Đồ án Thiết kế hệ dẫn động cơ cấu nâng

Lời nói đầu Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nội dung không thể thiếu trong chương trình đào tạo kỹ sư cơ khí đặc biệt là đối với kỹ sư nghành chế tạo máy. Đồ án môn học Chi Tiết Máy là môn học giúp cho sinh viên có thể hệ thống hoá lại các kiến thức của các môm học như: Chi tiết máy, Sức bền vật liệu, Dung sai, Chế tạo phôi, Vẽ kỹ thuật .... đồng thời giúp sinh viên làm quen dần với công việc thiết kế và làm đồ án chuẩn bị cho việc thiết kế đồ án tốt nghiệp sau này. Nhiệm vụ được giao là thiết kế hệ dẫn động cơ cấu nâng gồm có hộp giảm tốc côn trụ và bộ truyền đai dẹt. Hệ được dẫn động bằng động cơ điện thông qua bộ truyền đai, hộp giảm tốc và khớp nối sẽ truyền chuyển động tới tang . Do lần đầu tiên làm quen thiết kế với khối lượng kiến thức tổng hợp còn có những mảng chưa nắm vững cho nên dù đã rất cố gắng tham khảo các tài liệu và bài giảng của các môn có liên quan song bài làm của em không thể tránh được những sai sót. Em rất mong được sự hướng dẫn và chỉ bảo thêm của các thầy trong bộ môn để em cũng cố và hiểu sâu hơn , nắm vững hơn về những kiến thức đã học hỏi được. Cuối cùng em xin chân thành cảm ơn các thầy trong bộ môn, đặc biệt là thầy Đoàn Yên Thế đã trược tiếp hướng dẫn, chỉ bảo cho em hoàn thành tốt nhiệm vụ được giao . Một lần nữa em xin chân thành cảm ơn ! ! ! Mục Lục A. Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền I . Xác định công suất cần thiết , số vòng quay sơ bộ hợp lý của động cơ điện và chọn động cơ điện: - Công suất cần thiết được xác định theo công thức: P= Trong đó: P là công suất cần thiết trên trục động cơ(kW). P là công suất tính toán trên trục máy công tác (kW). h là hiệu suất truyền động. - Hiệu suất truyền động: h = . Trong đó: h là hiệu suất của một cặp ổ lăn. h là hiệu suất của bộ truyền bánh răng côn. h là hiệu suất của bộ truyền bánh răng nón. h là hiệu suất của bộ truyền đai. Thay số: h = 0,994. 0,96 . 0,97. 0,95 = 0,84 tính pt : + Trước hết ta phải xác định tính chất làm việc của động cơ ts =% ts > 60% do đó động cơ làm việc với tải trọng thay đổi có chu kì P= +Xác định P1 , P2 : khi tính sơ bộ ta bỏ qua ma sát ở puli. F =G/2 = 1100/2 =5500(N) Vd =2V =2 . 0,35 = 0,7 (m/s) P1 = (kw) Vì P tỉ lệ bậc nhất với T nên ta có: P2 = 0,3P1 = 0,3 . 3,85 = 1,16 (kw) ị Pct == = 3.38(kw) Xác định số vòng quay sơ bộ hợp lý của động cơ điện. + Tính số vòng quay của trục tang : nlv == 45 (v/p) - Tỉ số truyền của cơ cấu : Ut = Theo bảng 2- 4 Trang 21/ tập 1, ta chọn sơ bộ Un =Ud = 2 Uh =16 Ut = 16 . 2 = 32 - Số vòng quay sơ bộ của động cơ: n = n. U Trong đó: n là số vòng quay đồng bộ n là số vòng quay của trục máy công tác ở đây là trục tang U là tỷ số truyền của toàn bộ hệ thống - Thay số n = 32.45 = 1440 (v/p) ; chọn n = 15000 (v / p) - Chọn quy cách động cơ: - Với những số liệu đã tính được kết hợp với yêu cầu mở máy và phương pháp lắp đặt động cơ tra bảng ta được động cơ với ký hiệu: 4A100L4Y3 Với P = 4 (kw) ; n= 1420 (v/p); và = 2 > 1,3 II. Xác định tỉ số truyền động U của toàn bộ hệ thống và phân phối tỷ số truyền cho từng bộ truyền của hệ thống dẫn động , lập bảng công suất , mô men xoắn , số vòng quay trên các trục: - Xác định tỷ số truyền U của hệ thống dẫn động Ut = Trong đó: n là số vòng quay của động cơ. n là số vòng quay của trục tang. Thay số Ut == 31,56 - Phân phối tỷ số truyền của hệ dẫn động U cho các bộ truyền U=U.U Chọn Un theo tiêu chuẩn U= 2,24 U=== 14,09 Đây là hộp giảm tốc côn- trụ 2 cấp với Uh =14,09 Chọn K= 0,3 , = 1,2 , = , C= = 1,1 Từ đó ta có ,1 - Dựa vào sơ đồ hình 3-21 trang 45 TKCTM tập 1 với Uh = 14,09 U = 3,95 mà U= với U là tỷ số truyền của cặp bánh răng cấp nhanh U là tỷ số truyền của bộ truyền cấp chậm Do đó U= - Xác định công suất, mô men và số vòng quay trên các trục: Dựa vào sơ đồ dẫn động ta có : +trục I P= P. N1 =ndc/Ud = 1420/2,24 =634 (v/p) +trục II P n +trục III P(kw) N3 = n2/U2 = 160/3,57 =45 (v/p) - Dựa vào kết quả tính toán ở trên ta có bảng sau: Trục Thông số Động cơ 1 2 3 Công suất P 3,38 3,18 3,02 2,9 Tỷ số truyền U 2,24 3,95 3,57 Số vòng quay n 1420 634 160 45 Mô men xoắn T(Nmm) 47876 179706 615444 B. Thiết kế các bộ truyền. I. Chọn vật liệu: - Với đặc tính của động cơ cùng với yêu cầu bài ra và quan điểm thống nhất hoá trong thiết kế nên ta chọn vật liệu hai cấp bánh răng như nhau . Theo bảng 6-1 chọn Bánh nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện có HB = 241đ285 lấy giá trị HB =245 ; ; Bánh lớn : Để tăng khả năng chạy mòn nhiệt luyện với độ rắn mặt răng nhỏ hơn từ 10đ15HB nên ta chọn thép 45 tôi cải thiện có HB = 192đ240 lấy giá trị HB =230 ; 750Mpa ; 450Mpa II. Xác định ứng suất cho phép: - Theo bảng 6-2 với thép 45 tôi cải thiện thì : ; ; ; - Chọn độ rắn bánh nhỏ HB=245 ; độ rắn bánh lớn HB=230 - Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc Theo 6-5 N thay số N ; N - Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn N với tất cả các loại thép - Do bộ truyền chịu tải trọng thay đổi nhiều bậc nên NHE = 60.C.S(Ti/Tmax)3.ni. t NFE = 60.C.S(Ti/Tmax)mF.ni. t Trong đó : c là số lần ăn khớp trong 1vòng quay. n là số vòng quay trong một phút. tlà tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét. Thay số NHE1 = 60.1.634..12000 = 15,62.107 > NHO1 lấy KHL1=1 Tương tự NHE2 > NHO2 ị KHL2 =1 NHE3 > NHO3 ị KHL3 =1 Riêng NHE4 = 11,09.106 NHE4 < NHO4 ị KHL4= 0.96 áp dụng công thức 6-1a tập 1 Sơ bộ xác định được -Tính NFE =60.C.S(Ti/Tmax)6.ni.tI NFE1 = 152,27.106>NFO ị KFL2 = 1 Tương tự ta có : KFL2 = KFL3 = KFL4 = 1 -Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải , vì tải trọng đặt ở hai phía nên KFC = 0,7 Theo 6-2a Sơ bộ xác định được -ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải III. Tính bộ truyền cấp nhanh 1. Chiều dài côn ngoài của bánh côn chủ động được xác định theo công thức Trong đó : K là hệ số phụ thuộc vào vật liệu làm răng và loại răng K Klà hệ số kể đến sự phân bố không dều tải trọng trên chiều rộng vành của Bánh răng côn . Tra bảng 6-21 K Klà hệ số chiều rộng vành răng . vì U1=3,95>3 ị chọn K Thay số R R 2.Xác định các thông số ăn khớp Theo 6-52b : d Tra bảng 6-22 Số răng bánh nhỏ Z ị lấy Z1 = 27 Đường kính trung bình và mô đun trung bình d m Mô đun vòng ngoài theo (6.56) m Theo bảng 6-8 tập 1 lấy trị số tiêu chuẩn m Tính lại giá trị mô đun ,số răng Z lấy Z1= 27 răng Số răng bánh lớn Z lấy Z1= 108 răng Tỷ số truyền thực U Góc côn chia Đường kính trung bình của bánh nhỏ d Chiều dài côn ngoài R 3. Kiểm răng về độ bền tiếp xúc Theo 6-58 Trong đó Z là hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp Tra bảng 6-5 có Z Theo bảng 6-12 với xt = 0 , ZH =1,76 Hệ số trùng khớp ngang theo (6.59a) Z Theo 6.60 có ị Z K là hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc K K là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp Theo bảng 6-21 K là hệ số kể đến sự phân bố không dều tải trọng trên chiều rộng vành răng Theo bảng 6-21 K là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp Theo 6-63 K với Theo bảng 6-15 , 6-16 ;g0 =56 Vận tốc vòng tính theo công thức 6-22 V= Theo bảng 6-13 dùng cấp chính xác 8 Thay số Chiều rộng vành răng b Thay số vào 6-58 Theo 6-1 ; 6-1a Trong đó với cấp chính xác 8 ứng với R Z là hệ số xét đến ảnh hưởng vận tốc vòng với v =1,99m/s ị Zv =1 Do Da <700 mm ị KXH =1 [sH], =481,8.1.0,95.1 =457,7 (Mpa) ị sH =463,4 > [sH], =457,7 Tính sai số = Tính chiều rộng vành răng b = 34,75(sH/[sH])2 = 35,7 lấy b = 40 (mm) 4. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn Theo 6-65 Trong đó : T:Mô men xoắn trên bánh chủ động T1 = 47876 (N.mm) m Mô đun trung bình m b : Chiều rộng vành răng b = 40 (mm) dĐường kính trung bình của bánh chủ động d Ylà hệ số kể đến độ nghiêng của răng , với răng thẳng Y Hệ số dịch chỉnh x1 = x2 = 0 Tra bảng 6-18 ta được YF1=3,8 ; YF2 =3,6 K là hệ số tải trọng khi tính về uốn : K K hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn Kbe = 40/139 = 0,228 Kbeu(2 – Kbe) = 0,228.3,95(2 – 0.228) = 0,66 Tra bảng 6-21,28 Klà hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn với bánh răng thẳng K = 1 K là hệ số kể đến tải trọng động xuát hiện trong vùng ăn khớp K với Tra bảng 6-15,6-16 được Thay số Yhệ số kể đến sự trùng khớp của răng Y Thay vào 6-65 Như vậy độ bền uốn được đảm bảo 5. Kiểm nghiệm răng về quá tải Với K=2,2 tra phần phụ lục , theo 6-48có Theo 6-49 có Như vậy răng thỏa mãn điều kiện về quá tải 6. Các thông số và kích thước của bộ truyền bánh răng cấp nhanh Chiều dài côn ngoài Re = 139 mm Mô đun vòng ngoài mte = 2,5 Chiều rộng vành răng bw = 40 mm Tỷ số truyền Um = 4 Góc nghiêng của răng Số răng bánh răng Z1 = 27 ; Z2 = 108 Theo các công thức trong bảng 6-19 ta tính được : Đường kính chia ngoài de1 = 67,5 mm ; de2 =270 mm Góc côn chia Chiều cao răng ngoài he =5,5mm Chiều cao đầu răng ngoài h Chiều cao chân răng ngoài h Đường kính đỉnh răng ngoài dae1 = 72,35 mm ; dae2 = 271,23 mm Đường kính trung bình dm1 = 59,06 mm ; dm2 = 236,25 mm IV. Tính bộ truyền cấp chậm: 1. Xác định sơ bộ khoảng cách trục a Trong đó K là hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng Tra bảng 6-5 tập 1 được K T2Mô men xoắn trên trục bánh chủ động T2 = 179706 (N.mm) Theo bảng 6-6 chọn Theo bảng 6-7 sơ đồ 5 =1,04 Thay vào trên a Lấy aw =180 mm 2. Xác định thông số ăn khớp , mô đun Theo 6-17 m theo bảng tiêu chuẩn 6-8 chọn m = 2,5 Sơ bộ chọn b =100 ị cosb = 0,9848 - Xác định số răng Theo công thức 6-19 tập 1 Z Lấy tròn Z1 = 31 răng Theo 6-20 Z2 =U2.Z1 = 3,57.31 = 110,56 làm tròn Z2 = 110 răng Tỷ số truyền thực u Tính lại góc nghiêng b : cosb = ị b = 11,720 3. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc Theo 6-33 tập 1 Trong đó : Z là hệ số kể đến cơ tính của vật liệu tra bảng 6-5 được Z Z hệ số kể đến hình dáng bề mặt tiếp xúc Z với là góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở at = atw = arctg(tga/cosb) = arctg(tg200/cos11,720) = 20,390 tgbb = cosat.tgb = 0,19 ị bb = 110 Theo 6.37 eb =bwsinb/(p.m) = 66.sin11,720/(3,14.2,5) = 1,4 Do đó Zlà hệ số kể đến sự trùng khớp của răng được tính theo công thức Z với dw3 =2.aw/(u +1) = 2.180/(3,55+1) = 79,15 mm K là hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc K Trong đó K là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng Tra bảng 6-7 tập 1 K là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng ăn khớp K là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp K với Vận tốc vòng V= với Theo bảng 6-13 chọn cấp chính xác 9 Tra bảng 6-15 ; 6-16 tập 1 Vậy K Thay vào 6-33 Xác định chính xác ứng suất cho phép : Theo 6-1 và 6-1a Vì V Cấp chính xác 9 R Đường kính đỉnh răng d Do đó Tính sai số = thoả mãn 4. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn Theo 6-43 Trong đó: T2 Mô men xoắn trên bánh chủ động T2 = 179706(N.mm) m Mô đun pháp m=2,5 (mm) b Chiều rộng vành răng b dw3 Đường kính vòng lăn bánh chủ động dw3 = 79,15 (mm) Y Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Y với hệ số trùng khớp ngang Y Hệ số kể đến dộ nghiêng của răng do Y Hệ số dạng răng của bánh 3 và bánh 4 Ta có Z Tra bảng 6-18 được K Hệ số tải trọng khi tính về uốn K Trong đó: KFb = 1,1 . Tra bảng 6-7 với =0,68 KFa = 1,37 tra bảng 6.14 KFV = 1 + với Trong đó: ; ; g0=73 đKFV=1+ KF=1,1.1,37.1,016 = 1,53 Thay vào 6.43 ta có Xác định chính xác ứng suất uốn cho phép : [s]’ = [s]tk.YR.YS.KXF YR =1 ; YS =1,08- 0,0695ln(2,5) = 1,016 KXF =1 vì d < 400mm [sF3] = 212.1.1,016.1 = 215 (Mpa) [sF4] = 224.1.1,016.1 = 227,6 (Mpa) Như vậy độ bền uốn thoả mãn 5. Kiểm nghiệm răng về quá tải Theo 6.48 Kqt= 6. Các thông số và kích thước bộ truyền. Khoảng cách trục aw = 180 mm Mô đun pháp m = 2,5 mm Chiều rộng vành răng bw = 54 mm Tỉ số truyền um = 3,55 Góc nghiêng của răng b = 11,720 Số răng bánh răng z3 = 31; z4 = 110 Hệ số dịch chỉnh x3 = 0; x4 = 0 Đường kính vòng chia d3=79,15 mm:d4=280,85 mm Đường kính đỉnh răng da3=86,25mm;da4=287,95mm Đường kính đáy răng df3=70,28 mm;df4=271,98mm V.Tính bộ truyền ngoài 1. Chọn loại đai chọn loại đai vải cao su là loại đai thông dụng 2. Xác định các thông số của bộ truyền Theo (4.1) đường kính bánh đai nhỏ d1 xác định trong khoảng: D1 = (5,2 …. 6,4) = (5,2 … 6,4) Theo dãy tiêu chuẩn chọn d1 =180 mm Tính vận tốc của đai : V = p.d1.n1/60000 = 3,14.180.1420/60000 = 13,4(m/s) đường kính bánh đai lớn : d2 = Uđ.d1.(1-e) = 2,24.180.( 1- 0,01 ) = 399,17 mm với e = 0,01 là hệ số trượt lấy d2 theo tiêu chuẩn d2 =400mm tỉ số truyền thực tế : Utt = d2/d1(1-e) = 400/180.(1-0,01) =2,245 theo (4.3): as = (1,5….2)(d1+ d2) = 870….1160 (mm) Lấy as =1000(mm) theo (4.4) chiều dài đai . l = 2as + p.(d1 + d2)/2 + (d2 – d1)2/4as = 2923(mm) tùy theo cách nối đai cộng thêm từ 100….400 (mm). Số vòng chạy của đai i = v/l = 13,4/2,923 = 4,58 <= imax = 3…5(m/s) Tính góc ôm trên bánh nhỏ : Theo (4.7) a1 = 180 – 57(d2 – d1)/as = 167,50 > amin =1500 3.Xác định tiết diện đai và chiều rộng bánh đai . theo (4.9) ị Ft = 1000.P1/v = 1000.3,18/13,4 =237 N theo bảng (4.80 tỉ số (d/d1) nên dùng là 1/40 ị d =d1/40 = 4,5 mm theo bảng 4.1 chọn loại đai b.800 có lớp lót trị số dt/c = 4,5 , số lớp là 3 ứng suất có ích cho phép xác định theo (4.10) [sF] = [sF]0.Ca.Cv.C0 với bộ truyền nằm ngang và điều chỉnh định kỳ lực căng chọn : s0 =1,8 Mpa (bảng 4.9) K1 = 2,5 ; K2 = 10 ị [sF]0 = 2,5 – 10.4,5/180 = 2,25 Mpa theo bảng 4.10 chọn Ca = 0,96 4.11chọn Cv = 0,97 4.12 chọn C0 = 1 ị [sF] = 2,25.0,96.0,97.1 = 2,095 Mpa theo 4.8 : b = Ft.Kđ/[sF].d Kđ = 1,1 (bảng 4.7) ị b = 237.1,1/2,095.4,5 = 27,65(mm) theo bảng 4.1 lấy theo trị số tiêu chuẩn b = 32 ị chiều rộng bánh đai lấy B = 40 (bảng 9.10) sách thiết kế chi tiết máy 4. Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục . theo 4.12 F0 = s0.b.d = 2,25.32.4,5 = 324(N) theo 4.13 Fr = 2.F0.sin(a1/2) = 2.324.sin(167,5/2) = 644 (N) C. Thiết kế trục và then i . Chọn vật liệu Trục là bộ phận quan trọng trong hộp giảm tốc có tác dụng truyền chuyển động quay giữa các bánh răng ăn khớp .Đồng thời , trục còn tiếp nhận đồng thời cả mômem uốn và mô men xoắn . Mặt khác , theo yêu cầu thiết kế trục còn làm việc trong thời gian dài ( 5 năm , mỗi năm làm việc 300 ngày , mỗi ngày làm việc 8 giờ) Do những yêu cầu và đặc điểm trên nên ngoài thiết kế đạt độ chính xác hình học cao . Trục còn phảI đảm bảo về độ cứng vững, độ bền mỏi, độ ổn định dao động Vì vậy, để đảm bảo yêu cầu làm việc trên , yêu cầu người thiết kế chọn vật liệu chế tạo hợp lý , giá thành rẻ , dễ gia công . từ đó ta chọn vật liệu chế tạo các trục là thép 45 có : sb = 600 Mpa [t] = 12…20 (Mpa) II.Tính thiết kế trục về độ bền 1.Xác định lực tác dụng lên các bộ truyền Bỏ qua ma sát giữa các răng , bỏ qua trọng lượng bản thân và các chi tiết lắp trên trục thì lực tác dụng lên bộ truyền gồm 3 lực Lực vòng có phương tiếp tuyến với vòng lăn ,chiều ngược với chiều Lực hướng tâm F có phương hướng kính ,chiều hướng về tâm mỗi bánh Lực hướng trục F có phương song song với trục ,chiều hướng vào bề mặt làm việc của răng Phương chiều của các lực được xác định như trên sơ đồ hình I : Hình I a. Lực tác dụng lên bộ truyền cấp nhanh F b.Lực tác dụng lên bộ truyền cấp chậm Ft4= F F c.Lực tác dụng lên bộ truyền đai Frd =644 (N) 2. Tính sơ bộ đường kính trục Theo 10-9 tập 1 đường kính sơ bộ được tính theo công thức sau d trong đó : - T là mô men xoắn trên trục. - Là ứng suất xoắn cho phép , đối với thép =1220(Mpa) chọn =15(Mpa) -Trục 1 Lấy d1 = 30(mm) -Trục 2 d Lấy d2 = 40 (mm) -Trục 3 d Lấy d3 = 60 (mm) - ở đây lắp bánh đai lên đầu vào của trục I nên không cần quan tâm tới đường kính trục động cơ điện . 3.Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực Chiều dài trục cũng như khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực phụ thuộc vào sơ đồ động , chiều dài may ơ của các chi tiết quay , chiều rộng ổ , khe hở cần thiết và các yếu tố khác Theo bảng 10-2 tập 1 ta có thể xác định được chiều rộng ổ lăn b theo d - Chiều rộng may ơ ở nửa khớp nối , ở đây là nối trục vòng đàn hồi nên chọn l - Chiều rộng moay ơ của bánh đai. lm12 = 1,3.d1 = 1,3.30 = 39 chọn lm12 = 39 (mm) - Chiều rộng may ơ bánh răng côn l chọn lm13 = 39 (mm) lm23 = 1,3.d2 = 1,3.40 = 52 chọn lm23 = 52 (mm) - Chiều rộng may ơ của bánh răng trụ cấp chậm . lm22 = 1,3.d2 = 1,3.40 = 52 chọn lm22 = 52 (mm) lm33 = 1,3.d3 = 1,3.60 = 78 chọn lm33 = 78 (mm) - Xác định chiều dài giữa các ổ +Trục I l11 = 2,8.d1 = 84 (mm) l trong đó b là chiều rộng ổ b K là khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến nắp ổ tra bảng 10-3 tập 1 hChiều cao nắp ổ và đầu bu lông , tra bảng 10-3 tập1 l là khoảng cách công xôn l Trong đó : K là chiều rộng ổ 1 và ổ 2 , tra bảng 10-3 được K1 =12 ; K2 = 10 l Chiều dài may ơ của bánh răng côn trên trục 1 lm13 = 39 mm theo trên bW = 40 mm + Trục II. + Trục III. + Khoảng cách phía trong hộp giảm tốc lấy theo trục II . + khoảng cách đoạn trục phía ngoài . lc32 = 0,5.(lm32 + b03_) + K3 + hn = 0,5.(108 + 31 ) + 15 +15 = 99,5 (mm) = l31 l32 = l22 = 59,5 (mm) l33 = l21 – l22 = 183 – 59,5 = 123,5(mm) 4. Xác định chính xác đường kính và chiều dài các đoạn trục a. Trục 1 - dựa vào sơ đồ hình vẽ II để xác định phản lực tại các gối tựa 0 và 1 SX = 0 ị FX13 + Fx10 – FX11 = 0 SMoy = 0 ị FX11.l11 - FX13.l13 = 0 FX10 = 984,3 (N) FX11 = 2605,5 (N) SY = 0 ị FY12 - FY10 - FY11 + FY13 = 0 SM0x = 0 ị FY12.l12 + FY11.l11 – FY13 l13 + FZ13.dm1/2 = 0 FY10 = 800 (N) FY11 = 416 (N) Biểu đồ mô men MX : Mx1 = FY13.(l13 – l11) – FZ13.dm1/2 = 24900,4 (N.mm) Mx3 = FZ13.dm1/2 = 4271,6 (N.mm) Mx0 = FY12.l12 = 37996 (N.mm) Hình II Biểu đồ mô men MY. MY1 = FX13.(l13 – l11) = 82681,2 (N.mm) Biểu đồ mô men xoắn MZ : MZ = FX13.dm1/2 = 47825,4 (N.mm) -Tính mô men uốn tổng M và mô men tương đương Mtdj tại các tiết diện thứ j trên chiều dài trục theo công thức : MJ = ; Mtđj = Thay số : -Tính đường kính trục tại các tiết diện j theo công thức : trong đó : là ứng suất cho phép của thép chế tạo trục , tra bảng 10-5 lấy d10 = 25 mm lấy d11 = 25 mm lấy d12 = 20 mm lấy d13 = 20 mm b. Trục II. Dựa vào sơ đồ hình vẽ III để xác định phản lực tại các gối tựa Hình III SX = 0 ị FX22 – FX20 + Fx23 – FX21 = 0 SMoy = 0 ị FX22.l22 + FX23.l23 - FX21.l21 =0 FX21 = 2332,2 (N) FX20 = 3671,4 (N) SY = 0 ị FY22 - FY23 - FY21 - FY20 = 0 SM0x = 0 ị FY22.l22 – FY23 l23 + FY21.l21 - FZ22.dm2/2 – FZ23.dm3/2 = 0 FY21 = 514,5 (N) FY20 = 249,6 (N) Biểu đồ mô men MX : Mx2 = FY20.l22 = 249,6.59,5 = 14850 (N.mm) Bước nhảy mô men Mx tại mặt cắt 2. Mbn = FZ22.dm3/2 = 1663,7.79,15/2 = 65841,7 (N.mm) Mx3 = FY21.(l21 – l23) = 514,5(183 – 102,4) = 41455,75 (N.mm) Bước nhảy mô men Mx tại mặt cắt 3 . Mbn = FZ23.dm2/2 = 67557,6 (N.mm) Biểu đồ mô men mY . MY2 = FX20.l22 = 3671,4.59,5 = 218445,9 (N.mm) MY3 = FX21.(l21 - l23 ) = 2332,2 . 80,6 = 187916,1 (N.mm) Biểu đồ mô men xoắn T . MZ3 = FX23.dm3/2 = 1621.236/2 = 191468 (N.mm) MZ2 = FX22.dm2/2 = 4382,6.79,15/2 = 173439,68 (N.mm) Tính mô men uốn tổng MJ và mô men tương đương MtđJ tại các tiết diện j trên chiều dài trục . M20 = 0 ị Mtđ20 = 0 M22 = = 224318,5 (N.mm) ị Mtđ22 = = 269962,5 (N.mm) M23 = = 192434,5 (N.mm) ị Mtđ23 = = 254020,3 (N.mm) M21 = 0 ị Mtđ21 = = 15613,8 ị đường kính trục tại các tiết diện : d20 = 0 d22 = d23 = d21 = Xuất phát từ yêu cầu công nghệ ta chọn : d20 = 25 (mm) d22 = 30 (mm) d23 = 30 (mm) d21 = 25 (mm) c.Trục III Xác định khoảng cách các đoạn trục : + Khoảng cách các đoạn trục phía trong hộp giảm tốc lấy theo kích thước trục II + Xác định lực hướng tâm Fr của khớp nối : Fr32 = 0,3.Ft23 Trong đó : Ft23 = 4382,6 ị Fr32 = 0,3.4382,6 = 1314,8 + Xác định phản lực tại các gối trục dựa vào sơ đồ hình vẽ IV: Phản lực theo phương ox : SX = FX32 + FX30 + FX31 – FX33 = 0 SMoY = FX32.l31 + FX33.l32 – FX31.(l33+ l32) = 0 ị FX31 = 2139,8 (N) FX30 = 928 (N) Phản lực theo phương oy : SY = FY33 + FY30 - FY31 = 0 SMox = FY33.l32 - FY31.(l32 + l33) + FZ33. = 0 ị FY31 = 1572,2(N) FY30 = 663,3(N) + Biểu đồ mô men Mx : MX33 = FY31.l33 = 1572,2 . 123,5 = 194164,3 (N.mm) Hình IV - Bước nhảy mô men Mbn = FZ33. = 233631,9 (N.mm) + Biểu đồ mô men MY MY30 = FX32.l31 = 1314,8.99,5 = 130821,1 (N.mm) MY33 = FX31.l33 = 2139,8.123,5 = 264267,5 (N.mm) + Biểu đồ mô men xoắn T MZ33 = FX33.dm4/2 = 615431 (N.mm) + Tính mô men uốn tổng và mô men tương đương tại các tiết diện trên trục III. M32 = 0 ị Mtđ32 = M30 = 130821,1 ị Mtđ30 = M33 = ị Mtđ33 = M31 = 0 ị Mtđ31 = 532979 (N.mm) + Tính đường kính trục tại các tiết diện của trục III . d32 = d30 = d33 = d31 = Xuất phát từ yêu cầu về tính công nghệ chọn : d30 = d31 = 30 (mm) d33 = 45 (mm) d32 = 25 (mm) III. Tính mối ghép then . - Then là một tiết máy tiêu chuẩn ta có thể chọn và tính then theo đường kính trục và chiều dài may ơ . Vì các trục trong đồ án này đều nằm trong hộp giảm tốc nên ta dùng then bằng Để đảm bảo tính công nghệ ta chọn then giống nhau trên cùng một trục *Trục 1 +Với d12 = 20 (mm) tra bảng 9-1a tập 1 có b = 6(mm) ; h= 6(mm) ; t1 = 3,5 mm ; t2 = 2,8 mm ; 0,16Ê r Ê 0,25 Chiều dài then l1 =(0,8..0,9 )lm12 = (0,8…0,9). 39 = 31,2 …35,1 lấy l1 = 34mm Công thức kiểm tra điều kiện bền dập và bền cắt ; t Trong đó ứng suất dập cho phép tra bảng 9-5 tập1 ứng suất cắt cho phép Với trục làm bằng thép 45 và tải trọng rung động nhẹ thì Thay vào Vậy điều kiện bền dập và cắt thỏa mãn +Với d13 = 20 (mm) tra bảng 9-1a tập 1 có b = 6(mm) ; h= 6(mm) ; t1 = 3,5 mm ; t2 = 2,8 mm ; 0,16Ê r Ê 0,25 Chiều dài then l1 =(0,8..0,9 )lm13 = (0,8…0,9). 39 = 31,2 …35,1 lấy l1 = 34mm Công thức kiểm tra điều kiện bền dập và bền cắt ; t Trong đó ứng suất dập cho phép tra bảng 9-5 tập1 ứng suất cắt cho phép Với trục làm bằng thép 45 và tải trọng rung động nhẹ thì Thay vào Vậy điều kiện bền dập và cắt thỏa mãn *Trục 2 Với d22 = 30 (mm) tra bảng 9-1a tập 1 có b = 8(mm) ; h= 7(mm) ; t1 = 4 mm ; t2 = 2,8 mm ; 0,16Ê r Ê 0,25 Chiều dài then l1 =(0,8..0,9 )lm22 = (0,8…0,9). 52 = 41,6 …46,8 lấy l1 = 43mm Công thức kiểm tra điều kiện bền dập và bền cắt ; t Trong đó ứng suất dập cho phép tra bảng 9-5 tập1 ứng suất cắt cho phép Với trục làm bằng thép 45 và tải trọng rung động nhẹ thì Thay vào Vậy điều kiện bền dập và cắt thỏa mãn Với d23 = 30 (mm) tra bảng 9-1a tập 1 có b = 8(mm) ; h= 7(mm) ; t1 = 4 mm ; t2 = 2,8 mm ; 0,16Ê r Ê 0,25 Chiều dài then l1 =(0,8..0,9 )lm23 = (0,8…0,9). 52 = 41,6 …46,8 lấy l1 = 43mm Công thức kiểm tra điều kiện bền dập và bền cắt ; t Trong đó ứng suất dập cho phép tra bảng 9-5 tập1 ứng suất cắt cho phép Với trục làm bằng thép 45 và tải trọng rung động nhẹ thì T = 191468,9 – 173439,7 = 18029,3 (N.mm) Thay vào Vậy trục 2 thỏa mãn điều kiện bền dập và uốn *Trục 3 Với d33 = 45 mm tra bảng 9-1a tập 1 có b=14 mm ; h =9 mm ; t1 = 5,5mm ; t2 = 3,8mm ; 0,25 Ê r Ê 0,4 Chiều dài l1 = ( 0,8…0,9)lm32 = (0,8…0,9).108 = 86,4 … 97,2 lấy l1 = 95(mm) Với Vậy then trên trục 3 thỏa mãn điều kiện bền dập và uốn IV. Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi 1-Kiểm nghiệm truc I. Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thoả mãn điều kiện sau. Sj = ³ [s]. Với : [s]- Hệ số an toàn cho phép , thông thường [s]= 1,5…2,5. ssj- Hệ số an toàn chỉ xét riêng về ứng suất pháp tại tiết diện j . ssj = stj- Hệ số an toàn chỉ xét riêng về ứng suất tiếp tại tiết diện j. stj = Trong đó : s-1,t-1 là giới hạn uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng. Với thép 45x có sb = 600 Mpa . s-1= 0,436.sb = 0,436.600 = 261,6 Mpa. t-1= 0,58 .s-1= 0,58.261,6 = 151,73 Mpa. a- xét mặt cắt 0 - 0 . Trục quay nên ứng suất thay đổi theo chu kỳ mạch động do đó. sm = 0 ; smax= sa = Trong đó W là mô men cản uốn W Trục quay hai chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ đối xứng do đó. tm = ta= Trong đó W11 là mô men cản xoắn W ys,yt- Hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi, tra bảng 10.7/1/ được Ys= 0,05 , Yt = 0 Ksd , Ktd Hệ số xác định theo công thức sau: Ksd = ; Ktd = . Kx- Hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, nó phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt , tra bảng 10.8/1/ được Kx= 1,06 Ky – Hệ số tăng bền bề mặt, với sb= 600 Mpa tra bảng 10.9/1/ được ky= 1,9 Do bề mặt trục lắp có độ dôi và tại tiết diện nguy hiểm không có rãnh then nên ta có thể tra trực tiếp tỷ số Theo bảng 10-11 Ksd = Ktd =