hiện: Phạm Hữu Luyện nhỏ và được tính theo CT: = 3,3(m/s) Lớp: ĐHCNKT CK1_ K5 20
  21. 21. Tra bảng 6.13 SGKTTTKHDĐCK tập 1 chọn cấp chính xác bằng 8; + δH – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp. Theo bảng 6.15 SGKTTTKHDĐCK tập 1 do đây là bộ truyền bánh răng răng thẳng nên ta chọn δH = 0,006; +go – hệ bước răng Theo bảng 6.16 SGKTTTKHDĐCK tập 1 chọn go = 56; +dw1 – đường kính nhỏ dw1 = 44(mm) Thay số vào công thức (1-2) ta có: VH = 0,006.56.3,3. = 5,6(m/s) +T1 là mô men xoắn trên trục của bánh răng chủ động với T1 = 30828(N.mm) +bw là chiều rộng vành răng bw = 47 mm Vậy ta thay các giá trị vừa xác định được vào công thức (1-1) ta có: KHv = 1 + = 1,16 Ta đem thay các giá trị trên vào công thức: KH = KHα.KHβKHv =>KH = 1,15.1.1,16 = 1,334 Theo như các số liệu ở trên đã xác định thì trị số của ứng suất tiếp xúc cho phép [ζH] = 500 MPa; Ta đi thay các giá trị vừa tính được vào công thức: +ζH=ZM.ZH.Zε. = 274.1,76.0,87. = 432,5MPa; Ta đi tính lại một cách chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép theo công thức: [ζH] = [ζH].ZV.ZR.KXH ta chọn [ζH] = [ζH1] = 500 MPa; SV thực hiện: Phạm Hữu Luyện Lớp: ĐHCNKT CK1_ K5 21
  22. 22. +ZV là hệ số kể đến sự ảnh hưởng của vận tốc vòng do V = 3,3(m/s) < 5 nên =>ZV = 1 +ZR là hệ số kể đến ảnh hưởng độ nhám mặt răng làm việc với Ra = (1,25….0,63) có ZR = 1; +KXH là hệ số kể đến ảnh hưởng kích bánh răng với kích thước vòng đỉnh răng da< 700(mm) ta có KXH = 1. Vậy =>ζH = 500.1.1.1 = 500MPa mà ζH =432,5Mpa < [ζH] = 500MPa Vậy bộ truyền thoả mãn yêu cầu về độ bền mỏi khi tiếp xúc 3.1.2.5: Kiểm nghiệm về độ bền uốn Hai điều kiện đưa ra với bộ t +ζF1= [ζF1] (1) +ζF2= [ζF2] (2) -Trong đó +T1 là mô men xoắn trên bánh chủ động. T1 = 30828(N.mm) +m là mô đun Với m = 2 +bw chiều rộng vành răng, bw = 47(mm) +dw1 đường kính của bánh răng chủ động dw1 = 44(mm) +Yβ hệ số kể đến độ nghiêng của răng. Với bánh răng răng thẳng,β = 0,Yβ = 1. +YF1, YF2 là hệ số dạng răng của bánh răng 1 và 2 được tính theo công thức sau: -ZVn1 = -ZVn2 = Ta thay số vào 2 công thức trên ta có: ZVn1= 22 ZVn2 = 125 Tra bảng 6.18 SGKTTTKHDĐCK tập 1 chọn bánh răng không dịch chỉnh ta có SV thực hiện: Phạm Hữu Luyện Lớp: ĐHCNKT CK1_ K5 22
  23. 23. YF1 = 3,9 và YF2 = 3,6; + Yε = hệ số kể đến sự trùng khớp của răng với εα là hệ số trùng khớp ngang Ta có:εα = 1,736 =>Yε= = 0,58 +KF hệ số tải trọng khi tính về uốn; Với KF = KFβ.KFα.KFv Trong đó: +KFβ là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng tra bảng 6.7 SGKTTTKHDĐCK tập 1 có KFβ = 1,32. +KFα là hệ số xét đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọngcho các đôi răng đồng thời ăn khớp,với bộ truyền bánh răng răng thẳng KFα = 1. +KFv hệ số xét đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp,tính theo công thức KFv = 1 + Với VF = δF.go.V. Trong đó: +δF hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp Tra bảng 6.15 SGKTTTKHDĐCK tập 1 chọn δF = 0,016. +go hệ số kể đến ảnh hưởng sai lệch bước răng Tra bảng 6.16 SGKTTTKHDĐCK tập 1 với cấp chính xác bằng 8 ứng với môđun bánh răng = 2(mm) ta chọn go = 56. +V là vận tốc vòng như đã tính về độ bền tiếp xúc V = 3,3(m/s) aw = 147 mm +dw1 đường kính của bánh răng nhỏ. dw1 = 44(mm) +U là tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng ,U= 5,69. +bwlà chiều rộng vành răng, bw = 47(mm) +T1 là mô men xoắn trên trục của bánh chủ động,T1= 30828(N.mm) Vậy => VF = 0,016.56.3,3. = 15 Thay các kết quả đã tính được vào công thức ta suy ra: SV thực hiện: Phạm Hữu Luyện Lớp: ĐHCNKT CK1_ K5 23
  24. 24. KFv = 1 + = 1,38 mà KF = KFβ.KFα.KFv vậy thay số ta có: KF = 1,32.1.1,38 = 1,8 Kết hợp tất cả các kết quả trên thay vào công thức (1)và(2) ta có : ζF1 = ζF2 = = 60,7 MPa =56 MPa So sánh với các giá trị đã tính được ở trên ta có: [ζF1] = 257,43 MPa. với ζF1 = 60,7 MPa. [ζF2] = 246,857 MPa. Ta thấy rằng Với ζF2 = 56MPa. +ζF1 = 60,7 MPa < [ζF1] = 257,43 MPa. +ζF2 = 56MPa < [ζF2] = 246,857 MPa. Như vậy điều kiện mỏi về uốn được đảm bảo 3.1.2.6: Kiểm nghiệm răng về quá tải Lý do khiến chúng ta phải đi kiểm nghiệm răng về độ bền khi quá tải đó là khi( mở máy hoặc hãm máy ) tải trọng thay đổi đột ngột khiến ứng suất sinh ra , tại bề mặt răng quá lớn có thể gây ra một số hư hỏng như gãy răng. Ta đi kiểm nghiệm răng theo công thức : Kqt = = = 1,4. Trong đó: +T là mô men xoắn danh nghĩa +Tmax là mô men quá tải Để tránh biến dạng dư hoặc gây dòn lớp bề mặt, thì ứng suất tiếp xúc cực đại không được vượt quá một giá trị cho phép + ζHmax = ζH. ≤[ζH]max + ζFmax = ζF.Kqt [ζF]max +VớiζHnhư đã tính khi thử về độ bền tiếp xúc và ζHmaxđã được tính ở phần trên. SV thực hiện: Phạm Hữu Luyện Lớp: ĐHCNKT CK1_ K5 24
  25. 25. +Với ζF đã được xác định khi kiểm nghiệm về độ bền uốn và ζFmax đã được tính ở trên. Với ζH =427MPa; +[ζH1]max = 1624 MPa, [ζH2]max = 1260 MPa. +[ζF1]max = 464 MPa, [ζF2]max = 350 MPa. +ζF1 = 60,7 MPa, ζF2 = 56 MPa. Thay các giá trị trên vào công thức ta có: +ζHmax= 427. = 505,23 MPa. +ζF1max = 60,7.1,4 = 85 MPa. +ζF2max = 56.1,4 = 78,4 MPa. So sánh giữa các giá trị ta thấy +ζHmax = 505,23 MPa < [ζH1]max = 1624 MPa. +ζHmax = 505,23 MPa < [ζH2]max = 1260 MPa. +ζF1max = 85 MPa < [ζF1max] = 464 MPa. +ζF2max = 78,4 MPa < [ζF2max] = 360 MPa. Như vậy răng đảm bảo độ bền uốn và độ bền tiếp xúc khi quá tải. 2.1.2.7 : - : dw1 = d1 = 44 mm dw2 = d2 = 250 mm - c: aw = 147 mm : bw = 47 mm : + Z1 = 22 răng + Z2 = 125 răng - p: αw = 20° SV thực hiện: Phạm Hữu Luyện Lớp: ĐHCNKT CK1_ K5 25
  26. 26. - - : u = 5,69 nh: x1 = 0 x2 = 0 - nh : da1 = d1 + 2.m = 44 + 4 = 48 mm n: da2 = d2 + 2.m = 250 + 4 = 254 mm - : df1 = d1 - 2,5.m = 44–5 = 39 mm n: df2 = d1 - 2,5.m = 250–5 = 245 mm Bảng thông số của bộ truyền bánh răng THÔNG SỐ TRỊ SỐ Số răng bánh nhỏ Số răng bánh lớn Tỉ số truyền Đường kính lăn của bánh răng Z1 = 22 Z2 = 125 Ubrt = 5,69 - Chủ động:dw1 = 44(mm) - Bị dẫn :dw2 = 250(mm) - da1 = 48(mm) - da2 = 254(mm) - df1 = 39(mm) - df2 = 245(mm) - bw = 47(mm) - β = 0o - X1= X2 = 0(mm) -αtw = 20o -aw = 147 mm Đường kính chân răng Chiều rộng vành răng Góc nghiêng răng Hệ số dịch chỉnh 3.2: Tính toán bộ truyền cấp chậm bánh răng trụ răng nghiêng 3.2.1: Các số liệu ban đầu = 4,4(kw) SV thực hiện: Phạm Hữu Luyện Lớp: ĐHCNKT CK1_ K5 26
  27. 27. - = 3,51 - ng n1 = 250 (vg/ph) - c lh = 160 ) Tmm = 1,4T1 T2 = 0,68T1 t1 = 3,2 ) t2 = 4,6 ) tck ) với mômen xoắn T = 3.2.2:Thiết kế bộ truyề = 84040 N.mm nghhiêng 3.2.2.1: Chọn vật liệu chế tạo. Ta sử dụng vật liệu loại nhóm I là loại vật liệu có độ rắn HB≤350, bánh răng được thường hoá hoặc tôi cải thiện, nhờ có độ rắn thấp Nên có thể cắt răng một cách chính xác sau khi nhiệt luyện đồng thời bộ truyền có khả năng chạy mòn ,hơn nữa để tăng khả năng chạy mòn của răng, ta nên nhệt luyện bánh răng lớn có độ rắn thấp hơn bánh răng nhỏ từ 10 – 15 đơn vị tức H1 ≥ H2 + (10….15)HB. Ta tra bảng 6.1 SGKTTTKHDĐCK tập 1 ta chọn -Vật liêụ chế tạo bánh răng nhỏ là: +Thép C45 tôi cải thiện; +Độ rắn:HB = (241….285); +Giới hạn bền: = 850MPa; +Giới hạn chảy: = 580MPa; Chọn độ rắn của bánh nhỏ là: HB1 = 250. -Vật liệu ch tạo bánh răng lớn là: +Thép C45 tôi cải thiện; +Độ rắn HB = (192….240); +Giới hạn bền = 750MPa; +Giới hạn chảy = 450MPa; SV thực hiện: Phạm Hữu Luyện Lớp: ĐHCNKT CK1_ K5 27
  28. 28. Chọn độ rắn của bánh lớn:HB2 = 240. 3.2.2.2: Xác định ứng suất cho phép - ng suất tiếp xúc cho phép [ vàứng suất uốn cho phép xác định theo công thức sau: +[ ]= .ZR.ZV.KXH.KHL +[ ]= đựoc .YR.YS.KXF.KFC.KFL Trong đó: ZR: hệ số xét đến ảnh hưởng độ nhám của mặt răng làm việc; ZV: hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng; KXH: hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răng; YR: hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng; YS: hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất; KXF: hệ số xét đến kích thước răng ảnh hưởng đến độ bền uốn ; Trong thiết kế sơ bộ ta lấy: ZR.ZV.KXH = 1 và YR.YS.KXF = 1 Do đó các công thức trên lần lượt trở thành: ]= = KHL(1-a) KFL.KF (2-a) Trong đó : ; . lần lượt là các ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép với số chu kỳ cơ sở,tra bảng 6.12SGKTTTKHĐCK tập 1 với thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB = (180….350) Ta có: ζoHlim = 2HB + 70 ; SH = 1,1; ζoFlim = 1,8HB ; SF = 1,75; với SH,SF là hệ số an toàn khi tính về độ bền tiếp xúc và độ bền uốn; Thay các kết qua trên vào công thức ta có: ζoHlim1 = 2HB1 + 70 = 2.250 + 70 = 570MPa; ζoHlim2 = 2HB2 + 70 = 2.240 + 70 = 550MPa; SV thực hiện: Phạm Hữu Luyện Lớp: ĐHCNKT CK1_ K5 28
  29. 29. ζoFlim1 = 1,8HB1 = 1,8.250 = 450Mpa; ζoFlim2 = 1,8HB2 = 1,8.240 = 432Mpa; +KFC:là hệ số ảnh hưởng đến đặt tải KFC = 1 (khi đặt tải một phía và bộ truyền quay một chiều); +KHL,KFL: là hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền và được xác định theo công thức: KHL = KFL = (1-1) (1-2) Trong đó:mH,mF là bậc của đường cong mỏi khi thử về độ bền tiếp xúc và độ bền uốn; mH = mF = 6 khi độ rắn của mặt răng HB 350; NHO – là số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về độ bền tiếp xúc Với: NHO = 30 (1-3) Do đó: +NHO1 = 30.2502,4 = 17,068.106 +NHO2 = 30.2402,4 = 15,47.106 +NFO - là số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về độ bền uốn:NFO = 4.106 đối với tất cả các loại thép. +NHE,NFE - Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương khi bộ truyền chịu tải trọng thay đổi nhiều bậc. Với +NHE = 60.C.∑(Mi/Mmax)3.ni.ti (1-1a) +NFE = 60.C.∑(Mi/Mmax .ni.ti (1-2a) Trong đó: C : là số lần ăn khớp trong một vòng quay của bánh răng; ni:là số vòng quay của bánh răng trong một phút; Mi :mô men xoắn ở chế độ thứ I; Mmax: mô men xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng đang xét; ti:là tổng số giờ làm việc của bánh răng; Ta có: Với bánh răng nhỏ(bánh răng số 1); C = 1 ; nI = 250(v/p); Với bánh răng lớn(bánh răng số 2); C = 1 ; nII= 71(v/p); SV thực hiện: Phạm Hữu Luyện Lớp: ĐHCNKT CK1_ K5 29
  30. 30. Thay số vào ta có: = 139,4.106 +NHE1 = 60.1.250.16000. +NHE2 = 60.1.71.16000. = 39,6.106 +NFE1 = 60.1.250.16000. = 109,6.106 +NFE2 = 60.1.71.10000. = 31,1.106 Xét do NHE1> NHO1, NHE2> NHO2=> KHL1 = 1 ;KHL2 = 1 Tương tự ta có:NFE1> NFO , NFE2> NFO => KFL1 = 1 , KFL2 = 1; Ta thay các giá trị trên vào các công thức (1-a) và (2-a) Ta có: [ζH]1 = = 518Mpa; [ζH]2 = = 500 Mpa; [ζF]1 = [ζF]2 = - = 257,14 Mpa; = 246,86 Mpa; *σH i đây: c: *σH+ = 0,5.(*σH1+ + *σH2]) [σH] = 1,18.[σH2] : [σH] = 0,5.( 518 + 500) = 509 Mpa [σH] = 1,18.500 = 590 Mpa [σH] = 509 Mpa SV thực hiện: Phạm Hữu Luyện Lớp: ĐHCNKT CK1_ K5 30
  31. 31. + ng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép khi quá tải được xác định theo công thức các công thức sau: [ζH]max = 2,8ζch [ζF]max = 0,8ζch Vậy => [ζH1]max = 2,8.580 = 1624MPa; [ζH2]max = 2,8.450 = 1260MPa; [ζF1]max = 0,8.580 = 464MPa; [ζF2]max = 0,8.450 = 360MPa; 3.2.2.3:Tính toán các thông số của bộ truyền bánh răng răng nghiêng. a c: dw1 = 68. : + T1 1:T1 = 84040 N.mm + KHα Vì tính sơ bộ nên t + ψd = bw dw1 n KHα = 1 n theo ψa = bw = 0,3 aw Ψd = 0,53.ψa.(u+1) = 0,53.0,3.(3,51+1) = 0,717 Ψd KHβ ng 6.7SGKTTTKHĐCK tập 1 c 3) ng suất tiếp xúc cho phép[ζH] = 509MPa. + KHv i ng Hv y dw1 = 68. 3 84040 . 1,12 . 1 . 1, 2 ( 3 ,51 2 0 , 717 .( 509 ) . 3 ,51 = 1,2 1) = 62,6 mm SV thực hiện: Phạm Hữu Luyện Lớp: ĐHCNKT CK1_ K5 31
  32. 32. w1 = 63 mm b c aw aw = w Môđun dw1.(u+1) = 2 63 .( 3 ,51 2 1) = 142 = 142 mm : m = (0,01÷0,02).aw = 1,42÷2,84 mm ng 6.8 SGKTTTKHĐCK tập 1 c: n m = 2,5 mm β = 35° Z1 = 1 dw1.cosβ = m = 20,6 = 21 răng Z2 = u.Z1 = 21.3,51 = 73,71 răng Lấy Z2 = 74 răng β Cosβ = m.(Z1+Z2) = 2.aw = 0,836=> β = 16' d - nh) d1 = dw1 = = = 63 mm d2 = dw2 = = = 221 mm - : bw = ψd.dw1 = 0,717.63= 45,2 mm w = 45 mm SV thực hiện: Phạm Hữu Luyện Lớp: ĐHCNKT CK1_ K5 32
  33. 33. c aw = 142 mm - c εβ = bw.sinβ = π.m =3,1 n εβ ≥ 1,1 3.2.2.4: Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc - ng suất tiếp xúc trên bề mặt răng phải thoả mãn điều kiện: ζH = ZM.ZH.Zε. Trong đó: +ZM – là hệ số xét đến sự ảnh hưởng cơ tính của vật liệu của các bánh răng ăn khớp. Theo bảng 6.5 SGKTTTKHDĐCK tập 1 ta có:ZM = 274MPa1/3 +ZH- hệ số kể đến ảnh hưởng hình dạng của bề mặt tiếp xúc 2.cosβ ZH = sin(2αtw) αtw nh αtw =αt : tanαt = tanα cosβ α = 20° tanαt = = 0,436 αt = 23°33' y ZH = = = 1,5 + Zε SV thực hiện: Phạm Hữu Luyện Lớp: ĐHCNKT CK1_ K5 33
  34. 34. 1 εα Zε = εα p ngang εα = [1,88 - 3,2.( 1 1 + )+.cosβ Z1 Z2 = [1,88 - 3,2.( + )].0,836 = 1,4 => Zε = = 0,84 +KH là hệ số tải trọng khi tiếp xúc; KH = KHβ.KHα.KHv Trong đó: +KHβ là hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng Theo bảng 6.7 SGKTTTKHDĐCK tập 1 ta có KHβ = 1,12 như đã chọn +KHα hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp. Với bánh răng răng nghiêngtra bảng 6.14SGKTTTKHDĐCK tập 1 KHα = 1,13. +KHv là hệ số kể đến sự xuất hiện của tải trọng động trong vùng ăn khớp, tính theo công thức sau: KHv = 1 + -Với VH = δH.go.V. (1-1) (1-2) Trong đó: V= của bánh răng thay số vào ta có: V = nhỏ và được tính theo CT: = 0,82(m/s) Tra bảng 6.13 SGKTTTKHDĐCK tập 1 chọn cấp chính xác bằng 9; SV thực hiện: Phạm Hữu Luyện Lớp: ĐHCNKT CK1_ K5 34
  35. 35. + δH – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp. Theo bảng 6.15 SGKTTTKHDĐCK tập 1 do đây là bộ truyền bánh răng răng nghiêng nên ta chọn δH = 0,002; +go – hệ bước răng Theo bảng 6.16 SGKTTTKHDĐCK tập 1 chọn go = 73; +dw1 – đường kính nhỏ dw1 = 63(mm) Thay số vào công thức (1-2) ta có: VH = 0,002.73.0,82. = 0,76(m/s) +T1 là mô men xoắn trên trục của bánh răng chủ động với T1 = 84040 (N.mm) +bw là chiều rộng vành răng bw = 45 mm Vậy ta thay các giá trị vừa xác định được vào công thức (1-1) ta có: KHv = 1 + = 1,01 Ta đem thay các giá trị trên vào công thức: KH = KHα.KHβKHv =>KH = 1,12.1,13.1,01 = 1,3 Ta đi thay các giá trị vừa tính được vào công thức +ζH=ZM.ZH.Zε. = 274.1,51.0,84. = 284,3MPa; Theo như các số liệu ở trên đã xác định thì trị số của ứng suất tiếp xúc cho phép [ζH] = 509 MPa; Ta đi tính lại một cách chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép theo công thức: [ζH] = [ζH].ZV.ZR.KXH ta chọn [ζH] = [ζH1] = 509 MPa; +ZV là hệ số kể đến sự ảnh hưởng của vận tốc vòng do V = 0,82(m/s) < 5 nên =>ZV = 1 +ZR là hệ số kể đến ảnh hưởng độ nhám mặt răng làm việc với SV thực hiện: Phạm Hữu Luyện Lớp: ĐHCNKT CK1_ K5 35
  36. 36. Ra = (1,25….0,63) có ZR = 1; +KXH là hệ số kể đến ảnh hưởng kích bánh răng với kích thước vòng đỉnh răng da< 700(mm) ta có KXH = 1. Vậy =>ζH = 509.1.1.1 = 509 MPa mà ζH = 284,3Mpa < [ζH] = 509 MPa Vậy bộ truyền thoả mãn yêu cầu về độ bền mỏi khi tiếp xúc. 3.2.2.5: Kiểm nghiệm về độ bền uốn Hai điều kiện đưa ra với bộ t +ζF1= ≤ [ζF1] (1) +ζF2= ≤ [ζF2] (2) -Trong đó +T1 là mô men xoắn trên bánh chủ động. T1 = 84040(N.mm) +m là mô đun Với m = 2,5 +bw chiều rộng vành răng, bw = 45(mm) +dw1 đường kính của bánh răng chủ động dw1 = 63(mm) +Yβ hệ số kể đến độ nghiêng của răng. β° Yβ = 1 =1= 0,76 140 +YF1, YF2 là hệ số dạng răng của bánh răng 1 và 2 được tính theo công thức sau: -ZVn1 = -ZVn2 = Ta thay số vào 2 công thức trên ta có: ZVn1= = 36 ZVn2 = = 127 SV thực hiện: Phạm Hữu Luyện Lớp: ĐHCNKT CK1_ K5 36
  37. 37. Tra bảng 6.18 SGKTTTKHDĐCK tập 1 chọn bánh răng không dịch chỉnh ta có: YF1 = 3,68 và YF2 = 3,6; + Yε = hệ số kể đến sự trùng khớp của răng với εα là hệ số trùng khớp ngang Ta có:εα = 1,44 =>Yε= = 0,69 +KF hệ số tải trọng khi tính về uốn; Với KF = KFβ.KFα.KFv Trong đó: +KFβ là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng tra bảng 6.7 SGKTTTKHDĐCK tập 1 có KFβ = 1,28. +KFα là hệ số xét đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọngcho các đôi răng đồng thời ăn khớp Với bánh răng răng nghiêng tra bảng 6.14SGKTTTKHDĐCK tập 1 KFα = 1,37. +KFv hệ số xét đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp,tính theo công thức KFv = 1 + Với VF = δF.go.V. Trong đó: +δF hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp Tra bảng 6.15 SGKTTTKHDĐCK tập 1 chọn δF = 0,006. +go hệ số kể đến ảnh hưởng sai lệch bước răng Tra bảng 6.16 SGKTTTKHDĐCK tập 1 với cấp chính xác bằng 9 ứng với môđun bánh răng m = 2,5 (mm) ta chọn go = 73. +V là vận tốc vòng như đã tính về độ bền tiếp xúc V = 0,82(m/s) aw = 142 mm +dw1 đường kính của bánh răng nhỏ. d1 = 63(mm) +U là tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng ,U= 3,51. SV thực hiện: Phạm Hữu Luyện Lớp: ĐHCNKT CK1_ K5 37
  38. 38. +bwlà chiều rộng vành răng, bw = 45(mm) +T1 là mô men xoắn trên trục của bánh chủ động, T1 = 84040(N.mm) Vậy => VF = 0,006.73.0,82. = 2,3 Thay các kết quả đã tính được vào công thức ta suy ra: KFv = 1 + = 1,02 mà KF = KFβ.KFα.KFv vậy thay số ta có: KF = 1,28.1,37.1,02= 1,8 Kết hợp tất cả các kết quả trên thay vào công thức (1)và(2) ta có : ζF1= = 108,4 MPa ζF2= =106 MPa So sánh với các giá trị đã tính được ở trên ta có: [ζF1] = 257,43 MPa. với ζF1 = 108,4 MPa. [ζF2] = 246,857 MPa. Ta thấy rằng Với ζF2 = 106MPa. +ζF1 = 108,4MPa < [ζF1] = 257,43 MPa. +ζF2 = 106MPa < [ζF2] = 246,857 MPa. Như vậy điều kiện mỏi về uốn được đảm bảo. 3.2.2.6: Kiểm nghiệm răng về quá tải Lý do khiến chúng ta phải đi kiểm nghiệm răng về độ bền khi quá tải đó là khi( mở máy hoặc hãm máy ) tải trọng thay đổi đột ngột khiến ứng suất sinh ra , tại bề mặt răng quá lớn có thể gây ra một số hư hỏng như gãy răng. Ta đi kiểm nghiệm răng theo công thức : Kqt = = = 1,4. Trong đó: +T là mô men xoắn danh nghĩa +Tmax là mô men quá tải SV thực hiện: Phạm Hữu Luyện Lớp: ĐHCNKT CK1_ K5 38
  39. 39. Để tránh biến dạng dư hoặc gây dòn lớp bề mặt, thì ứng suất tiếp xúc cực đại không được vượt quá một giá trị cho phép + ζHmax = ζH. [ζH]max + ζFmax = ζF.Kqt [ζF]max +VớiζHnhư đã tính khi thử về độ bền tiếp xúc và ζHmaxđã được tính ở phần trên. +Với ζF đã được xác định khi kiểm nghiệm về độ bền uốn và ζFmax đã được tính ở trên. Với ζH = 425,72 MPa; +[ζH1]max = 1624 MPa, [ζH2]max = 1260 MPa. +[ζF1]max = 464 MPa, [ζF2]max = 350 MPa. +ζF1 = 108,4MPa, ζF2 = 106 MPa. Thay các giá trị trên vào công thức ta có: +ζHmax= 425,72. = 503,72 MPa. +ζF1max = 108,4.1,4 = 184 MPa. +ζF2max = 106.1,4 = 148 MPa. So sánh giữa các giá trị ta thấy +ζHmax = 503,72 MPa < [ζH1]max = 1624 MPa. +ζHmax = 503,72MPa < [ζH2]max = 1260 MPa. +ζF1max = 184 MPa < [ζF1max] = 464 MPa. +ζF2max = 148 MPa < [ζF2max] = 360 MPa. Như vậy răng đảm bảo độ bền uốn và độ bền tiếp xúc khi quá tải. 2.2.2.7 c : - : dw1 = d1 = 63 mm dw2 = d2 = 221 mm - c: aw = 142 mm : bw = 45 mm SV thực hiện: Phạm Hữu Luyện Lớp: ĐHCNKT CK1_ K5 39
  40. 40. - : β = 33°16' : + Z1 = 21 răng + Z2 = 74 răng - p: αtw = 23°31’ - : u = 3,51 - nh: x1 = 0 x2 = 0 - : da1 = d1 + 2.m = 63 + 5 = 68 mm n: da2 = d2 + 2.m = 221 + 5 = 226mm - : df1 = d1 - 2,5.m = 63–6,25 = 56,75mm + n: df2 = d1 - 2,5.m = 221–6,25 = 214,75mm Bảng thông số của bộ truyền bánh răng THÔNG SỐ Số răng bánh nhỏ Số răng bánh lớn Tỉ số truyền Đường kính TRỊ SỐ Z1 = 21 Z2 = 74 Ubrt = 3,51 - Chủ động:dw1 = 63(mm) - Bị dẫn :dw2 = 221(mm) - da1 = 68(mm) - da2 = 226(mm) - df1 = 56,75(mm) - df2 = 214,75(mm) - bw =45(mm) - β = 33o16’ - X1= X2 = 0(mm) - αtw = 23o31’ -aw= 142 mm của bánh răng Đường kính chân răng Chiều rộng vành răng Góc nghiêng răng Hệ số dịch chỉnh SV thực hiện: Phạm Hữu Luyện Lớp: ĐHCNKT CK1_ K5 40
  41. 41. PHẦN : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC 4.1: Chọn và tính các thông số ban đầu của trục Vật liệu chế tạo trục là thép C45 tôi cải thiện Giới hạn bền: σb = 850 MPa Trị số ứng suất uốn cho phép tra trong bảng 10.5 SGKTTTKHDĐCK tập 1 *σ + = 63 MPa Ứ suất xoắn cho phép: ng *τ + =20 ÷ 25 MPa đối với trục vào ra của hộp giảm tốc *τ + =10 ÷ 15 MPa đối với trục trung gian 4.1.1.Xác đị nh sơbộ đư ng kính trục theo công thứ ờ c: d T 3 0, 2. Đối với động cơ 4A112M4Y3 tra phụ lục P1.7 SGKTTTKHDĐCK tập 1 Ta có: dđc = 32 mm - Trục 1: T1 = 30828N.mm *τ+ = 20 MPa d1 ≥ = =19,75 SV thực hiện: Phạm Hữu Luyện Lớp: ĐHCNKT CK1_ K5 41
  42. 42. Đường kính đầu vào của trục hộp giảm tốc lắp bằng khớp nối với trục động cơ thì đường kính này tối thiểu bằng(0,8…1,2).dđc d1 ≥ (0,8…1,2).32 = 25,6…38,4 Chọn d1 = 30 mm( bảng 10.2) -Trục 2: T2 = 168080N.mm *τ+ = 20 MPa d2 ≥ = =34,77 Chọn d2 = 35 mm(bảng 10.2) -Trục 3: T3 = 564930N.mm *τ+ = 25 MPa d3 ≥ = =52,07 Chọn d3 = 55 mm(bảng 10.2) 4.1.2.Xác đị nh khoảng cách giữ các gối đỡvà các điểm đặt lự a c: a. Theo bảng 10.2 trang 189 SGKTTTKHDĐCK tập 1 ta chọn chiều rộng ổ lăn tương ứng: +b01 = 19 mm +b02 = 21 mm SV thực hiện: Phạm Hữu Luyện Lớp: ĐHCNKT CK1_ K5 42
  43. 43. +b03 = 29 mm b. Chiều dài mayer đĩa xích: lm31 = (1,2 ÷ 1,5 ).d3 = (1,2 ÷ 1,5 ).55 = 66 ÷ 82,5 Chọn lm31 = 75 mm c. Chiều dài mayer bánh răng: lm22 = (1,2 ÷ 1,5 ).d2 = (1,2 ÷ 1,5 ).35 = 42 ÷ 52,5 Chọn lm22 = 52 mm lm24 = lm22 = 52 mm lm12 = (1,2 ÷ 1,5 ).d1 = (1,2 ÷ 1,5 ).30 = 36 ÷ 45 Chọn lm12 = 45 mm lm12 = lm23 = 45 mm lm22 = lm32 = lm34 = 52 mm d. Chiều dài mayer nửa khớp nối: lm11 = (1,4 ÷ 2,5 ).d1 = (1,4 ÷ 2,5 ).30 = 42 ÷ 75 Chọn lm11 = 60 mm e. Chọn các khoảng cách k1, k2, k3, hn như sau: +k1 = 10 +k2 = 8 SV thực hiện: Phạm Hữu Luyện Lớp: ĐHCNKT CK1_ K5 43
  44. 44. +k3 = 15 +hn = 18 f. Tính các khoảng cách lki theo bảng 10.4 trang 191SGKTTTKHDĐCKtập 1 L13 L11 L12 Lc13 L22 L23 L24 L21 L32 L34 Lc33 L31 L33 - Trục 2: l22 = 0,5.(lm22 + b02 ) +k1 + k2 = 0,5.(52 + 21) + 10 + 8 = 54,5 mm l23 = l22 + 0,5.(lm22 + lm23) +k1 = 54,5 + 0,5.(52 + 45) + 10 = 113 mm l24 = 2.l23 – l22 = 2.113 – 54,5 = 171,5 mm SV thực hiện: Phạm Hữu Luyện Lớp: ĐHCNKT CK1_ K5 44
  45. 45. l21 = 2.l23 = 2.113 = 226 mm - Trục 1: l12 = l23 = 113 mm l11 = l21 = 226 mm l13 = 2.l12 + lc13 = 2.l12 + 0,5.(lm11 + b01)+ k3 +hn = 2.113+0,5.(60+ 19)+15+18 = 298,5 mm - Trục 3: l31 = l21 = l11 = 226 mm l34 = l24= 171,5 mm l32 = l22 = 54,5 mm l33 = l31 + lc33 = l31 + 0,5.(lm31 + b03) + k3 + hn = 226 + 0,5.(75 + 29) + 15 + 18 = 311 mm 4.2.TÍNH ĐƯ NG KÍNH CÁC ĐOẠ TRỤ Ờ N C: 4.2.1.Trục 1: - Lực từ khớp nối tác dụng lên trục: Lực vòng Fx13 tác dụng lên bánh răng theo hướng trục x vì vậy chiều lực từ khớp nối tác dụng lên trục được chọn ngược chiều với Fx13 để có đựơc ứng suất lớn nhất tác dụng lên tiết diện trục lắp bánh răng, từ đó mà ta sẽ tìm đựơc tiết diện trục hợp lí nhất. SV thực hiện: Phạm Hữu Luyện Lớp: ĐHCNKT CK1_ K5 45
  46. 46. Độ lớn lực từ khớp nối được xác đị nh: Fx13 = (0,2÷0,3). Dt là đường kính vòng tròn đi qua tâm các chốt của nối trục đàn hồi Từ bảng 16.10 trang 68SGKTTTKHDĐCK tập 2 với d1 = 30 mm ta chọn Dt = 90 (mm) => Fx13 = (0,2÷0,3). = 137 ÷ 205,5 Ta lấy Fx13 = 200(N) -Lực từ bánh răng tác dụng lên trục: Ft1 = = Fr1 = = 1401(N) = = 510(N) Fa1 = Ft1.tanβ = 0 (N) Ta có: Fx12 = 1401N Fy12 = 510N - Phản lực tại các gối tựa: Trong mặt phẳng yoz: Xét phương trình moment tại điểm 0: SV thực hiện: Phạm Hữu Luyện Lớp: ĐHCNKT CK1_ K5 46
  47. 47. ∑Moy = 113.Fy12 – 226.Fy11 = 0 <=> Fy11 = .Fy12 = 510/2 = 255 N Do lực phân bố đối xứng nên: Fy10 = Fy11 = 255 (N) Trong mặt phẳng xoz: Phương trình moment tại 0: ∑Mox = l12.Fx12– l11.Fx11– l13.Fx13 = 0 <=> Fx11 = – = = 436 N Phương trình cân bằng lựctheo phương x: ∑Mx = Fx10 – Fx12 + Fx11 + Fx13 = 0 => Fx10 = Fx12 – Fx13 – Fx11 = 1401 – 200 – 436 = 768 N SV thực hiện: Phạm Hữu Luyện Lớp: ĐHCNKT CK1_ K5 47
  48. 48. BIỂU ĐỒMÔMEN TRỤ 1 C Fy12 Fx10 Fy10 Fx12 226 z 0 Fx11 Fy11 113 Fx13 72,5 298,5 Fy12 Fy11 Fy10 28815 y Mx (N ) .mm Fx12 z Fx10 x My (N 14500 Fx13 86784 ) .mm (N.mm) 10 12 11 Ø28 Ø30 30828 Ø30 T Fx11 Ø34 0 13 -Xác đị nh moment tương đương: SV thực hiện: Phạm Hữu Luyện Lớp: ĐHCNKT CK1_ K5 48
  49. 49. Ta có: Mtdj = => Mtd10 = 0 N.mm Mtd11 = = 95260 N.mm Mtd12 = = 30381 N.mm Mtd13 = = 30381 N.mm Tính đường kính trục: Từ bảng 10.5 trang 195 SGKTTTKHDĐCKtập1với đường kính sơ bộ d1 = 30 mm Ta chọn *σ+ = 67 MPa Ta có: dj = => d10 = 0 mm d11 = = 24,2 mm d12 = = 16,6 mm SV thực hiện: Phạm Hữu Luyện Lớp: ĐHCNKT CK1_ K5 49
  50. 50. d13 = = 16 mm Chọn đường kính các đoạn trục theo tiêu chuẩn như sau: d10 = d12 = 30 mm (đoạn trục lắp ổ lăn) d11 = 34 (đoạn trục lắp bánh răng) d13 = 28 mm (đoạn trục lắp khớp nối) 4.2.2.Trục 2: -Bánh răng dẫn (bánh răng 3 ): Ft2= Ft1= 1401 (N) Fr2= Fr1= 510(N) Fa2 = Fa1= 0 =>Fx23 = 1401(N) =>Fy23 = 510 (N) - Bánh răng bị dẫn (bánh răng 2; 4 ): Ft2= Fr2= =2668 (N) = = = 1389 (N) Fa2= Ft1.tanβ = 2668.0,6616 = 1765 (N) =>Fx22 = Fx24 =2668 (N) SV thực hiện: Phạm Hữu Luyện Lớp: ĐHCNKT CK1_ K5 50
  51. 51. =>Fy22 = Fy24 = 1389 (N) =>Fz22 = Fz24 = 1765 (N) - Phản lực tại các gối tựa: Trong mặt phẳng yoz:0 Phương trình moment tại điểm 0: ∑Moy = Fy22.l22 – Fy23.l23 + Fy24.l24 – Fz22.r22 + Fz24.r24 – Fy21.l21 = 0 => Fy21 = = = 1134 N Phương trình cân bằng lực: ∑Fyo = Fy20 – Fy22 + Fy23 – Fy24 + Fy21 = 0 =>Fy20 = Fy22 – Fy23 + Fy24 – Fy21 = 1389 – 510 + 1389 – 1134 = 1134 N Trong mặt phẳng xoz: SV thực hiện: Phạm Hữu Luyện Lớp: ĐHCNKT CK1_ K5 51
  52. 52. ∑Mox = Fx22.l22 + Fx23.l23 + Fx24.l24 – Fx21.l21 = 0 =>Fx21 = = = 3375 N Vì lực theo phương x đối xứng trên trục nên: Fx20 = Fx21 = 3375 N SV thực hiện: Phạm Hữu Luyện Lớp: ĐHCNKT CK1_ K5 52
  53. 53. BIỂU ĐỒMÔMEN TRỤ 2 C SV thực hiện: Phạm Hữu Luyện Lớp: ĐHCNKT CK1_ K5 53
  54. 54. Fx23 Fx20 Fy24 Fx22 Fz22 Fy20 Fx21 Fy23 Fx24 Fy22 Fy21 Fz24 54,5 114 171,5 226 Fy22 z 0 Fy20 y Fy23 61803 Mx Fy24 55598 Fy21 46886 61803 (N.mm) Fx20 Fx21 z 0 x Fx23 Fx22 My (N .mm Fx24 ) 183938 183938 225297 42020 T (N.mm) 20 21 23 22 SV thực hiện: Phạm Hữu Luyện Ø30 Ø36 Ø40 Ø36 Ø30 42020 24 Lớp: ĐHCNKT CK1_ K5 54
  55. 55. -Xác đị nh moment tương đương: Ta có: Mtdj = => Mtd20 = 0 N.mm Mtd21 = = 197426 N.mm Mtd22 = = 241359 N.mm Mtd23 = Mtd21 = 197426N.mm Mtd24 = 0 N.mm Tính đường kính trục: Từ bảng 10.5 trang 195 SGKTTTKHDĐCKtập1với đường kính sơ bộ d1 = 30 mm Ta chọn *σ+ = 67 MPa Ta có: dj = => d20 = 0 mm d21 = = 31 mm d22 = = 33 mm SV thực hiện: Phạm Hữu Luyện Lớp: ĐHCNKT CK1_ K5 55
  56. 56. d23 = = 31 mm d24 = 0 mm Chọn đường kính các đoạn trục theo tiêu chuẩn như sau: d20 = d24 = 30 (đoạn trục lắpổ lăn) d21 = d23 = 36 mm (đoạn trục lắp bánh răng) d22 = 40 mm (đoạn trục lắp bánh răng) 4.2.3 .Trục 3: - Lực từ đĩa xích tác dụng lên trục: Fr = 3903 N +Fx33 = Frx = Fr.cos35o = 3903.0,8192 = 3197,3 N +Fy33 = Fry = Fr.sin35o = 3903.0,5736 = 2238,8 N -Lực từ bánh răng tác dụng lên trục: Ft3= Ft2= 2668 (N) Fr3= Fr2= 1389 (N) Fa3 = Fa2= 1765(N) Ta có: Fx32 = Fx34 = 2668 N Fy32 = Fy34 = 1389N SV thực hiện: Phạm Hữu Luyện Lớp: ĐHCNKT CK1_ K5 56
  57. 57. Fz32 = Fz34 = 1765N Phản lực tại các gối tựa: Trong mặt phẳng yoz: Xét phương trình moment tại điểm 0: ∑Moy = Fy32.l32 + Fy34.l34 + Fy33.lc33 + Fz32.r32 – Fz34.r34 – Fy31.l31 = 0 => Fy31 = = = 2231 N Phương trình lực theo phương y: ∑Fyo = Fy33 – Fy30 –Fy32 – Fy34 + Fy31 = 0 =>Fy30 = Fy33 – Fy32 – Fy34 + Fy31 = 2238,8 + 2231 – 1389 – 1389 = 1692 N Trong mặt phẳng xoz: ∑Mox = Fx33.lc33 – Fx32.l32 – Fx34.l34 + Fx31.l31 = 0 =>Fx31 = – = SV thực hiện: Phạm Hữu Luyện Lớp: ĐHCNKT CK1_ K5 57
  58. 58. = 1465,5 N ∑Fxo = Fx30 – Fx32 – Fx34 – Fx33 + Fx31 = 0 =>Fx30 = Fx32 + Fx33 + Fx34 – Fx31 = 2668 + 3197,3 + 2668 – 1465,5 = 7068 N SV thực hiện: Phạm Hữu Luyện Lớp: ĐHCNKT CK1_ K5 58
  59. 59. BIỂU ĐỒMÔMEN TRỤ 3 C Fx34 Fx32 Fz32 Fy33 Fz34 Fy32 Fx33 Fy31 Fy34 Fx30 Fy30 Fx31 54,5 171,5 85 0 Fy33 z Fy31 y Mx 224 Fy30 Fy32 Fy34 (N.mm) 121590 55598 190298 220099 0 z 275697 Fx33 Fx34 Fx32 x 79870 Fx30 My (N.mm) Fx31 60817 271771 T (N.mm) 282465 30 31 32 33 Ø50 Ø55 Ø55 Ø50 Ø48 564930 34 SV thực hiện: Phạm Hữu Luyện Lớp: ĐHCNKT CK1_ K5 59
  60. 60. -Xác đị nh moment tương đương: Ta có: Mtdj = => Mtd30 = = 489244 N.mm Mtd31 = = 591128 N.mm Mtd32 = = 564860 N.mm Mtd33 = = 312433 N.mm Mtd34 = 0 N.mm Tính đường kính trục: Từ bảng 10.5 trang 195 SGKTTTKHDĐCKtập1với đường kính sơ bộ d1 = 45 mm Ta chọn *σ+ = 55 MPa Ta có: dj = => d30 = d31 = = 45mm = 47 mm SV thực hiện: Phạm Hữu Luyện Lớp: ĐHCNKT CK1_ K5 60
  61. 61. d32 = = 46 mm d33 = = 38 mm d34 = 0 mm Chọn đường kính các đoạn trục theo tiêu chuẩn như sau: d30 = 48 mm (đoạn trục lắp đĩa xích) d31 = d34 = 50 mm (đoạn trục lắp ổ lăn) d32 = d33 = 55 (đoạn trục lắp bánh răng) 4.3: Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi: 4.3.1. Vật liệu trục: Thép C45 tôi cải thiện với σb = 850 (MPa) Ta có: σ-1 = 0,436.σb = 0,436.850 = 370,6 Mpa τ-1 = 0,58.σ-1 = 0,58.370,6 = 215 Mpa Theo bảng 10.7 SGKTTTKHDĐCK tập1 Ta có 4.3.2. Kiểm nghiệm trục 1: SV thực hiện: Phạm Hữu Luyện Lớp: ĐHCNKT CK1_ K5 61
  62. 62. Trục có 3 tiết diện nguy hiểm là 1-1(vị trí lắp bánh răng Z1),1-2(vị trí lắp ổ lăn) và 1-3(vị trí lắp khớp nối) * Tại tiết diện 1-1: Theo bảng 9.1a chọn then bằng với đường kính trục 34 là: b = 10mm, h = 8mm, t1 = 5mm Mômen cản uốn và mômen cản xoắn (theo bảng 10.6 SGKTTTKHDĐCKtập1) ω= – ωo = = – – = = mm = 7098,94 mm3 – Vì trục quay nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kz đối xứng Do đó: m =0 Theo 10.22SGKTTTKHDĐCKtập1: Ứ suất uốn: ng a = max = M11/ 95260 Mpa. Vì trục quay một chiều nên ứng suất xoắn theo 10.23SGKTTTKHDĐCKtập1: a = m = max/2 = T1/(2. -Xác đị nh hệ số K K dJ = (K / dJ o) = 30828/(2.7098,94) = 2,17Mpa. và K dJ. Theo 10.25 và 10.26SGKTTTKHDĐCKtập1: + Kx -1)/Ky K dJ = (K / + Kx -1)/Ky Tra bảng 10.11SGKTTTKHDĐCKtập1, chọn kiểu lắp k6 ta có: K/ = 2,54 K / +Kx: Là hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt SV thực hiện: Phạm Hữu Luyện Lớp: ĐHCNKT CK1_ K5 62
  63. 63. +Kx: Là hệ số tăng bền bề mặt trục Tra bảng 10.8 và 10.9 SGKTTTKHDĐCKtập1 ta có: Kx = 1,1 Ky = 1 (không dùng phương pháp tăng bền cho trục) Do đó: K dJ = (2,54 + 1,1 – 1)/1 = 2,64 K dJ = (2,46 +1,1 – 1)/1 = 2,56 Hệ số an toàn xét cho ứng suất uốn và xoắn: Theo 10.20 và 10.21SGKTTTKHDĐCKtập1: s = = sτ = = 4,8 = = 38,7 Theo 10.19SGKTTTKHDĐCKtập1: hệ số an toàn của mặt cắt 1-1 là: s= s .s s 2 s 2 4 ,8 . 38 , 7 = 4 ,8 2 38 , 7 2 = 4,8≥ *s+ = (1,5 ÷ 2,5) Vậy trục thỏa mãn điều kiện uốn xoắn tại tiết diện 1-1. * Tại tiết diện 1-2: Đường kính trục 30 là: Mômen cản uốn và mômen cản xoắn (theo bảng 10.6 SGKTTTKHDĐCKtập1) ω= ωo = = = = mm = 5301,1 mm3 SV thực hiện: Phạm Hữu Luyện Lớp: ĐHCNKT CK1_ K5 63
  64. 64. Vì trục quay nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kz đối xứng Do đó: m =0 Theo 10.22SGKTTTKHDĐCKtập1: Ứ suất uốn: ng a = max = M12/ 30381 Mpa. Vì trục quay một chiều nên ứng suất xoắn theo 10.23SGKTTTKHDĐCKtập1: a = m = max/2 = T1/(2. -Xác đị nh hệ số K K dJ = (K / dJ o) = 30828/(2.5301,1) = 2,9 Mpa. và K dJ. Theo 10.25 và 10.26SGKTTTKHDĐCKtập1: + Kx -1)/Ky K dJ = (K / + Kx -1)/Ky Tra bảng 10.11SGKTTTKHDĐCKtập1, chọn kiểu lắp k6 ta có: K/ = 2,54 ; K / +Kx: Là hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt +Kx: Là hệ số tăng bền bề mặt trục Tra bảng 10.8 và 10.9 SGKTTTKHDĐCKtập1 ta có: Kx = 1,1 Ky = 1 (không dùng phương pháp tăng bền cho trục) Do đó: K dJ = (2,54 + 1,1 – 1)/1 = 2,64 K dJ = (2,46 +1,1 – 1)/1 = 2,56 Hệ số an toàn xét cho ứng suất uốn và xoắn: Theo 10.20 và 10.21SGKTTTKHDĐCKtập1: SV thực hiện: Phạm Hữu Luyện Lớp: ĐHCNKT CK1_ K5 64
  65. 65. s = = sτ = = 12,2 = = 29 Theo 10.19SGKTTTKHDĐCKtập1: hệ số an toàn của mặt cắt 1-2 là: s .s s= s 2 s 2 = 12 , 2 . 29 12 , 2 2 29 2 = 11,2 ≥ *s+ = (1,5 ÷ 2,5) Vậy trục thỏa mãn điều kiện uốn xoắn tại tiết diện 1-2. * Tại tiết diện 1-3: Theo bảng 9.1a chọn then bằng với đường kính trục 28 là: b = 8mm, h = 7mm, t1 = 4mm Mômen cản uốn và mômen cản xoắn (theo bảng 10.6 SGKTTTKHDĐCKtập1) ω= – ωo = = – = – = mm = 3981 mm3 – Vì trục quay nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kz đối xứng Do đó: m =0 Theo 10.22SGKTTTKHDĐCKtập1: Ứ suất uốn: ng a = max = M12/ Mpa. Vì trục quay một chiều nên ứng suất xoắn theo 10.23SGKTTTKHDĐCKtập1: SV thực hiện: Phạm Hữu Luyện Lớp: ĐHCNKT CK1_ K5 65
  66. 66. a = m = max/2 = T1/(2. -Xác đị nh hệ số K K dJ = (K / dJ o) = 30828/(2.3981) = 3,8 Mpa. và K dJ. Theo 10.25 và 10.26SGKTTTKHDĐCKtập1: + Kx -1)/Ky K dJ = (K / + Kx -1)/Ky Tra bảng 10.11SGKTTTKHDĐCKtập1, chọn kiểu lắp k6 ta có: K/ = 2,54 ; K / +Kx: Là hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt +Kx: Là hệ số tăng bền bề mặt trục Tra bảng 10.8 và 10.9 SGKTTTKHDĐCKtập1 ta có: Kx = 1,1 Ky = 1 (không dùng phương pháp tăng bền cho trục) Do đó: K dJ = (2,54 + 1,1 – 1)/1 = 2,64 K dJ = (2,46 +1,1 – 1)/1 = 2,56 Hệ số an toàn xét cho ứng suất uốn và xoắn: Theo 10.20 và 10.21SGKTTTKHDĐCKtập1: s = = sτ = = 9,6 = = 22 Theo 10.19SGKTTTKHDĐCKtập1: hệ số an toàn của mặt cắt 1-3 là: s= s .s s 2 s 2 = 9 , 6 . 22 9 ,6 2 22 2 = 8,8 ≥ *s+ = (1,5 ÷ 2,5) SV thực hiện: Phạm Hữu Luyện Lớp: ĐHCNKT CK1_ K5 66
  67. 67. Vậy trục thỏa mãn điều kiện uốn xoắn tại tiết diện 1 - 3. 4.3.3. Kiểm nghiệm trục 2: Trục 2 có ba mặt cắt nguy hiểm là 2-1, 2-2, 2-3(các vị trí đều lắp bánh răng). Trong đó tiết diện và chị u tác dụng lực của mặt cắt 2-1 và 2-3 là như nhau. * Tại tiết diện 2-1, 2-3: Theo bảng 9.1a chọn then bằng với đường kính trục 36 là: b = 10mm, h = 8mm, t1 = 5mm Mômen cản uốn và mômen cản xoắn (theo bảng 10.6 SGKTTTKHDĐCKtập1) ω= – ωo = = – = – = mm = 8494 mm3 – Vì trục quay nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kz đối xứng Do đó: m =0 Theo 10.22SGKTTTKHDĐCKtập1: Ứ suất uốn: ng a = max = M22/ Mpa. Vì trục quay một chiều nên ứng suất xoắn theo 10.23SGKTTTKHDĐCKtập1: a = m = max/2 = T1/(2. o) = 168080/(2.8494) = 9,9Mpa. SV thực hiện: Phạm Hữu Luyện Lớp: ĐHCNKT CK1_ K5 67
  68. 68. -Xác đị nh hệ số K K dJ = (K / dJ và K dJ. Theo 10.25 và 10.26SGKTTTKHDĐCKtập1: + Kx -1)/Ky K dJ = (K / + Kx -1)/Ky Tra bảng 10.11SGKTTTKHDĐCKtập1, chọn kiểu lắp k6 ta có: K/ = 2,54 ; K / +Kx: Là hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt +Kx: Là hệ số tăng bền bề mặt trục Tra bảng 10.8 và 10.9 SGKTTTKHDĐCKtập1 ta có: Kx = 1,1 Ky = 1 (không dùng phương pháp tăng bền cho trục) Do đó: K dJ = (2,54 + 1,1 – 1)/1 = 2,64 K dJ = (2,46 +1,1 – 1)/1 = 2,56 Hệ số an toàn xét cho ứng suất uốn và xoắn: Theo 10.20 và 10.21SGKTTTKHDĐCKtập1: s = = sτ = = 2,8 = = 8,5 Theo 10.19SGKTTTKHDĐCKtập1: hệ số an toàn của mặt cắt 2-1 là: s= s .s s 2 s 2 = 2 ,8 . 8 , 5 2 ,8 2 8 ,5 2 = 2,7 ≥ *s+ = (1,5 ÷ 2,5) Vậy trục thỏa mãn điều kiện uốn xoắn tại tiết diện 2-1. SV thực hiện: Phạm Hữu Luyện Lớp: ĐHCNKT CK1_ K5 68
  69. 69. * Tại tiết diện 2-2: Theo bảng 9.1a chọn then bằng với đường kính trục 40 là: b = 12mm, h = 8mm, t1 = 5mm Mômen cản uốn và mômen cản xoắn (theo bảng 10.6 SGKTTTKHDĐCKtập1) ω= – ωo = = – – = = mm = 11641 mm3 – Vì trục quay nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kz đối xứng Do đó: m =0 Theo 10.22SGKTTTKHDĐCKtập1: Ứ suất uốn: ng a = max = M22/ Mpa. Vì trục quay một chiều nên ứng suất xoắn theo 10.23SGKTTTKHDĐCKtập1: a = m = max/2 = T1/(2. -Xác đị nh hệ số K K dJ = (K / dJ o) = 168080/(2.11641) = 7,2 Mpa. và K dJ. Theo 10.25 và 10.26SGKTTTKHDĐCKtập1: + Kx -1)/Ky K dJ = (K / + Kx -1)/Ky Tra bảng 10.11SGKTTTKHDĐCKtập1, chọn kiểu lắp k6 ta có: K/ = 2,54 K / +Kx: Là hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt SV thực hiện: Phạm Hữu Luyện Lớp: ĐHCNKT CK1_ K5 69
  70. 70. +Kx: Là hệ số tăng bền bề mặt trục Tra bảng 10.8 và 10.9 SGKTTTKHDĐCKtập1 ta có: Kx = 1,1 Ky = 1 (không dùng phương pháp tăng bền cho trục) Do đó: K dJ = (2,54 + 1,1 – 1)/1 = 2,64 K dJ = (2,46 +1,1 – 1)/1 = 2,56 Hệ số an toàn xét cho ứng suất uốn và xoắn: Theo 10.20 và 10.21SGKTTTKHDĐCKtập1: s = = sτ = = 3,1 = = 11,7 Theo 10.19SGKTTTKHDĐCKtập1: hệ số an toàn của mặt cắt 2-2 là: s= s .s s 2 s 2 = 3 ,1 . 11 , 7 3 ,1 2 11 , 7 2 = 3 ≥ *s+ = (1,5 ÷ 2,5) Vậy trục thỏa mãn điều kiện uốn xoắn tại tiết diện 2-2. 4.3.4. Kiểm nghiệm trục 3: Trục 3 có ba mặt cắt nguy hiểm là 3-2, 3-3 (vị trí lắp bánh răng) và 3-1 (vị trí lắp ổ lăn). * Tại tiết diện 3-1: Đường kính trục là: 50 Mômen cản uốn và mômen cản xoắn (theo bảng 10.6SGKTTTKHDĐCKtập1) SV thực hiện: Phạm Hữu Luyện Lớp: ĐHCNKT CK1_ K5 70
  71. 71. ω= = ωo = = mm = 24531 mm3 = Vì trục quay nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kz đối xứng Do đó: m =0 Theo 10.22SGKTTTKHDĐCKtập1: Ứ suất uốn: ng a = max = M31/ 591128 Mpa. Vì trục quay một chiều nên ứng suất xoắn theo 10.23SGKTTTKHDĐCKtập1: a = m = max/2 = T1/(2. -Xác đị nh hệ số K K dJ = (K / dJ o) = 564930/(2.24531) = 11,5 Mpa. và K dJ. Theo 10.25 và 10.26SGKTTTKHDĐCKtập1: + Kx -1)/Ky K dJ = (K / + Kx -1)/Ky Tra bảng 10.11SGKTTTKHDĐCKtập1, chọn kiểu lắp k6 ta có: K/ = 2,54 K / +Kx: Là hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt +Kx: Là hệ số tăng bền bề mặt trục Tra bảng 10.8 và 10.9 SGKTTTKHDĐCKtập1 ta có: Kx = 1,1 Ky = 1 (không dùng phương pháp tăng bền cho trục) Do đó: K dJ = (2,54 + 1,1 – 1)/1 = 2,64 K dJ = (2,46 +1,1 – 1)/1 = 2,56 SV thực hiện: Phạm Hữu Luyện Lớp: ĐHCNKT CK1_ K5 71
  72. 72. Hệ số an toàn xét cho ứng suất uốn và xoắn: Theo 10.20 và 10.21SGKTTTKHDĐCKtập1: s = = sτ = = 2,9 = = 7,3 Theo 10.19SGKTTTKHDĐCKtập1: hệ số an toàn của mặt cắt 3-1 là: s .s s= s 2 s 2 = 2 ,9 . 7 ,3 2 ,9 2 7 ,3 = 2,7≥ *s+ = (1,5 ÷ 2,5) 2 Vậy trục thỏa mãn điều kiện uốn xoắn tại tiết diện 3-1. * Tại tiết diện 3-2; 3-3 Theo bảng 9.1a chọn then bằng với đường kính trục 55 là: b = 16mm, h = 10mm, t1 = 6mm Mômen cản uốn và mômen cản xoắn (theo bảng 10.6 SGKTTTKHDĐCKtập1) ω= – ωo = = – = – = mm = 30572 mm3 – Vì trục quay nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kz đối xứng Do đó: m =0 Theo 10.22SGKTTTKHDĐCKtập1: Ứ suất uốn: ng a = max = M32/ 564860 Mpa. SV thực hiện: Phạm Hữu Luyện Lớp: ĐHCNKT CK1_ K5 72
  73. 73. Vì trục quay một chiều nên ứng suất xoắn theo 10.23SGKTTTKHDĐCKtập1: a = m = max/2 = T1/(2. -Xác đị nh hệ số K K dJ = (K / dJ o) = 564930/(2.30572) = 9,24 Mpa. và K dJ. Theo 10.25 và 10.26SGKTTTKHDĐCKtập1: + Kx -1)/Ky K dJ = (K / + Kx -1)/Ky Tra bảng 10.11SGKTTTKHDĐCKtập1, chọn kiểu lắp k6 ta có: K/ = 2,54 K / +Kx: Là hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt +Kx: Là hệ số tăng bền bề mặt trục Tra bảng 10.8 và 10.9 SGKTTTKHDĐCKtập1 ta có: Kx = 1,1 Ky = 1 (không dùng phương pháp tăng bền cho trục) Do đó: K dJ = (2,54 + 1,1 – 1)/1 = 2,64 K dJ = (2,46 +1,1 – 1)/1 = 2,56 Hệ số an toàn xét cho ứng suất uốn và xoắn: Theo 10.20 và 10.21SGKTTTKHDĐCKtập1: s = sτ = = = = 3,5 = 9,1 SV thực hiện: Phạm Hữu Luyện Lớp: ĐHCNKT CK1_ K5 73
  74. 74. Theo 10.19SGKTTTKHDĐCKtập1: hệ số an toàn của mặt cắt 3-2 là: s= s .s s 2 s 2 3 , 5 . 9 ,1 = 3,5 2 9 ,1 2 = 3,3 ≥ *s+ = (1,5 ÷ 2,5) Vậy trục thỏa mãn điều kiện uốn xoắn tại tiết diện 3-2. 4.4: Tính và kiểm nghiệm then: a. Tính then cho trục I: *Vị trí lắp bánh răng Z1: d = 34 với then b = 10, t2 = 3,3. nhưng df1= 39 => X = df1/2 – d/2 – t2 = 39/2 – 34/2 – 3,3 = 0,7 < 2,5.m = 2,5.2 = 5 => không đủ bền khi bánh răng phải gia công rãnh then nên ta chọn phương án bánh răng liền trục. *Vị trí lắp khớp nối: d = 28 và then: b = 8, h = 7, t1 = 4 Chiều dài then: lt = (0,8 ÷ 0,9).lm11 = (0,8 ÷ 0,9).60 = (48 ÷ 54) Chọn lt = 50 mm. - Kiểm nghiệm sức bền dập: Theo công thức 9.1SGKTTTKHDĐCKtập1: 2 .T1 d d .l t .( h [ t1 ) d ] Tra bảng 9.5SGKTTTKHDĐCKtập1 ta được [ d] = 150 MPa. Với may ơ của khớp nối bằng thép, tải trọng làm việc êm. SV thực hiện: Phạm Hữu Luyện Lớp: ĐHCNKT CK1_ K5 74
  75. 75. => 2 . 30828 d 28 . 50 .( 7 = 15 ≤ 150 MPa. 4) - Kiểm nghiệm sức bền cắt: Theo công thức 9.2SGKTTTKHDĐCKtập1: 2 .T1 c [ c d .l t .b ] Với tải trọng làm việc êm: [ c] = (60 ÷ 90) MPa. Chọn [ c] = 60 MPa. Do đó: 2 . 30828 c 28 . 50 . 8 = 5,5 MPa < [ c] = 60 MPa. Vậy then lắp trên trục I thỏa mãn. b. Tính then cho trục II: Vì tại vị trí 2-1 và vị trí 2-3 có đường kính bằng nhau nên tại hai vị trí này chọn cùng loại then. *Vị trí 2-1 (lắp bánh răng): d = 36 và then: b = 10, h = 8, t1 = 5 Chiều dài then: lt = (0,8 ÷ 0,9).lm22 = (0,8 ÷ 0,9).52 = (41,6 ÷ 46,8) Chọn lt = 45 mm. - Kiểm nghiệm sức bền dập: SV thực hiện: Phạm Hữu Luyện Lớp: ĐHCNKT CK1_ K5 75
  76. 76. Theo công thức 9.1SGKTTTKHDĐCKtập1: 2 .T1 d d .l t .( h [ t1 ) d ] Tra bảng 9.5SGKTTTKHDĐCKtập1 ta được [ d] = 150 MPa. Với may ơ của khớp nối bằng thép, tải trọng làm việc êm. => 2 . 168080 d 36 . 45 .( 8 5) = 69 ≤ 150 MPa. - Kiểm nghiệm sức bền cắt: Theo công thức 9.2SGKTTTKHDĐCKtập1: 2 .T1 c [ d .l t .b c ] Với tải trọng làm việc êm: [ c] = (60 ÷ 90) MPa. Chọn [ c] = 60 MPa. Do đó: 2 . 168080 c 36 . 45 . 10 = 22 MPa < [ c] = 60 MPa. *Vị trí 2-2 (lắp bánh răng): d = 40 và then: b = 12, h = 8, t1 = 5 Chiều dài then: lt = (0,8 ÷ 0,9).lm23 = (0,8 ÷ 0,9).45 = (36 ÷ 40,5) Chọn lt = 40 mm. - Kiểm nghiệm sức bền dập: Theo công thức 9.1SGKTTTKHDĐCKtập1: SV thực hiện: Phạm Hữu Luyện Lớp: ĐHCNKT CK1_ K5 76
  77. 77. 2 .T1 d d .l t .( h [ t1 ) d ] Tra bảng 9.5SGKTTTKHDĐCKtập1 ta được [ d] = 150 MPa. Với may ơ của khớp nối bằng thép, tải trọng làm việc êm. => 2 . 168080 d 40 . 40 .( 8 5) = 70 ≤ 150 MPa. - Kiểm nghiệm sức bền cắt: Theo công thức 9.2SGKTTTKHDĐCKtập1: 2 .T1 c [ d .l t .b c ] Với tải trọng làm việc êm: [ c] = (60 ÷ 90) MPa. Chọn [ c] = 60 MPa. Do đó: 2 . 168080 c 40 . 40 . 12 = 17,5 MPa < [ c] = 60 MPa. Vậy then lắp trên trục II thỏa mãn. b. Tính then cho trục III: Vì tại vị trí 3-2 và vị trí 3-3 có đường kính bằng nhau nên tại hai vị trí này chọn cùng loại then. *Vị trí 3-2, 3-3 (lắp bánh răng): d = 55 và then: b = 16, h = 10, t1 = 6 Chiều dài then: lt = (0,8 ÷ 0,9).lm32 = (0,8 ÷ 0,9).52 = (41,6 ÷ 46,8) Chọn lt = 45 mm. - Kiểm nghiệm sức bền dập: Theo công thức 9.1SGKTTTKHDĐCKtập1: SV thực hiện: Phạm Hữu Luyện Lớp: ĐHCNKT CK1_ K5 77
  78. 78. 2 .T1 d d .l t .( h [ t1 ) d ] Tra bảng 9.5SGKTTTKHDĐCKtập1 ta được [ d] = 150 MPa. Với may ơ của khớp nối bằng thép, tải trọng làm việc êm. => 2 . 564930 d 55 . 45 .(10 = 114 ≤ 150 MPa. 6) - Kiểm nghiệm sức bền cắt: Theo công thức 9.2SGKTTTKHDĐCKtập1: 2 .T1 c [ d .l t .b c ] Với tải trọng làm việc êm: [ c] = (60 ÷ 90) MPa. Chọn [ c] = 60 MPa. 2 . 564930 Do đó: c 55 . 45 . 16 = 28,5 MPa < [ c] = 60 MPa. *Vị trí 3-0 (lắp đĩa xích): d = 50 và then: b = 14, h = 9, t1 = 5,5 Chiều dài then: lt = (0,8 ÷ 0,9).lm31 = (0,8 ÷ 0,9).75 = (60 ÷ 67,5) Chọn lt = 65 mm. - Kiểm nghiệm sức bền dập: Theo công thức 9.1SGKTTTKHDĐCKtập1: 2 .T1 d d .l t .( h [ t1 ) d ] Tra bảng 9.5SGKTTTKHDĐCKtập1 ta được [ d] = 150 MPa. Với may ơ của khớp nối bằng thép, tải trọng làm việc êm. SV thực hiện: Phạm Hữu Luyện Lớp: ĐHCNKT CK1_ K5 78
  79. 79. => 2 . 564930 d 50 . 65 .( 9 5 ,5 ) = 99 ≤ 150 MPa. - Kiểm nghiệm sức bền cắt: Theo công thức 9.2SGKTTTKHDĐCKtập1: 2 .T1 c [ d .l t .b c ] Với tải trọng làm việc êm: [ c] = (60 ÷ 90) MPa. Chọn [ c] = 60 MPa. Do đó: 2 . 564930 c 50 . 65 . 14 = 25 MPa < [ c] = 60 MPa. Vậy then lắp trên trục III thỏa mãn. PHẦN V: TÍNH TOÁN CHỌN Ổ ĐỠ 5.1: Chọn ổ lăn cho trục I của hộp giảm tốc. a: Chọn loại ổ lăn . Vì trục chỉ lắp bánh răng trụ răng thẳng nên ta có:Fa =0. Ta chọn loại ổ bi đỡ một dãy cho các gối đỡ 0 và1 .Vì ổ có khả năng chị u lực hướng tâm lớn làm việc ở tốc độ cao, giá thành thấp và cấu tạo đơn giản _ b: Chọn sơbộ kích thư c của ổ ớ Ta có đường kính trục d= 30 mm (tra bảng P2.7 SGKTTTKHDĐCK tập 1) ta chọn loại ổ có số hiệu 306 có các thông số . +Đường kính trong d = 30 mm, SV thực hiện: Phạm Hữu Luyện Lớp: ĐHCNKT CK1_ K5 79
  80. 80. +Đường kính ngoài D= 72mm, +Chiều rộng của ổ B=19 mm, +Đường kính bi dB= 12,3mm. +Khả năng tải động C= 22 (kN), +Khả năng tải tĩnh C0= 15,1 kN c: Kiệm nghiệm khả năng tải của ổ lăn khi làm việc. *Khả năng tải động. Ta có khả năng tải động CD=Q. m L Với :-m bậc của đường cong mỏi đối với ổ bi đỡ m=3 -Qlà tải trọng động tương đương (KN) -L là tuổi thọ tính băng triệu vòng . Ta có Q= m m Q i .L i / Li (với i=1,2) +Qi tải động quy ước của ổ lăn trên gối thứ i trên trục. Qi = (X.V.Fri + Y.Fa).Kt.Kđ=X.V.Fri.Kt.Kđ (Fa=0) + X :hệ số tải trọng hướng tâm. X = 1 (tra bảng 11.4SGKTTTKHDĐCK tập1) - Fai,Fri ;Tải trọng dọc trục và tải trọng hướng tâm của ổ trên gối I (kN) V: hệ số ảnh hưởng dến vòng quay . có vòng trong quay nên ta có V=1 Kđ:hệ số kể đến đặc tính tải trọng với chế độ va đập vừa Kđ=1,1 Kt:hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ làm việc khi θ ≤ 105 0 C Kt=1 SV thực hiện: Phạm Hữu Luyện Lớp: ĐHCNKT CK1_ K5 80
  81. 81. Ta có Fr10= = Fr11= 768 2 255 2 255 2 436 2 =809 (N) = 505 (N) Q10= X.V. Fr10.Kt.Kđ =1.1.809.1,1.1 = 890 (N) = 0,89 kN Q11 = X.V. Fr11.Kt.Kđ =1.1.505.1,1.1 = 555,5 (N) Vì ổ tại vị trí 10 chị u tải lớn hơn nên ta tiến hành kiểm nghiệm cho ổ chị u tải lớn hơn với Fr = 809 N Tuổi thọ của ổ lăn : L=Lh.n1.60.10 6 = 20000.1425.60.10 6 = 1710 (triệu vòng) Vậy hệ số khả năng tải động: Cd= 0,89. 3 1710 = 10,6 (kN) < C = 22 (kN) Vậy ổ đảm bảo khả năng tải động. *Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh Tra bảng 11.6 (SGKTTTKHDĐCK tập1) +Ta được hệ số tải trọng hướng tâm X0=0,6 +Hệ số tải trọng dọc trục Y0= 0,5 Tải trọng tĩnh tính toán được là giá trị lớn nhất trong hai giá trị sau ; Qt0=X0.Fr= 0,6.809= 485,4N 0,485 kN Qt1=Fr= 809 N 0,81 kN Chọn Q =Qt1 Q1= 0,81 kN<C0= 15,1kN SV thực hiện: Phạm Hữu Luyện Lớp: ĐHCNKT CK1_ K5 81
  82. 82. Vậy ổ 306 thỏa mãn. 5.2: Chọn ổ lăn cho trục II của hộp giảm tốc. a: Chọn loại ổ lăn . Ta có: Fa = Fa22+ Fa24=0 Trục II là loại ổ tùy động cho phép trục có khả năng di chuyển theo phương dọc trục nên ta chọn ổ bi đũa ngắn đỡ. b: Chọn sơbộ kích thư c của ổ ớ Ta có đường kính trục d= 30 mm (tra bảng P2.8SGKTTTKHDĐCK tập 1) ta chọn loại ổ có số hiệu 2606 có các thông số . +Đường kính trong d = 30 mm, +Đường kính ngoài D= 72 mm, +Chiều rộng của ổ B=27 mm, +Đường kính con lăn dB= 10 mm. +Chiều dài con lăn l = 14 mm +Khả năng tải động C= 41,6 (kN), +Khả năng tải tĩnh C0= 31,2 kN c: Kiệm nghiệm khả năng tải của ổ lăn khi làm việc. *Khả năng tải động. Ta có khả năng tải động CD=Q. m L SV thực hiện: Phạm Hữu Luyện Lớp: ĐHCNKT CK1_ K5 82
  83. 83. Với :-m bậc của đường cong mỏi đối với ổ đũa đỡ m= 10/3 -Qlà tải trọng động tương đương (kN) -L là tuổi thọ tính băng triệu vòng . Ta có Q= m m Q i .L i / (với i=1,2) Li +Qi tải động quy ước của ổ lăn trên gối thứ i trên trục. Qi = (X.V.Fri + Y.Fa).Kt.Kđ=X.V.Fri.Kt.Kđ (Fa=0) + X :hệ số tải trọng hướng tâm. X = 1 (tra bảng 11.4SGKTTTKHDĐCK tập1) - Fai,Fri ;Tải trọng dọc trục và tải trọng hướng tâm của ổ trên gối I (KN) V: hệ số ảnh hưởng dến vòng quay . có vòng trong quay nên ta có V=1 Kđ:hệ số kể đến đặc tính tải trọng với chế độ va đập vừa Kđ=1,1 Kt:hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ làm việc khi θ ≤ 105 0 C Kt=1 Ta có Fr20= = Fr21= = 3375 3375 2 2 1134 1134 2 2 = 3560,4 (N) = 3560,4 (N) Q20= X.V. Fr10.Kt.Kđ =1.1.3560,4.1,1.1 = 3916,4 (N) Q21 = X.V. Fr11.Kt.Kđ =1.1.3560,4.1,1.1 = 3916,4 (N) Vì ổ tại hai vị trí chị u tải như nhau nên ta tiến hành kiểm nghiệm cho ổ tại một vị trí với Fr = 3560,4 N Tuổi thọ của ổ lăn : L=Lh.n1.60.10 6 = 20000.250.60.10 6 = 300 (triệu vòng) Vậy hệ số khả năng tải động: Cd=3,9. 10 / 3 300 = 21,5 (kN) < C = 41,6 (kN) Vậy ổ đảm bảo khả năng tải động. *Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh SV thực hiện: Phạm Hữu Luyện Lớp: ĐHCNKT CK1_ K5 83
  84. 84. Tra bảng 11.6 (SGKTTTKHDĐCK tập1) +Ta được hệ số tải trọng hướng tâm X0=0,6 +Hệ số tải trọng dọc trục Y0= 0,5 Tải trọng tĩnh tính toán được là giá trị lớn nhất trong hai giá trị sau ; Qt0=X0.Fr= 0,6.3560,4= 2136 N 2,1 kN Qt1=Fr= 3560 N 3,6 kN Chọn Q =Qt1 Q1= 3,6 kN<C0= 31,2kN Vậy ổ 2606 thỏa mãn. 5.3: Chọn ổ lăn cho trục III của hộp giảm tốc. a: Chọn loại ổ lăn . Ta có: Fa = Fa32 + Fa34= 0 Để tránh trục chuyển động theo phương dọc trục nên ta chọn ổ bi đỡ chặn cho trục III. b: Chọn sơbộ kích thư c của ổ ớ Ta có đường kính trục d= 55 mm (tra bảng P2.12SGKTTTKHDĐCK tập 1) ta chọn loại ổ có số hiệu 46310 có các thông số . +Đường kính trong d = 50 mm, +Đường kính ngoài D= 110mm, +Chiều rộng của ổ B= 27 mm, +Khả năng tải động C= 56,03 (kN), +Khả năng tải tĩnh C0= 44,8kN SV thực hiện: Phạm Hữu Luyện Lớp: ĐHCNKT CK1_ K5 84
  85. 85. c:Kiệm nghiệm khả năng tải của ổ lăn khi làm việc. *Khả năng tải động. Ta có khả năng tải động CD=Q. m L Với :-m bậc của đường cong mỏi đối với ổ bi đỡ chặn m= 3 -Qlà tải trọng động tương đương (kN) -L là tuổi thọ tính băng triệu vòng . Ta có Q= m m Q i .L i / Li (với i=1,2) +Qi tải động quy ước của ổ lăn trên gối thứ i trên trục. Qi = (X.V.Fri + Y.Fa).Kt.Kđ=X.V.Fri.Kt.Kđ (Fa=0) + X :hệ số tải trọng hướng tâm. X = 1 (tra bảng 11.4SGKTTTKHDĐCK tập1) - Fai,Fri ;Tải trọng dọc trục và tải trọng hướng tâm của ổ trên gối I (KN) V: hệ số ảnh hưởng dến vòng quay . có vòng trong quay nên ta có V=1 Kđ:hệ số kể đến đặc tính tải trọng với chế độ va đập vừa Kđ=1,1 Kt:hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ làm việc khi θ ≤ 105 0 C Kt=1 2 2 7068 1692 = 7268 (N) Ta có Fr30= Fr31= 1465 ,5 2 SV thực hiện: Phạm Hữu Luyện 2231 2 = 2669 (N) Lớp: ĐHCNKT CK1_ K5 85
  86. 86. Q30= X.V. Fr10.Kt.Kđ =1.1.7268.1,1.1 = 7995 (N) = 8 kN Q31 = X.V. Fr11.Kt.Kđ =1.1.2669.1,1.1 = 2936 (N) = 2,9 kN Vì ổ tại vị trí 30 chị u tải lớn hơn nên ta tiến hành kiểm nghiệm cho ổ chị u tải lớn hơn với Fr = 7268 N Tuổi thọ của ổ lăn : L=Lh.n1.60.10 6 = 20000.71.60.10 6 = 85 (triệu vòng) Vậy hệ số khả năng tải động: Cd= 7,3. 3 85 = 32 (kN) < C = 56,03 (kN) Vậy ổ đảm bảo khả năng tải động. *Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh Tra bảng 11.6 (SGKTTTKHDĐCK tập1) +Ta được hệ số tải trọng hướng tâm X0=0,6 +Hệ số tải trọng dọc trục Y0= 0,5 Tải trọng tĩnh tính toán được là giá trị lớn nhất trong hai giá trị sau ; Qt0=X0.Fr= 0,6.8982= 5389 N 5,4 kN Qt1=Fr= 8982 N 9 kN Chọn Q =Qt1 Q1= 9 kN<C0= 44,8kN Vậy ổ 46310 thỏa mãn. PHẦN VI: THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC, BÔI TRƠN VÀ ĂN KHỚP 6.1: Thiết kế vỏ hộp Chỉ tiêu của hộp giảm tốc là độ cứng cao và khối lượng nhỏ nên chọn vật liệu để đúc là gang xám có ký hiệu là GX15 – 32 SV thực hiện: Phạm Hữu Luyện Lớp: ĐHCNKT CK1_ K5 86
  87. 87. -Chọn bề mặt ghép nắp và thân đi qua tâm trục và song song với mặt đế. - Bề mặt lắp nắp và thân được cạo sạch hoặc mài để lắp sít , khi lắp có một lớp sơn lỏng hoặc sơn đặc biệt. - Mặt đáy hộp giảm tốc nghiêng về phía lỗ tháo dầu với độ dốc khoảng 1o. SV thực hiện: Phạm Hữu Luyện Lớp: ĐHCNKT CK1_ K5 87
  88. 88. Quan hệ kích thư c của các phần tửcấu tạo nên hộp giảm tốc ớ Tên gọi Biểu thức tính toán Chiều dày thân hộp = 0,03.a+3 Chọn = 12 = 0,03.289 + 3 = 11,67 Chiều dày nắp hộp 1 = 0,9. 1 = 11 Gân tăng cứng: - Chiều dày: - Chiều cao: - Độ dốc: +e = (0,8 ÷ 1). = 9,6÷12 +e = 11 +h < 58 +h = 55 +20 Đường kính: - Bulông nền, d1 d1>0,04.a +10 = 0,04.289+10= 21,56 - Bulông ghép nắp và thân hộp, d3 SV thực hiện: Phạm Hữu Luyện => M8 d2 = (0,7÷0,8).d1 - Bulông cạnh ổ. d2 d1 = 22 d2 = 17 = 15,4÷ 17,6 => M8 Lớp: ĐHCNKT CK1_ K5 88
  89. 89. d3 = (0,8÷0,9).d2 = 13,6÷ 15,3 d3 = 15 => M16 - Vít ghép nắp ổ, d4 d4 = (0,6÷0,7).d2 - Vít ghép nắp cửa thăm đầu, d5 = 10,2÷11,9 d4 = 11 => M8 d5 = (0,5÷0,6).d2 d5 = 10 = 8,5÷10,2 => M8 Mặt bích ghép nắp và thân: - Chiều dày bích thân S3 = (1,4÷1,8).d3 = 21÷27 - Chiều dày bích nắp S3 = 24 S4 = (0,9÷1).S3 = 21,6÷24 - Bề rộng bích nắp và thân S4 = 22 K3 = K2 – (3÷5) = 45÷47 K3 = 45 Kích thước gối trục: - Đường kính ngoài và tâm lỗ vít DI2 = DI+(1,6÷2).d4 DI2= 80 = 79,6÷84 DI3 = DI+4,4.d4 DI3= 110 = 110,4 DII2 = DII+(1,6÷2).d4 DII2=90 = 89,6÷94 DII3 = DII+4,4.d4 SV thực hiện: Phạm Hữu Luyện DII3=120 Lớp: ĐHCNKT CK1_ K5 89
  90. 90. = 120,4 DIII2=DIII+(1,6÷2).d4 DIII2=130 = 127,6÷132 DIII3=DIII+4,4.d4 DIII3=160 = 158,4 - Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ K2=1,6.d2+1,3.d2+(3÷5) =52÷54 - Tâm lỗ bulông cạnh ổ: K2 = 53 E2 = 1,6.d2 = 27 E2 = 27 C = D3/2 (hoặc theo kết cấu) (Theo kết cấu) - Chiều cao h: Mặt đế hộp: - Chiều dày (khi có phần lồi) S1 = (1,4÷1,7).d1 S1 = 35 = 30,8÷37,4 S2 = (1÷1,1).d1 S2 = 23 = 22÷24,2 Dd: xác đị nh theo đường Dd = 40 kính dao khoét K1 = 3.d1 = 66 - Bề rộng mặt đế hộp. q ≥ K1+2. = 90 K1 = 66 q = 90 Khe hở giữa các chi tiết: - Giữa bánh răng với thành trong hộp ≥ (1÷1,2). =12÷ 14,4 = 14 - Giữa đỉ nh bánh răng lớn với đáy SV thực hiện: Phạm Hữu Luyện Lớp: ĐHCNKT CK1_ K5 90
  91. 91. hộp - Giữa mặt bên các bánh răng với nhau ≥ (3÷5). =36÷ 60 ≥ Số lượng bulông nền = 50 = 13 Z = (L + B)/(200 ÷ 300) Z=6 = 4,84 ÷ 7,27 6.2. Bôi trơ trong hộp giảm tốc n -Tra bảng 18.11:SGKTTTKHDĐCK tập 2 ta có: Độ nhớt của dầu ở 50oC (100oC) là Tra bảng 18.11:SGKTTTKHDĐCK tập 2 ta chọn dầu bôi trơn là: Dầu ôtô máy kéo AK-20. -Lấy chiều sâu ngâm dầu là ¼ bán kính của bánh răng cấp chậm là 24 mm cộng với khoảng cách của đáy hộp tới bánh răng ,vậy chiều sâu lớp dầu là54 mm. 6.3. Lắp bánh răng lên trục và điều chỉ nh sựăn khớ p - Do sản xuất đơn chiếc lại làm trong điều kiện tải trọng êm nên mối ghép giữa bánh răng với trục là kiểu lắp kiểu lắp có độ dôi , còn mối ghép giữa then với trục là . SV thực hiện: Phạm Hữu Luyện Lớp: ĐHCNKT CK1_ K5 91
  92. 92. -Để điều chỉ nh ăn khớp cho các cặp bánh răng trong hộp, ta dùng cách tăng chiều rộng vành răng của các bánh răng chủ động lên khoảng 10% so với chiều rộng của bánh răng bị động. 6.4: Thiết kế các kết cấu khác. 6.4.1: Kết cấu trục: - Các kích thước của trục ở phần thiết kế trục. - Các vị trí có đường kính trục thay đổi ta làm góc lượn chuyển tiếp Tra bảng 13.1SGKTTTKHDĐCK tập 2 ta có: + Góc lượn trục 1 là: 2mm + Góc lượn trục 2 là: 2mm + Góc lượn trục 3 là: 2mm 6.4.2.Kết cấu bánh răng: Ta có d < 250mm,vật liệu là thép C45 => dùng các phương pháp rèn hoặc dập. Vành răng và may ơ gia công đạt Rz< 20 m Với bánh răng trục 1 ta chế tạo liền với trục vì khoảng cách từ đỉ nh rãnh then trên bánh rẳng chủ động (nêú có) tới chân răng < 2,5.2 =5mm. -Vành răng: Với bánh răng trụ ta có =(2,5÷4).m .Chọn 12 mm -May ơ : Chiều dài đã được xác đị nh trong phần kết cấu trục. May ơ cần đủ độ cứng và độ bền nên đường kính ngoài D = (1,5 1,8).d Ta có : SV thực hiện: Phạm Hữu Luyện Lớp: ĐHCNKT CK1_ K5 92
  93. 93. +Đối với trục II có D = (1,5 1,8).40 = 60 +Đối với trục III có:D =(1,5 1,8).55 = 83,5 -Đĩa hoặc nan hoa được dùng để nối may ơ với vành răng.Ởđây ta dùng đĩa. Chiều dày đĩa tính theo công thức: C (0,2 0,3).b Với bánh răng thẳng và bánh răng nghiêng bị động ta chọn: CT = 10 mm và CN =15mm Còn các bánh răng thẳng và nghiêng chủ động có đường kính nhỏ ta không làm đĩa. Lỗ trên bánh răng : làm 4 lỗ (với đĩa lớn). -Đư ng kính lỗ: d0 = (12 25) mm ờ Lấy d0 = 20mm đối với bánh răng nghiêng còn đối với bánh răng thẳng d0=16mm. 6.4.3. Các chi tiết khác - Nắp quan sát: SV thực hiện: Phạm Hữu Luyện Lớp: ĐHCNKT CK1_ K5 93
  94. 94. Theo Bảng 18-5(trang 92: SGKTTTKHDĐCK tập 2) Bảng kích thư c nắp quan sát ớ A B A1 B1 C C1 K R Vít 100 75 150 100 125 - 87 12 M8 22 Số lượng 4 -Nút thông hơ i SV thực hiện: Phạm Hữu Luyện Lớp: ĐHCNKT CK1_ K5 94
  95. 95. Theo Bảng 18-6(SGKTTTKHDĐCK tập 2) Bảng kích thư c nút thông hơ ơ i A B C D E G H I K L M N O P 6 4 10 8 6 32 18 36 32 M27 15 30 15 45 36 32 2 22 Q R S -Nút tháo dầu Theo Bảng 18-7(SGKTTTKHDĐCK tập 2) Bảng kích thư c nút tháo dầu ớ d M16 1,5 b m f L c q D S D0 12 8 3 23 2 13,8 26 17 19,6 -Vòng phớ t: SV thực hiện: Phạm Hữu Luyện Lớp: ĐHCNKT CK1_ K5 95
  96. 96. Tại cổ trục vào và cổ trục ra phải dùng vòng phớt để chắn cùng với nắp ổ. Tra Bảng 15-17(SGKTTTKHDĐCK tập 2) Bảng kích thư c của vòng phớ ớ t Vị trí d d1 d2 D a b S0 Trục I 30 31 29 43 6 4,3 9 Trục III 50 51 49 69 9 6,5 12 -Nắp ổ: Đường kính cũng chính là đường kính nắp ổ D3 = D + 4,4.d4 D2 = D + (1,6÷2).d4 Với D là đường kính lỗ lắp ổ lăn SV thực hiện: Phạm Hữu Luyện Lớp: ĐHCNKT CK1_ K5 96
  97. 97. Theo Bảng 18.2(SGKTTTKHDĐCK tập 2) Vị trí D(mm) D2(mm) D3(mm) D4(mm) d4(mm) Số lượng Trục I 72 90 115 65 6 Trục II 72 90 115 65 6 Trục III 110 130 160 100 6 - Mắt chỉ dầu kính phẳng Theo Bảng 18.9 (SGKTTTKHDĐCK tập 2) Kích thước mắt kính 32 -Que thăm dầu: D 70 D1 12 l 12 h 8 Hình dáng và kích thước được biểu diễn như hình vẽ: SV thực hiện: Phạm Hữu Luyện Lớp: ĐHCNKT CK1_ K5 97
  98. 98. Ø 18 6 Ø 12 Ø5 3 9 12 6 30 BẢ THỐ KÊ CÁC KIỂU LẮ VÀ DUNG SAI: NG NG P Lỗ( m) Trục Chi tiết lắp ghép Trục và khớp nối Trục và ổ lăn Trục1 Trục2 Trục và bánh răng trụ răng thẳng Nắp ổ và thân hộp Trục và ổ lăn Trục và bánh răng trụ răng thẳng Trục và bánh răng trụ răng nghiêng Kiểu lắp 28 30 34 72 30 38 34 Trục và đĩa xích Trục3 42 Trục và ổ lăn 45 Trục và bánh răng trụ răng nghiêng 52 SV thực hiện: Phạm Hữu Luyện Sai lệch ghới hạn( m) trục( m) Sai lệch ghới hạn kiểu lắp( m) +21 0 +21 0 +25 0 +290 +100 +21 0 +25 0 +25 0 +15 +2 +15 +2 +18 +2 +21 +2 +15 +2 +18 +2 +18 +2 +15 -19 +15 -19 +23 -16 +320 +100 +15 -19 +18 -23 +18 -23 +25 0 +25 0 +30 0 +18 +2 +18 +2 +21 +2 +18 -23 +18 -23 +21 -28 Lớp: ĐHCNKT CK1_ K5 98
  99. 99. SV thực hiện: Phạm Hữu Luyện Lớp: ĐHCNKT CK1_ K5 99

×