thiết kế qui trình công nghệ chế tạo chi tiết hộp giảm tốc
Bạn đang xem bản rút gọn của tài liệu. Xem và tải ngay bản đầy đủ của tài liệu tại đây (346.41 KB, 37 trang )
Phần 1: TíNH TOáN Hệ DẫN ĐộNG
I. Chọn động
1. Xác định công suất cần thiết của động cơ
Công suất cần thiết lớn nhất N
ct
trên trục động cơ đợc xác định theo công
thức:
N
ct
= N
t
/
Trong đó :
N
ct
- Công suất cần thiết trên trục động cơ.
N
t
- Công suất tính toán trên trục máy công tác.
KW
vF
N
t
92.1
1000
42,0.4580
1000
.
==
Với F , v - là lực kéo và vận tốc băng tải .
- Hiệu suất chung của hệ dẩn động .
Theo sơ đồ tải trọng đề bài thì : =
k
.
k
br
.
m
ol
.
x
Trong đó:
- m = 4 là số cặp ổ lăn ;
- k = 2 là số cặp bánh răng ;
Tra bảng 2.3 , ta đợc các hiệu suất:
-
ol
= 0,995 - hiệu suất của một cặp ổ lăn;
( vì ổ lăn đợc che kín) .
-
br
= 0,97 - hiệu suất của một cặp bánh răng ;
-
k
= 0.99 - hiệu suất của khớp nốitrục đàn hồi;
-
x
= 0,93 - hiệu suất của bộ truyền xích;
(bộ truyền xích để hở ) .
Thay số ta có : = 0.99 . 0,9954. 0,972. 0,93 0,85
=> N
ct
= N
t
/ = 1.92 / 0.85 2.26 KW
Do tải trọng thay đổi nên ta chọn động cơ theo công suất tơng đơng
N
t
= N
tđ
Vì công suất N tỷ lệ thuận với mô men T, do đó ta có hệ số chuyển đổi
giữa mô men và công suất nh sau :
86,0
8
3
8,0
8
4
1.
22
2
1
=+=
=
ck
ii
t
t
T
T
Công suất tơng đơng N
tđ
đợc xác định bằng công thức nh sau:
KWNN
t
65.192.1.86.0.
td
==
Công suất yêu cầu của động cơ đợc xác định bởi công thức:
N
đc/yc
= N
tđ
/ = 1.65 / 0.85 = 1.94 KW
T
mm
T
1
T
2
t
ck
t
1
t
2
t
mm
2. Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ.
Chọn sơ bộ tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống là u
sb
.
Theo bảng 2.4 (sách tính toán thiết kế tr 21 );
Chọn tỷ số truyền của hộp giảm tốc đồng trục bánh răng trụ 2 cấp là
u
sbh
= 16
Chọn tỷ số truyền bộ truyền ngoài ( xích ) là u
sbx
= 3
Theo công thức ( 2.15 ) ta có :
u
sb
= u
sbh
. u
sbx
= 16.3 = 48
Số vòng quay của trục máy công tác ( của tang ) là n
lv
:
n
lv
=
300.
42,0.60000.60000
=
D
v
= 26.7 vg/ph
Trong đó : v : vận tốc băng tải
D : Dờng kính băng tải
Số vòng quay sơ bộ của động cơ n
sb
:
n
sb
= n
lv
. u
sb
= 26.7.48 = 1281.6 vg/ph
Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ là n
đb
= 1500 vg/ph.
Quy cách động cơ phải thỏa mãn đồng thời : N
đc
N
đc/yc
, n
đc
n
sb
và
dn
K
mm
T
T
T
T
Với : N
đc/yc
= 1.94 KW ; n
sb
=1281.6 vg/ph ;
4,1
1
=
T
Tmm
Theo bảng phụ lục P 1.1 ( sách tính toán thiết kế tr 234)
Ta chọn đợc kiểu động cơ là : K112S4
Các thông số kĩ thuật của động cơ nh sau :
N
đc
= 2.2 KW ; n
đc
= 1440 vg/ph ;
2,2=
dn
k
T
T
%
=81.5 ; cos = 0,82 ;khối lợng động cơ:35 kg
Kết luận:
Động cơ K122S 4 có kích thớc phù hợp với yêu cầu thiết kế.
II. PHÂN PhốI Tỷ Số TRUYềN
1. Xác định tỷ số truyền
Ta có : u
c
= u
hộp
. u
xích
Tỷ số truyền chung
54
7.26
1440
==
lv
dc
c
n
n
u
Chọn u
xích
= 3 u
hộp
=
18
3
54
=
u
hộp
= u
1
. u
2
Trong đó : u
1
: Tỉ số truyền cấp nhanh
u
2
: Tỉ số truyền cấp chậm
vì là hộp giảm tốc đồng trục nên để dùng hết khả năng tải của cấp nhanh
ta chọn u
1
= u
2
=
24,418 ==
h
u
Tính lại giá trị u
xích
theo u
1
và u
2
trong hộp giảm tốc
u
xích
=
3
24,4.24,4
54
.
21
==
uu
u
c
Kết luận : u
c
= 54 ; u
1
= u
2
= 4,24 ; u
xích
= 3.
2. Xác định công xuất, momen và số vòng quay trên các trục.
Tính công suất, mô men, số vòng quay trên các trục (I, II, III, T {tang})
của hệ dẫn động.
Công suất :
N
đc
=2.2 kW ; n
lv
=26.7 vg/ph
Do công suất thực của động cơ nhỏ hơn công suất cần thiết ở chế
độ lớn nhất N
ct
Trục I N
I
= N
ct
.
k
.
ol
= 2,26 . 0,99 .0,995 = 2.23 KW
Trục II N
II
= N
I
.
ol
.
br
= 2,23 . 0,995 . 0,97 = 2,15 KW
Trục III N
III
= N
II
.
br
.
ol
= 2,15 . 0,97 .0,995 = 2,07 KW
Truc tang N
t
= N
II
.
x
.
ol
= 2,07 . 0,93 .0,995 = 1,92 KW
Số vòng quay:
Trục I n
I
= n
đc
= 1440 vg/ph
Trục II
340
24,4
1440
1
1
===
u
n
n
II
vg/ph
Trục III
80
24,4
340
2
2
===
u
n
n
III
vg/ph
Truc tang
7,26
54
1440
===
c
dc
t
u
n
n
vg/ph
Mô men
T
I
= 9,55. 10
6
.
14789
1440
23,2
.10.55,9
6
==
I
I
n
N
N. mm.
T
II
= 9,55. 10
6
.
60390
340
15,2
.10.55,9
6
==
II
II
n
N
N. mm.
T
III
= 9,55. 10
6
.
247106
80
07,2
.10.55,9
6
==
III
III
n
N
N. mm.
T
t
= 9,55. 10
6
.
686742
7,26
92,1
.10.55,9
6
==
t
t
n
N
N. mm.
Bảng thông số
I II III T
u u
1
= 4,24 u
2
= 4,24 u
xích
= 3
N(kw) 2,23 2,15 2,07 1,92
n (vg/ph) 1440 340 80 26,7
T(N.mm) 14789 60390 247106 686742
III. Tính bộ truyền ngoài Bộ truyền xích
Số liệu đầu:
Công suất N = N
III
= 2.07 KW
n
1
= n
III
= 80 vg/ph, n
2
= 26,7 vg/ph , u = u
x
= 3 ,
tải trọng va đập vừa, bộ truyền nằm ngang
1. Chọn loại xích :
Do vận tốc và công suất truyền không cao cho nên ta chọn loại xích con
lăn.
2. Xác định các thông số của bộ truyền.
Dạng hỏng chủ yếu và nguy hiểm nhất là mòn, do đó ta tính xích theo độ
bền mòn.
-Theo bảng 5.4 (sách tính toán thiết kế tr 80-T1 ) ứng với u = 3, ta chọn
số răng đĩa nhỏ Z
1
= 25, từ đó ta có số răng đĩa lớn Z
2
= u. Z
1
= 75
- Bớc xích( t ) đợc xác định theo công thức tính toán ( công thức 12-22)
và tra bảng 12.5 [ giáo trình chi tiết máy T2 tr 12-15 ]
Ta có
Tải trọng va đập vừa, lấy K
đ
= 1,5 hệ số tải trọng động
Chọn khoảng cách trục a 40.t
K
a
= 1 hệ số chiều dài xích
Bộ truyền nằm ngang
K
o
= 1 hệ số xét đến cách bố trí bộ
truyền
Bộ truyền có thể điều chỉnh đợc
K
đc
= 1- hệ số xét đến khả năng điều
chỉnh
Chọn phơng án bôi trơn định kỳ
K
b
= 1,5 - hệ số xét đến điều kiện bôi
trơn
Bộ truyền làm việc 2 ca
K
c
= 1.25 - hệ số kể đến chế độ làm việc
Theo công thức 5.4 (sách tính toán thiết kế ) ta có hệ số điều
kiện sử dụng xích K = K
đ
. K
a
. K
o
. K
đc
. K
b
. K
c
=1,5 . 1 . 1 . 1 . 1,5 . 1,25 = 2,81
Hệ số răng đĩa dẩn K
Z
= 25/ Z
1
= 1
Hệ số vòng quay K
n
= n
0
/ n
1
= 50/ 80 = 0,625 ; với n
0
= 50
vg/ph
Hệ số xét đến số dãy xích K
x
= 1 chọn xích một dãy.
Theo công thức 12 22 (giáo trình chi tiết máy T2 tr 12-15) ta có
công suất tính toán là
N
tt
= K . K
Z
. K
n
. N / K
x
= 2,81 . 1 . 0,625 . 2,07 / 1 = 3,64 KW
theo bảng 5.5 (sách tính toán thiết kế T1) với n
0
= 50 vg/ ph, ta
chọn bộ xích một dãy có bớc xích t = 31,75 mm thoả mãn điều kiện
bền mòn N
tt
< [N] = 5,83 KW đồng thời theo bảng 5.8 thì thoả mãn
điều kiện t < t
max
- khoảng cách trục sơ bộ a = 40 . t = 40 . 31,75 =1270 mm
Số mắt xích đợc xác định theo công thức
X= 2.a/ t + 0,5( Z
1
+ Z
2
) + (Z
2
- Z
1
)
2
. t / 4
2
.a
Thay số ta đợc X = 131.6
Ta chọn số mắt xích là X = 132 ( mắt ).
Ta tính chính xác khoảng cách trục a theo công thức
( ) ( )
[ ]
( )
[ ]
+++=
2
12
2
2121
/Z2Z0,5-XZ0,5-X 25,0
ZZZta
thay số ta đợc a = 1276,75 mm
để xích không phải chịu lực căng quá lớn ta giảm khoảng cách trục a
vừa tính đợc một lợng a = ( 0,0020,004).a
do đó ta lấy a = 1274 mm
Đờng kính các đĩa xích
Theo công thức 5.17 (sách tính toán thiết kế tr 86-T1 )
Ta có :
đờng kính đĩa xích dẩn
d
1
= t/sin(/Z
1
) = 31,75 / sin(/25) = 253,32 mm
đờng kính đĩa xích bị dẩn
d
1
= t/sin(/Z
2
) = 31,75 / sin(/75) = 758,2 mm
Lực tác dụng lên trục đĩa xích đợc xác định theo công thức
F
r
= K
t
. F
t
= 6. 10
7
.K
t
.N/ Z
1
. n
1
. t
Trong đó K
t
= 1,15 là hệ số xét đến trọng lợng của
xích tác dụng lên trục ( ở đây bộ truyền nằm ngang )
Thay số ta có
F
r
= 6. 10
7
.1,15 . 2,07/ 25 . 80 . 31,75 = 2249.3 (N)
iV. TíNH Bộ TRUYềN BáNH RĂNG TRONG HộP GIảM TốC
Vì là hộp giảm tốc đồng trục, đã chọn tỷ số truyền u
1
= u
2
do đó bộ truyền
cấp nhanh không dùng hết khả năng tải cho nên ta tính bộ truyền cấp
chậm trớc , bộ truyền cấp nhanh có thể lấy gần nh toàn bộ số liệu của bộ
truyền cấp chậm
A.Tính toán bộ truyền cấp chậm (bánh trụ răng nghiêng).
Các số liệu :
N
II
= 2,15 KW , n
3
= 340 v/ph , n
4
= 80 v/ph
T
3
= 60390 N.mm ,
Bộ truyền làm việc trong 40000 giờ
1.Chọn vật liệu.
Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo sự thống nhất hoá trong thiết kế
ta chọn vật liệu nh sau:
Bánh nhỏ(bánh 3) : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241 ữ 285 có:
b3
= 850 MPa ;
ch 3
= 580 MPa. Chọn HB
3
= 250 (HB)
Bánh lớn(bánh 4) : Thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn MB 192 240 có:
b4
= 750 MPa ;
ch 4
= 450 MPa. Chọn HB
4
= 200 (HB)
2. Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép.
Do bộ truyền làm việc trong điều kiện che kín đủ dầu bôi trơn nên dạng
hỏng chủ yếu là tróc mỏi, do đó ta tính toán theo độ bền tiếp xúc ta
xác định ứng suất tiếp xúc cho phép
Số chu kì chịu tải trọng thay đổi tơng đơng của bánh lớn đợc xác định
theo công thức .
( ) ( )
ckiiiHE
ttTTtunCN /./ /.60
3
1134
=
Trong đó : C = 1 là số lần ăn khớp của răng trong một vòng quay
t
i
= 40000 là tổng thời gian làm việc của bộ truyền
t
i
là thời gian làm việc ở chế độ tải trọng T
i
từ đó ta có N
HE4
= 60.1.(340/4,24).40000.(1
3
.4/8 + 0,8
3
.3/8) = 10,3.10
7
theo bảng 10.8 (giáo trình CTM- T1) ta có số chu kỳ cơ sở N
HO
của thép
C45 thờng hoá chế tạo bánh lớn là 10.10
6
, vậy N
HE2
> N
HO
=> lấy hệ số tuổi thọ K
HL
= 1
Số chu kì chịu tải trọng thay đổi tơng đơng của bánh nhỏ lớn hơn của
bánh lớn u lần N
HE1
= u. N
HE2
= 4,24 . 10.10
7
= 42,4 .10
7
theo bảng 10.8 với độ rắn bề mặt răng bánh nhỏ 250 HB có thể lấy
N
HO
= 17.10
6
vậy với bánh nhỏ ta cũng có N
HE1
> N
HO
=> lấy hệ số tuổi thọ K
HL
= 1
Giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bánh răng nhỏ và bánh răng lớn (theo
bảng 10.7)
[
Hgh3
] =2.HB
3
+ 70 = 2.250 + 70 = 570 MPa
[
Hgh4
] =2.HB
4
+ 70 = 2.200 + 70 = 470 MPa
ứng suất tiếp xúc cho phép của mỗi bánh răng đợc xác định theo công
thức
[
H
] = (
Hgh
/S
H
) . Z
R
. Z
V
. K
L
.K
XH
Tính sơ bộ lấy Z
R
. Z
V
. K
L
.K
XH
= 1
Do bánh răng không đợc tăng bề mặt nên chọn hệ số an toàn S
H
= 1,1
Ta có
[
H3
] = (
Hgh3
/S
H
) . Z
R
. Z
V
. K
L
.K
XH
= 570/1,1 = 518 MPa
[
H4
] = (
Hgh4
/S
H
) . Z
R
. Z
V
. K
L
.K
XH
= 470/1,1 = 427 MPa
đối với bộ truyền bảnh răng trụ răng nghiêng [
H
] đợc xác định theo
công thức
[ ] [ ] [ ]
( ) ( )
[ ] [ ]
===
=+=+=
MPa
MPa
HH
HHH
504427.18,118,1
5,4724275185,05,0
4
43
Vậy ta chọn [
H
] = 472,5 Mpa
ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải của mỗi bánh răng
Bánh 3 : [
H3
]
Max
= 2,8 .
ch3
= 2,8 . 580 = 1624 Mpa
Bánh 4 : [
H4
]
Max
= 2,8 .
ch4
= 2,8 . 450 = 1260 Mpa
Vậy ta chọn [
H
]
Max
= 1260 MPa
3. Tính ứng suất uốn cho phép :
Tơng tự trên ta có:
Số chu kì chịu tải trọng thay đổi tơng đơng của bánh lớn đợc xác định
theo công thức .
( ) ( )
ckiiiiiFE
ttTTtuncN /./ / 60
6
1
=
N
FE4
= 60 . 1 . (340/ 4,24) 40000 . ( 1
6
.4/8 + 0,8
6
.3/8 ) = 11,5.10
7
N
FE4
> N
FO
= 4.10
6
N
FO
: Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn
do đó K
FL4
= 1 tơng tự => K
FL3
=1
Giới hạn mỏi uốn của 2 bánh công thức 10.74 và bảng 10.6( giáo
trình)
Fgh3
=
o
Fgh3
= 1,8.250 = 450 MPa
Fgh4
=
o
Fgh4
= 1,8.200 = 360 MPa
Bộ truyền làm việc một chiều => lấy K
FC
= 1 - hệ số ảnh hởng đặt tải,
Hệ số an toàn S
F
= 1,75 - bảng 6.2 (sách tính toán thiết kế T1)
Do đó theo công thức 6.2a (sách tính toán thiết kế T1)
Ta có : [
F3
] =
Fgh3
. K
FL3
. K
FC
/S
F
= 450 . 1 . 1 / 1,75 = 257 MPa
[
F4
] =
Fgh4
. K
FL4
. K
FC
/S
F
= 360 . 1 . 1 / 1,75 = 206 MPa
ứng suất uốn cho phép khi qúa tải
Bánh 3 : [
F3
]
Max
= 0,8 .
ch3
= 0,8 . 580 = 464 MPa
Bánh 4 : [
F4
]
Max
= 0,8 .
ch4
= 0,8 . 450 = 360 MPa
4. Tính khoảng cách trục:
Xác định sơ bộ khoảng cách trục theo công thức 6.15a (sách tính toán
thiết kế T1)
a
2
= 43(u
2
+1)
[ ]
3
2
2
3
.
aH
H
u
KT
Trong đó:
T
3
môn xoắn trên trục bánh chủ động
T
3
=60390 (N.mm)
a
= b
/ a
- hệ số chiều rộng bánh răng
do bộ truyền đặt không đối xứng với ổ nên ta chọn
a
= 0,25
d
=
a
(u
2
+1)/ 2 = 0,25 ( 4,24 +1 )/ 2 =
0,655
Tra theo
d
ứng với bảng 6.7 (sách tính toán thiết kế T1)
Ta có: K
HB
= 1,05
Thay vào ta có: a
2
= 43(4,24+1)
[ ]
3
2
25,0.24,4.5,472
05,1.60390
145,26 mm
Ta lấy a
2
= 145 mm
5. Các thông số ăn khớp:
Mô đun pháp m = ( 0,01 ữ 0,02 ) a
2
= 1,45ữ 2,90 mm
Theo dãy tiêu chuẩn ta chọn m = 2,5
Chọn sơ bộ = 10
0
=> cos = 0,9848
=> số răng bánh nhỏ (bánh 3) Z
3
= 2 a
2
. cos/ m(u+1) =
= 2.145.0,9848/ 2.5.(4,24+1) 21
Ta lấy Z
3
= 21 răng
=> số răng bánh lớn (bánh 4) Z
4
= u.Z
3
= 4,24.21 = 89,04
Ta lấy Z
4
= 89 răng
Do vậy tỷ số truyền thực u
m
= Z
4
/ Z
3
= 89/ 21 = 4,238
Tính lại : cos = m ( Z
3
+ Z
4
) / 2 a
2
= 2,5.( 21+ 89 )/ 2. 145 = 0,94827
18,5
o
= 18
0
30
Đờng kính vòng chia :
d
3
= d
3
= m . Z
3
/ cos = 2,5 . 21 / 0,94827 55,36 mm
d
4
= d
4
= m . Z
4
/ cos = 2,5 .89 / 0,94827 234,63 mm
Chiều rộng vành răng b
=
a
. a
= 0,25 . 145 = 36,25mm
Lấy b
= 40 mm
Hệ số trùng khớp
= b
. sin / .m = 40.0,317/ 3,14 .2,5 =1,62
6. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
Yêu cầu cần phải đảm bảo
H
[
H
]
H
= Z
M
Z
H
Z
2
3
3
)1.( 2
dub
uKT
mw
mH
+
;
Trong đó : - Z
M
: Hệ số xét đến ảnh hởng cơ tính vật liệu;
- Z
H
: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc;
- Z
: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng;
- K
H
: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc;
- b
w
: Chiều rộng vành răng.
- d
w
: Đờng kính vòng chia của bánh chủ động;
T
3
= 60390 Nmm ; b
w
= 40 mm ;
Z
M
= 274 MPa (tra bảng 65 ) ;
- Góc prôfin răng bằng góc ăn khớp :
t
=
tw
= arctg(tg/cos) = arctg(tg20
0
/ cos18,5) 21
o
tg
b
= cos
t
.tg = cos(21
o
).tg(18,5
o
)= 0,312
b
= 17,33
o
Z
H
=
tw
b
2sin
cos2
=
)21.2sin(
)33,17cos(.2
0
0
= 1,69 ;
=
( )
[ ]
( )
[ ]
=+=+ 94827,0.89/121/12,388,1cos./1/12,388,1
43
ZZ
1,604,
Z
=
/1
=
604,1/1
0,79
K
H
= K
H
. K
HV
K
H
;
K
H
= 1,05 (Tính ở trên);
Vận tốc bánh dẫn : v =
986,0
60000
340.36,55.
60000
33
==
nd
w
m/s;
vì v < 4 m/s tra bảng 6.13 (trang 106) chọn cấp chính xác 9 ;
K
H
= 1,13 (tra bảng 6.14).
theo bảng 6.15 =>
H
=0,002
tra bảng 6.16 chọn g
o
= 73 ,
Theo công thức 6.42
842,0
238,4
145
986,0.73.002,0.
2
===
m
w
oHH
u
a
vg
01,1
13,1.05,1.60390.2
36,55.40.842,0
1
2
1
3
3
=+=+=
HH
wwH
Hv
KKT
db
K
K
H
= K
H
. K
HV
. K
H
= 1,05.1,01.1,13 1,2
Thay số :
H
= 274.1,69.0,79.
2
)36,55.(238,4.40
)1238,4.(2,1.60390.2 +
442 MPa
Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép : [
H
] = [
H
]. Z
R
Z
V
K
xH
.
Với v = 0,986 m/s Z
V
= 1 (vì v < 5m/s ) , Cấp chính xác động học là 9,
chọn mức chính xác tiếp xúc là 8. Khi đó cần gia công đạt độ nhám là R
Z
= 2,5 1,25 àm. Do đó Z
R
= 0,95, với d
a
< 700mm K
xH
= 1.
[
H
] = 472,5.1.0,95.1 449 MPa.
Do
H
[
H
] nên răng thoả mãn độ bền tiếp xúc.
7. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.
Yêu cầu
F
[
F
] ; Theo công thức 6.43 (sách tính toán thiết kế T1)
F3
= 2.T
3
.K
F
Y
Y
Y
F3
/( b
w
d
w3
.m)
Tính các hệ số :
Tra theo
d
ứng với bảng 6.7 (sách tính toán thiết kế T1), ta có K
F
=
1,12 ; với v < 2,5 m/s tra bảng 6.14 (sách tính toán thiết kế T1, trang
107) cấp chính xác 9 thì K
F
= 1,37.
Tra bảng 6.16 chọn g
o
= 73
Theo bảng 6.15 =>
F
=0,006
=>
526,2
238,4
145
.986,0.73.006,0.
2
1FF
===
m
w
o
u
a
vg
028,1
37,1.12,1.60390.2
36,55.40.526,2
1
2
.
1
3
3F
=+=+=
FF
FV
KKT
db
K
K
F
= .K
F
.K
F
.K
FV
= 1,12.1,37.1,028 = 1,577
Với
= 1,604 Y
= 1/
= 1/1,604 = 0,623;
= 18,5
o
Y
= 1 - /140
0
= 1 18,5
/140
0
= 0,868;
Số răng tơng đơng:
Z
tđ3
= Z
3
/cos
3
= 21 /(0,94827)
3
= 24,63
Z
tđ4
= Z
4
/cos
3
= 89/(0,94827)
3
= 104,37
Với Z
tđ3
= 24,63, Z
tđ4
= 104,37
tra bảng 6.18 trang 109 thì ta có Y
F3
= 3,95, Y
F4
= 3,60;
ứng suất uốn :
F3
= 2.60390.1,577.0,623.0,868.3,95 / (40.55,36.2,5) = 73,5 MPa;
F4
=
F3
. Y
F4
/ Y
F3
= 73,5.3,60/ 3,95 = 67 MPa;
Ta thấy độ bền uốn đợc thoả mãn
vì
F3
< [
F3
] =257 MPa,
F4
< [
F4
] = 206 MPa;
8. Kiểm nghiệm răng về quá tải.
K
qt
= T
max
/ T = 1,4.
H4
max
=
H
.
98,5224,1.442 ==
qt
K
MPa < [
H
]
max
= 1260 MPa;
F3max
=
F3
. K
qt
= 73,5. 1,4 = 102,9 MPa ;
F4 max
=
F4
. K
qt
= 67. 1,4 = 93,8 MPa
vì
F3max
< [
F3
]
max
= 464 MPa,
F4max
< [
F4
]
max
= 360 MPa
nên răng thoả mãn về điều kiện quá tải.
Kết luận : Bộ truyền cấp chậm làm việc an toàn.
Thông số cơ bản của bộ truyền cấp chậm :
- Mô đun pháp m = 2,5 mm
- Khoảng cách trục : a
= 145 mm
- Đờng kính vòng chia :
d
3
= d
3
= m . Z
3
/ cos = 2,5 . 21 / 0,94827 55,36 mm
d
4
= d
4
= m . Z
4
/ cos = 2,5 .89 / 0,94827 234,63 mm
- Đờng kính đỉnh răng :
d
a
3
= d
3
+ 2.m = 55,36 + 2. 2,5 = 60,36 mm,
d
a4
= d
4
+ 2.m = 234,63 + 2. 2,5 = 239,63 mm,
- Đờng kính đáy răng :
d
f3
= d
3
- 2,5. m =5,36 - 2,5. 2,5 = 49,11 mm,
d
f4
= d
4
- 2,5. m = 234,63 - 2,5. 2,5 = 228,38 mm,
- Đờng kính cơ sở :
d
b3
= d
3
. cos = 55,36 . cos 20
0
= 52,02 mm,
d
b2
= d
4
. cos = 234,63. cos 20
= 220,05 mm
- Chiều rộng vành răng
b
= 40 mm
- Góc nghiêng của răng:
18,5
o
= 18
0
30
- Góc prôfin răng bằng góc ăn khớp :
t
=
tw
= arctg(tg/cos) = arctg(tg20
0
/ cos18,5) 21
o
- Hệ số trùng khớp
= b
. sin / .m = 40.0,317/ 3,14 .2,5 =1,62
B.Tính toán bộ truyền cấp nhanh (bánh trụ răng nghiêng).
Do hộp đồng trục, bộ truyền cấp nhanh không dùng hết khả năng tải cho
nên ta lấy các thông số cơ bản nh đối với bộ truyền cấp chậm, riêng đối
với chiều rộng bánh răng lấy bằng 2/3 chiều rộng bánh răng của cấp
chậm b
1
= 2 b
/3 = 2.40/3 27 lấy b
1
= 30 mm
Với các thông số nh vậy ta tiến hành kiểm nghiệm độ bền của chúng
1. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
Yêu cầu cần phải đảm bảo
H
[
H
]
H
= Z
M
Z
H
Z
2
11
1
)1.( 2
dub
uKT
m
mH
+
;
Trong đó : - Z
M
: Hệ số xét đến ảnh hởng cơ tính vật liệu;
- Z
H
: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc;
- Z
: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng;
- K
H
: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc;
- b
w1
: Chiều rộng vành răng.
- d
w1
: Đờng kính vòng chia của bánh chủ động;
T
1
= 14789 Nmm ; b
w1
= 30 mm ;
Z
M
= 274 MPa (tra bảng 65 ) ;
- Góc prôfin răng bằng góc ăn khớp :
t
=
tw
= arctg(tg/cos) = arctg(tg20
o
/ cos18,5
o
) 21
o
tg
b
= cos
t
.tg = cos(21
o
).tg(18,5
o
)= 0,312
b
= 17,33
o
Z
H
=
tw
b
2sin
cos2
=
)21.2sin(
)33,17cos(.2
0
0
= 1,69 ;
=
( )
[ ]
( )
[ ]
=+=+ 94827,0.89/121/12,388,1cos./1/12,388,1
43
ZZ
1,604,
Z
=
/1
=
604,1/1
0,79
K
H
= K
H
. K
HV
K
H
;
K
H
= 1,03 Tra theo
d
ứng với bảng 6.7 (sách tính toán thiết kế T1),
Vận tốc bánh dẫn : v =
17,4
60000
1440.36,55.
60000
11
=
nd
m/s;
vì v < 10 m/s tra bảng 6.13 (trang 106) chọn cấp chính xác 8 ;
K
H
= 1,09 (tra bảng 6.14).
theo bảng 6.15 =>
H
=0,002
tra bảng 6.16 chọn g
o
= 56 ,
Theo công thức 6.42
73,2
238,4
145
17,4.56.002,0.
1
===
m
w
oHH
u
a
vg
13,1
09,1.05,1.14789.2
36,55.30.73,2
1
2
1
1
11
=+=+=
HH
wwH
Hv
KKT
db
K
K
H
= K
H
. K
HV
. K
H
= 1,03.1,13.1,09 1,3
Thay số :
H
= 274.1,69.0,79.
2
)36,55.(238,4.30
)1238,4.(3,1.14789.2 +
263 MPa
Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép : [
H
] = [
H
]. Z
R
Z
V
K
xH
.
Với v = 4,17 m/s Z
V
= 1 (vì v < 5m/s ) , Cấp chính xác động học là 8,
chọn mức chính xác tiếp xúc là 8. Khi đó cần gia công đạt độ nhám là R
Z
= 2,5 1,25 àm. Do đó Z
R
= 0,95, với d
a
< 700mm K
xH
= 1.
[
H
] = 472,5.1.0,95.1 449 MPa.
Do
H
[
H
] nên răng thoả mãn độ bền tiếp xúc.
2. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.
Yêu cầu
F
[
F
] ; Theo công thức 6.43 (sách tính toán thiết kế T1)
F1
= 2.T
1
.K
F
Y
Y
Y
F1
/( b
w1
d
w1
.m)
Tính các hệ số :
Tra theo
d
ứng với bảng 6.7 (sách tính toán thiết kế T1), ta có K
F
=
1,08 ; với v < 5 m/s tra bảng 6.14 (sách tính toán thiết kế T1, trang
107) cấp chính xác 8 thì K
F
= 1,27.
Tra bảng 6.16 chọn g
o
= 56
Theo bảng 6.15 =>
F
=0,006
=>
2,8
238,4
145
.17,4.56.006,0.
1
FF
===
m
w
o
u
a
vg
34,1
27,1.08,1.14789.2
36,55.30.2,8
1
2
.
1
1
1F
=+=+=
FF
FV
KKT
db
K
K
F
= .K
F
.K
F
.K
FV
= 1,08.1,27.1,34 = 1,84
Với
= 1,604 Y
= 1/
= 1/1,604 = 0,623;
= 18,5
o
Y
= 1 - /140
0
= 1 18,5
/140
0
= 0,868
Số răng tơng đơng:
Z
tđ1
= Z
1
/cos
3
= 21 /(0,94827)
3
= 24,63
Z
tđ2
= Z
2
/cos
3
= 89/(0,94827)
3
= 104,37
Với Z
tđ1
= 24,63, Z
tđ2
= 104,37
tra bảng 6.18 trang 109 thì ta có Y
F1
= 3,95, Y
F2
= 3,60;
ứng suất uốn :
F1
=2 . 14789 . 1,84 . 0,623 . 0,868 . 3,95/ (30 . 55,36 . 2,5) 28 MPa;
F2
=
F1
. Y
F2
/ Y
F1
= 28.3,60/ 3,95 = 25,5 MPa;
Ta thấy độ bền uốn đợc thoả mãn
vì
F3
< [
F3
] =257 MPa,
F4
< [
F4
] = 206 MPa;
3. Kiểm nghiệm răng về quá tải.
K
qt
= T
max
/ T = 1,4.
H2
max
=
H
.
2,3114,1.263 ==
qt
K
MPa < [
H
]
max
= 1260 MPa;
F1max
=
F3
. K
qt
= 28. 1,4 = 39,2 MPa ;
F2 max
=
F4
. K
qt
= 25,5. 1,4 = 35,7 MPa
vì
F1max
< [
F1
]
max
= 464 MPa,
F2max
< [
F2
]
max
= 360 MPa
nên răng thoả mãn về điều kiện quá tải.
Kết luận : Bộ truyền cấp nhanh làm việc an toàn.
Thông số cơ bản của bộ truyền cấp nhanh :
- Đờng kính vòng chia :
d
1
= d
1
= m . Z
1
/ cos = 2,5 . 21 / 0,94827 55,36 mm
d
2
= d
2
= m . Z
2
/ cos = 2,5 .89 / 0,94827 234,63 mm
- Đờng kính đỉnh răng :
d
a
1
= d
1
+ 2.m = 55,36 + 2. 2,5 = 60,36 mm,
d
a2
= d
2
+ 2.m = 234,63 + 2. 2,5 = 239,63 mm,
- Đờng kính đáy răng :
d
f1
= d
1
- 2,5. m =5,36 - 2,5. 2,5 = 49,11 mm,
d
f2
= d
2
- 2,5. m = 234,63 - 2,5. 2,5 = 228,38 mm,
- Đờng kính cơ sở :
d
b1
= d
1
. cos = 55,36 . cos 20
0
= 52,02 mm,
d
b2
= d
2
. cos = 234,63. cos 20
= 220,05 mm
- Chiều rộng vành răng
b
= 30 mm
- Góc nghiêng của răng:
18,5
o
= 18
0
30
- Góc prôfin răng bằng góc ăn khớp :
t
=
tw
= arctg(tg/cos) = arctg(tg20
0
/ cos18,5) 21
o
- Hệ số trùng khớp
= b
. sin / .m = 30.0,317/ 3,14 .2,5 =1,21
Lực ăn khớp của 2 bộ truyền sẽ đợc tính ở phần tính toán thiết kế trục.
V. Phần tính trục
Số liệu cho tr ớc:
Công suất trên trục vào của hộp giảm tốc: N = 2,23 KW
Số vòng quay n
1
= 1440 v/ph
Tỷ số truyền u
1
= 4,238 u
2
= 4,238
Chiều rộng vành răng b
1
= 35 mm ; b
2
= 30mm b
3
= b
4
= 40 mm
Góc nghiêng của cặp bánh răng =18,5
0
Chọn vật liệu chế tạo bằng thép C45, tôi có
b
= 800Mpa , ứng suất xoắn
cho phép []= 12 20 Mpa
1.Chọn khớp nối
- Loại nối trục vòng đàn hồi .
- Tại trục I có mômem xoắn T
I
= 14789 (N.mm)=14,789(N.m)
- Tra bảng 16.10a kích thớc cơ bản của nối trục vòng đàn hồi đợc tra
theo mômem xoắn T =14,789 (N.m)
d = 14 (mm) D = 67 (mm)
d
m
= 24 (mm) L = 63 (mm) l = 30 (mm)
d
1
= 25 (mm) D
o
= 50 (mm) Z = 4
n
max
= 7600 B = 3 B
1
= 20
l
1
= 16(mm) D
3
= 17 (mm) l
2
= 12(mm)
- Bảng 16.10b kích thớc cơ bản của vòng đàn hồi
T = 14,789 (N.m)
d
o
= 8 (mm) d
1
= M6 D
2
= 12 (mm)
l = 28 (mm) l
1
= 14 (mm) l
2
= 8 (mm)
l
3
= 10(mm) h = 1
2. Lực tác dụng từ các bộ truyền lên trục
Ta có sơ đồ phân tích lực chung nh hình vẽ
Tính các lực tác dụng lên trục: Lực do khớp nối, lực tác dụng lên
bánh răng, Lực do xích .
Các thành phần lực trong thiết kế đợc biểu diễn nh hình vẽ phần trên.
Lực tác dụng của khớp nối: F
K
= (0,2 ữ 0,3).2T
I
/D
0
,
Với : T = 14789 N.mm , D
0
= 50 mm.
==
50
14789.2).3,0 2,0(
k
F
148 (N).
Lực tác dụng khi ăn khớp trong các bộ truyền đợc chia làm ba thành
phần:
F
t
: Lực vòng; F
r
: Lực hớng tâm; F
a
: Lực dọc trục;
Trong đó:
F
t1
=
534
36,55
14789.2
2
1
1
=
d
T
(N) = F
t 2
F
r1
=
==
0
0
1
5,18
21
534
.
Cos
tg
Cos
tgF
tt
216 (N) = F
r
2
F
t3
=
2182
36,55
60390.2
2
3
3
=
d
T
(N) = F
t4
;
F
r3
=
==
o
o
tt
tg
Cos
tgF
5,18cos
21 2182
.
3
883,2 (N) = F
r4
;
F
a1
= F
t1
.tg = 534.tg18,5
o
= 178,7 (N) = F
a2
;
F
a3
= F
t3
.tg = 2182.tg18,5
o
= 730 (N) = F
a4
;
3.Thiết kế trục
a. Xác định sơ bộ đờng kính trục.
Đờng kính trục vào đợc xác định theo công thức kinh nghiệm
d
I
= ( 0,8 ữ 1,2) d
đc
, với đờng kính trục động cơ đã chọn d
đc
= 28 mm
Ta chọn d
10
= d
đc
= 28 (mm) - đờng kính đoạn lắp với khớp nối
Đờng kính 2 ngõng trục lắp với ổ lăn lấy bằng d
11
= d
13
= 30 mm
Đờng kính đoạn trục lắp với bánh răng lấy bằng d
12
= 35 mm
Chiều rộng ổ lăn lấy gần đúng theo bảng 10.2 b
o
= 19 mm
Đờng kính trục bị dẫn đợc xác định theo công thức kinh nghiệm
d
= ( 0,3 ữ 0,35) a
Với a
=145 mm
Ta chọn :
Đờng kính trục trung gian d
21
= d
22
= 45 (mm) chỗ lắp bánh răng
Đờng kính 2 ngõng trục lắp với ổ lăn lấy bằng d
20
= d
23
= 40 mm
Chiều rộng ổ lăn lấy gần đúng theo bảng 10.2 b
o
= 23 mm
Đờng kính trục ra d
31
= 45 (mm) chỗ lắp bánh răng
Đờng kính 2 ngõng trục lắp với ổ lăn lấy bằng d
30
= d
32
= 40 mm
Đờng kính lắp đĩa xích lấy bằng d
33
= 35 mm
Chiều rộng ổ lăn lấy gần đúng theo bảng 10.2 b
o
= 23 mm
b.Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực.
Chọn K
1
= 10 (mm)
K
2
= 10(mm)
K
3
= 10 (mm)
h = 20 (mm).
Chiều dài moay ơ nối trục, bánh răng, đĩa xích :
l
m12
= (1,4 ữ 2,5 )d
I
= 45 (mm).
l
m
13
= (1,2 ữ 1,5 )d
I
= 30 (mm).
l
m22
= (1,2 ữ 1,5 )d
II
= 35 (mm).
l
m23
= b
3
= 40 (mm).
l
m32
=(1,2 ữ 1,5 )d
III
= 55 (mm).
l
m
33
= (1,2 ữ 1,5 )d
III
= 50 (mm).
Khoảng cách trên các trục :
Trục I
l
12
= - l
c12
= -[0,5.(l
m
12
+ b
0
)+k
3
+h
n
]= -62 (mm).
l
13
= 0,5.(l
m
13
+ b
0
)+k
1
+k
2
= 44.5 (mm).
l
11
= 2 l
13
= 89 mm
Trục II
l
22
= 0,5.(l
m
22
+ b
0
)+k
1
+k
2
= 49 (mm).
l
23
= l
11
+ l
32
+ k
1
+ b
0
= 181 mm
l
21
= l
23
+ l
32
= 240 (mm)
Trục III
l
32
= 0,5.(l
m
32
+ b
0
)+k
1
+k
2
= 59 (mm)
l
31
= 2.l
32
= 118 (mm)
l
33
= l
31
+ l
c
33
= l
31
+ 0,5.(l
m
33
+ b
0
)+k
3
+h
n
= 184,5 (mm)
Sơ đồ (sơ bộ) khoảng cách của hộp giảm tốc:
Sơ đồ đặt lực, biểu đồ mômen và kết cấu của trục vào
Tính các phản lực R (chỉ số chỉ thứ tự phơng , trục,đầu ổ) và vẽ biểu
đồ mômen.
Chiếu các lực theo trục oy :
=++=
=++=
02
2
.
0
1311131
1
1
1
11110
lRlF
d
FM
RFRY
yrao
yry
Giải hệ này ta đợc R
y11
=-163,6 (N), R
y10
= -52,4 (N)
Vậy chiều của R
y11
và R
y10
ngợc với chiều trên hình vẽ
Theo trục ox:
==
=+++=
02
0
131113112
1
11110
lRlFlFM
RFRFX
xtko
xtxk
Giải hệ này ta đợc R
x
11
= -164(N), R
x
10
= -518 (N)
Vậy chiều của R
x
11
và R
x
10
ngợc với chiều trên hình vẽ
Từ đó ta có sơ đồ đặt lực, biểu đồ mômen và kết cấu của trục vào nh sau:
Sơ đồ đặt lực, biểu đồ mômen và kết cấu của trục trung gian
Tính các phản lực R (chỉ số chỉ thứ tự phơng , trục,đầu ổ) và vẽ biểu
đồ mômen.
R
x
10
R
y
10
F
k
R
y
11
R
x
11
F
r
1
F
t1
F
a1
F
a2
F
a3
Chiếu các lực theo trục oy :
=++=
=+=
0.
2
.
2
.
0
21213232
2
2
1
113220
3
lR
d
FlF
d
FM
RFFRY
yarao
yrry
Giải hệ này ta đợc R
y21
=707 (N), R
y20
= 392,2 (N)
Theo trục ox:
=+=
=+=
0
0 - F
2121233222
1
21t3220
lRlFlFM
RFRX
xtto
xtx
Giải hệ này ta đợc R
x
21
= 1536,6 (N), R
x
20
= 111,4 (N)
Từ đó ta có sơ đồ đặt lực, biểu đồ mômen và kết cấu của trục vào nh sau:
Sơ đồ đặt lực, biểu đồ mômen và kết cấu của trục ra
Tính các phản lực R (chỉ số chỉ thứ tự phơng , trục,đầu ổ) và vẽ biểu
đồ mômen.
Chiếu các lực theo trục oy :
=++=
=++=
0
2
.
0
333131324
4
4
1
31430
lFlRlF
d
FM
FRFRY
xyrao
xyry
Giải hệ này ta đợc R
y31
=-165 (N), R
y30
= -51 (N)
Vậy chiều của R
y11
và R
y10
ngợc với chiều trên hình vẽ
Theo trục ox:
==
=+++=
02
0
131113112
1
11110
lRlFlFM
RFRFX
xtko
xtxk
Giải hệ này ta đợc R
x
11
= -163,23 (N), R
x
10
= -518,77 (N)
Vậy chiều của R
x
11
và R
x
10
ngợc với chiều trên hình vẽ
Từ đó ta có sơ đồ đặt lực, biểu đồ mômen và kết cấu của trục vào nh sau:
Theo ct 10.15 tính mômen uốn tổng tại các tiết diện trên trục :
2
1
2
11 jyjxj
MMM +=
Theo ct 10.16 tính mômen tơng đơng tại các tiết diện trên trục :
2
1
2
11
75,0
jjjtd
TMM +=
thay vào ta đợc :
M
12
= 0 (Nmm). M
11
= 0 (Nmm).
13650011820068200
22
22
1010
10
=+=+=
y
MMM
x
(Nmm).
217200178600123600
22
2
13
2
1313
=+=+=
y
x
MMM
(Nmm)
=
12td
M
103300 (Nmm).
=
11td
M
0 (Nmm).
222
1
2
1010
119324.75,0136500.75,0 +=+= TMM
tdtd
= 171200(Nmm).
222
1
2
1313
119324.75,0217200.75,0 +=+= TMM
tdtd
= 240500(Nmm).
Đờng kính trục tại chỗ lắp bánh răng:
d1
[ ]
3
.1,0
td
M
[] là ứng suất cho phép để chế tạo trục chọn trục thép 45 với
b
=800
Mpa =>[] = 55 MPa.
d
1
[ ]
2,35
55 0,1.
240500
.1,0
3
3
==
td
M
mm. Chọn d
1
= 42 (mm).
Tiết diện trục đi qua ổ lăn chọn tiêu chuẩn (ngõng trục) d
10
= d
11
= 35
(mm).
Tiết diện trục lắp bánh đai chọn tiêu chuẩn d
12
= 30 (mm).
Các ổ lăn trên trục lắp theo kiểu k6 và lắp bánh răng ,lắp bánh đai theo k6
kết hợp lắp then
Theo điều kiện công nghệ để lắp ráp ta chọn then ở các vị trí cùng 1 loại
then
Bxh=8x7
t1=4 (mm)
Kiểm nghiệm độ bền của then
Độ bền dập ct 9.1
[ ]
d
t
d
thld
T
=
).(.
.2
1
1
Độ bền cắt ct 9.2
[ ]
c
t
c
bld
T
=
.2
1
Tiết
diện
d
(mm)
l
t
(mm) bxh t
1
(mm) T(Nmm)
d
MPa)
c
MPa)
12 48 45 8x7 4 119300 58,9 11
13 42 70 8x7 4 119300 27,0 10,1
Theo bảng 9.5với tải trọng [
d
] =150 (Mpa) và [
c
] =60-:- 90 (Mpa)
.Vậy mối ghép then đều thoả mãn độ bền đập và độ bền cắt .
B.Xác định kết cấu và đờng kính trục trung gian:
1.Tính các phản lực R (chỉ số chỉ thứ tự đầu ổ, trục, phơng) và vẽ biểu
đồ mômen.
Chiếu các lực theo trục oy :
=+++=
=+++=
0270
2
78,67
205135
2
78,67
65
0
212424232222
1
2123202422
yarraro
yryrr
RFFFFFM
RFRFFY
Giải hệ này ta đợc R
y20
= -1790 (N), R
y21
= 6685 (N).
Theo trục ox:
=++=
=++=
027020513565
0
212322
1
2123202422
xtto
xtxtt
RFtFFM
RFRFFX
Giải hệ này ta đợc R
x20
= 6685 (N), R
x21
= -1790 (N).
Sơ đồ đặt lực, biểu đồ mômen và kết cấu trục trung gian hộp giảm tốc
phân đôi cấp chậm :
Theo ct 10.15 tính mômen uốn tổng tại các tiết diện trên trục :
2
2
2
22 jyjxj
MMM +=
Theo ct 10.16 tính mômen tơng đơng tại các tiết diện trên trục :
2
2
2
22
75,0
jjjtd
TMM +=
Thay vào ta đợc :
M
20
= 0 (Nmm). M
21
= 0 (Nmm).
427300374300206100
22
2
22
2
222422
=+=+==
y
x
MMMM
(Nmm).
560800500200253500
22
2
23
2
2323
=+=+=
y
x
MMM
(Nmm)
=
21td
M
=
20td
M
(Nmm).
222
22
2
222422
252100.75,0427300.75,0 +=+== TMMM
tdtdtd
= 479800(Nmm).
222
23
2
2323
252100.75,0560800.75,0 +=+= TMM
tdtd
= 601800(Nmm).
Đờng kính trục chỗ lắp bánh răng tại tiết diện 23 :
d
2
[ ]
3
23
.1,0
td
M
[] là ứng suất cho phép để chế tạo trục chọn trục thép 45 với
b
=800 Mpa
=>[] = 55 MPa.
d
2
[ ]
8,47
55 0,1.
601800
.1,0
3
3
23
==
td
M
mm. Chọn d
1
= 52 (mm).
Tiết diện trục lắp bánh răng tại tiết diện 22 và 24 chọn tiêu chuẩn
d
22
= d
24
= 48 (mm).
Tiết diện trục đi qua ổ lăn chọn tiêu chuẩn (ngõng trục) d
20
= d
21
= 45 (mm).
Các ổ lăn trên trục lắp theo kiểu k6 và lắp bánh răng ,lắp bánh đai theo k6 kết
hợp lắp then
Theo điều kiện công nghệ để lắp ráp ta chọn then ở các vị trí cùng 1 loại then
Bxh =14x9
t
1
= 5,5(mm)
l
t22
= l
t24
=45 (mm).
l
t23
= 63 (mm)
Kiểm nghiệm độ bền của then
Độ bền dập ct 9.1
[ ]
d
t
d
thld
T
=
).(.
.2
1
1
Độ bền cắt ct 9.2
[ ]
c
t
c
bld
T
=
.2
1
Tiết
diện
d
(mm)
l
t
(mm) bxh t
1
(mm) T(Nmm)
d
MPa)
c
MPa)
22 48 45 14x9 5,5 252100 51,9 15,6
23 52 63 14x9 5,5 252100 44 11
Theo bảng 9.5với tảI trọng [
d
] =150 (Mpa) và [
c
] =60-:- 90 (Mpa) .Vởy mối
ghép then đều thoả mãn độ bền đập và độ bền cắt .
2,Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi:
Kết cấu trục thiết kế đợc phải thoả mãn điều kiện:
[ ]
ssssss +=
22
/.
Trong đó: [s] hệ số an toàn cho phép, [s] = 1,5 2,5
khi cần tăng độ cứng thì [s] = 2,5 3.
s
, s
- hệ số an toàn chỉ xét riêng cho trờng hợp ứng suất pháp hoặc ứng suất
tiếp, đợc tính theo công thức sau đây:
ma
k
s
1
+
=
;
ma
k
s
1
+
=
trong đó :
-1
,
-1
: giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng
Vật liệu là thép 45 nên
-1
= 0,436
b
,
-1
0,58
-1
a
,
a
,
m
,
m
là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng
suất tiếp tại tiết diện xét.
Xác định các thành phần trong công thức:
Tra bảng 10.5 trục làm bằng thép C45 ; tôi có
b
= 800 MPa.
-1
= 0,436.800 = 348,8 MPa.
-1
0,58
-1
= 0,58. 348,8 =202,3 MPa
* Xét tại tiết diện 2-2
Các trục của hộp giảm tốc đều quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng
,do đó
a
tính theo ct 10.22
m
= 0,
a
=
max
= Mu/W = 45,4 MPa.
Vì trục quay 1 chiều nên ứng suet xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động , do đó
m1
,
a
tính theo ct 10.23
m1
=
a
= T/2W
o
=6,22 Mpa.
Phơng pháp gia công trên máy tiện , tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt Ra
= 2,5 0,63 àm, do đó theo bảng 10.8 , hệ số tập trung ứng suất do trạng tháI
bề mặt K
x
= 1,1
Không dùng các phơng pháp tăng bền bề mặt do đó hệ số tăng bền K
y
=1
Theo bảng 10.12 khi dung dao phay ngón , hệ số tập trung ứng suất tại rãnh
then ứng với vật liệu
b
= 800 MPa là K
= 2,01 và K
= 1,88.
Từ bảng 10.10 với d = 48 mm,
= 0,815
= 0,765
xác định đợc tỉ số K
/
và K
/
tại rãnh then trên tiết diện này
K
/
= 2,01/0,815 = 2,47
K
/
= 1,88/0,765 = 2,46
Tra bảng 10.11 ứng với kiểu lắp đã chọn
b
= 800Mpa và đờng kính tiết diện
nguy hiểm ta tra đợc tỉ số
K
/
= 2,44
K
/
= 1,86
Xác đìng các hệ số K
d
và K
d
theo ct 10.25 và ct 10.26
( )
57,2
1
11,147,2
1 =
+
=
+=
yxd
KK
K
K
( )
56,2
1
11,146,2
1 =
+
=
+=
yxd
KK
K
K
Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp s
theo ct 10.20
99,2
4,45.57,2
8,348
1
==
+
=
mad
K
s
Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp s
theo ct 10.21
46,12
22,6.05,022,6.56,2
3,202
1
=
+
=
+
=
mad
K
s
Hệ số an toàn s theo ct 10.19
[ ]
2 5,19,246,1299,2/46,12.99,2/.
2222
=>=+=+=
sssss
Trục tại tiết diện 2-2 thoả mãn về độ bền mỏi.
Xét tại tiết diện 2-3 có d
23
= 52 (mm)
Tơng tự nh tiết diện 2-2 ,tra bảng 10.12 đối với rãnh then của trục có giới hạn
bền
b
= 800 MPa có K
= 2,97 và K
=2,28 .Hệ số kích thớc tra bảng 10.10 có
= 0,805 và
= 0,755. Phơng pháp gia công trên máy tiện tại tiết diện đạt Ra
= 2,5 0,63 àm, do đó theo bảng 10.8 , hệ số tập trung ứng suất do trạng thái
bề mặt K
x
= 1,1
Không dùng các phơng pháp tăng bền bề mặt do đó hệ số tăng bền K
y
=1
Với trục thép Cacbon =>
=0,1 ;
= 0,05
Theo ct 10.22
m
= 0,
a
=
max
= Mu/W = 45,96 MPa.
Theo ct 10.23
m1
=
a
= /2 = T/2W
o
= 4,85 MPa0.
Theo ct 10.25 và 10.26 => hệ số K
d
=2,6 và K
d
=2,59
Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp s
theo ct 10.20
92,2
96,45.6,2
8,348
1
==
+
=
mad
K
s
Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp s
theo ct 10.21
8,15
85,4.05,085,4.59,2
3,202
1
=
+
=
+
=
mad
K
s
Hệ số an toàn s theo ct 10.19
[ ]
2 5,187,28,1592,2/8,15.92,2/.
2222
=>=+=+=
sssss
Trục tại tiết diện 2-3 thoả mãn về độ bền mỏi
3,Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh.
Điều kiện trục thoả mãn về độ bền tĩnh là:
[ ]
+=
22
.3
td
.
Trong đó : =M
max
/(0,1.d
3
) = 560800/(0,1.52
3
) = 39,88 MPa.
= T
max
/(0,2.d
3
) = 252100/(0,2.52
3
) = 8,96 MPa.
[] = 0,8
ch
= 0,8.340 = 272 MPa;
Thay số ta đợc:
[ ]
MPaMPa
td
2728,4296,8.388,39
22
=<=+=
Trục thoả mãn độ bền tĩnh.
C.Xác định đờng kính của trục ra của hộp giảm tốc:
Tính các phản lực R và vẽ biểu đồ mômen.
Chiếu các lực theo trục oy :
=++=
=++=
0270
2
62,327
205
2
62,327
65
0
2134343232
1
31203432
yararo
yyrr
RFFFFM
RRRFY
Giải hệ này ta đợc R
y30
= 2432 (N), R
y31
= 2432 (N).
Theo trục ox:
=+=
=+=
05,38727020565
0
313432
1
31303432
knxtto
knxxtt
FRFFM
FRRFFX
Giải hệ này ta đợc R
x30
= -6270 (N), R
x31
= -480 (N).
Sơ đồ đặt lực, biểu đồ mômen và kết cấu trục trung gian hộp giảm tốc
phân đôi cấp chậm :
Theo ct 10.15 tính mômen uốn tổng tại các tiết diện trên trục :
2
3
2
33 jyjxj
MMM +=
Theo ct 10.16 tính mômen tơng đơng tại các tiết diện trên trục :
2
3
2
33
75,0
jjjtd
TMM +=
Thay vào ta đợc :
M
30
= 0 (Nmm). M
36
= 0 (Nmm).
572400491200293900
22
2
32
2
323432
=+=+==
y
x
MMM
(Nmm).
627400595900293900
22
2
34
2
3434
=+=+=
y
x
MMM
(Nmm)
363200
2
31
2
3131
=+=
yx
MMM
(Nmm)
=
30td
M
0 (Nmm).
=
36td
M
1341800 (Nmm).
222
32
2
3232
774700.75,0572400.75,0 +=+= TMM
tdtd
= 881900(Nmm).
222
34
2
3434
1549400.75,0627400.75,0 +=+= TMM
tdtd
= 1481300(Nmm).
222
31
2
3131
1549400.75,0364500.75,0 +=+= TMM
tdtd
= 1390100(Nmm).
Đờng kính trục 3 tại các tiết diện :
[ ]
3
3
3
.1,0
jtd
j
M
d
[] là ứng suất cho phép để chế tạo trục chọn trục thép 45 với
b
=800 Mpa
=>[] = 55 MPa.
=> d
30
= 0 d
32
= 54 (mm) d
34
= 64,6 (mm) d
31
= 63,2(mm) d
36
= 59,5(mm)
Xuất phát từ các yêu cầu về độ bền , lắp ghép và công nghệ ta chọn đờng kính
các đoạn trục theo tiêu chuẩn :
Tiết diện trục lắp bánh răng tại tiết diện 32 và 34 chọn tiêu chuẩn
d
32
= d
34
= 70(mm)
Tiết diện trục đi qua ổ lăn chọn tiêu chuẩn (ngõng trục) d
30
= d
31
= 65 (mm)
Tiết diện trục lắp nối trục chọn tiêu chuẩn d
36
= 60(mm)
Các ổ lăn trên trục lắp theo kiểu k6 và lắp bánh răng ,lắp bánh đai theo k6 kết
hợp lắp then
Theo điều kiện công nghệ để lắp ráp ta chọn then ở các vị trí cùng 1 loại then
Bxh =20x12
t
1
= 7,5(mm)
l
t22
= l
t24
=80 (mm).
l
tnt
= 125 (mm)
Kiểm nghiệm độ bền của then
Độ bền dập ct 9.1
[ ]
d
t
d
thld
T
=
).(.
.2
1
1
Độ bền cắt ct 9.2
[ ]
c
t
c
bld
T
=
.2
1
Tiết
diện
d
(mm)
l
t
(mm) bxh t
1
(mm) T(Nmm)
d
MPa)
c
MPa)
32 65 80 20x12 7,5 1549400 123 27,7
36 60 125 20x12 7,5 1549400 84,8 11
Theo bảng 9.5với tảI trọng [
d
] =150 (Mpa) và [
c
] =60-:- 90 (Mpa) .Vởy mối
ghép then đều thoả mãn độ bền đập và độ bền cắt .
vI. CHọN ổ LĂN.
1.Chọn ổ lăn cho trục vào của hộp giảm tốc:
Xét tỉ số F
a
/F
r
: ta thấy tỉ số F
a
/F
r
= 0 vì F
a
= 0, tức là không có lực dọc trục nên
ta chọn loại ổ là ổ bi đỡ một dãy, có sơ đồ bố trí nh sau:
0 1
Dựa vào đờng kính ngõng trục d =35 mm,
tra bảng P2.7 chọn loại ổ bi đỡ cỡ trung
có kí hiệu : 307 F
r10
F
r11
Đờng kính trong d =35 mm, đờng kính ngoài D = 80 mm
Khả năng tải động C = 26,2 kN, khả năng tải tĩnh C
o
= 17,9 kN;
B =21 (mm) r
1
= r
2
=2,5 (mm)
Đờng kính bi d
b
= 14,29 (mm)
Kiểm nghiệm khả năng tải :
a, Khả năng tải động:
Theo ct 11.3 với F
a
=0 , tải trọng qui ớc
Q = X.V.F
r
.k
t
.k
đ
Trong đó : Kiểm nghiệm ở ổ chịu tải lớn hơn, F
r
= R
t10
= 4022 (N)
Đối với ổ đỡ chịu lực hớng tâm X= 1
V =1 khi vòng trong quay
k
t
= 1 vì (nhiệt đọ t 100
o
C )
k
đ
= 1,25
Q = 1.4022.1.1,25 = 5028 (N)
Theo ct 11.1 Khả năng tải động
m
d
LQC .=
Tuổi thọ của ổ bi đỡ m = 3
Theo bảng 6.4 K
HE
=0,25 do đó theo ct 11.15 L
hE
= 0,25.15000 =3750 giờ
Tuổi thọ của ổ lăn:
L = L
h
.n
3
.60.10
-6
= 3750. 490. 60. 10
-6
= 110,25 triệu vòng
Hệ số khả năng tải động: C
d
= 5028.
3
25,110
= 24,109 kN.
Do C
d
= 24,109 N < C = 26,2 kN loại ổ lăn đã chọn đảm bảo khả năng tải
động.
b, Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh.
Tải trọng tính toán theo ct 11.19 với F
a
= 0
Q
0
= X
0
.F
r
Với X
0
= 0,6 (tra bảng 11.6)
Q
0
= 0,6.4022 =2413,2 (N) =2,4 (kN)
