Đồ án Nguyên lý chi tiết máy (đề 2) | Trường Đại học Sư phạm Kỹ thuật Thành phố Hồ Chí Minh

Mẫu Đồ án Nguyên lý chi tiết máy (đề 2) của Trường Đại học Sư phạm Kỹ thuật Thành phố Hồ Chí Minh giúp bạn tham khảo, ôn tập và hoàn thành tốt đồ án của mình đạt kết quả cao.

120 60 lượt tải Tải xuống
Chia sẻ Báo cáo tài liệu

Môn: Nguyên lý - chi tiết máy

Trường: Đại học Sư phạm Kỹ thuật Thành phố Hồ Chí Minh

Thông tin:

56 trang 11 tháng trước

Tác giả:

Profile VietJack
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SƯ PHẠM KỸ THUẬT TP.HCM
KHOA ĐÀO TẠO CHẤT LƯỢNG CAO
BỘ MÔN CHI TIẾT MÁY
ĐỒ ÁN MÔN HỌC NGUYÊN LÝ- CHI TIẾT MÁY
(Phần thuyết minh)
GVHD: NGUYỄN HỮU THỊNH
SVTH: TRẦN THANH PHONG
MSSV: 141444215
LỚP: 141444CL2
Thành phố HCM, ngày 29 tháng 12 năm 2016
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SƯ PHẠM KỸ THUẬT TP.HCM
KHOA ĐÀO TẠO CHẤT LƯỢNG CAO
BỘ MÔN CHI TIẾT MÁY
ĐỒ ÁN MÔN HỌC NGUYÊN LÝ- CHI TIẾT MÁY
(Phần thuyết minh)
GVHD: NGUYỄN HỮU THỊNH
SVTH: TRẦN THANH PHONG
MSSV: 141444215
LỚP: 141444CL2
Thành phố HCM, ngày 29 tháng 12 năm 2016
Mục lục
PHẦN I: TÍNH TOÁN ĐỘNG CƠ DIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
I, Chọn động cơ.
1. Tính toán công suất trên trục động cơ điện.
Số liệu ban đầu.
+ Lực vòng trên băng tải (F): 38000 (N)
+ Vận tốc Tang tải (v) : 1,5 (m/s)
+ Đường kính Tang tải (D) : 420 (mm)
+ Số năm làm việc (a) : 5 (năm)
Nếu gọi P
ct
: Công suất cần thiết trên trục động cơ.
P
t
: Công suất trên trục máy thao tác.
η : Hiệu suất truyền động.
Ta có công suất tác dụng lớn nhất trên trục máy
Công suất:
Công suất động cơ ( tải trọng thay đổi).
Ta có:
Ta có: mà T
1
=T => P
1
= 1 mà T
2
= 0,8 T => P
2
= 0,8
Vậy ta có :
2. Tính toán hiệu suất hệ thống.
Trang 3
Hiệu suất chung :
xobrnt
ηηηηη
×××=
2
+Theo baûng 2.3 ta ñöôïc:
nt
η
=1:hieäu suaát khoáp noái truïc.
br
η
= 0.98:hieäu suaát moät caëp baùnh raêng
o
η
= 0.995 :hieäu suaát moät caëp oå laên
x
η
=0.93 :hieäu suaát boä truyeàn xích
⇒
η
=
875,093.0995.098.01
42
=×××
-Coâng suaát caàn thieát treân truïc ñoäng cô
)(148,6
875,0
38,5
kw
p
P
t
ct
=⇒=
η
.
3. Tính số vòng quay sơ bộ.
Ta có.
- Trong ñoù : u : tæ soá truyeàn chung heä thoáng
lv
n
: soá voøng quay cuûa maùy coâng taùc
-Xaùc ñònh n
lv
:
- Ta coù :
)/(2,68
420
5,1100060
100060
phVn
dn
v
lv
=
×
××
=⇒
×
××
=
π
π
- Xaùc ñònh u
Ta coù:
hn
uuu ×=
Trang 4
Tra baûng 2.1 ta coù :
)52(2 →∈=
n
u
Truyền động xích.
)408(15 →∈=
h
u
Truyền động bánh răng trụ.
⇒ u =2×10 =20
Vaäy
sb
n
=26
×
68,2=1368 (v/ph).
4. Chọn động cơ.
- Ta chọn động cơ loại 4A vì chúng nhẹ hơn so với động cơ loại K và DK. Mặt khác chúng có
phạm vi công suất lớn hơn và số vòng quay đồng bộ rộng hơn so với động cơ loại K.
- Dựa vào bảng 1.3TC/237 . ta chọn được động cơ.
Kiểu động
cơ
Công suất Vận tốc
quay
Cos ( T
max
/T
đn
4A132S4Y3 7,5 1455 0,86 87,5 2,2
II. Phân phối tỉ số truyền.
Tæ soá truyeàn cuûa heä thoáng
33,21
2,68
1455
===
lv
dc
tt
n
n
u
Tæ soá truyeàn chung :
xhnt
uuuu ××=
+ Trong ñoù :
U : tæ soá truyeàn chung
h
u
: tæ soá truyeàn hôïp giaûm toác
x
u
=3 :tæ soá truyeàn xích ngoaøi hôïp
nt
u
=1: tæ soá truyeàn khôùp noái truïc
+Tæ soá truyeàn hôïp giaûm toác
Trang 5
Ta coù :
11,7
3
33,21
===⇒×=
x
tt
hxhtt
u
u
uuuu
Maø
cnh
uuu ×=
n
u
:tæ soá truyeàn boä baùnh raêng nghieâng caáp nhanh
c
u
:tæ soá truyeàn boä baùnh raêng nghieâng caáp chaäm
+ Choïn
cn
uu 3,1=
39,2
3,1
11,7
3,1
===
h
c
u
u
⇒
04,3=
n
u
- Vaäy tæ soá truyeàn chung laø :
33,213339,204,31
=×××=
u
- Sai leäch tæ soá truyeàn laø: Δu =
uu
tt
−
= = 0,009
- Sai leäch cho pheùp 2
÷
3 %
- Soá voøng quay ôû caùc truïc truyeàn ñoäng:
n
I
=n
dc
=1455(v/ph)
n
II
=
n
I
u
n
=
)/(478
04,3
1455
phv=
n
III
=
)/(204
339.2
478
phv
u
n
c
II
==
n
IV
=
)/(68
3
204
phv
u
n
X
III
==
Trang 6
- Coâng suaát cuûa caùc truïc truyeàn ñoäng:
Ta coù :P
IV
=5.7 (kw)
P
III
=P
IV
/(
x
η
×
ol
η
) = 5,7/(1
×
0,995)= 6,159 (kw)
P
II
=P
III
/(
br
η
×
ol
η
) =6,159/(0,98
×
0,995)= 6,316 (kw)
P
I
=P
II
/(
br
η
×
ol
η
)=6,136/(0,98
×
0,995)= 6,477(kw)
P
ct
= P
I
/(
nt
η
×
ol
η
)=6,477/(1
×
0,995)= 6,5 (kw)
- Moment xoaén cuûa caùc truïc truyeàn ñoäng:
T
ñc
=
)(42663
1455
5,6.10.55,9
.10.55,9
6
6
N
n
p
dc
ct
==
T
I
=
)(42512
1455
477,6.10.55,9
.10.55,9
6
6
N
n
p
I
I
==
T
II
=
)(126187
478
316,6.10.55,9
.10.55,9
6
6
N
n
p
II
II
==
T
III
=
)(288325
204
159,6.10.55,9
.10.55,9
6
6
N
n
p
III
III
==
T
IV
=
)(800514
68
7,5.10.55,9
.10.55,9
6
6
N
n
p
IV
IV
==
Thoâng soá Ñoäng cô I II III IV
U U
n
=3,04 U
c
= 2,33 U
x
=3
N(v/ph) 1455 1455 478 204 68
P(kw) 6,5 6,477 6,316 6,159 5,7
T(N.mm) 42663 4251
2
12618
7
288325 800514
Trang 7
Trang 8
PHẦN II ; TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỘP TRUYỀN NGOÀI HGT VÀ BỘ TRUYỀN XÍCH.
I. Thiết kế bộ truyền xích.
Các thông số ban đầu:
Công suất P
1
= P
III
= 6,159 (KW), tốc độ quay n
1
= n
III
= 204 vòng/phút, tỉ số truyền U=
3, bộ truyền đặc nghiêng so với phương năm ngang một góc 30
0
. Bộ truyền làm việc 2 ca,
tải trọng va đập nhẹ.
1. Chọn loại xích.
Vì vận tốc thấp v< 10 m/s, không yêu cầu làm việc êm, nên chọn xích con lăn.
2. Chọn số răng của đĩa xích.
Theo bảng 4.4 với u = 3. Chọn số răng đĩa xích dẫn Z
1
= 25 ( răng), thảo điều kiên Z
1
>
Z
min
.
Số răng của bánh xích bị dẫn Z
2
= 3. Z
1
= 3. 25= 62,5 chọn Z
2
= 63 (răng). Thỏa
điều kiện
Z
2
< Z
max
= 120 răng.
3. Xác định bước xích p.
a, Bước xích của đĩa xích con lăn.
Bước xích p được xác định từ chỉ tiêu và độ bền mòn bản lề, thể hiện bằng công thức:4.5,
4.6.
P
t
=P.k.k
z
.k
n
≤ [P] (4.5)
(4.6) đối với 2,3,4 dãy
- Ta coù:
P
t
: coâng suaát tính toaùn (kw).
P : công suất truyền trên trục ba (kw) .
[P] : công suất cho phép (kw).
k
đ
: hệ số phân bố tải trọng không đều cho các dãy xích.
k: hệ số sử dụng của bộ truyền xích được xác định bằng công thức .
k=k
0
.k
a
.k
dc
.k
d
.k
c
.k
bt
.
- Với :
K
0
= 1 - Heä soá keå ñeán aûnh höôûng cuûa vò trí boä truyeàn.
K
a
= 1 - Heä soá keå ñeán khoaûng caùch trục a=(30-50)p.
K
d c
= 1,1 - Vị trí trục được điều chỉnh bằng đĩa căng và con lăn căng xích.
K
d
= 1,2 - Tải trọng va đập.
K
c
= 1,25 - Chế ñoä laøm vieõc cuûa boä truyeàn 2 ca.
Trang 9
K
bt
= 1,3 - Môi trường làm việc có bụi, bôi trơn cấp II.
Suy ra k= 1.1,1.1,2.1,3.1,25= 2,145
- Ta chọn Z
01
=25 răng, và n
01
= 200 vòng/phút
Vậy ta được :
1
25
25
1
01
===
z
z
k
z
98,0
204
200
=k
1
01
n
==
n
n
- Nhö vaäy Coâng suaát tính toaùn laø: P
t
= =6,159.2,145.1.0,98 = 13,29 (kw).
Điều kiện chọn [P] với n
01
= 200 vòng/phút.
Và [P] > P
t
= 13,29 (kw) tra bảng 4.5 ta được [P] = 19,3 (kw) > 13,29 (kw) với bước xích
p = 31,75 (mm).
Với p = 31,75 mm < p
max
50,8 mm, theo bảng 4.8.
Tuy nhiên với p=31,75 mm thì đường kính đĩa xích bị dẫn rất lớn.
d
2
= .
Trong điều kiện này ta nên chọn p có trị số nhỏ hơn và tăng số dãy đĩa xích bằng cách áp
dụng công thức 4.6.
k
đ
=
Vậy ta chọn 4 dãy xích có bước xích p = 19,05 mm.
4. Khoảng cách trục.
- Khoảng cách trục a = 40p = 40.19,05 = 762 (mm)
- Theo công thức 5.12 soá maét xích
X = + ( z
1
+z
2
) + (z
2
-z
1
)
2
9,124
4762
05,19)2563(
)6325(
2
1
05,19
762.2
2
2
=
×
×−
+++=
π
X
(mm)
Choïn laïi X =126 (mm)
- Tính lại khoảng cách trục baèng coâng thöùc 5.3 ta ñöôïc
a = 0,25.p.{x
c
-0,5(z
1
+z
2
)+
= 772,45 (mm)
- Để xích không chịu lực căng quá lớn, giảm a một lượng Δa =0,003×777,45≅ 2,3
Vaäy a = 770 (mm)
Trang 10
5. Kiểm nghiệm số lần va đập i của bản lề xích trong 1 giây.
Theo (4.15) ta được:
35][99,1
12615
20425
15
11
=<==
×
×
=
×
×
= i
X
zn
i
6. Tính toán kiểm nghiệm về độ bền xích.
Với các bộ truyền xích bị quá tải lớn khi mở máy hoặc thường xuyên chịu
trọng va đập trong quá trình làm việc cần tiến hành kiểm ngiệm về quá tải theo
hệ số an toàn:
- Theo công thức 4.16
S=
- Theo bảng 4.2
Tải trọng phá hủy Q= 31,8 kN, khối lượng 1 mét xích q=1,9 kg
K
d
= 1,7 –heä soá taûi troïng ñoäng
F
t
: lực vòng
- Ta có v=
60000
11
npz ××
=
619,1
60000
05,19.204.25
=
F
t
= =
951
619,1.4
159,61000
=
×
(N)
F
v
: lực căng do lực ly tâm sinh ra.
F
v
= q.=
98,4619,19,1
2
=×
(N)
F
o
=9,81k
f
.q.a : lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra
k
f
=4 :heä soá phuï thuoäc ñoä voõng f cuûa xích vaø vò trí boä truyeàn
f=(0,01……0,02)a,
⇒
F
o
= 9,81. K
f
.q.a =
4,5777,0.9,1.4.81,9
=
(N)
- Vaäy S =
94,18
4,5798,49517,1
31800
=
++×
- Theo baûng 5.11 vôùi p=19,05, n
1
= 204 vòng/phút.
-> [s] =8,2.vaäy S > [s] .Boä truyeàn xích ñaûm baûo ñuû beàn
Trang 11
7. Các thông số của đĩa xích.
+ Đường kính vòng chia xích.
d
1
= =
25
180
sin
05,19
= 152 (mm) d
2
= =
63
180
sin
05,19
= 38,2 (mm)
+ Đường kính vòng đỉnh.
d
a1
= p(0,5+cotg )=
160
25
180
cot5,005,19
=
+
g
(mm) d
a2
= p( 0,5+ cotg ) = 391(mm)
+ Ñöôøng kính voøng chaân.
r=0,5025d
1
+0,05=6,03 (mm), với d
1
=11,91
d
f1
= d
1
-2r= 152- 2.6,03 = 139,94 (mm) d
f2
= d
2
-2r= 369,94 (mm)
8. kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích.
( )
[ ]
.
0,47
.
r
H H
k Ft k Fv E
A k
σ σ
+
= ≤
® ®
®
+ Trong đó: F
t
= 951 N (lực vòng)
k
đ
= 3 (bộ truyền 4 dãy xích)
F
vđ
: lực va đập trên 4 dãy xích
F
vđ
= 13.10
-7
.n
1
.p
3
.4 = 13.10
-7
.204.19,05
3
.4 = 7,33
E = 2,1.10
5
(Mpa), A= 318 (mm
2
) (4 dãy xích theo bảng 4.14)
⇒ = 0,47
3.318
10.1,2)33,73.951.(42,0
5
×+
= 241,7 (Mpa)
Tra bảng 4.14 chọn vật liệu đĩa xích là thép 45, tội cải thiện có[] = 500 (Mpa). Nên đĩa
xích đảm bảo độ bền tiếp xúc.
9. Xác định các lực tác dụng lên trục.
Trang 12
+ Theo công thức
Theo công thức
F
r
= K
x
.F
t
=1,15.951=1093,65 (N)
Trong đó ñoái vôùi boä truyeàn nghieâng moät goùc nhoû hôn 40
0
so với phương nằm ngang ,
k
X
=1,15.
Các thông số của đĩa xích.
Trang 13
Thông số Ký hiệu Trị số
Khoảng cách trục. a 770
Số răng đĩa xích dẫn. Z1 25
Số răng đĩa xích bị dẫn. Z2 63
Tỉ số truyền. u 2,5
Số mắt xích. x 126
Đường kính vòng chia đĩa xích dẫn. d
1
152
Đường kính vòng chia đĩa xích bị dẫn. d
2
382
Đường kính vòng đỉnh đĩa xích dẫn. d
a1
160
Đường kính vòng đỉnh đĩa xích bị dẫn. d
a2
391
Đường kính vòng chân răng đĩa xích dẫn. d
f1
139,94
Đường kính vòng chân răng đĩa xích bị dẫn. d
f2
294,94
Bước xích. p 19,05
Số dãy xích. 4
Phần III. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRONG HGT- BÁNH RĂNG
TRỤ RĂNG NGHIÊNG.
A. BỘ TRUYỀN CẤP NHANH.
Thông số ban đầu.
Tính toán bộ truyền răng trụ răng nghiêng cấp nhanh với P
1
= 6,477, n
1
= 1455 (vòng),
u= 3,04, chế độ làm việc 1 ca 8 tiếng. Bộ truyền quay 1 chiều, tải trọng thay đổi.
Trang 14
0,7 T
ck
0,3 T
ck
0,8T
T
T
1. Chọn vật liệu làm bánh răng.
+ theo bảng 5.1 ta có.
- Bánh răng nhỏ thép 40 tôi cải thiên, độ rắn HB 192 ÷ 228, có = 850 MPa, = 400 MPa.
- Bánh lớn: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192÷ 240 có = 750 MPa, = 450 MPa.
2. Xác định ứng suất cho phép.
Theo bảng 5.2 với thép 40, 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB180 ÷ 350
o o
Hlim H Flim F
σ = 2HB + 70 ; S =1,1 ; σ = 1,8HB ; S = 1,75
Chọn độ rắn bánh nhỏ = 210; độ rắn bánh lớn = 200, khi đó:
= 2.210 + 70 = 490 (Mpa)
= 2.200 + 70 = 470 (Mpa)
= 1,8.210 = 378 (Mpa)
= 1,8.200 = 360 (Mpa)
Theo (5.7) N
HO1
= 30.H
2,4
HB1
= 30.210
2,4
= 1,1.10
7
N
HO2
= 30.H
2,4
HB2
= 30.200
2,4
=0,99.10
7
Với NHO : Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi khử về tiếp xúc.
Theo (5.9)
3
HE i max i i
N = 60c (T /T ) n t
∑
Thời gian sử dụng của bánh răng t = 5.300.2.8 = 24000 giờ
Vậy ta có: N
HE2
= 60.1.24000..(0,7+0,8
3
.0,3) = 58,8.10
7
HE2 HO2
N > N
do đó
HL2
K = 1
Suy ra
HE1 HO1
N > N
do đó
HL1
K = 1
Như vậy theo (5.3) sơ bộ xác định được.
[
Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng, do đó theo (5.11)
Theo (5.10)
6
FE i max i i
N = 60c (T /T ) n T
∑
N
FE2
= 60.24000..(0,7 + 0,8
3
.0,3) = 53,6.10
7
Vì
6
FE2 FO
N > N = 4.10
do đó
FL2
K = 1
. Tương tự
FL1
K = 1
Trang 15
Theo (5.4) vì bộ truyền quay 1 chiều
FO
K = 1
, ta được
Ứng suất quá tải cho phép được tính theo công thức (5.12) và (5.14):
3. Xác định sơ bộ khoảng cách trục
Khoảng cách trục được xác định theo công thức (5.15):
1 Hβ
3
aw1 a 1
2
H 1 ba
3
2
T K
a = K (u + 1)
[σ ] u ψ
85034.1,1
= 43.(3,6 + 1) = 138 mm
504,5 .3,6.0,3
trong đó:
Theo bảng (5.5), chọn = 0,3
Theo công thức (5.17):
Tra bảng 5.6⇒
⇒
4. Xác định các thông số ăn khớp
Theo (5.18)
Theo bảng 5.7 chọn môđun pháp m = 2 mm. Chọn sơ bộ β = , do đó
cosβ = 0,9848
Theo (5.23) số răng bánh nhỏ:
Lấy = 27 răng
Mà z
2
=u.z
1
=3,04.27=82 Lấy = 82
Tỉ số truyền thực tế
Sai số tỉ số truyền thỏa điều kiện
5. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Theo (5.25) ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:
1 H
H M Hε
2
w w1
2T K (u + 1)
σ = Z Z Z
b ud
Trang 16
Theo bảng 5.4 = 274
Ta có : α=20
o
Mà
Theo (5.26)
b
H
tw
2cosβ
Z = = 1,715
sin2α
Theo (5.32)
o '
w
β
b sinβ
0,3.138.sin(16 13 )
ε = = = 1,465
πm 2,5π
Do đó theo (5.31)
ε α
Z = 1/ε = 1/1,6415 = 0,7805
trong đó:
Vậy
Đường kính vòng lăn bánh nhỏ:
w
w1
m
2a
2.138
d = = = 59,89 mm
u + 1 3,608 + 1
Theo (5.35)
Với v = 4,19 m/s theo bảng 5.9 chọn cấp chính xác 8
Theo bảng 5.10 với v = 4,19 m/s, cấp chính xác 8 chọn = 1,09; = 1,27
Theo (5.37)
H H o w
= σ g v a /uv
Trong đó theo bảng 5.11, = 0,002; theo bảng 5.12, = 56
Do đó theo (5.36):
H w w1
Hv
1 Hβ Hα
b d
K = 1 +
2T K K
v
Theo (5.34)
H Hβ Hα Hv
K = K K K 1,0237.1,13.1,1 1,27= =
1,07.1,09.1,52 =1,226
Với các giá trị vừu mới tìm trên:
Trang 17
1,737
1,005
55 mm
Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép
Theo (5.1) với v = 4,19 m/s < 5 m/s, = 1, với cấp chính xác động học là 8, chọn cấp
chính xác về mức tiếp xúc là 7, khi đó cần gia công đạt độ nhám, do đó = 1, với
a xH
d 700 mm, K 1< =
H H v R xH
[ ] [ ]Z Z K 504,5.1.0,95.1 479,3 MPaσ = σ = =
436,4.1.1.1=436,4 (Mpa)
Như vậy thỏa điều kiện về độ bền tiếp xúc.
6. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng được xác định theo
công thức (5.38) và (5.39):
1 Fε β F1
F1 F1
w w1
2T K Y Y Y
σ = [σ ]
b d m
≤
F1 F2
F2 F2
F1
Y
[ ]
Y
σ
σ = ≤ σ
với
bd
0,69ψ =
0,642 tra bảng 5.6 ta được
F
K 1,2
β
=
1,17
Theo bảng 5.10 với v < 5 m/s và cấp chính xác 8,
F
K 1,37
α
=
1,27
Theo (5.41)
w
F F o
a
= δ g v
u
v
trong đó theo bảng 5.11,
F
0,006δ =
, theo bảng 5.12,
o
g 73=
56
Do đó theo công thức(5.40):
F w w1
Fv
1 Fβ Fα
b d
6,175.0,3.138.59,89
K = 1 + 1 1,054
2T K K 2.85034.1,2.1,37
= + =
v
Do đó
F F F Fv
K K K K 1,2.1,37.1,054 1,733
β α
= = =
1,123.1,17.1,27 = 1,668
Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
1 1
Y 0,609
1,6415
ε
α
= = =
ε
Hệ số kể đến độ nghiêng của răng.
Trang 18
0,59
Số răng tương đương:
Theo bảng 5.14 ta được
với môđun pháp m = 2 mm -> Y
s
=1,08-0,0695ln(2)=1,032
R
Y 1
=
, vì
a
d 400 mm<
nên
xF
K 1=
. Thay các giá trị vừa tính được vào (5.2) ta được:
F1 F1 R S xF
[ ] [ ]Y Y K 257.1.1,016.1 261,1 MPaσ = σ = =
216.1.1,032.1=222,912 (Mpa)
Tương tự tính được
F2
[ ] 241,7.1.1,016.1 245,6 MPaσ = =
205,7.1,032.1.1 = 212,3 (Mpa)
Ta so sánh.
+
+
Như vậy thỏa điều kiện độ bền uốn.
7. Kiểm nghiệm răng về quá tải.
Hệ số quá tải
max
qt
T
K 1,8
T
= =
Để tránh biến dạng dư hoặc gãy giòn bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại phải thỏa điều
kiện (5.42):
Theo (5.43)
8. Các thông số và kích thước bộ truyền.
Trang 19
B, TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN CẤP CHẬM
Thông số ban đâu
Momen xoắn T
2
= 126187 N.mm, u
c
= 2,33 = u
2
, n
2
= 478 (vòng/phút). P
2
= 6,316
(kw). Vật liệu làm bánh răng, độ rắn bánh răng nhỏ, bánh răng lớn và ứng suất cho phép
tương tự như bộ truyền cấp nhanh.
1. Xác định sơ bộ khoảng cách trục
Theo 5.11: a
w2
= K
a
(u+1)
Trong đó: T
2
= 126187 N.mm
Theo bảng 5.5 : = 0, 3
Theo chọn K
a
= 43 (răng nghiêng)
Theo = 1,07
Theo công thức 5.17: = 0,53× (u+1) = 0,52
Ứng suất cho pháp [
H
σ
]= 436,4
Trang 20
Thông số Ký hiệu Trị số
Khoảng cách trục a
w
111 (mm)
Môđum pháp m 2 (mm)
Chiều rộng vành răng b
w
33,3 (mm)
Tỉ số truyền U
m
3,037
Góc nghiêng của răng
β
10
o
56
Số răng bánh răng nhỏ Z
1
27 răng
Số răng bánh răng lớn Z
2
82 răng
Đường kính vòng chia bánh răng nhỏ d
1
55 (mm)
Đường kính vòng chia bánh răng lớn d
2
167 (mm)
Đường kính vòng đỉnh bánh răng nhỏ d
a1
59 (mm)
Đường kính vòng đỉnh bánh răng lớn d
a2
171 (mm)
Đường kính vòng đấy bánh răng nhỏ d
f1
50 (mm)
Đường kính vòng đấy bánh răng lớn d
f2
162 (mm)
Hệ số dịch chỉnh x
1
,x
2
0
Vậy : a
w2
= 43.(2,33+1)
[ ]
144
3,0.33,2.4,436
07,1.126187
2
=
(mm)
2. Xác định thông số ăn khớp
Theo công thức
M = (0,01
1w
a
= (0,01 .144 = (1,44 2,88) (mm)
Chọn mođun m=2
Chọn góc sơ bộ β = 15
o
, do đó cosβ = 0,9659
+ Số răng bánh nhỏ :
Z
1
= =
( )
133,22
9659,02144
+×
××
= 42 răng
+ Số răng bánh lớn : Z
2
= u. z
1
=2,33.42= 98 răng
Do đó tỉ số truyền thực sẽ là u
m
=
42
98
= 2,3333
Sai số tỉ số truyền , thỏa điều kiện cho phép.
= =
144.2
2).9842( +
= 0,872
Suy ra
β
=13
o
32’
3. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Theo công thức 5.25, Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc .
Trang 21
Z
m.
Z
H
.Z .
2
1
2
..
)1.(..2
ww
H
dub
UKT +
<
Theo5.4: Z
m
= 274
Ta có α = 20
o
= = arctg = arctg
9659,0
20tg
=20
o
38
Mà : tg
b
β
=cos
t
α
.tg
β
⇒
tg
b
β
=0,225
⇒
b
β
=12
0
41
Theo công thức 5.26 :Z
H
= =1,719
Theo công thức 5.32 : ε
β
=
π
β
m
b
w
sin
=
π
2
)4112sin(.144.3,0
o
= 1,51
Theo5.31 : Z
ε
=
α
ε
1
Với
α
ε
=[1,88-3,2(
21
11
ZZ
+
)]cos
β
=[1,88-3,2(
98
1
42
1
+
)]0,972=1,721
⇒
Z = = 0,762
Trang 22
Đường kính vòng lăn bánh nhỏ : d
w1
=
1
2
+
m
w
u
a
=
133,2
144.2
+
= 86,4(mm)
Theo công thức 5.35 v =
60000
..
2
nd
w
π
=
60000
478.4,8614,3 ×
= 2,175(m/s)
Theo bảng 5.9 với v = 2,175 m/s ta dùng cấp chính xác 9
với v=2,175 m/s <2,5 m/s ,chọn K
H
α
=1,13
Công thức (5.37) :
1
2
0
u
a
vgV
w
HH
δ
=
Ta chọn
H
δ
= 0,002 (răng nghiêng)
Ta chọn g
0
= 73 (vì m<3,55) =>
33,2
144
175,273002,0 ××=
H
V
= 1,29 m/s
Công thức (5.36)
K
Hv
= 1+
αβ
ν
HH
wwh
KKT
db
...2
..
2
=1+
03,1
13,1.07,1.126187.2
4,86.144.3,0.49,2
=
Công thức (6.39) k
H
:hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc:
K
H
=K
H
β
.K
H
α
K
Hv
=1,07.1,13.1,03=1,240
Suy ra:
σ
H
= 274.1,719.0,726
2
4,86.33,2.144.3,0
)133,2.(24,1.126187.2 +
= 422,86 (Mpa)
Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:
Công thức (5.1) với V =2,175 <2,5 m/s
⇒
Z
v
= 1
Với cấp chính xác động học 9.Chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8. Khi đó cần gia
công đạt độ nhám R
a
= 2,5…..1,5
µ
m,do đó Zr=0,95
Với d
a
<700mm, k
XH
=1
Trang 23
ta có :
)(58,41495,0.1.1.4,436.][][ MPaKZZ
XHRVHH
===
σσ
Như vậy
H
σ
=422,86 Mpa>[
H
σ
]=414,58 (Mpa).
Mà ta có < 4%
Ta có thể giữ lại nguyên các kết quả tính toán và cần tính lại chiều rộng vành răng: b
w
=
Tính lại các thông số khi b
w
= 44,94 (mm).
Công thức (5.36)
K
Hv
= 1+
αβ
ν
HH
wwh
KKT
db
...2
..
2
=1+
03,1
13,1.07,1.126187.2
4,86.94,44.49,2
=
K
H
=K
H
β
.K
H
α
K
Hv
=1,07.1,13.1,03=1,240
+ Vậy ta tính lại ứng suất tiếp.
σ
H
= 274.1,719.0,726
2
4,86.33,2.94,44
)133,2.(24,1.126187.2 +
= 414,32 (Mpa)
+ So sánh với
-> thỏa điều kiện về độ bền tiếp xúc.
4. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.
Để đảm bảo độ bền uốn cho răng,ứng suất uốn sinh ra tại chân răng được xác định
theo công thức:
1 1
1
1
2 . . . .
. .
F F
F
w w
T K Y Y Y
b d m
ε β
σ
=
Với chọn K
Fβ
= 1,17 ; Với v< 2,5 m/s chọn K
F
α
=1,37
Chọn
F
δ
= 0,006, g
o
= 73
Công thức (5.41)
48,7
33,2
144
175,273006,0...
0
=××==
u
a
vgV
w
FF
δ
m/s
Công thức 5.4
072,1
2
1
2
1
=+=
αβ
υ
FF
wwF
FV
KKT
db
K
Do đó:
718,1072,1.37,1.17,1 ===
FVFFF
KKKK
αβ
Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.
Trang 24
Với
721,1=
α
ε
;
1
Y
ε
α
ε
=
=
721,1
1
= 0,581
Hệ số kể đến độ nghiêng của răng.
9033,0
140
32,13
1
140
1 =−=−=
β
β
Y
Số răng tương đương:
( )
46
3213cos
42
cos
3
3
1
1
===
o
v
Z
Z
β
răng :
( )
106
3213cos
98
cos
33
2
2
===
o
v
Z
Z
β
răng
Theo bảng 5.14 ta được:
=3,65 ; = 3,6 ; m= 2mm
1,08 – 0,0695 = 1,08 – 0,0695 ln(2) = 1,03
; =1 ( < 400 mm)
Thay các giá trị vừa tìm được vào công thức:
= . . =
216×
48,222103,11 =××
(Mpa)
= 205,7×
87,211103,11 =××
(Mpa)
Thay vào công thức
95,106
2.4,86.94,44
65,3.903,0.581,0.718,1.126187.2
1
==
F
σ
MPa < [
1F
δ
]
[ ]
2
1
21
2
)(5,105
65,3
6,3.95,106
.
F
F
FF
F
Mpa
Y
Y
σ
σ
σ
<===
-> độ bền uốn chấp nhận được
Trang 25
5. Kiểm nghiệm răng về quá tải.
- Công thức 5.4 K
qt
=
1
max
=
T
T
,8
maxmax1
][)(8,1.86,422
HqtHH
MPaK
σσσ
<==
MPaMPaK
FqtFF
320][)(5,143
max11max1
=<==
σσσ
MPaMPaK
FqtFF
360][)(5,141
max22max2
=<==
σσσ
Vậy các kết quả tính thỏa điều kiện về ứng suất.
6. Các thông số và kích thước bộ truyền;
Thông số Ký hiệu Trị số
Khoảng cách trục a
w
144(mm)
Môđum pháp m 2 (mm)
Chiều rộng vành răng b
w
44,94 (mm)
Tỉ số truyền U
m
2,33
Góc nghiêng của răng
β
13
o
32
Số răng bánh răng nhỏ Z
1
42 răng
Số răng bánh răng lớn Z
2
98 răng
Đường kính vòng chia bánh răng nhỏ d
1
86,4 (mm)
Đường kính vòng chia bánh răng lớn d
2
201,6 (mm)
Đường kính vòng đỉnh bánh răng nhỏ d
a1
82,4 (mm)
Đường kính vòng đỉnh bánh răng lớn d
a2
197,6(mm)
Đường kính vòng đấy bánh răng nhỏ d
f1
81,4 (mm)
Đường kính vòng đấy bánh răng lớn d
f2
196,6 (mm)
Hệ số dịch chỉnh x
1
,x
2
0
7. Bôi trơn hộp giảm tốc
Ta có hợp giảm tốc bánh răng nghiêng với . Nên ta chọn phương pháp bôi trơn ngâm dầu,
được ngâm trong dầu chứa ở hộp với điều kiện:
〉−
23
2
10
2
42
dada
theo các dữ liệu ta có
86,655,73
2
1976
3
2
10
2
167
〉⇔
〉−⇔
Vậy thõa điều kiện.
Trang 26
+Khi vận tốc bộ truyền xắp xỉ trị số trên thì bánh răng trên được ngâm trong dầu với
chiều sâu ngâm trong dầu bằng ( 0,75: 2) h.
Với h là chiều cao răng nhưng không nhỏ hơn 10mm.
Ta dùng dầu tuabin để bôi trơn.
PHẦN IV. THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN
A. THIẾT KẾ TRỤC
1.Chọn vật liệu chế tạo trục.
Ta dùng thép C45 có
b
σ
=600 MPa, ứng suất xoắn cho phép
[
τ
] =(12…..20)Mpa
2. Xác định đường kính sơ bộ các đoạn trục.
+ Đường kính trục K ứng với K =1,2,3
[ ]
( )
3
0,2
T
d mm
τ
=
×
Với T
1 =
42512 (Nm), T
2
=126187 (Nm)
T
3
=288325 (Nm), [
τ
] = 20
-Vậy:
d
1
=
3
1
].[2,0 T
T
=21.9mm
⇒
d
1
=22 mm
Trang 27
==
3
2
2
].[2,0 T
T
d
31.59 mm
⇒
d
2
=32 mm
=
×
=
3
3
3
][2,0 T
T
d
41,61 mm
⇒
d
3
=42 mm
d
tb
=
32
3
423222
3
321
=
++
=
++ ddd
mm
⇒
d
tb
=32 mm
3.Xác định các gối đỡ và điểm đặt lực.
d
1
= 22 (mm) => b
01
= 15 (mm)
d
2
= 32 (mm) => b
02
= 19 (mm)
d
3
= 42 (mm) => b
03
= 23 (mm)
*Lấy trục p làm chuẩn để tính các bộ truyền
l
m22
= 1,4. d
2
=1,4.32=44.8 (mm) = l
m23
tra bảng (7.3) chọn
+ Chọn k
1
= 12 (mm)
+ Chọn k
2
= 8 (mm)
l
22
= 0,5(l
m22
+ b
02
) + k
1
+ k
2
= 51.9 (mm)
l
23
= 0,5(l
m22
+ l
m23
)+k
1
+ l
22
= 108.7 (mm)
l
21
= l
m22
+ l
m23
+ 3k
1
+2k
2
+ b
02
= 160.6 (mm)
Trục I : l
12
=l
22
= 51.9 (mm)
l
m12
= (1,2
→
1,5)× d
1
= (
26.4
→
33)
⇒
Chọn l
m12
=28 (mm)
- Theo bảng (7.3) :
+ Chọn k
3
= 15 (mm)
+ Chọn h
n
= 17 (mm) :chiều cao nấp ổ đến đầu bulong.
l
m11
= (1,4
→
2,5)d
1
=(30.8
→
55) (mm)
⇒
choïn l
m11
=45 mm
l
c11
= 0,5(l
m11
+ b
01
) + k
3
+ h
n
= 62 (mm)
* Trục III :
l
33
= l
23
= 108.7 (mm)
l
m33
= (1,2
→
1,5).d
3
= (50.4
→
63) mm
⇒
Chọn l
m33
= 55 mm
Trang 28
l
m34
= ( 1,4
→
2,5)d
3
= (58.8
→
105) mm
⇒
choïn l
m34
=80 mm
l
c34
= 0,5(l
m34
+ b
03
) + k
3
+ h
n
= 83.5 (mm)
- Khoảng cách giữa các gối đỡ : l
11
= l
21
= l
31
= 160.6 (mm)
1
2
3
4
c11
l
l
11
22
l
l
33
c34
l
31
l
x
R
4.Xác định thông số và kiểm nghiệm bệ truyền trục I.
a) Xác định các thông số và chiều của các lực từ các chi tiết máy :
- Các thông số ban đầu :
.l
c11
= 62 (mm) ; l
12
= 51.9 (mm)
.d
w1
= 55 (mm) ; T
1
= 42512 (N.mm)
.α
tw1
= 20
0
20’ ; β = 10
0
56’
*Xác định lực :
- Lực vòng :
N
d
T
F
w
t
1546
55
42515.2
2
1
1
1
===
- Lực hướng tâm :
N
tg
FF
tw
tr
49.583
cos
.
1
11
==
β
α
- Lực dọc trục:
NtgFF
ta
6.298.
11
==
β
- Moment uốn do
1a
F
→
gây ra trên trục I:
Trang 29
mmN
d
FM
w
aa
.75.8197
2
556.298
2
.
1
11
=
×
==
)(280189
90
425152
)3,02,0(
2
)3,02,0( N
D
T
F
t
xkn
÷=
×
÷=÷=
⇒
Chọn F
xkn
= 220 (N)
b) Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục trong mặt phẳng zOy :
)(4.712
)(4.144
.
12111
11
1121
12
NNFFF
N
l
MlF
F
lyrly
ar
ly
=−=
=
−
=
*Xác định đường kính các trục:
Trang 30
Flx11
Fly11
Ft1
Fa1
Flx12
Fly12
22784
14586,35
42512
D
Ft1
B
C
Qy
Mx
Qx
My
13640
62010
632
932
220
144,4
439
Ø20k6
Ø25
H7
k6
Ø18
Ø20 k6
*Tại A.
Trang 31
( )
).(4.392644651575.013640.75,0
.1364013640
22222
222
mmNTMMM
mmNMMM
AxAyAtdA
xAyAA
=×+=++=
==+=
+ Đường kính trục tại tiết diện A :
)(4.18
].[1,0
3
1
mm
M
d
tdA
A
==
σ
⇒
Chọn d
1A
= 20 (mm)
+Với
[ ]
σ
=63 (MPa) ứng với thép 45 có
( )
600
b
MPa
σ
≥
*Tại D:
0,0
22
==+= TpMMM
xDyDtdD
⇒ M
tdD
= 0, do đó chọn thoe đường kính sơ bộ, tại đây ta chọn d
tdD
= 20(mm)
*Tại B:
)(6.75630.75,0
222
NmmTMMM
BxByBtdB
=++=
+ Đường kính trục tại tiết diện B :
)(3.22
].[1,0
3
1
mm
M
d
tdB
B
==
σ
⇒
Chọn d
1B
= 25 (mm)
*Biểu đồ momen lực:
c) Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi :
- Kiểm nghiệm mỏi tại tiết diện có mặt cắt nguy hiểm (tại B)
M
xB
= 22784 (Nmm) ; M
yB
= 62010 (Nmm)
T
B
= 42515 (Nmm) ; d
B
=25 (mm)
- Công thức:
[ ]
2 2
/s s s s s s
σ τ σ τ
= × + ≥
chọn [S] =2.5
Trong đó :
s
σ
: hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp tại B.
S
τ
: hệ số an toàn chỉ ứng suất tại B.
*Tính
s
σ
:
Trang 32
1
d a m
s
K
σ
σ σ
σ
σ ψ σ
−
=
× + ×
, trong đó : σ
-1
:giới hạn mỏi ứng với chu kì đối xứng.
+Với thép Cacbon 45 có σ
b
= 600 (MPa)
σ
-1
= 0,436 . σ
b
= 0,436 . 600 = 261,6 (MPa)
+Đối với trục quay: σ
m
= 0
σ
a
= σ
maxB
= M
B
/W
B
)(66063
22
NmmMMM
yBxBB
==+=
+ Đối với trục có rãnh then :
W
B
: moment cản uốn
W
B
=
32
.
3
B
d
π
-
B
B
d
tdtb ).(.
11
−
*Tra bảng (7.15), chọn :
b = 8 (mm) ; t
1
=4 (mm)
5.969
25
)425(8
32
2514,3
23
=
−×
−
×
=
B
W
Thế vào công thức :
)(68
5.969
66063
MPa
a
==
σ
* Tra bảng (7.7):
Chọn σ
b
= 600 MPa
σ
ψ
= 0,05 : hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình, đến độ bền mới.
+
( )
/ 1 /
d
x y
K K K K
σ σ σ
ε
= + −
*Theo bảng (7.8): K
x
=1,06
K
x
: hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt
+ Theo bảng (7.9) : K
y
=1,6
K
y
: hệ số tăng bền mặt trục.
+Ta có: với kiểu lắp k
6
và σ
b
= 600 (MPa) Chọn :
2,06
K
σ
σ
ε
=
Trang 33
⇒
( )
2,06 1,06 1 /1,6 1,325
d
K
σ
= + − =
⇒
9.2
0.05,068325,1
6,261
..
1
=
+×
=
+
=
−
mad
K
S
τψσ
τ
τσ
σ
*Tính hệ số an toàn ứng suất tiếp:
Ta có:
1
d a m
s
K
τ
τ τ
τ
τ ψ τ
−
=
× + ×
( )
1 1
0,58 0,58 261,6 151,73 MPa
τ σ
− −
≈ × = × =
Khi trục quay 1 chiều: T
m
=T
a
=T
B
/ 2.W
OB
+
5.2503
).(.
16
.
2
11
3
=
−
−
Π
=
B
B
OB
d
tdtb
d
W
+ Moment xoắn tại B : T
B
= 42515 (Nmm)
⇒
MPa
am
5.8
5.25032
42515
=
×
==
ττ
+ Theo bảng (7.7) :
0
τ
ψ
=
+ Công thức :
( )
/ 1 /
d
x y
K K K K
τ τ τ
ε
= + −
Ta có:
1,64
K
τ
τ
ε
=
⇒
( )
1,64 1,06 1 /1,6 1,1
d
K
τ
= + − =
22.16
11.01.15.8
73,151
..
1
=
+×
=
+
=⇒
−
mad
K
S
τψτ
τ
ττ
τ
][85.2
22.169.2
22.16.9.2
.
2222
S
SS
SS
S >=
+
×
=
+
=⇒
τσ
τσ
Như vậy,không cần phải kiểm tra về độ cứng của trục.
d. Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh :
Trang 34
-
[ ]
2 2
3
td
σ σ τ σ
= + ≤
- Tại tiết diện nguy hiểm : M
max
=62010 (Nmm) ; T
max
= 42515 (Nmm)
+ Theo công thức:
MPa
d
M
7.39
251.0
62010
251.0
62010
1.0
333
max
=
×
=
×
=
×
=
σ
MPa
d
T
6,13
252,0
42515
.2,0
33
max
=
×
==
τ
+ Thép 45, σ
b
= 600 (MPa) ; σ
ch
= 340 (MPa)
[ ]
( )
0,8 0,8 340 272
ch
MPa
σ σ
= × = × =
⇒
)(2.466.1337.39
22
MPa
tđ
=×+=
σ
- Vậy
[ ]
td
σ σ
<
: trục đạt độ bền mỏi.
5. Xác định thông số và kiểm nghiệm bộ truyền trục II:
a) Xác định các thông số và chiều cao của các lực từ chi tiết quay.
- Các thông số ban đầu :
. l
21
= 160.6 (mm); l
23
=116.7 (mm); T
2 =
126187 (N.mm)
.d
2
=167 (mm); T
1
= 42515 (Nmm) ;
.α
tw2
= 20
0
20’ ; β
1
= 10
0
56’
; β
3
= 13
0
32’
.d
3
=86.4 mm ; l
22
= 51.9 (N.mm) ; α
tw3
=20
0
38’
- Đối với bánh răng số 2:
+ Lực vòng: F
t2
= F
t1
=1546 N
+Lực hướng tâm: F
r2
= F
r1
=583.5 (N)
+Lực dọc trục: F
a2
=F
a1
= 298.6 (N)
+Moment uốn do F
a2
gây ra trên trục II
).(24933
2
167
6.298
2
.
2
22
mmN
d
FM
w
aa
=×==
- Đối với bánh răng số 3:
+Lực vòng :
)(2921
4.86
1261872
2
3
2
3
N
d
T
F
w
t
=
×
==
Trang 35
+ Lực hướng kính :
)(5.1131
'3213cos
'3820
2921
cos
.
0
0
3
3
33
N
tg
tg
FF
tw
tr
=×==
β
α
+ Lực dọc trục:
)(703'32132921.
0
333
NtgtgFF
ta
=×==
β
+ Moment uốn do F
a3
gây ra trên trục II:
).(30369
2
4.86
703
2
.
3
33
mmN
d
FM
aa
=×==
b) Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục :
- Trong mp zOy :
)(2595.5832895.1131
)(289
6.160
30369249339.515.5837.1163.1131
..
222321
21
32222233
22
NFFFF
N
l
MMlFlF
F
rlyrly
aarr
ly
=−−=−−=
=
−−×−×
=
−−−
=
- Trong mp zOx :
)(1845154626222921
)(22622
6.160
15469.5129217.116
..
222321
21
222323
22
NFFFF
N
l
FlFl
F
tlxtlx
tt
lx
=+−=+−=
=
×+×
=
+
=
- Xác định đường kính các đoạn trục :
* Tại A : M
tđ
= 0 ;
* Tại D : M
tđ
= 0 ⇒Do đó, chọn d
2A
và d
2D
Theo đường kính sơ bộ: chọn d
2A
= d
2D
= 30 (mm)
* Tại B:
).(145872.75,0
)(96624
22
22
mmNTMM
NmmMMM
BBtdB
xByBB
=+=
=+=
- Đường kính trục tại tiết diện B :
)(78.30
].[1,0
3
2
mm
M
d
tdB
B
==
σ
Chọn d
B
=35 (mm)
Với
[ ]
σ
=50 (MPa) ứng với thép 45 có
( )
600
b
MPa
σ
≥
, đường kính trục ≥ 30(mm)
*Tại C:
Trang 36
)(160925.75,0
)(118129
22
22
NmmTMM
NmmMMM
CCtdc
xCyCC
=+=
=+=
- Đường kính trục tại tiết diệnC :
)(8.31
].[1,0
3
2
mm
M
d
tdC
C
==
σ
; ⇒ Chọn d
2C
= 35(mm)
- Biểu đồ moment như hình vẽ:
Trang 37
o
x
y
z
Ft2
Fly21
Fr3
Fa3
Flx21
Ft3
Fr2
A
B C
D
Mx
My
T
Fa2
Fly22
Flx22
12923
35276
4907
95755,5
112738,7
126187
12010
249
832,5
289
1845
299
2622
Qx
Qy
Ø30k6
Ø35
H7
k6
Ø35
H7
k6
Ø30 k6
c) Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi :
- Kiểm nghiệm mỏi tại tiết diện có mặt cắt nguy hiểm (tại C):
M
C
= 118129 (Nmm)
T
C
= 126187 (Nmm) ; d
C
= 35 (mm)
Trang 38
- Công thức :
[ ]
2 2
/s s s s s s
σ τ σ τ
= × + ≥
* Tính hệ số an toàn của ứng suất pháp tại C:
-
1
d a m
s
K
σ
σ σ
σ
σ ψ σ
−
=
× + ×
Với: σ
-1
: giới hạn mỏi ứng với chu kì đối xứng.
- Với thép Cacbon 45 có σ
b
= 600 (MPa)
σ
-1
= 0,436 . σ
b
= 0,436 .600 = 261,6 (MPa)
- Đối với trục quay σ
m
= 0
σ
a
= σ
maxC
= M
C
/W
C
; W
C
: moment cản uốn.
Trục có rãnh then :
C
C
C
d
tdtb
dc
W
2
11
3
)(.
32
.14,3
−
−=
- Theo bảng (7.16) ta có:
b= 10 (mm) ; t
1
= 5 (mm)
2924
35
)535.(5.10
32
35.14,3
23
=
−
−
×
=
C
W
⇒
)(40
2924
118129
max
MPa
a
===
σσ
-
σ
ψ
: hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình.
σ
ψ
= 0,05
-
( )
/ 1 /
d
x y
K K K K
σ σ σ
ε
= + −
- Theo bảng, 7.8, 7.9, chọn : K
x
=1,06, : K
y
=1,6
- Theo bảng 7.11. với kiểu lắp lắp k
6
và σ
b
= 600 (MPa):
06,2=
τ
τ
ε
K
⇒
( )
2,06 1,06 1 /1,6 1,325
d
K
σ
= + − =
Trang 39
⇒
9,4
0.05,040325,1
6,261
..
1
=
+×
=
+
=
−
mad
K
S
τψσ
τ
τσ
σ
*Tính hệ số an toàn của ứng suất tiếp tại C:
1
d a m
s
K
τ
τ τ
τ
τ ψ τ
−
=
× + ×
( )
1 1
0,58 0,58 261,6 151,73 MPa
τ σ
− −
≈ × = × =
- Khi trục quay 1 chiều:
0
2
τ τ
= =
×
D
m a
D
T
W
-
7133
35
)535.(5.10
16
3514,3
).(.
16
.
23
2
11
3
0
=
−
−
×
=
−
−=
C
C
C
d
tdtb
d
W
π
⇒
)(8.8
7133.2
126187
MPa
am
===
ττ
-
0
τ
ψ
=
-
( )
/ 1 /
d
x y
K K K K
τ τ τ
ε
= + −
-Theo bảng 7.8; 7.9: K
x
=1,06 ; : K
y
=1,6
-Với kiểu lắp k
6
và σ
b
= 600 (Mpa) ⇒
1,64
K
τ
τ
ε
=
⇒
( )
1,64 1,06 1 /1,6 1,1
d
K
τ
= + − =
7.15
08.8.1,1
73,151
..
1
=
+×
=
+
=⇒
−
mad
K
S
τψτ
τ
ττ
τ
][7,4
7.159,4
7.159,4
.
2222
S
SS
SS
S >=
+
×
=
+
=⇒
τσ
τσ
⇒ Như vậy,không cần phải kiểm tra về độ cứng của trục và độ bền cứng của
trục.
d) .Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh:
Trang 40
- Công thức:
[ ]
2 2
3
td
σ σ τ σ
= + ≤
- Tại tiết diện nguy hiểm : M
max
=118129 (Nmm) ; T
max
=126187(Nmm)
-
)(6,27
351,0
118129
.1,0
33
max
MPa
d
M
C
=
×
==
σ
-
)(7.14
352,0
126187
.2,0
33
max
MPa
d
T
C
=
×
==
τ
- Với thép C45 : σ
b
= 600 (MPa) ; σ
ch
= 340 (MPa)
-Tính:
[ ]
( )
0,8 0,8 340 272
ch
MPa
σ σ
= × = × =
- Thay vào công thức :
)(1477.1436,27
22
MPa
tđ
=×+=
σ
;
[ ]
td
σ σ
<
⇒ Kết luận: trục đạt yêu cầu về độ bền tĩnh.
6. Xác định thông số và kiệm nghiệm bộ truyền truc III:
a) Xác định các trị số và chiều cao của các lực từ các chi tiết tác dụng lên trục.
- Các thông số ban đầu :
l
33
=108.7 (mm) ; l
31
= 160.6 (mm) ; l
c34
= 83,5 (mm)
d
w4
= 201.6 (mm) ; T
3
= 288325 (Nmm)
α
tw2
= 20
0
38’ ; β
2
= 13
0
32’
- Lực vòng : F
t4
= F
t3
= 2921 (N)
- Lực hướng kính : F
r4
= F
r3
= 1131,5 (N)
- Lực dọc trục: F
a4
= F
a3
=703 (N)
- Moment uốn do F
a3
gây ra trên trục III:
).(4.70862
2
6.201
703
2
.
4
44
mmN
d
FM
w
aa
=×==
- Lực của xích tải tác dụng lên trục theo hướng y
F
x
= F
r
= 1093,65 (N)
b) Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục của trục III:
Trang 41
- Trong mp zOy :
)(6445.10935.11312869
)(2869
6.160
70862)5.836.160(65.10937.1085.1131
)(..
43231
31
43431334
32
NFFFF
N
l
MllFlF
F
xrlyly
acxr
ly
=−−=−−=
=
++×+×
=
+++
=
- Trong mp zOx :
)(94419772921
)(1977
6.160
29217.108
.
32431
31
433
32
NFFF
N
l
Fl
F
lxtlx
t
lx
=−=−=
=
×
==
- Xác định đường kính các đoạn trục
*Tại A : M
tđA
= 0 ⇒ d
3A
= 40 (mm)
*Tại D :
)(26586775,0
)(91307
2
22
NmmTMM
NmmMMM
DDtdD
yD
xD
D
=+=
=+=
- Đường kính trục tại tiết diện D :
)(6.37
501,0
265867
].[1,0
33
3
mm
M
d
tdD
D
=
×
==
σ
⇒
Chọn d
3D
=d
3A
= 40 (mm)
[ ]
σ
=50 (MPa) ứng với thép 45 có
( )
600
b
MPa
σ
≥
; d > 30(mm)
*Tại C :
).(26996028832575.06.102615.75,0
)(6.102615
222
22
mmNTMM
NmmMMMc
cctdc
xcyc
=×+=+=
=+=
- Đường kính trục tại tiết diện C :
)(8.37
].[1,0
3
3
mm
M
d
tdc
c
==
σ
⇒
Chọn d
3C
= 45 (mm)
*Tại E :
).(24969628832575,0.75,0
0
222
mmNTMM
M
EEtdE
E
=×=+=
=
Trang 42
-Đường kính trục tại tiết diện E :
)(8.36
].[1,0
3
3
mm
M
d
tdE
E
==
σ
⇒
Chọn d
3E
=40 (mm)
Biểu đồ momen lực:
o
x
y
z
Flx31
Ft4
Flx32
A
C
D
E
M y
T
Fly31
Fr4
Fa4
Fly32
Fx
Ø40 k6
Ø45
H7
k6
Q x
M x
Q y
Ø40 k6
Ø35
644
1775,5
1093,5
70002,8
859,6
91307
944
1977
102612
288325
c) Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi.
- Kiểm nghiệm mỏi tại tiết diện có mặt cắt nguy hiểm (tại C)
M
C
= 102616(Nmm)
Trang 43
T
C
= 288325 (Nmm) ; d
C
= 45 (mm)
- Công thức :
[ ]
2 2
/s s s s s s
σ τ σ τ
= × + ≥
*Tính hệ số an toàn của ứng suất phát tại C.
1
d a m
s
K
σ
σ σ
σ
σ ψ σ
−
=
× + ×
- Với σ
-1
:giới hạn mỏi ứng với chu kì đối xứng.
- Với thép Cacbon 45 có σ
b
= 600 (MPa)
σ
-1
= 0,436; σ
b
= 0,436 . 600 = 261,6 (MPa)
- Đối với trục quay σ
m
= 0
σ
a
= σ
maxC
= M
C
/W
C
- Đối với trục có rãnh then :
C
C
C
d
tdtb
d
W
2
11
3
)(.
32
.14,3
−
−=
- Theo bảng (7.16) tra được then:
b = 14 (mm) ; t
1
= 5,5 (mm)
6276
45
)545(5,514
32
4514,3
23
=
−××
−
×
=
C
W
⇒
)(35.16
6276
102616
max
MPa
a
===
σσ
- Theo bảng (7.7) :
σ
ψ
= 0,05
- Theo công thức:
( )
/ 1 /
d
x y
K K K K
σ σ σ
ε
= + −
+ Theo bảng (7.8) : K
x
=1,06
+ Theo bảng (7.9) : K
y
=1,6
+ Với kiểu lắp k
6
và σ
b
= 600 (MPa):
06,2=
τ
τ
ε
K
⇒
325,16,1/)106,106,2( =−+=
σ
K
Trang 44
⇒
)(12
0.05,035.16325,1
5,261
..
1
MPa
K
S
mad
=
+×
=
+
=
−
τψσ
τ
τσ
σ
*Tính hệ số an toàn xét riêng ứng tiếp tại C:
-
1
d a m
s
K
τ
τ τ
τ
τ ψ τ
−
=
× + ×
Với
( )
1 1
0,58 0,58 261,6 151,73 MPa
τ σ
− −
≈ × = × =
- Khi trục quay 1 chiều:
C
c
am
W
T
0
.2
==
ττ
-
6.15222
45
)5,545(5,514
16
4514,3
).(.
16
23
2
11
3
0
=
−××
−
×
=
−
−=
C
C
C
d
tdtb
d
W
π
⇒
)(5.9
6.152222
288325
MPa
am
=
×
==
ττ
+ Theo bảng (7.7) :
0
τ
ψ
=
-
( )
/ 1 /
d
x y
K K K K
τ τ τ
ε
= + −
+ Theo bảng (7.8) : K
x
=1,06
+ Theo bảng (7.9) : K
y
=1,6
- Với kiểu lắp k
6
và σ
b
= 600 (MPa) ;
64,1=
τ
τ
ε
K
-
1,16,1/)106,164,1( =−+=
σ
K
)(5.14
05,91,1
73,151
..
1
MPa
K
S
mad
=
+×
=
+
=⇒
−
τψτ
τ
ττ
τ
Trang 45
][2.9
5.1412
5.1412
.
2222
S
SS
SS
S >=
+
×
=
+
=⇒
τσ
τσ
Như vậy, không cần phải kiểm tra về độ cứng của trục.
d) Kiểm nghiệm về độ bền tĩnh:
Công thức :
[ ]
2 2
3
td
σ σ τ σ
= + ≤
- Tại tiết diện nguy hiểm : M
max
= 102616(Nmm) ; T
max
=288325 (Nmm)
- Theo
)(26.11
45.1,0
102616
.1,0
33
max
MPa
d
M
C
===
σ
- Theo
)(8.15
45.2,0
288325
.2,0
33
max
MPa
d
T
C
===
τ
- Thép 45 : σ
b
= 600 (MPa) ; σ
ch
= 340 (MPa)
-
[ ]
( )
0,8 0,8 340 272
ch
MPa
σ σ
= × = × =
⇒
)(65.468.15326.11
22
MPa
td
=×+=
σ
⇒
[ ]
td
σ σ
<
Kết luận: trục đạt yêu cầu về độ bền tĩnh.
B. THIẾT KẾ THEN
Các yêu cầu về then:
- Dùng then bằng đầu ngón.
- Gia công bằng phương pháp phay
- Ta có: l
t
= 1.35d
-
( )
[ ]
d 1 t 1 d
2T / d l h t
σ σ
= × − ≤
*Trục I.
T
1
=42515 (Nmm)
Trang 46
- Trên trục I lắp then tại tiết diện B :
d
B
= 25 (mm) ; l
t
= 1,35.25= 33,75(mm)
- Theo bảng (9.1a) : b = 8 (mm) ; h = 7 (mm) ; t = 4 (mm)
⇒
)(6.33
)]47(75,3325[
425152
MPa
d
=
−×
×
=
σ
-
[ ]
( )
[ ]
d d d
100 MPa
σ σ σ
= ⇒ <
- Điều kiện bền cắt :
MPaMPa
bld
T
C
t
C
30][)(6.12
875,3325
425152
..
.2
1
=<=
××
×
==
ττ
⇒
then đủ bền .
* Trục II : T
2
= 126187 (Nmm) . Lắp then tại vị trí B và C
+ Tại B : d
B
=35 (mm) ; l
t
≈ 1,35 .35 = 47,25 (mm)
.Theo bảng (7.15) : b = 10 (mm) ; h = 8 (mm) ; t
1
= 5 (mm)
. Điều kiện bền dập :
)(9.50
)58(25,4735
1261872
).(.
.2
1
2
MPa
thld
T
t
d
=
−××
×
=
−
=
τ
Với:
[ ]
( )
[ ]
d d d
100 MPa
σ σ σ
= ⇒ <
. Điều kiện bền cắt
MPaMPa
bld
T
C
t
c
30][)(26.12
1025,4735
1261872
..
.2
2
=<=
××
×
==
ττ
Kết luận : then đủ bền .
+Tại C : .d
C
= 35 (mm) ; l
t
≈ 1,35 .d
D
= 47,25 (mm)
Theo bảng (7.15) : b =10 (mm) ; h = 8 (mm) ; t
1
= 5 (mm)
Điều kiện bền dập:
⇒
)(9.50
)58(25,4735
1261872
).(.
.2
1
2
MPa
thld
T
t
d
=
−××
×
=
−
=
τ
-
[ ]
( )
[ ]
d d d
100 MPa
σ σ σ
= ⇒ <
Trang 47
⇒
MPaMPa
bld
T
C
t
C
30][)(26.15
1025,4735
1261872
..
.2
2
=<=
××
×
==
ττ
Kết luận : then đủ bền .
*Tại E:
- d
E
= 40 (mm); l
x
= 1.35 d
E
=54 (mm)
-Tra bảng (7.15) có = 18mm; h= 8(mm) ; t
1
= 5 (mm)
- Điều kiện bền dập:
)(9.88
)58(5440
28832502
).(.
.2
1
3
MPa
thld
T
t
d
=
−××
×
=
−
=
τ
)
-Với
[ ]
( )
[ ]
d d d
100 MPa
σ σ σ
= ⇒ <
- Điều kiện bền cắt:
MPaMPa
bld
T
C
t
C
30][)(22
125440
2883252
..
.2
3
=<=
××
×
==
ττ
⇒
then đủ bền
Phần V. THIẾT KẾ Ổ LĂN.
1. Chọn ổ lăn cho trục I:
- Ta có:
F
a1
= 298.6 (N) ; F
ly11
=350 N ; F
lx11
= 712.4(N)
F
ly12
= 144.5(N) ; F
lx12
=613.6(N)
- Tổng phân lực tác động lên trên 2 ổ:
+ Ổ 1: F
lt11
=
)(837
11
2
11
2
NFF
lylx
=+
+Ổ 2: F
lt12
=
)(4.630
12
2
12
2
NFF
lylx
=+
- Ta thấy F
lt11
> F
lt12
nên ta xét tỉ số:
Trang 48
356.0
837
6.298
11
1
==
lt
a
F
F
⇒Ta chọn ổ bi đỡ chặn với góc
12=
α
- Chọn sơ bộ ổ bi đỡ chặn cỡ nhẹ kí hiêu: 36204
Với d= 20mm ; D = 47 mm ; b= 14mm ; r = 1,5 mm ; r
1
= 0,5 mm;
C =12,3 kN ; C
0
= 8,47 kN
- Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ
Ta có
0353,0
8470
6.298
0
1
==
C
F
a
; Chọn e = 0,34
- Vì vòng trong quay nên V=1 Do đó:
356,0
1.837
6.298
.
1
==
r
a
FV
F
< e
-Tra bảng ta được: X= 1 ; Y= 0
- Với tải trọng động: Q=( XVF
r
+ YF
a
) k
t
k
đ
- Trong đó: + k
t
=1 (nhiệt độ <100
C)
+ k
đ
: hệ số kể đến đặc tính tải trọng.
0
Fs0
Fr0
F
a13
1
Fs1
Fr1
Ta chọn k
đ
=1,2
Trang 49
F
s1
= e.F
r1
= 0,37×837 =309.7 ( N)
F
s2
= e.F
r2
= 0,37×603.4 =233.25 ( N)
∑
1a
F
= F
s2
+ F
a1
= 233.25 + 298.6 =531.85 (N) > F
s1
⇒ F
a1
= 531.85( N)
∑
2a
F
= F
s1
- F
a1
= 309.7– 298.6 = 11.1 (N) < F
s2
⇒ F
a2
= 233.25 (N)
⇒Tải trọng động lên trên ổ 1 và 2:
Q
1
= (X.V.F
R1
+Y.F
A1
).K
T
K
D
= (1.1.837 + 0.531.85 )1×1,2 = 1004.4(kN)
Q2 = (1.1.630.4 + 0.233.25 )1×1,2 = 756.48 (kN)
-Khả năng tải động C
d
:Ta có: C
d
= Q
m
L
Với ổ bi : m=3
L
h
:tuổi thọ của ổ L
h
= 24000 giờ
L =
66
10
14556024000
10
.60.
××
=
nL
h
=2095.2 triệu vòng
⇒ C
d
= 1004.4.
3
2095
= 12852(N)
- Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ : Q
t
= X
0
F
r
+ Y
0
F
a
- Theo bảng ta được X
0
=0,5Y
0
=0,47
⇒ Q
t
=0,5×837 + 0,47×531.85= 668.5(N) < F
r1
Vậy Q
t
= F
lt11
= 837 (N) <C
0
.
Kết luận : ổ đã chọn đảm bảo.
2. Chọn ổ lăn cho trục II.
- Lực dọc trục F
a
= F
a3_-_
F
a2
=
703 -298.6= 404.4 (N)
- F
lx21
= 1845 (N) ; F
lx22
= 2622(N)
- F
ly21
= 259 (N) ; F
ly22
= 289(N)
Ổ 1 : F
lt21
=
)(18632591845
22
N=+
Ổ 2 : F
lt22
=
)(28382892622
22
N=+
Trang 50
- Ta thấy F
lt21
< F
lt22
nên ta xét tỉ số:
Ta có
15,0
2638
4.404
22
==
lt
a
F
F
⇒Ta chọn ổ bi đỡ chặn với góc
12=
α
- Chọn sơ bộ ổ bi đỡ chặn cỡ trung hẹp kí hiêu: 46306
Với d = 30mm ; D= 72 mm ; b= 19 mm ; r = 1.2 mm ; r
1
= 1 mm;
C =25,6 kN ; C
0
= 18,17 kN
- Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ
Ta có
022,0
18170
4.404
0
13
==
C
F
a
Theo bảng 11.4 ta được: e = 0,34
Vì vòng trong quay nên V=1
Do đó:
15,0
26381
4.404
.
=
×
=
r
a
FV
F
< e
- Tra bảng ta được: X= 1 ; Y= 0
- Tải trọng động: Q=( XVF
r
+ YF
a
) k
t
k
đ
- Trong đó: k
t
=1 (nhiệt độ <100
C)
k
đ
:hệ số kể đến đặc tính tải trọng.
Ta chọn k
đ
=1,1
F
s1
= e.F
r1
= 0,34. 1863=633.42 ( N)
F
s2
= e.F
r2
= 0,34. 2638 = 897 ( N)
∑
1a
F
= F
s2
- F
a
= 897 – 404.4 =492.6 (N) < F
s1
⇒ F
a1
= 633.42 ( N)
∑
2a
F
= F
s1
+ F
a
= 633.42 + 404.4 = 1037,82 (N) > F
s2
⇒ F
a2
= 1037.82 (N)
⇒Tải trọng trên trục Ổ 1 và 2:
Trang 51
Q
1
=(1×1×1863+ 0×633.42 )×1,1 = 2049 (N)
Q
2
=(1×1×2638 + 0×1037.82)1×1,1 = 2901.8 (N)
Ta có: C
d
= Q
m
L
Với ổ bi : m=3
L
h
:tuổi thọ của ổ L
h
= 24000 giờ
L=
66
10
4786024000
10
.60.
××
=
nL
h
=688 triệu vòng
⇒ C
d
= 2901.8
3
688
= 25.617 (kN)
- Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ : Q
t
= X
0
F
r
+ Y
0
F
a
Theo bảng ta được : X
0
=0,5 ;Y
0
=0,47
⇒ Q
t
=0,5×2901.8 + 0,47×1037.82 = 1937.7 (N) < F
r2
Vậy Q
t
= F
lt22
= 2901.8 (N) <C
0
Kết luận : ổ đã chọn đảm bảo.
3. Chọn ổ lăn cho trục III.
- Lực dọc trục F
a
=703 (N)
- F
ly32
= 2869 (N) ; F
ly31
= 644(N)
- F
lx32
= 1977 (N) ; F
lx31
= 944 (N)
- Ổ 1 : F
lt31
=
)(1143944644
22
N=+
- Ổ 2 : F
lt32
=
)(348419772869
22
N=+
- Ta thấy F
lt31
> F
lt32
nên ta xét tỉ số:
02
3484
703
32
==
lt
a
F
F
⇒Ta chọn ổ bi đỡ chặn với góc
12=
α
- Chọn sơ bộ ổ bi đỡ chặn cỡ trung hẹp kí hiêu: 46308
Với d= 40mm ; D =90 mm ; b= 23mm ; r = 2,5 mm ; r
1
= 1,2 mm;
C =39,2 kN ; C
0
= 30,7kN
- Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ
Ta có
0228,0
30700
703
0
==
C
F
a
Theo bảng 11.4 ta được: e = 0,34
Trang 52
Vì vòng trong quay nên V=1 Do đó:
2,0
3484
703
.
==
r
a
FV
F
< e
Vậy ta được: X= 1 ; Y= 0
Tải trọng động: Q=( XVF
r
+ YF
a
) k
t
k
đ
Trong đó: - k
t
=1 (nhiệt độ <100
C)
-k
đ
:hệ số kể đến đặc tính tải trọng.
-Với K
t
= 1; K
d
=1
F
s1
= e.F
r1
= 0,34×1143 = 388.62 ( N)
F
s2
= e.F
r2
= 0,34×3484= 1184.56( N)
∑
1a
F
= F
s2
- F
a4
= c - 703 =481.4 (N) ⇒
∑
1a
F
> F
a1
⇒
F
a1
= 481.4(N)
∑
2a
F
= F
s1
+ F
a
= 388.62 + 703 = 1091.6(N) ⇒ F
a2
<
F
s1
⇒ F
a2 =
1884.56 ( N)
-Tải trọng động trên ổ 1 và 2:
Q
1
=(1×1×1143+ 0 . 481.4).1×1 = 1257.3(N)
Q
2
=(1×1×3484 + 0 .1184.56).1×1 = 3832.4 (N)
Ta có: C
d
= Q
m
L
Với ổ bi : m=3
L
h
:tuổi thọ của ổ L
h
= 24000 giờ
L=
6
4
6
10
206024000
10
.60.
××
=
nL
h
=293.76 triệu vòng
⇒ C
d
=3832.4
3
76.293
= 25.476 kN < C
- Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ : Q
t
= X
0
F
r
+ Y
0
F
a
-Tra bảng ta được X
0
=0,5 ;Y
0
=0,47
Trang 53
⇒ Q
t
=0,5×3832.4 + 0,47×1184.56 = 2472.9 (N) < F
r2
Vậy Q
t
= F
lt22
=3484 (N) <C
d
Kết luận : ổ đã chọn đảm bảo.
4.Chọn kiểu lắp ổ lăn:
Cấp chính xác 9 vòng trong quay, vòng ngoài đứng yên. Nên ta có:
I II III
Trục:
620k
φ
630k
φ
640k
φ
Lỗ :
747H
φ
772H
φ
790H
φ
5.Chọn kiểu lắp bánh sau:
Trục I:
6
7
25
k
H
φ
Trục II:
6
7
35
k
H
φ
Trục III:
6
7
45
k
H
φ
PHẦN VI: TÍNH TOÁN VÀ THIẾT KẾ VỎ HỘP.
1.Tính toán vỏ hộp:
- Ta chọn vỏ hộp đúc,vật liệu là gang xám GX 15_32
- Chọn bề mặt lắp ghép giữa nắp hộp và thân hộp đi qua đường tâm các
trục để việc tháo lắp các chi tiết được thuận tiên và dễ dàng hơn.
- Các kích thuớc của hộp giảm tốc
+ Chiều dày thân hộp :
0,03a 3mm
δ
= +
=0,03×255 + 3 = 10.65 mm
a : khoaûng caùch truc I vaø II Chọn
δ
= 11 mm
+
Chiều dày nắp hộp:
1
δ
= 0,9
δ
=0,9.11 = 9.9 mm
+Gân tăng cường: Chiều dày e = (0,8
÷
1)
δ
= (0,8
÷
1)×11
⇒ chọn e =10mm
+Bu lông nền: d
1
>0,04a + 10 = 0,04×255 +10 =20.2 mm
⇒ chọn d
1 =
20 mm
+Bu lông cạnh ổ: d
2
= (0,7
÷
0,8) d
1
= (0,7
÷
0,8). 20
Trang 54
⇒ chọn d
2=
15 mm
+Bu lông ghép bích nắp và thân: d
3
= (0,8
÷
0,9) d
2
= (0,8
÷
0,9). 15
⇒ chọn d
3 =
12 mm
+Vít ghép nắp ổ: d
4
= (0,6
÷
0,7) d
2
= (0,6
÷
0,7) 15
⇒ chọn d
4
=
10 mm
+Vít ghép nắp cửa thăm: d
5
= (0,5
÷
0,6) d
2
= (0,5
÷
0,6) 15
⇒ chọn d
5 =
8 mm
+
Mặt bích ghép nắp và thân:
Chiều dày bích thân hộp : S
3
= (1,4
÷
1,8) d
3
= (1,4
÷
1,8).12
⇒ chọn S
3
=19 mm
Chiều dày bích nắp hộp : S
4
= (0,9
÷
1) S
3
= (0,9
÷
1) .19
⇒ chọn S
4
=
19 mm
-Bề rộng bích nắp và thân : K
3
= K
2
- (3
÷
5) mm
Với K
2
bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ:
K
2
= E
2
+ R
2
+ (3
÷
5) mm =1,6 d
2
+1,3 d
2
+ (3
÷
5)
=1,6×15+1,3×15 + (3
÷
5)
⇒ chọn K
2
=
39 mm ⇒ K
3
=
35 mm
- Chiều dày mặt đế hộp: S
1
= (1,3
÷
1,5) d
1
= (1,3
÷
1,5).20
⇒ chọn S
1
=
28 mm
- Chiều rộng mặt đế hộp: K
1
= 3 d
1
= 3×20 = 60 mm
- Khe hở giữa bánh răng với thành trong hộp:
∆
≥
(1
÷
1,2)
δ
=(1
÷
1,2)×9 ⇒ chọn
∆
=
10 mm
- Khe hở giữa bánh răng lớn nhất và đáy hộp:
∆
1
≥
(3
÷
5)
δ
=(3
÷
5)×11 ⇒ chọn
∆
1
=
40 mm
- Số lượng bulông nền: Z =
300200 ÷
+ BL
Trang 55
L: chiều dài hộp.Chọn sơ bộ L=500 mm
B: chiều rộng hộp.Chọn sơ bộ L=300 mm
Z =
300200
300500
÷
+
⇒ chọn Z
=
4 .
Trang 56
| 1/56
| | Tải xuống

Có thể bạn quan tâm:

Preview text:

TRƯỜNG ĐẠI HỌC SƯ PHẠM KỸ THUẬT TP.HCM
KHOA ĐÀO TẠO CHẤT LƯỢNG CAO BỘ MÔN CHI TIẾT MÁY
ĐỒ ÁN MÔN HỌC NGUYÊN LÝ- CHI TIẾT MÁY (Phần thuyết minh) GVHD: NGUYỄN HỮU THỊNH SVTH: TRẦN THANH PHONG MSSV: 141444215 LỚP: 141444CL2
Thành phố HCM, ngày 29 tháng 12 năm 2016
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SƯ PHẠM KỸ THUẬT TP.HCM
KHOA ĐÀO TẠO CHẤT LƯỢNG CAO BỘ MÔN CHI TIẾT MÁY
ĐỒ ÁN MÔN HỌC NGUYÊN LÝ- CHI TIẾT MÁY (Phần thuyết minh) GVHD: NGUYỄN HỮU THỊNH SVTH: TRẦN THANH PHONG MSSV: 141444215 LỚP: 141444CL2
Thành phố HCM, ngày 29 tháng 12 năm 2016 Mục lục
PHẦN I: TÍNH TOÁN ĐỘNG CƠ DIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN I, Chọn động cơ.
1. Tính toán công suất trên trục động cơ điện. Số liệu ban đầu.
+ Lực vòng trên băng tải (F): 38000 (N)
+ Vận tốc Tang tải (v) : 1,5 (m/s)
+ Đường kính Tang tải (D) : 420 (mm)
+ Số năm làm việc (a) : 5 (năm)
Nếu gọi Pct : Công suất cần thiết trên trục động cơ.
Pt : Công suất trên trục máy thao tác.
η : Hiệu suất truyền động.
Ta có công suất tác dụng lớn nhất trên trục máy Công suất:
Công suất động cơ ( tải trọng thay đổi). Ta có: Ta có: mà T1=T => P1 = 1 mà T2= 0,8 T => P2 = 0,8 Vậy ta có :
2. Tính toán hiệu suất hệ thống. Trang 3 η =η ×η 2 ×η ×η nt br o x Hiệu suất chung :
+Theo baûng 2.3 ta ñöôïc: ηnt
=1:hieäu suaát khoáp noái truïc. ηbr
= 0.98:hieäu suaát moät caëp baùnh raêng ηo
= 0.995 :hieäu suaát moät caëp oå laên ηx
=0.93 :hieäu suaát boä truyeàn xích η 1× 9. 0 82 × 9 . 0 954 × 9 . 0 3 = 8 , 0 75 ⇒ =
-Coâng suaát caàn thieát treân truïc ñoäng cô p 38 , 5 P t = ⇒ = 14 , 6 ( 8 k ) w ct η 8 , 0 75 .
3. Tính số vòng quay sơ bộ.
n = u × n sb lv Ta có.
- Trong ñoù : u : tæ soá truyeàn chung heä thoáng nlv
: soá voøng quay cuûa maùy coâng taùc lv -Xaùc ñònh n : π × n× d 60×1000× 5 , 1 v = ⇒ n = = 6 , 8 2(V / ph) 60×1000 lv π × 420 - Ta coù : - Xaùc ñònh u
u = u × u n h Ta coù: Trang 4 Tra baûng 2.1 ta coù : un = 2 ∈ (2 → ) 5 Truyền động xích. uh = 15 ∈ 8 ( → 4 ) 0
Truyền động bánh răng trụ. ⇒ u =2×10 =20 nsb × Vaäy =26 68,2=1368 (v/ph). 4. Chọn động cơ. -
Ta chọn động cơ loại 4A vì chúng nhẹ hơn so với động cơ loại K và DK. Mặt khác chúng có
phạm vi công suất lớn hơn và số vòng quay đồng bộ rộng hơn so với động cơ loại K. -
Dựa vào bảng 1.3TC/237 . ta chọn được động cơ. Kiểu động Công suất Vận tốc Cos ( Tmax/Tđn cơ quay 4A132S4Y3 7,5 1455 0,86 87,5 2,2
II. Phân phối tỉ số truyền. n 1455 u = dc tt = = 21 3 , 3 n 6 , 8 2 lv
Tæ soá truyeàn cuûa heä thoáng
u = u × u × u nt h x Tæ soá truyeàn chung : + Trong ñoù : U : tæ soá truyeàn chung uh
: tæ soá truyeàn hôïp giaûm toác ux
=3 :tæ soá truyeàn xích ngoaøi hôïp unt
=1: tæ soá truyeàn khôùp noái truïc
+Tæ soá truyeàn hôïp giaûm toác Trang 5 u 21 3 , 3 u u u u tt = h × x ⇒ = tt h = = 7 1 , 1 u 3 x Ta coù :
u = u × u h n c Maø un
:tæ soá truyeàn boä baùnh raêng nghieâng caáp nhanh uc
:tæ soá truyeàn boä baùnh raêng nghieâng caáp chaäm u = u 3 , 1 n c + Choïn u 11 , 7 u = h c = = 39 , 2 3 , 1 3 , 1 un = 0 , 3 4 ⇒ u = 1× , 3 04× 3 , 2 39×3 = 21 3 , 3
- Vaäy tæ soá truyeàn chung laø : u − u tt
- Sai leäch tæ soá truyeàn laø: Δu = = = 0,009 ÷ - Sai leäch cho pheùp 2 3 %
- Soá voøng quay ôû caùc truïc truyeàn ñoäng: I dc n =n =1455(v/ph) nI 1455 = 4 ( 78 v / ph) u , 3 04 II n n = = n 478 II = = 204(v / ph) u . 2 339 III c n = n 204 III = = 6 ( 8 v / ph) u 3 IV X n = Trang 6
- Coâng suaát cuûa caùc truïc truyeàn ñoäng: Ta coù :PIV =5.7 (kw) η η x × ol × PIII=PIV/( ) = 5,7/(1 0,995)= 6,159 (kw) η η II br × ol × P =PIII/(
) =6,159/(0,98 0,995)= 6,316 (kw) η η II br × ol × PI=P /(
)=6,136/(0,98 0,995)= 6,477(kw) η η nt × ol × Pct= PI/( )=6,477/(1 0,995)= 6,5 (kw)
- Moment xoaén cuûa caùc truïc truyeàn ñoäng: 55 , 9 .106.pct 55 , 9 .106. 5 , 6 = = 426 ( 63 N ) n 1455 ñc dc T = 55 , 9 .106.p 55 , 9 .106. , 6 477 I = = 4 ( 2512 N ) n 1455 I I T = 55 , 9 .106.p 55 , 9 .106. 316 , 6 II = = 126187(N) n 478 II II T = 55 , 9 .106.p 55 , 9 .106. 159 , 6 III = = 288325(N) n 204 III III T = 55 , 9 .106.pIV 55 , 9 .106. , 5 7 = = 800514(N) n 68 IV IV T = Thoâng soá Ñoäng cô I II III IV U Un=3,04 Uc = 2,33 Ux =3 N(v/ph) 1455 1455 478 204 68 P(kw) 6,5 6,477 6,316 6,159 5,7 T(N.mm) 42663 4251 12618 288325 800514 2 7 Trang 7 Trang 8
PHẦN II ; TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỘP TRUYỀN NGOÀI HGT VÀ BỘ TRUYỀN XÍCH. I.
Thiết kế bộ truyền xích. Các thông số ban đầu:
Công suất P1 = PIII = 6,159 (KW), tốc độ quay n1 = nIII = 204 vòng/phút, tỉ số truyền U=
3, bộ truyền đặc nghiêng so với phương năm ngang một góc 300. Bộ truyền làm việc 2 ca, tải trọng va đập nhẹ. 1. Chọn loại xích.
Vì vận tốc thấp v< 10 m/s, không yêu cầu làm việc êm, nên chọn xích con lăn.
2. Chọn số răng của đĩa xích.
Theo bảng 4.4 với u = 3. Chọn số răng đĩa xích dẫn Z1 = 25 ( răng), thảo điều kiên Z1 > Zmin .
Số răng của bánh xích bị dẫn Z2 = 3. Z1 = 3. 25= 62,5
chọn Z2 = 63 (răng). Thỏa điều kiện Z2< Zmax = 120 răng.
3. Xác định bước xích p.
a, Bước xích của đĩa xích con lăn.
Bước xích p được xác định từ chỉ tiêu và độ bền mòn bản lề, thể hiện bằng công thức:4.5, 4.6. Pt =P.k.kz.kn ≤ [P] (4.5) (4.6) đối với 2,3,4 dãy - Ta coù:
Pt : coâng suaát tính toaùn (kw).
P : công suất truyền trên trục ba (kw) .
[P] : công suất cho phép (kw).
kđ : hệ số phân bố tải trọng không đều cho các dãy xích.
k: hệ số sử dụng của bộ truyền xích được xác định bằng công thức . 0 a dc d c bt k=k .k .k .k .k .k . - Với :
K0 = 1 - Heä soá keå ñeán aûnh höôûng cuûa vò trí boä truyeàn. K a= 1
- Heä soá keå ñeán khoaûng caùch trục a=(30-50)p.
Kd c= 1,1 - Vị trí trục được điều chỉnh bằng đĩa căng và con lăn căng xích. Kd = 1,2 - Tải trọng va đập.
K c= 1,25 - Chế ñoä laøm vieõc cuûa boä truyeàn 2 ca. Trang 9 Kbt = 1,3
- Môi trường làm việc có bụi, bôi trơn cấp II.
Suy ra k= 1.1,1.1,2.1,3.1,25= 2,145
- Ta chọn Z01 =25 răng, và n01 = 200 vòng/phút Vậy ta được : z 25 01 k n 200 01 z = = =1 k = = = 9 , 0 8 z 25 n n 204 1 1
- Nhö vaäy Coâng suaát tính toaùn laø: Pt= =6,159.2,145.1.0,98 = 13,29 (kw).
Điều kiện chọn [P] với n01 = 200 vòng/phút.
Và [P] > Pt = 13,29 (kw) tra bảng 4.5 ta được [P] = 19,3 (kw) > 13,29 (kw) với bước xích p = 31,75 (mm).
Với p = 31,75 mm < pmax 50,8 mm, theo bảng 4.8.
Tuy nhiên với p=31,75 mm thì đường kính đĩa xích bị dẫn rất lớn. d2 = .
Trong điều kiện này ta nên chọn p có trị số nhỏ hơn và tăng số dãy đĩa xích bằng cách áp dụng công thức 4.6.  kđ =
Vậy ta chọn 4 dãy xích có bước xích p = 19,05 mm.
4. Khoảng cách trục.
- Khoảng cách trục a = 40p = 40.19,05 = 762 (mm)
- Theo công thức 5.12 soá maét xích X = + ( z1+z2) + (z2-z1)2 7 . 2 62 1 (63 − 2 ) 5 2 ×19 0 , 5 X = + (25 + 6 ) 3 + = 124 9 , 19 0 , 5 2 762 × 4 2 π (mm) Choïn laïi X =126 (mm)
- Tính lại khoảng cách trục baèng coâng thöùc 5.3 ta ñöôïc a = 0,25.p.{xc -0,5(z1+z2)+ = 772,45 (mm)
- Để xích không chịu lực căng quá lớn, giảm a một lượng Δa =0,003×777,45≅ 2,3 Vaäy a = 770 (mm) Trang 10
5. Kiểm nghiệm số lần va đập i của bản lề xích trong 1 giây. n × z 25× 204 1 1 i = = = 9 , 1 9 <= [i] = 35 15× X 15×126
Theo (4.15) ta được:
6. Tính toán kiểm nghiệm về độ bền xích.
Với các bộ truyền xích bị quá tải lớn khi mở máy hoặc thường xuyên chịu
trọng va đập trong quá trình làm việc cần tiến hành kiểm ngiệm về quá tải theo hệ số an toàn: - Theo công thức 4.16 S= - Theo bảng 4.2
Tải trọng phá hủy Q= 31,8 kN, khối lượng 1 mét xích q=1,9 kg
Kd = 1,7 –heä soá taûi troïng ñoäng Ft : lực vòng
z × p × n . 25 204.1 , 9 05 1 1 = , 1 619 60000 60000 - Ta có v= = 1000 × 159 , 6 = 951 . 4 , 1 619 Ft = = (N)
Fv : lực căng do lực ly tâm sinh ra. 9 , 1 × , 1 6192 = 98 , 4 Fv= q.= (N) f
Fo =9,81k .q.a : lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra f
k =4 :heä soá phuï thuoäc ñoä voõng f cuûa xích vaø vò trí boä truyeàn f=(0,01……0,02)a, ⇒ 8 , 9 1 4 . . 9 , 1 , 0 . 77 = 5 , 7 4 Fo= 9,81. Kf.q.a = (N) 31800 = 9 , 18 4 , 1 7 × 951+ 9 , 4 8 + 57,4 - Vaäy S =
- Theo baûng 5.11 vôùi p=19,05, n1 = 204 vòng/phút.
-> [s] =8,2.vaäy S > [s] .Boä truyeàn xích ñaûm baûo ñuû beàn Trang 11
7. Các thông số của đĩa xích.
+ Đường kính vòng chia xích. , 19 05 , 19 05 180 180  sin   sin   25   63  d1= = = 152 (mm) d2= = = 38,2 (mm)
+ Đường kính vòng đỉnh.  180  1 , 9 05 5 , 0 + cot g  = 160  25  da1= p(0,5+cotg )=
(mm) da2 = p( 0,5+ cotg ) = 391(mm)
+ Ñöôøng kính voøng chaân. 1 1
r=0,5025d +0,05=6,03 (mm), với d =11,91
df1= d1-2r= 152- 2.6,03 = 139,94 (mm) df2= d2-2r= 369,94 (mm)
8. kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích. k Ft k® + Fv E r ( . ® ) + Theo công thức σ = 0,47 ≤ σ H [ H ] . A k® + Trong đó: Ft = 951 N (lực vòng)
kđ = 3 (bộ truyền 4 dãy xích)
Fvđ : lực va đập trên 4 dãy xích
Fvđ = 13.10-7.n1.p3.4 = 13.10-7.204.19,053.4 = 7,33
E = 2,1.105 (Mpa), A= 318 (mm2) (4 dãy xích theo bảng 4.14) , 0 4 . 2 (951.3 + 7 ) 33 , 1 , 2 .105 × 318.3 ⇒ = 0,47 = 241,7 (Mpa)
Tra bảng 4.14 chọn vật liệu đĩa xích là thép 45, tội cải thiện có[] = 500 (Mpa). Nên đĩa
xích đảm bảo độ bền tiếp xúc.
9. Xác định các lực tác dụng lên trục. Trang 12 Thông số Ký hiệu Trị số Khoảng cách trục. a 770 Số răng đĩa xích dẫn. Z1 25
Số răng đĩa xích bị dẫn. Z2 63 Tỉ số truyền. u 2,5 Số mắt xích. x 126
Đường kính vòng chia đĩa xích dẫn. d1 152
Đường kính vòng chia đĩa xích bị dẫn. d2 382
Đường kính vòng đỉnh đĩa xích dẫn. da1 160
Đường kính vòng đỉnh đĩa xích bị dẫn. da2 391
Đường kính vòng chân răng đĩa xích dẫn. df1 139,94
Đường kính vòng chân răng đĩa xích bị dẫn. df2 294,94 Bước xích. p 19,05 Số dãy xích. 4 Theo công thức
Fr= Kx.Ft =1,15.951=1093,65 (N) 0
Trong đó ñoái vôùi boä truyeàn nghieâng moät goùc nhoû hôn 40 so với phương nằm ngang , X k =1,15.
Các thông số của đĩa xích. Trang 13
Phần III. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRONG HGT- BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG.
A. BỘ TRUYỀN CẤP NHANH. Thông số ban đầu.
Tính toán bộ truyền răng trụ răng nghiêng cấp nhanh với P1 = 6,477, n1 = 1455 (vòng),
u= 3,04, chế độ làm việc 1 ca 8 tiếng. Bộ truyền quay 1 chiều, tải trọng thay đổi. T T 0,8T 0,7 Tck 0,3 Tck Trang 14
1. Chọn vật liệu làm bánh răng. + theo bảng 5.1 ta có. -
Bánh răng nhỏ thép 40 tôi cải thiên, độ rắn HB 192 ÷ 228, có = 850 MPa, = 400 MPa. -
Bánh lớn: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192÷ 240 có = 750 MPa, = 450 MPa.
2. Xác định ứng suất cho phép.
Theo bảng 5.2 với thép 40, 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB180 ÷ 350 o o σ = 2HB + 70 ; S =1,1 ; σ = 1,8HB ; S = 1,75 Hlim H Flim F
Chọn độ rắn bánh nhỏ = 210; độ rắn bánh lớn = 200, khi đó: = 2.210 + 70 = 490 (Mpa) = 2.200 + 70 = 470 (Mpa) = 1,8.210 = 378 (Mpa) = 1,8.200 = 360 (Mpa)
Theo (5.7) NHO1 = 30.H2,4HB1 = 30.2102,4 = 1,1.107
NHO2 = 30.H2,4HB2 = 30.2002,4 =0,99.107
Với NHO : Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi khử về tiếp xúc. 3 N = 60c (T /T ) n t ∑ HE i max i i Theo (5.9)
Thời gian sử dụng của bánh răng t = 5.300.2.8 = 24000 giờ
Vậy ta có: NHE2 = 60.1.24000..(0,7+0,83.0,3) = 58,8.107 N > N K = 1 HE2 HO2 HL2 do đó N > N K = 1 HE1 HO1 HL1 Suy ra do đó
Như vậy theo (5.3) sơ bộ xác định được. [
Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng, do đó theo (5.11) 6 N = 60c (T /T ) n T ∑ FE i max i i Theo (5.10)
NFE2 = 60.24000..(0,7 + 0,83.0,3) = 53,6.107 6 N > N = 4.10 K = 1 K = 1 FE2 FO FL2 FL1 Vì do đó . Tương tự Trang 15 K = 1 FO
Theo (5.4) vì bộ truyền quay 1 chiều , ta được
Ứng suất quá tải cho phép được tính theo công thức (5.12) và (5.14):
3. Xác định sơ bộ khoảng cách trục
Khoảng cách trục được xác định theo công thức (5.15): T K 1 Hβ a = K (u + 1) 3 aw1 a 1 2 [σ ] u ψ H 1 ba 85034.1,1 = 43.(3,6 + 1) 3 = 138 mm 2 504,5 .3,6.0,3 trong đó:
Theo bảng (5.5), chọn = 0,3 Theo công thức (5.17): Tra bảng 5.6⇒ ⇒
4. Xác định các thông số ăn khớp Theo (5.18) cosβ = 0,9848
Theo bảng 5.7 chọn môđun pháp m = 2 mm. Chọn sơ bộ β = , do đó
Theo (5.23) số răng bánh nhỏ: Lấy = 27 răng
Mà z2=u.z1=3,04.27=82 Lấy = 82 Tỉ số truyền thực tế
Sai số tỉ số truyền thỏa điều kiện
5. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Theo (5.25) ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc: 2T K (u + 1) 1 H σ = Z Z Z H M Hε 2 b ud w w1 Trang 16 Theo bảng 5.4 = 274 Ta có : α=20o Mà 2cosβb Z = = 1,715 1,737 H sin2αtw Theo (5.26) o ' b sinβ 0,3.138.sin(1613) w ε = = = 1,4651,005 β πm 2,5π Theo (5.32) Z = 1/ε = 1/1,6415 = 0,7805 ε α Do đó theo (5.31) trong đó: Vậy
Đường kính vòng lăn bánh nhỏ: 2a 2.138 w d = = = 59,89 mm 55 mm w1 u + 1 3,608 + 1 m Theo (5.35)
Với v = 4,19 m/s theo bảng 5.9 chọn cấp chính xác 8
Theo bảng 5.10 với v = 4,19 m/s, cấp chính xác 8 chọn = 1,09; = 1,27 v = σ g v a /u H H o w Theo (5.37)
Trong đó theo bảng 5.11, = 0,002; theo bảng 5.12, = 56 Do đó theo (5.36): v b d H w w1 K = 1 + Hv 2T K K 1 Hβ Hα
K = K K K =1,0237.1,13.1,1=1,27 H Hβ Hα Hv Theo (5.34) 1,07.1,09.1,52 =1,226
Với các giá trị vừu mới tìm trên: Trang 17
Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép
Theo (5.1) với v = 4,19 m/s < 5 m/s, = 1, với cấp chính xác động học là 8, chọn cấp
chính xác về mức tiếp xúc là 7, khi đó cần gia công đạt độ nhám, do đó = 1, với d < 700 mm, K =1 a xH
[σ ]=[σ ]Z Z K =504,5.1.0,95.1=479,3 MPa H H v R xH 436,4.1.1.1=436,4 (Mpa)
Như vậy thỏa điều kiện về độ bền tiếp xúc.
6. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng được xác định theo
công thức (5.38) và (5.39): 2T K Y Y Y 1 Fε β F1 σ = ≤ [σ ] F1 F1 b d m w w1 σ Y F1 F2 σ = ≤ [σ ] F2 F2 YF1 ψ =0,69 K =1,2 bd Fβ với
0,642 tra bảng 5.6 ta được 1,17 K =1,37 Fα
Theo bảng 5.10 với v < 5 m/s và cấp chính xác 8, 1,27 aw v = δ g v F F o u Theo (5.41) δ = 0,006 g = 73 F o trong đó theo bảng 5.11, , theo bảng 5.12, 56
Do đó theo công thức(5.40): v b d 6,175.0,3.138.59,89 F w w1 K = 1 + =1+ =1,054 Fv 2TK K 2.85034.1,2.1,37 1 Fβ Fα K =K K K =1,2.1,37.1,054=1,733 F Fβ Fα Fv Do đó 1,123.1,17.1,27 = 1,668 1 1 Y = = =0,609 0,59 ε ε 1,6415 α
Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
Hệ số kể đến độ nghiêng của răng. Trang 18 Số răng tương đương: Theo bảng 5.14 ta được
với môđun pháp m = 2 mm -> Ys=1,08-0,0695ln(2)=1,032 Y = 1 d < 400 mm K = 1 R a xF , vì nên
. Thay các giá trị vừa tính được vào (5.2) ta được:
[σ ]=[σ ]Y Y K =257.1.1,016.1=261,1 MPa F1 F1 R S xF 216.1.1,032.1=222,912 (Mpa)
[σ ]=241,7.1.1,016.1=245,6 MPa F2 Tương tự tính được 205,7.1,032.1.1 = 212,3 (Mpa) Ta so sánh. + +
Như vậy thỏa điều kiện độ bền uốn.
7. Kiểm nghiệm răng về quá tải. Tmax K = =1,8 qt T Hệ số quá tải
Để tránh biến dạng dư hoặc gãy giòn bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại phải thỏa điều kiện (5.42): Theo (5.43)
8. Các thông số và kích thước bộ truyền. Trang 19 Thông số Ký hiệu Trị số Khoảng cách trục aw 111 (mm) Môđum pháp m 2 (mm) Chiều rộng vành răng bw 33,3 (mm) Tỉ số truyền Um 3,037 Góc nghiêng của răng β 10o56 Số răng bánh răng nhỏ Z1 27 răng Số răng bánh răng lớn Z2 82 răng
Đường kính vòng chia bánh răng nhỏ d1 55 (mm)
Đường kính vòng chia bánh răng lớn d2 167 (mm)
Đường kính vòng đỉnh bánh răng nhỏ da1 59 (mm)
Đường kính vòng đỉnh bánh răng lớn da2 171 (mm)
Đường kính vòng đấy bánh răng nhỏ df1 50 (mm)
Đường kính vòng đấy bánh răng lớn df2 162 (mm) Hệ số dịch chỉnh x1,x2 0
B, TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN CẤP CHẬM Thông số ban đâu
Momen xoắn T2 = 126187 N.mm, uc = 2,33 = u2, n2 = 478 (vòng/phút). P2 = 6,316
(kw). Vật liệu làm bánh răng, độ rắn bánh răng nhỏ, bánh răng lớn và ứng suất cho phép
tương tự như bộ truyền cấp nhanh.
1. Xác định sơ bộ khoảng cách trục Theo 5.11: aw2= Ka(u+1) Trong đó: T2 = 126187 N.mm Theo bảng 5.5 : = 0, 3
Theo chọn Ka = 43 (răng nghiêng) Theo = 1,07 Theo công thức 5.17: = 0,53× (u+1) = 0,52 σ H Ứng suất cho pháp [ ]= 436,4 Trang 20 126187 07 , 1 . [ = 4 , 36 4] 144 2 3 , 0 . 33 , 2 . Vậy : aw2 = 43.(2,33+1) (mm)
2. Xác định thông số ăn khớp Theo công thức a 1 w M = (0,01 = (0,01 .144 = (1,44 2,88) (mm) Chọn mođun m=2
Chọn góc sơ bộ β = 15o, do đó cosβ = 0,9659 + Số răng bánh nhỏ : 144× 2 × 9659 , 0 2 × ( 33 , 2 + )1 Z1 = = = 42 răng
+ Số răng bánh lớn : Z2 = u. z1=2,33.42= 98 răng 98 42
Do đó tỉ số truyền thực sẽ là um= = 2,3333
Sai số tỉ số truyền , thỏa điều kiện cho phép. (42 + ) 98 .2 14 . 2 4 = = = 0,872 β Suy ra =13o32’
3. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Theo công thức 5.25, Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc . Trang 21 .
2 T .K .(U + ) 1 2 H 2 b . . u d w 1 w Zm.ZH.Z . < Theo5.4: Zm= 274 Ta có α = 20o tg 20 9659 , 0 = = arctg = arctg =20o38 β α β b t Mà : tg =cos .tg ⇒ β β b ⇒ b tg =0,225 =12041 Theo công thức 5.26 :ZH= =1,719 b sin 3 , 0 .14 . 4 si 12 n( o4 ) 1 w β π m π 2
Theo công thức 5.32 : εβ = = = 1,51 1 ε εα Theo5.31 : Z = 1 1 + 1 1 ε + α Z Z β 1 2 42 98 Với =[1,88-3,2( )]cos =[1,88-3,2( )]0,972=1,721 ⇒ Z = = 0,762 Trang 22 2a 2.144 w um +1 33 , 2 +1
Đường kính vòng lăn bánh nhỏ : dw1 = = = 86,4(mm) π.d .n 14 , 3 ×86, 4 . 4 78 w 2 60000 60000 Theo công thức 5.35 v = = = 2,175(m/s)
Theo bảng 5.9 với v = 2,175 m/s ta dùng cấp chính xác 9 α
với v=2,175 m/s <2,5 m/s ,chọn KH =1,13 aw2 V = δ g v H H 0 u1 Công thức (5.37) : δH Ta chọn = 0,002 (răng nghiêng) 144 VH = 002 , 0 × 73× 175 , 2 33 , 2
Ta chọn g0 = 73 (vì m<3,55) => = 1,29 m/s Công thức (5.36) ν b . d . h w w , 2 4 . 9 3 , 0 .14 . 4 86,4 = ,103 2 T . .K .K 2 Hβ Hα 2.126187. , 1 . 07 13 , 1 KHv = 1+ =1+
Công thức (6.39) kH :hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc:
KH =KHβ.KHαKHv=1,07.1,13.1,03=1,240 Suy ra: 1 . 2 26187 , 1 . . 24 ( 33 , 2 + ) 1 2 14 . 3 , 0 4 8 . 33 , 2 . 6,4 σH = 274.1,719.0,726 = 422,86 (Mpa)
Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép: ⇒
Công thức (5.1) với V =2,175 <2,5 m/s Zv = 1
Với cấp chính xác động học 9.Chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8. Khi đó cần gia µ
công đạt độ nhám Ra = 2,5…..1,5 m,do đó Zr=0,95 Với da <700mm, kXH=1 Trang 23
[σ ] = [σ ]Z .Z K = 4 , 36 4.1.1. 95 , 0 = 414 ( 58 , MPa) H H V R XH ta có : σ σ H H Như vậy =422,86 Mpa>[ ]=414,58 (Mpa). Mà ta có < 4%
Ta có thể giữ lại nguyên các kết quả tính toán và cần tính lại chiều rộng vành răng: bw =
Tính lại các thông số khi bw = 44,94 (mm). Công thức (5.36) ν b . d . h w w , 2 4 . 9 44 94 , .86,4 = ,103 2 T . .K 2 β .K H α H 2.126187. , 1 07. 13 , 1 KHv = 1+ =1+
KH =KHβ.KHαKHv=1,07.1,13.1,03=1,240
+ Vậy ta tính lại ứng suất tiếp. 1 . 2 26187 , 1 . . 24 ( 33 , 2 + ) 1 2 44 8 . 33 , 2 . 94 , 6,4 σH = 274.1,719.0,726 = 414,32 (Mpa) + So sánh với
-> thỏa điều kiện về độ bền tiếp xúc.
4. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.
Để đảm bảo độ bền uốn cho răng,ứng suất uốn sinh ra tại chân răng được xác định theo công thức:
2T .K .Y .Y .Y 1 F ε β F1 σ = F1 b .d .m w 1 w α
Với chọn KFβ = 1,17 ; Với v< 2,5 m/s chọn KF =1,37 δF Chọn = 0,006, go= 73 Công thức (5.41) aw 144 V δ F = .g . . v F = 006 , 0 × 73× 175 , 2 = , 7 48 0 u 33 , 2 m/s υ b d KFV = 1 F w 1 + w = ,1072 2T K K 2 Fβ Fα Công thức 5.4 K K K K F = Fβ Fα FV = 072 , 1 . 37 , 1 . 17 , 1 = 718 , 1 Do đó:
Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng. Trang 24 1 1 Y = ε ε α = , 1 721 εα 72 , 1 1 Với ; = = 0,581
Hệ số kể đến độ nghiêng của răng. 32 , 13 β Y = β 1− = 1− = 9033 , 0 140 140 Số răng tương đương: Z 42 Z2 98 1 Z Zv = = = v = = = 1 cos3 β ( 2 cos13o ) 46 32 3 cos3 β (cos13o ) 106 32 3 răng : răng Theo bảng 5.14 ta được: =3,65 ; = 3,6 ; m= 2mm 1,08 – 0,0695
= 1,08 – 0,0695 ln(2) = 1,03 ; =1 ( < 400 mm)
Thay các giá trị vừa tìm được vào công thức: = . . = 1× 03 , 1 ×1 = , 222 48 216× (Mpa) 1× 0 , 1 3×1 = 211 8 , 7 = 205,7× (Mpa) Thay vào công thức 2.126187. , 1 718. 58 , 0 1. 903 , 0 . , 3 65 σ F = = 95 , 106 1 44 94 , .86,4.2 δF1 MPa < [ ] σ .Y F F 95 , 106 6 , 3 . 1 2 σ = = = ( 5 , 105 Mpa) < σ F 2 [ F ]2 Y 65 , 3 F1
-> độ bền uốn chấp nhận được Trang 25
5. Kiểm nghiệm răng về quá tải. Tmax =1 T - Công thức 5.4 Kqt = ,8 σ = σ K = 422 8 , 6. 8 , 1 (MPa) < [σ ] H1max H qt H max σ = σ K = 143 ( 5 , MPa) < [σ ] = 320MPa F1max F1 qt F1 max σ = σ K = 141 ( 5 , MPa) < [σ ] = 360MPa F 2 max F 2 qt F 2 max
Vậy các kết quả tính thỏa điều kiện về ứng suất.
6. Các thông số và kích thước bộ truyền; Thông số Ký hiệu Trị số Khoảng cách trục aw 144(mm) Môđum pháp m 2 (mm) Chiều rộng vành răng bw 44,94 (mm) Tỉ số truyền Um 2,33 Góc nghiêng của răng β 13o32 Số răng bánh răng nhỏ Z1 42 răng Số răng bánh răng lớn Z2 98 răng
Đường kính vòng chia bánh răng nhỏ d1 86,4 (mm)
Đường kính vòng chia bánh răng lớn d2 201,6 (mm)
Đường kính vòng đỉnh bánh răng nhỏ da1 82,4 (mm)
Đường kính vòng đỉnh bánh răng lớn da2 197,6(mm)
Đường kính vòng đấy bánh răng nhỏ df1 81,4 (mm)
Đường kính vòng đấy bánh răng lớn df2 196,6 (mm) Hệ số dịch chỉnh x1,x2 0
7. Bôi trơn hộp giảm tốc
Ta có hợp giảm tốc bánh răng nghiêng với . Nên ta chọn phương pháp bôi trơn ngâm dầu,
được ngâm trong dầu chứa ở hộp với điều kiện: da 2 da 2  − 〉 10 4   2
3  2  theo các dữ liệu ta có 167 2 1976  ⇔ −10〉   ⇔ 5 , 73 〉 8 , 65 6 2 3  2  Vậy thõa điều kiện. Trang 26
+Khi vận tốc bộ truyền xắp xỉ trị số trên thì bánh răng trên được ngâm trong dầu với
chiều sâu ngâm trong dầu bằng ( 0,75: 2) h.
Với h là chiều cao răng nhưng không nhỏ hơn 10mm.
Ta dùng dầu tuabin để bôi trơn. PHẦN IV.
THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN A. THIẾT KẾ TRỤC
1.Chọn vật liệu chế tạo trục. σ b Ta dùng thép C45 có
=600 MPa, ứng suất xoắn cho phép τ [ ] =(12…..20)Mpa
2. Xác định đường kính sơ bộ các đoạn trục.
 + Đường kính trục K ứng với K =1,2,3 T d = 3 mm 0, 2×[τ ] ( )
Với T1 = 42512 (Nm), T2 =126187 (Nm) τ T3 =288325 (Nm), [ ] = 20 -Vậy: T1 3 , 0 . 2 [T ] 1 ⇒ d = =21.9mm d1 =22 mm Trang 27 T d 2= 2 3 = , 0 . 2 [T ] ⇒ 31.59 mm d2 =32 mm T d 3= 3 3 = , 0 2 ×[T ] ⇒ 41,61 mm d3 =42 mm d + d + d 22 + 32 + 42 1 2 3 = = 32 tb 3 3 ⇒ d = mm dtb =32 mm
3.Xác định các gối đỡ và điểm đặt lực.
 d1 = 22 (mm) => b01 = 15 (mm)
d2 = 32 (mm) => b02 = 19 (mm)
d3 = 42 (mm) => b03 = 23 (mm)
*Lấy trục p làm chuẩn để tính các bộ truyền 2
lm22 = 1,4. d =1,4.32=44.8 (mm) = lm23 tra bảng (7.3) chọn + Chọn k1 = 12 (mm) + Chọn k2 = 8 (mm)
l22 = 0,5(lm22 + b02 ) + k1 + k2 = 51.9 (mm)
l23= 0,5(lm22 + lm23 )+k1 + l22 = 108.7 (mm)
l21= lm22 + lm23 + 3k1 +2k2 + b02 = 160.6 (mm)
Trục I : l12 =l22 = 51.9 (mm) → → ⇒ lm12 = (1,2
1,5)× d1= ( 26.4 33) Chọn lm12=28 (mm) - Theo bảng (7.3) : + Chọn k3 = 15 (mm)
+ Chọn hn = 17 (mm) :chiều cao nấp ổ đến đầu bulong. → → ⇒ lm11 = (1,4 2,5)d1 =(30.8 55) (mm) choïn lm11 =45 mm
lc11 = 0,5(lm11 + b01) + k3 + hn = 62 (mm) * Trục III : l33 = l23 = 108.7 (mm) → → ⇒ lm33 = (1,2 1,5).d3= (50.4 63) mm Chọn lm33 = 55 mm Trang 28 → → ⇒ lm34 = ( 1,4 2,5)d3 = (58.8 105) mm choïn lm34 =80 mm
lc34 = 0,5(lm34 + b03) + k3 + hn = 83.5 (mm)
- Khoảng cách giữa các gối đỡ : l11 = l21 = l31 = 160.6 (mm) lc11 l11 1 3 2 l22 R 4 x l lc34 33 l31
4.Xác định thông số và kiểm nghiệm bệ truyền trục I.
a) Xác định các thông số và chiều của các lực từ các chi tiết máy :
 - Các thông số ban đầu :
.lc11 = 62 (mm) ; l12 = 51.9 (mm)
.dw1 = 55 (mm) ; T1 = 42512 (N.mm)
.αtw1 = 20020’ ; β = 10056’ *Xác định lực : T 2 4 . 2 2515 F 1 = = =1546N t1 d 55 w1 - Lực vòng : tgα F = F tw . 1 = 583.4 N 9 r1 t1 cos β - Lực hướng tâm :
F = F t.gβ = 298.6N a1 t1 - Lực dọc trục: → F 1a - Moment uốn do gây ra trên trục I: Trang 29 d 6 . 298 ×55 M = F w . 1 = = 8197 75 . N m . m a1 a1 2 2 2T 2× 42515 F = ( , 0 2 ÷ ) 3 , 0 = ( , 0 2 ÷ ) 3 , 0 =189 ÷ 280(N) xkn D 90 t ⇒ Chọn Fxkn = 220 (N)
b) Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục trong mặt phẳng zOy :
F .l − M r1 12 a1 F = =14 . 4 ( 4 N ) l 1 y 2 l11 F = F − F = . 712 4N(N ) l 1 y 1 r1 l 1 y 2
*Xác định đường kính các trục: Trang 30 Ft1 C Flx11 B Flx12 D Fa1 Fly11 144,4 Fly12 Ft1 Qy 439 22784 14586,35 Mx 932 220 Qx 632 My 13640 62010 42512 7 H k6 8 1 k6 k6 0 5 0 Ø 2 2 2 Ø Ø Ø *Tại A. Trang 31 2 2 M = M + M = 136402 =1364 A yA xA (0N.mm) 2 2 M = M + M + , 0 75. 2
T = 136402 + 0.75× 465152 = 39264.4(N.m ) m tdA yA xA A
+ Đường kính trục tại tiết diện A : M d tdA = 3 = ( 4 . 18 m ) m 1A . 1 , 0 [σ ] ⇒ Chọn d1A = 20 (mm) [σ ] σ ≥ 600 MPa b ( ) +Với
=63 (MPa) ứng với thép 45 có *Tại D: 2 2
M tdD = M yD + M xD = , 0 Tp = 0
⇒ MtdD = 0, do đó chọn thoe đường kính sơ bộ, tại đây ta chọn dtdD = 20(mm) *Tại B: 2 2 M = M + M + , 0 75. 2 T = 75630.6(Nm ) m tdB yB xB B
+ Đường kính trục tại tiết diện B : M d tdB = 3 = ( 3 . 22 m ) m 1B . 1 , 0 [σ ] ⇒ Chọn d1B = 25 (mm) *Biểu đồ momen lực:
c) Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi :
- Kiểm nghiệm mỏi tại tiết diện có mặt cắt nguy hiểm (tại B)
MxB = 22784 (Nmm) ; MyB = 62010 (Nmm)
TB = 42515 (Nmm) ; dB =25 (mm) 2 2
s = s × s / s + s ≥ [ s σ τ σ τ ] - Công thức: chọn [S] =2.5 sσ
Trong đó : : hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp tại B. τ
S : hệ số an toàn chỉ ứng suất tại B. sσ *Tính : Trang 32 σ−1 s = σ K ×σ +ψ ×σ σ d a σ m
, trong đó : σ-1 :giới hạn mỏi ứng với chu kì đối xứng.
+Với thép Cacbon 45 có σb = 600 (MPa)
σ-1 = 0,436 . σb = 0,436 . 600 = 261,6 (MPa)
+Đối với trục quay: σm = 0 σa = σmaxB = MB/WB 2 2 M = M + M == ( 66063 Nm ) m B xB yB
+ Đối với trục có rãnh then : WB : moment cản uốn π. 3 d
b t. .(d − t ) B 1 B 1 32 dB WB = - *Tra bảng (7.15), chọn : b = 8 (mm) ; t1 =4 (mm) 14 , 3 × 253 8× (25 − 4)2 WB = − = 969.5 32 25 Thế vào công thức : 66063 σ = = ( 68 MPa) a 5 . 969 * Tra bảng (7.7): Chọn σb = 600 MPa ψσ
= 0,05 : hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình, đến độ bền mới.
K = ( K / ε + K − σ σ )1 / K σd x y + *Theo bảng (7.8): Kx=1,06
Kx: hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt + Theo bảng (7.9) : Ky=1,6
Ky: hệ số tăng bền mặt trục. Kσ = 2,06 εσ
+Ta có: với kiểu lắp k6 và σb = 600 (MPa) Chọn : Trang 33 ⇒ K = + − = σ ( 2,06 1,06 )1 /1,6 1,325 d τ 6 , 261 1 Sσ = − = = 9 . 2 K . σ σ ψτ τ d a + . 325 , 1 m × 68 + 0 , 0 5 0 . ⇒
*Tính hệ số an toàn ứng suất tiếp: τ−1 s = τ K ×τ +ψ ×τ τ d a τ m Ta có: τ ≈ 0,58× = × = − σ 0,58 261,6 151,73 MPa 1 1 − ( )
Khi trục quay 1 chiều: Tm =Ta =TB / 2.WOB . 3 Π d . b t .(d t B − )2 1 1 WOB = − = 2503.5 16 dB +
+ Moment xoắn tại B : TB= 42515 (Nmm) 42515 τ =τ = = 5 . 8 MPa ⇒ m a 2× 5 . 2503 ψ = 0 τ + Theo bảng (7.7) :
K = ( K / ε + K − ) 1 / K τ τ τ d x y + Công thức : Kτ =1,64 ετ Ta có: ⇒ K = + − = τ (1,64 1,06 )1 /1,6 1,1 d τ 151 73 , 1 ⇒ Sτ = − = = 22 . 16 K . τ τ ψτ τ d a + . 5 . 8 m × 1 . 1 + 11 . 0 S .S 9 . 2 σ τ × 22 . 16 . ⇒ S = = = 8 . 2 5 > [S] 2 2 Sσ + S 9 . 2 2 τ + 22 . 16 2
Như vậy,không cần phải kiểm tra về độ cứng của trục.
d. Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh : Trang 34 2 2 σ = σ + 3τ ≤ σ td [ ] -
- Tại tiết diện nguy hiểm : Mmax =62010 (Nmm) ; Tmax = 42515 (Nmm) M 62010 62010 max σ = = = = 7 . 39 MPa 1 . 0 × d 3 1 . 0 × 253 1 . 0 × 253 + Theo công thức: T 42515 max τ = = = , 13 6MPa , 0 2 d . 3 , 0 2× 253
+ Thép 45, σb = 600 (MPa) ; σch = 340 (MPa)
[σ ] = 0,8×σ = 0,8×340 = 272 MPa ch ( ) ⇒ σ = 7 . 39 2 + 3×13 6 . 2 = 46 2 . (MPa) tđ σ < σ td [ ] - Vậy
: trục đạt độ bền mỏi.
5. Xác định thông số và kiểm nghiệm bộ truyền trục II:
a) Xác định các thông số và chiều cao của các lực từ chi tiết quay.
 - Các thông số ban đầu :
. l21 = 160.6 (mm); l23 =116.7 (mm); T2 = 126187 (N.mm)
.d2 =167 (mm); T1 = 42515 (Nmm) ;
.αtw2 = 200 20’ ; β1 = 100 56’ ; β3 = 130 32’
.d3 =86.4 mm ; l22 = 51.9 (N.mm) ; αtw3 =200 38’ -
Đối với bánh răng số 2:
+ Lực vòng: Ft2 = Ft1 =1546 N
+Lực hướng tâm: Fr2 = Fr1 =583.5 (N)
+Lực dọc trục: Fa2 =Fa1 = 298.6 (N)
+Moment uốn do Fa2 gây ra trên trục II d 167 M = F . w2 = 6 . 298 × = 2493 ( 3 N.m ) m a 2 a 2 2 2
- Đối với bánh răng số 3: 2T 2×126187 2 F = = = ( 2921 N ) t3 d 86 4 . w3 +Lực vòng : Trang 35 tgα tg 200 ' 38 F = F . t 3 w = 2921× =1131. ( 5 N ) r 3 t3 cos β cos13032' 3 + Lực hướng kính :
F = F .tgβ = 2921×tg130 ' 32 = ( 703 N ) a3 t3 3 + Lực dọc trục:
+ Moment uốn do Fa3 gây ra trên trục II: d 86 4 . M = F . 3 = 703× = ( 30369 N.m ) m a3 a3 2 2
b) Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục : - Trong mp zOy :
F .l − F .l − M − M
1131.3×116.7 − 583.5×51.9 − 24933− 30369 r 3 23 r 2 22 a2 a3 F = = = 289(N) ly22 l 160.6 21 F = F − F
− F =1131.5 − 289 − 583.5 = 259(N) ly21 r3 ly22 r 2 - Trong mp zOx :
l .F + l .F 7 . 116 × 2921+ 9 . 51 ×1546 23 t3 22 t 2 F = = = ( 22622 N ) lx22 l 6 . 160 21 F
= F − F + F = 2921− 2622 +1546 =184 ( 5 N ) lx21 t3 lx22 t 2
- Xác định đường kính các đoạn trục :
* Tại A : Mtđ = 0 ;
* Tại D : Mtđ = 0 ⇒Do đó, chọn d2A và d2D
Theo đường kính sơ bộ: chọn d2A = d2D = 30 (mm) * Tại B: 2 2 M = M + M = ( 96624 Nm ) m B yB xB 2 M = M + . 75 , 0 2 T = 1458 ( 72 N.m ) m tdB B B
- Đường kính trục tại tiết diện B : M d tdB = 3 = ( 78 . 30 m ) m 2B 1 , 0 .[σ ] Chọn dB =35 (mm) [σ ] σ ≥ 600 MPa b ( ) Với
=50 (MPa) ứng với thép 45 có
, đường kính trục ≥ 30(mm) *Tại C: Trang 36 2 2 M = M + M =118129(Nm ) m C yC xC 2 M = M + , 0 75. 2 T = ( 160925 Nm ) m tdc C C
- Đường kính trục tại tiết diệnC : M d tdC = 3 = ( 8 . 31 m ) m 2C . 1 , 0 [σ ] ; ⇒ Chọn d2C = 35(mm)
- Biểu đồ moment như hình vẽ: Trang 37 Ft2 Fa2 o A D z B C Fr3 Fr2 Fa3 x Flx21 Flx22 y Fly21 Ft3 Fly22 289 Qy 249 832,5 35276 4907 12923 Mx 2622 12010 Qx 299 1845 112738,7 95755,5 My 126187 T 7 7 H k6 H k6 k6 k6 30 5 3 35 30 Ø Ø Ø Ø
c) Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi :
 - Kiểm nghiệm mỏi tại tiết diện có mặt cắt nguy hiểm (tại C): MC = 118129 (Nmm)
TC = 126187 (Nmm) ; dC = 35 (mm) Trang 38 2 2
s = s × s / s + s ≥ [ s σ τ σ τ ] - Công thức :
* Tính hệ số an toàn của ứng suất pháp tại C: σ−1 s = σ K ×σ +ψ ×σ σ d a σ m -
Với: σ-1 : giới hạn mỏi ứng với chu kì đối xứng.
- Với thép Cacbon 45 có σb = 600 (MPa)
σ-1 = 0,436 . σb = 0,436 .600 = 261,6 (MPa)
- Đối với trục quay σm = 0
σa = σmaxC = MC/WC ; WC : moment cản uốn. Trục có rãnh then : 14 , 3 dc3 .
b t. (d − t 2 ) 1 C W 1 = − C 32 dC - Theo bảng (7.16) ta có: b= 10 (mm) ; t1 = 5 (mm) 1 , 3 . 4 ×353 10.5.(35 − ) 5 2 WC = − = 2924 32 35 118129 σ = σ = = 4 ( 0 MPa) ⇒ a max 2924 ψσ -
: hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình. ψσ = 0,05
K = ( K / ε + K − σ σ )1 / K σd x y - -
Theo bảng, 7.8, 7.9, chọn : Kx=1,06, : Ky=1,6 Kτ = 06 , 2 ετ -
Theo bảng 7.11. với kiểu lắp lắp k6 và σb = 600 (MPa): ⇒ K = + − = σ ( 2,06 1,06 )1 /1,6 1,325 d Trang 39 τ 6 , 261 1 Sσ = − = = 9 , 4 ⇒ K . σ σ ψτ τ d a + . 32 , 1 5 m × 40+ 0 . 05 , 0
*Tính hệ số an toàn của ứng suất tiếp tại C: τ−1 s = τ K ×τ +ψ ×τ τ d a τ m τ ≈ 0,58× = × = − σ 0,58 261,6 151,73 MPa 1 1 − ( ) τ =τ = TD m a 2×W0D - Khi trục quay 1 chiều: π. 3 d . b t .(d t C − )2 14 , 3 ×353 10.5.(35 − ) 5 2 1 1 W C = − = − = 7133 0 16 d 16 35 C - 126187 τ =τ = = ( 8 . 8 MPa) ⇒ m a 71 . 2 33 ψ = 0 τ -
K = ( K / ε + K − τ τ )1 / K τd x y -
-Theo bảng 7.8; 7.9: Kx=1,06 ; : Ky=1,6 Kτ =1,64 ετ
-Với kiểu lắp k6 và σb = 600 (Mpa) ⇒ ⇒ K = + − = τ (1,64 1,06 )1 /1,6 1,1 d τ 7 , 151 3 1 ⇒ Sτ = − = = 7 . 15 K . τ τ ψτ τ d a + . . 1 , 1 m × 8 . 8 + 0 S .S 9 , 4 σ τ × 7 . 15 ⇒ S = = = 7 , 4 > [S] 2 2 Sσ + S 9 , 4 2 τ +15 7 . 2
⇒ Như vậy,không cần phải kiểm tra về độ cứng của trục và độ bền cứng của trục.
d) .Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh: Trang 40 2 2 σ = σ + 3τ ≤ σ td [ ] - Công thức:
- Tại tiết diện nguy hiểm : Mmax =118129 (Nmm) ; Tmax =126187(Nmm) M 118129 max σ = = = ( 6 , 27 MPa) . 1 , 0 3 d 1 , 0 ×353 C - T 126187 max τ = = = 7 . 14 (MPa) , 0 2. 3 d , 0 2×353 C -
- Với thép C45 : σb = 600 (MPa) ; σch = 340 (MPa)
[σ ] = 0,8×σ = 0,8×340 = 272 MPa ch ( ) -Tính: - Thay vào công thức : σ = 6 , 27 2 + 3× 7 . 14 2 = 14 ( 7 MPa) σ < σ td [ ] tđ ;
⇒ Kết luận: trục đạt yêu cầu về độ bền tĩnh.
6. Xác định thông số và kiệm nghiệm bộ truyền truc III:
a) Xác định các trị số và chiều cao của các lực từ các chi tiết tác dụng lên trục.
- Các thông số ban đầu :
l33 =108.7 (mm) ; l31 = 160.6 (mm) ; lc34 = 83,5 (mm)
dw4 = 201.6 (mm) ; T3 = 288325 (Nmm)
αtw2 = 20038’ ; β2 = 13032’
- Lực vòng : Ft4 = Ft3 = 2921 (N)
- Lực hướng kính : Fr4 = Fr3 = 1131,5 (N)
- Lực dọc trục: Fa4 = Fa3 =703 (N)
- Moment uốn do Fa3 gây ra trên trục III: d 6 . 201 M = F . w4 = 703× = 70862 ( 4 . N.m ) m a 4 a 4 2 2
- Lực của xích tải tác dụng lên trục theo hướng y Fx = Fr = 1093,65 (N)
b) Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục của trục III: Trang 41 - Trong mp zOy :
F .l + F (.l + l ) + M 1131.5×1 . 08 7 + . 1093 65× 160 ( .6 + 83. ) 5 + 70862 r 4 33 x 31 c34 a 4 F = = = 2869(N) ly32 l 160.6 31 F
= F − F − F = 2869 −1131.5 −1093.5 = 64 ( 4 N) ly31 ly32 r 4 x - Trong mp zOx : l .F 7 . 108 × 2921 33 t 4 F = = =1977(N) lx32 l 6 . 160 31 F = F − F = 2921−1977 = 94 ( 4 N) lx31 t 4 lx32
- Xác định đường kính các đoạn trục
*Tại A : MtđA = 0 ⇒ d3A = 40 (mm) *Tại D : 2 2
M = M xD + M = 91307(Nm ) m D yD 2 M = M + 75 , 0 T = 265867(Nm ) m tdD D D
- Đường kính trục tại tiết diện D : M 265867 d tdD = 3 = 3 = ( 6 . 37 m ) m 3D . 1 , 0 [σ ] 1 , 0 ×50 ⇒ Chọn d3D=d3A = 40 (mm) [σ ] σ ≥ 600 MPa b ( )
=50 (MPa) ứng với thép 45 có ; d > 30(mm) *Tại C : 2 2
Mc = M + M = 102615.6(Nm ) m yc xc 2 M = M + , 0 75. 2
T = 102615.62 + 0.75× 288325 = 269960(N.m ) m tdc c c
- Đường kính trục tại tiết diện C : M d tdc = 3 = ( 8 . 37 m ) m 3c . 1 , 0 [σ ] ⇒ Chọn d3C = 45 (mm) *Tại E : M = 0 E 2 M = M + . 75 , 0 2 T = 75 , 0 × 288325 2 = 24 ( 9696 N.m ) m tdE E E Trang 42
-Đường kính trục tại tiết diện E : M d tdE = 3 = ( 8 . 36 m ) m 3E . 1 , 0 [σ ] ⇒ Chọn d3E =40 (mm) Biểu đồ momen lực: Fly31 Fly32 Flx31 Fa4 Flx32 A o C D E z Ft4 Fx 1093,5 x Fr4 y Q y 644 1775,5 91307 70002,8 M x 859,6 944 Q x 1977 M y 102612 288325 T 7 H k6 35 40 k6 45 40 k6 Ø Ø Ø Ø
c) Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi.
 - Kiểm nghiệm mỏi tại tiết diện có mặt cắt nguy hiểm (tại C) MC = 102616(Nmm) Trang 43
TC = 288325 (Nmm) ; dC = 45 (mm) - Công thức : 2 2
s = s × s / s + s ≥ [ s σ τ σ τ ]
*Tính hệ số an toàn của ứng suất phát tại C. σ−1 s = σ K ×σ +ψ ×σ σ d a σ m
- Với σ-1 :giới hạn mỏi ứng với chu kì đối xứng.
- Với thép Cacbon 45 có σb = 600 (MPa)
σ-1 = 0,436; σb = 0,436 . 600 = 261,6 (MPa)
- Đối với trục quay σm = 0 σa = σmaxC = MC/WC
- Đối với trục có rãnh then : 14 , 3 d 3 .
b t. (d − t 2 ) 1 C W 1 = − C 32 dC
- Theo bảng (7.16) tra được then: b = 14 (mm) ; t1 = 5,5 (mm) 14 , 3 × 453 14× 5 , 5 × (45− ) 5 2 WC = − = 6276 32 45 102616 σ = σ = = ( 35 . 16 MPa) ⇒ a max 6276 ψσ - Theo bảng (7.7) : = 0,05
K = ( K / ε + K − ) 1 / K σ σ σ d x y - Theo công thức:
+ Theo bảng (7.8) : Kx=1,06 + Theo bảng (7.9) : Ky=1,6 Kτ = 06 , 2 ετ
+ Với kiểu lắp k6 và σb = 600 (MPa): ⇒ Kσ = ( , 2 06 + , 1 06 − ) 1 / , 1 6 = 325 , 1 Trang 44 τ 5 , 261 1 Sσ = − = = ( 12 MPa) ⇒ K . σ σ +ψ . τ τ 32 , 1 5× 35 . 16 + 0 . 05 , 0 d a m
*Tính hệ số an toàn xét riêng ứng tiếp tại C: τ−1 s = τ K ×τ +ψ ×τ τ d a τ m - τ ≈ 0,58× = × = − σ 0,58 261,6 151,73 MPa 1 1 − ( ) Với Tc τ = τ = m a W . 2 0C - Khi trục quay 1 chiều: 3 d π . b t .(d t C − )2 14 , 3 × 453 14× 5 , 5 × (45− ) 5 , 5 2 1 1 W C = − = − =15222.6 0 16 d 16 45 C - 288325 τ =τ = = ( 5 . 9 MPa) ⇒ m a 2× 6 . 15222 ψ = 0 τ + Theo bảng (7.7) :
K = ( K / ε + K − ) 1 / K τ τ τ d x y - + Theo bảng (7.8) : Kx=1,06 + Theo bảng (7.9) : Ky=1,6 Kτ = 64 , 1 ετ
- Với kiểu lắp k6 và σb = 600 (MPa) ; Kσ = ,1 ( 64 + , 1 06 − ) 1 / , 1 6 = 1 , 1 - τ 73 , 151 1 ⇒ Sτ = − = = ( 5 . 14 MPa) K . τ τ +ψ . τ τ 1 , 1 × 5 , 9 + 0 d a m Trang 45 S .S 12 σ τ × 5 . 14 ⇒ S = = = 2 . 9 > [S] 2 2 Sσ + S 122 τ + 5 . 14 2
Như vậy, không cần phải kiểm tra về độ cứng của trục.
d) Kiểm nghiệm về độ bền tĩnh: Công thức : 2 2 σ = σ + 3τ ≤ σ td [ ]
- Tại tiết diện nguy hiểm : Mmax = 102616(Nmm) ; Tmax =288325 (Nmm) M 102616 max σ = = = ( 26 . 11 MPa) . 1 , 0 3 d 4 . 1 , 0 53 C - Theo T 288325 max τ = = =15 ( 8 . MPa) , 0 . 2 3 d , 0 4 . 2 53 C - Theo
- Thép 45 : σb = 600 (MPa) ; σch = 340 (MPa)
[σ ] = 0,8×σ = 0,8×340 = 272 MPa ch ( ) - ⇒ σ = 26 . 11 2 + 3×15 8 . 2 = 46 ( 65 . MPa) td σ < σ td [ ] ⇒
Kết luận: trục đạt yêu cầu về độ bền tĩnh. B. THIẾT KẾ THEN
Các yêu cầu về then:
- Dùng then bằng đầu ngón.
- Gia công bằng phương pháp phay - Ta có: lt = 1.35d
σ = 2T / d ×l h − t  ≤ σ d 1  t ( 1 )  [ d] - *Trục I. 1 T =42515 (Nmm) Trang 46
- Trên trục I lắp then tại tiết diện B :
dB = 25 (mm) ; lt = 1,35.25= 33,75(mm)
- Theo bảng (9.1a) : b = 8 (mm) ; h = 7 (mm) ; t = 4 (mm) 2× 42515 σ = = 33. ( 6 MPa) ⇒ d [25× , 33 ( 75 7 − 4)] [σ =100 MPa ⇒σ < σ d ] ( ) d [ d] -
- Điều kiện bền cắt : 2 T . 2× 42515 1 τ = = = ( 6 . 12
MPa) < [τ ] = 30MPa C d l. b C . 25× 75 , 33 ×8 t ⇒ then đủ bền .
* Trục II : T2 = 126187 (Nmm) . Lắp then tại vị trí B và C
+ Tại B : dB =35 (mm) ; lt ≈ 1,35 .35 = 47,25 (mm)
.Theo bảng (7.15) : b = 10 (mm) ; h = 8 (mm) ; t1 = 5 (mm)
. Điều kiện bền dập : . 2 T 2×126187 2 τ = = = ( 9 . 50 MPa) d
d.l .(h − t ) 35× 4 , 7 25× 8 ( − ) 5 t 1 [σ =100 MPa ⇒σ < σ d ] ( ) d [ d] Với: . Điều kiện bền cắt T . 2 2×126187 2 τ = = = 2 .
12 6(MPa) < [τ ] = 30MPa c d l. b C . 35× 4 , 7 25×10 t
Kết luận : then đủ bền .
 +Tại C : .dC = 35 (mm) ; lt ≈ 1,35 .dD = 47,25 (mm)
Theo bảng (7.15) : b =10 (mm) ; h = 8 (mm) ; t1 = 5 (mm) Điều kiện bền dập: . 2 T 2×126187 2 τ = = = ( 9 . 50 MPa) ⇒ d
d.l .(h − t ) 35× 4 , 7 25× 8 ( − ) 5 t 1 [σ =100 MPa ⇒σ < σ d ] ( ) d [ d] - Trang 47 T . 2 2×126187 2 τ = = =15 ( 26 .
MPa) < [τ ] = 30MPa ⇒ C d l. b C . 35× 4 , 7 25×10 t
Kết luận : then đủ bền . *Tại E:
 - dE = 40 (mm); lx = 1.35 dE =54 (mm)
-Tra bảng (7.15) có = 18mm; h= 8(mm) ; t1 = 5 (mm) - Điều kiện bền dập: . 2 T 2× 2883250 3 τ = = = 88 ( 9 . MPa) d
d.l .(h − t ) 40×54× 8 ( − ) 5 t 1 ) [σ =100 MPa ⇒σ < σ d ] ( ) d [ d] -Với
- Điều kiện bền cắt: T . 2 2× 288325 3 τ = = = (
22 MPa) < [τ ] = 30MPa C d l. b C . 40×54×12 t ⇒ then đủ bền Phần V. THIẾT KẾ Ổ LĂN.
1. Chọn ổ lăn cho trục I: - Ta có:
Fa1 = 298.6 (N) ; Fly11 =350 N ; Flx11 = 712.4(N)
Fly12 = 144.5(N) ; Flx12 =613.6(N)
- Tổng phân lực tác động lên trên 2 ổ: 2 2
F l 1x1 + F l 1y1 = 837(N) + Ổ 1: Flt11 = 2 2
F l 1x2 + F l 1y2 = ( 4 . 630 N) +Ổ 2: Flt12 =
- Ta thấy Flt11 > Flt12 nên ta xét tỉ số: Trang 48 F 6 . 298 1 a = = 356 . 0 F 837  l 1 t 1 α =12
⇒Ta chọn ổ bi đỡ chặn với góc
- Chọn sơ bộ ổ bi đỡ chặn cỡ nhẹ kí hiêu: 36204
Với d= 20mm ; D = 47 mm ; b= 14mm ; r = 1,5 mm ; r1= 0,5 mm; C =12,3 kN ; C0 = 8,47 kN
- Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ F 6 . 298 1 a = = , 0 0353 C 8470 0 Ta có ; Chọn e = 0,34 F . 298 6 1 a = = 356 , 0 V.F 837 1 . r
- Vì vòng trong quay nên V=1 Do đó: < e
-Tra bảng ta được: X= 1 ; Y= 0
- Với tải trọng động: Q=( XVFr + YFa) kt kđ 
- Trong đó: + kt =1 (nhiệt độ <100 C)
+ kđ : hệ số kể đến đặc tính tải trọng. Fr0 Fr1 0 Fs0 Fs1 1 Fa13 Ta chọn kđ =1,2 Trang 49
Fs1 = e.Fr1 = 0,37×837 =309.7 ( N)
Fs2 = e.Fr2 = 0,37×603.4 =233.25 ( N) ∑F 1a
= Fs2 + Fa1 = 233.25 + 298.6 =531.85 (N) > Fs1 ⇒ Fa1 = 531.85( N) ∑Fa2
= Fs1 - Fa1 = 309.7– 298.6 = 11.1 (N) < Fs2 ⇒ Fa2 = 233.25 (N)
⇒Tải trọng động lên trên ổ 1 và 2: Q1 = (X.V.FR1+Y.FA1).KTKD
= (1.1.837 + 0.531.85 )1×1,2 = 1004.4(kN)
Q2 = (1.1.630.4 + 0.233.25 )1×1,2 = 756.48 (kN) m L
-Khả năng tải động Cd :Ta có: Cd= Q Với ổ bi : m=3
Lh :tuổi thọ của ổ Lh = 24000 giờ L . 60 . n 24000 h × 60×1455 = 6 6 10 10 L = =2095.2 triệu vòng 3 2095 ⇒ Cd= 1004.4. = 12852(N)
- Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ : Qt = X0 Fr + Y0 Fa
- Theo bảng ta được X0=0,5Y0=0,47
⇒ Qt =0,5×837 + 0,47×531.85= 668.5(N) < Fr1
Vậy Qt = Flt11= 837 (N) Kết luận : ổ đã chọn đảm bảo.
2. Chọn ổ lăn cho trục II.
 - Lực dọc trục Fa = Fa3_-_ Fa2 = 703 -298.6= 404.4 (N)
- Flx21 = 1845 (N) ; Flx22 = 2622(N)
- Fly21 = 259 (N) ; Fly22 = 289(N) 18452 + 2592 = 1863(N) Ổ 1 : Flt21 = 26222 + 289 2 = 2838(N) Ổ 2 : Flt22 = Trang 50
- Ta thấy Flt21 < Flt22 nên ta xét tỉ số: F 4 . 04 4 a = = 15 , 0 F 2638  lt22 α =12 Ta có
⇒Ta chọn ổ bi đỡ chặn với góc
- Chọn sơ bộ ổ bi đỡ chặn cỡ trung hẹp kí hiêu: 46306
Với d = 30mm ; D= 72 mm ; b= 19 mm ; r = 1.2 mm ; r1= 1 mm; C =25,6 kN ; C0 = 18,17 kN
- Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ F 404 4 . 1 a 3 = = 022 , 0 C 18170 0 Ta có
Theo bảng 11.4 ta được: e = 0,34
Vì vòng trong quay nên V=1 F 404 4 . a = = 15 , 0 V.F 1 r × 2638 Do đó: < e
- Tra bảng ta được: X= 1 ; Y= 0
- Tải trọng động: Q=( XVFr + YFa) kt kđ 
- Trong đó: kt =1 (nhiệt độ <100 C)
kđ:hệ số kể đến đặc tính tải trọng. Ta chọn kđ =1,1
Fs1 = e.Fr1 = 0,34. 1863=633.42 ( N)
Fs2 = e.Fr2 = 0,34. 2638 = 897 ( N) ∑F 1a
= Fs2 - Fa = 897 – 404.4 =492.6 (N) < Fs1 ⇒ Fa1 = 633.42 ( N) ∑Fa2
= Fs1 + Fa = 633.42 + 404.4 = 1037,82 (N) > Fs2 ⇒ Fa2 = 1037.82 (N)
⇒Tải trọng trên trục Ổ 1 và 2: Trang 51
Q1 =(1×1×1863+ 0×633.42 )×1,1 = 2049 (N)
Q2 =(1×1×2638 + 0×1037.82)1×1,1 = 2901.8 (N) m L Ta có: Cd= Q Với ổ bi : m=3
Lh :tuổi thọ của ổ Lh = 24000 giờ L 60 . .n 24000 h × 60× 478 = 6 6 10 10 L= =688 triệu vòng 3 688 ⇒ Cd= 2901.8 = 25.617 (kN)
- Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ : Qt = X0 Fr + Y0 Fa
Theo bảng ta được : X0=0,5 ;Y0=0,47
⇒ Qt =0,5×2901.8 + 0,47×1037.82 = 1937.7 (N) < Fr2
Vậy Qt = Flt22 = 2901.8 (N) Kết luận : ổ đã chọn đảm bảo.
3. Chọn ổ lăn cho trục III.
 - Lực dọc trục Fa =703 (N)
- Fly32 = 2869 (N) ; Fly31 = 644(N)
- Flx32 = 1977 (N) ; Flx31 = 944 (N) 6442 + 9442 = 114 ( 3 N ) - Ổ 1 : Flt31 = 2869 2 +19772 = 3484(N) - Ổ 2 : Flt32 =
- Ta thấy Flt31 > Flt32 nên ta xét tỉ số: F 703 a = = 02 F 3484  lt32 α =12
⇒Ta chọn ổ bi đỡ chặn với góc
- Chọn sơ bộ ổ bi đỡ chặn cỡ trung hẹp kí hiêu: 46308
Với d= 40mm ; D =90 mm ; b= 23mm ; r = 2,5 mm ; r1= 1,2 mm; C =39,2 kN ; C0 = 30,7kN
- Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ F 703 a = = 0228 , 0 C 30700 0 Ta có
Theo bảng 11.4 ta được: e = 0,34 Trang 52 F 703 a = = , 0 2 V.F 3484 r
Vì vòng trong quay nên V=1 Do đó: < e
Vậy ta được: X= 1 ; Y= 0
Tải trọng động: Q=( XVFr + YFa) kt kđ 
Trong đó: - kt =1 (nhiệt độ <100 C)
-kđ:hệ số kể đến đặc tính tải trọng. -Với Kt = 1; Kd =1
Fs1 = e.Fr1 = 0,34×1143 = 388.62 ( N)
Fs2 = e.Fr2 = 0,34×3484= 1184.56( N) ∑F ∑F 1 a 1 a
= Fs2 - Fa4 = c - 703 =481.4 (N) ⇒ > Fa1 ⇒ Fa1 = 481.4(N) ∑Fa2
= Fs1 + Fa = 388.62 + 703 = 1091.6(N) ⇒ Fa2 -Tải trọng động trên ổ 1 và 2:
Q1 =(1×1×1143+ 0 . 481.4).1×1 = 1257.3(N)
Q2 =(1×1×3484 + 0 .1184.56).1×1 = 3832.4 (N) m L Ta có: Cd= Q Với ổ bi : m=3
Lh :tuổi thọ của ổ Lh = 24000 giờ 4 L 60 . .n 24000 h ×60× 20 = 6 6 10 10 L= =293.76 triệu vòng 3 293.76 ⇒ Cd=3832.4 = 25.476 kN < C
- Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ : Qt = X0 Fr + Y0 Fa
-Tra bảng ta được X0=0,5 ;Y0=0,47 Trang 53
⇒ Qt =0,5×3832.4 + 0,47×1184.56 = 2472.9 (N) < Fr2
Vậy Qt = Flt22=3484 (N) Kết luận : ổ đã chọn đảm bảo.
4.Chọn kiểu lắp ổ lăn:
Cấp chính xác 9 vòng trong quay, vòng ngoài đứng yên. Nên ta có: I II III φ20k6 φ30k6 φ40k6 Trục: φ47H7 φ72H7 φ90H 7 Lỗ :
5.Chọn kiểu lắp bánh sau: H 7 φ H 7 H 7 25 φ35 φ45 k6 k6 k6 Trục I: Trục II: Trục III:
PHẦN VI: TÍNH TOÁN VÀ THIẾT KẾ VỎ HỘP. 1.Tính toán vỏ hộp:
- Ta chọn vỏ hộp đúc,vật liệu là gang xám GX 15_32
- Chọn bề mặt lắp ghép giữa nắp hộp và thân hộp đi qua đường tâm các
trục để việc tháo lắp các chi tiết được thuận tiên và dễ dàng hơn.
- Các kích thuớc của hộp giảm tốc + Chiều dày thân hộp : δ = 0,03a + 3mm =0,03×255 + 3 = 10.65 mm δ
a : khoaûng caùch truc I vaø II Chọn = 11 mm δ1 δ
+ Chiều dày nắp hộp: = 0,9 =0,9.11 = 9.9 mm ÷ δ ÷
+Gân tăng cường: Chiều dày e = (0,8 1) = (0,8 1)×11 ⇒ chọn e =10mm
+Bu lông nền: d1 >0,04a + 10 = 0,04×255 +10 =20.2 mm ⇒ chọn d1 = 20 mm ÷ ÷
+Bu lông cạnh ổ: d2 = (0,7 0,8) d1 = (0,7 0,8). 20 Trang 54 ⇒ chọn d2=15 mm ÷ ÷
+Bu lông ghép bích nắp và thân: d3 = (0,8 0,9) d2 = (0,8 0,9). 15 ⇒ chọn d3 = 12 mm ÷ ÷
+Vít ghép nắp ổ: d4 = (0,6 0,7) d2 = (0,6 0,7) 15 ⇒ chọn d4 = 10 mm ÷ ÷
+Vít ghép nắp cửa thăm: d5 = (0,5 0,6) d2 = (0,5 0,6) 15 ⇒ chọn d5 = 8 mm
+ Mặt bích ghép nắp và thân: ÷ ÷
Chiều dày bích thân hộp : S3 = (1,4 1,8) d3 = (1,4 1,8).12 ⇒ chọn S3 =19 mm ÷ ÷
Chiều dày bích nắp hộp : S4 = (0,9 1) S3 = (0,9 1) .19 ⇒ chọn S4 = 19 mm ÷
-Bề rộng bích nắp và thân : K3 = K2 - (3 5) mm
Với K2 bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ: ÷ ÷
K2 = E2 + R2 + (3 5) mm =1,6 d2 +1,3 d2 + (3 5) ÷ =1,6×15+1,3×15 + (3 5)
⇒ chọn K2 = 39 mm ⇒ K3 = 35 mm ÷ ÷
- Chiều dày mặt đế hộp: S1 = (1,3 1,5) d1 = (1,3 1,5).20 ⇒ chọn S1 = 28 mm
- Chiều rộng mặt đế hộp: K1 = 3 d1 = 3×20 = 60 mm
- Khe hở giữa bánh răng với thành trong hộp: ∆ ≥ ÷ δ ÷ ∆
(1 1,2) =(1 1,2)×9 ⇒ chọn = 10 mm
- Khe hở giữa bánh răng lớn nhất và đáy hộp: ∆ ≥ ÷ δ ÷ ∆
1 (3 5) =(3 5)×11 ⇒ chọn 1 = 40 mm L + B 200 ÷ 300
- Số lượng bulông nền: Z = Trang 55
L: chiều dài hộp.Chọn sơ bộ L=500 mm
B: chiều rộng hộp.Chọn sơ bộ L=300 mm 500 + 300 200 ÷ 300 Z = ⇒ chọn Z = 4 . Trang 56
Document Outline

  • PHẦN I: TÍNH TOÁN ĐỘNG CƠ DIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
    • I, Chọn động cơ.
    • II. Phân phối tỉ số truyền.
  • PHẦN II ; TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỘP TRUYỀN NGOÀI HGT VÀ BỘ TRUYỀN XÍCH.
    • I. Thiết kế bộ truyền xích.
  • - Theo công thức 5.12 soá maét xích
  • - Tính lại khoảng cách trục baèng coâng thöùc 5.3 ta ñöôïc
  • - Theo công thức 4.16
  • - Theo bảng 4.2
  • Tải trọng phá hủy Q= 31,8 kN, khối lượng 1 mét xích q=1,9 kg
  • Fo =9,81k.q.a : lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra
  • k=4 :heä soá phuï thuoäc ñoä voõng f cuûa xích vaø vò trí boä truyeàn
  • f=(0,01……0,02)a,
  • Fo= 9,81. Kf.q.a =(N)
  • + Trong đó: Ft = 951 N (lực vòng)
  • Phần III. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRONG HGT- BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG.
    • A. BỘ TRUYỀN CẤP NHANH.
    • B, TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN CẤP CHẬM
  • Trong đó: T2­ = 126187 N.mm
  • Theo bảng 5.5 := 0, 3
  • Theo = 1,07
  • Theo công thức 5.17:= 0,53 (u+1) = 0,52
  • Ứng suất cho pháp []= 436,4
  • + Số răng bánh nhỏ :
  • + Số răng bánh lớn : Z2 = u. z1=2,33.42= 98 răng
  • Theo công thức 5.26 :ZH= =1,719
  • Với =[1,88-3,2()]cos=[1,88-3,2()]0,972=1,721
  • Thay các giá trị vừa tìm được vào công thức:
  • Thay vào công thức
  • MPa < []
  • PHẦN IV. THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN
    • A. THIẾT KẾ TRỤC
    • B. THIẾT KẾ THEN
  • Phần V. THIẾT KẾ Ổ LĂN.
  •  Fa1 = 531.85( N)
  • = Fs1 - Fa1 = 309.7– 298.6 = 11.1 (N) < Fs2
  •  Fa2 = 233.25 (N)
  • Tải trọng động lên trên ổ 1 và 2:
  • Q1 = (X.V.FR1+Y.FA1).KTKD
  • = (1.1.837 + 0.531.85 )11,2 = 1004.4(kN)
  • Q2 = (1.1.630.4 + 0.233.25 )11,2 = 756.48 (kN)
  • -Khả năng tải động Cd :Ta có: Cd= Q
  • Với ổ bi : m=3
  • Lh :tuổi thọ của ổ Lh = 24000 giờ
  • L = =2095.2 triệu vòng
  •  Cd= 1004.4. = 12852(N)
  • - Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ : Qt = X0 Fr + Y0 Fa
  • - Theo bảng ta được X0=0,5Y0=0,47
  •  Qt =0,5837 + 0,47531.85= 668.5(N) < Fr1
  • Vậy Qt = Flt11= 837 (N)
  • Kết luận : ổ đã chọn đảm bảo.
  • 2. Chọn ổ lăn cho trục II.
  • = Fs2 - Fa = 897 – 404.4 =492.6 (N) < Fs1  Fa1 = 633.42 ( N)
  • = Fs1 + Fa = 633.42 + 404.4 = 1037,82 (N) > Fs2  Fa2 = 1037.82 (N)
  • Tải trọng trên trục Ổ 1 và 2:
  • Q1 =(111863+ 0633.42 )1,1 = 2049 (N)
  • Q2 =(112638 + 01037.82)11,1 = 2901.8 (N)
  • Ta có: Cd= Q
  • Với ổ bi : m=3
  • Lh :tuổi thọ của ổ Lh = 24000 giờ
  • L==688 triệu vòng
  •  Cd= 2901.8 = 25.617 (kN)
  • - Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ : Qt = X0 Fr + Y0 Fa
  • Theo bảng ta được : X0=0,5 ;Y0=0,47
  •  Qt =0,52901.8 + 0,471037.82 = 1937.7 (N) < Fr2
  • Vậy Qt = Flt22 = 2901.8 (N)
  • Kết luận : ổ đã chọn đảm bảo.
  • 3. Chọn ổ lăn cho trục III.
  • = Fs2 - Fa4 = c - 703 =481.4 (N)   Fa1  Fa1 = 481.4(N)
  • -Tải trọng động trên ổ 1 và 2:
  • Q1 =(111143+ 0 . 481.4).11 = 1257.3(N)
  • Q2 =(113484 + 0 .1184.56).11 = 3832.4 (N)
  • Ta có: Cd= Q Với ổ bi : m=3
  • Lh :tuổi thọ của ổ Lh = 24000 giờ
  • L==293.76 triệu vòng
  •  Cd=3832.4 = 25.476 kN < C
  • - Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ : Qt = X0 Fr + Y0 Fa
  • -Tra bảng ta được X0=0,5 ;Y0=0,47
  •  Qt =0,53832.4 + 0,471184.56 = 2472.9 (N) < Fr2
  • Vậy Qt = Flt22=3484 (N)
  • Kết luận : ổ đã chọn đảm bảo.
  • 4.Chọn kiểu lắp ổ lăn:
  • Cấp chính xác 9 vòng trong quay, vòng ngoài đứng yên. Nên ta có:
  • PHẦN VI: TÍNH TOÁN VÀ THIẾT KẾ VỎ HỘP.
  • - Chọn bề mặt lắp ghép giữa nắp hộp và thân hộp đi qua đường tâm các
  • trục để việc tháo lắp các chi tiết được thuận tiên và dễ dàng hơn.
  • - Các kích thuớc của hộp giảm tốc
  • + Chiều dày thân hộp :
  • =0,03255 + 3 = 10.65 mm
  • a : khoaûng caùch truc I vaø II Chọn = 11 mm
  • + Chiều dày nắp hộp: = 0,9=0,9.11 = 9.9 mm
  • +Gân tăng cường: Chiều dày e = (0,8 1) = (0,8 1)11
  •  chọn e =10mm
  • +Bu lông nền: d1 >0,04a + 10 = 0,04255 +10 =20.2 mm
  •  chọn d1 = 20 mm
  • +Bu lông cạnh ổ: d2 = (0,7 0,8) d1 = (0,7 0,8). 20
  •  chọn d2=15 mm
  • +Bu lông ghép bích nắp và thân: d3 = (0,8 0,9) d2 = (0,8 0,9). 15
  •  chọn d3 = 12 mm
  • +Vít ghép nắp ổ: d4 = (0,6 0,7) d2 = (0,6 0,7) 15
  •  chọn d4 = 10 mm
  • +Vít ghép nắp cửa thăm: d5 = (0,5 0,6) d2 = (0,5 0,6) 15
  •  chọn d5 = 8 mm
  • + Mặt bích ghép nắp và thân:
  • Chiều dày bích thân hộp : S3 = (1,4 1,8) d3 = (1,4 1,8).12
  •  chọn S3 =19 mm
  • Chiều dày bích nắp hộp : S4 = (0,9 1) S3 = (0,9 1) .19
  •  chọn S4 = 19 mm
  • -Bề rộng bích nắp và thân : K3 = K2 - (35) mm
  • Với K2 bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ:
  • K2 = E2 + R2 + (35) mm =1,6 d2 +1,3 d2 + (35)
  • =1,615+1,315 + (35)
  •  chọn K2 = 39 mm  K3 = 35 mm
  • - Chiều dày mặt đế hộp: S1 = (1,3 1,5) d1 = (1,3 1,5).20
  •  chọn S1 = 28 mm
  • - Chiều rộng mặt đế hộp: K1 = 3 d1 = 320 = 60 mm
  • - Khe hở giữa bánh răng với thành trong hộp:
  • (1 1,2) =(1 1,2)9  chọn = 10 mm
  • - Khe hở giữa bánh răng lớn nhất và đáy hộp:
  • 1 (3 5) =(3 5)11  chọn 1 = 40 mm
  • - Số lượng bulông nền: Z =
  • L: chiều dài hộp.Chọn sơ bộ L=500 mm
  • B: chiều rộng hộp.Chọn sơ bộ L=300 mm
  • Z =  chọn Z = 4 .