Đồ án thiết kế hệ dẫn động tời kéo

Đồ áN MÔN HọC CHI TIếT MáY THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG TỜI KẫO Phần 1: TíNH TOáN Hệ DẫN ĐộNG I. Chọn động cơ Xác định công suất cần thiết của động cơ: Hiệu suất hệ dẫn động h : h = ế hn . Theo sơ đồ đề bài thì : h = hmổ lăn. hkbánh răng. hkhớp nối.hđai.. m : Số cặp ổ lăn (m = 3); k : Số cặp bánh răng (k = 2), Tra bảng 2.3 (tr 94), ta được các hiệu suất: hol= 0,99 ( vì ổ lăn được che kín), hbr= 0,98, hk= 0,99, hđ = 0,96 h = 0,993. 0,982. 0,99. 0,962 = 0,85 Hệ số truyền đổi b : b = Công suất cần thiết được xác định bằng công thức: Pct B, Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ: Chọn sơ bộ tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống là usb .Theo bảng 2.4(tr 21), truyền động bánh răng trụ hộp giảm tốc 2 cấp, truyền động đai (bộ truyền ngoài): usb= usbh. usbđ Trong đó : usb :tỉ số truyền sơ bộ usbh:tỉ số truyền sơ bộ hộp usbđ :tỉ số truyền sơ bộ ngoài Theo bảng 2.4 (thiết kế HDD) usbđ= uđ (uđ =2…5) Ta chon uđ =2 usbh =8…40 ta chọn usbh =20 usb =20.2 =40 Số vòng quay của trục máy công tác là nct nct = = 39v/ph Trong đó : v : vận tốc kéo cáp D: Đường kính tang. Số vòng quay sơ bộ của động cơ nsbđc: nsbđc = nct . usb = 39.40 = 1560 v/ph Chọn số vòng quay sơ bộ của động cơ là nđb = 1500 v/ph Quy cách động cơ phải thỏa mãn đồng thời : Pđc Pct , nđc ằ nsb và thoả mãn điều kiện Ta có : ; ; Theo bảng phụ lục P13 ( trang 234 ). Ta chọn được kiểu động cơ là : K132M4 Các thông số kĩ thuật của động cơ như sau : Theo bảng P 1.4 ; cosj=0,86 M =72 kg D =32 mm Kết luận động cơ K132 M4thước phù hợp với yêu cầu thiết kế. II. PHÂN PhốI Tỷ Số TRUYềN: Ta đã biết Tỷ số truyền chung. Mà uh =u1.u2 mà uh =20 theo chọn Vì đây là hộp giảm tốc khai triển thưòng nên ta có thẻ sử dụng công thức sau : u1= (1,2...1,3 ).u2 thay vào công thức trên ta được 20 =1,3.u22 ịu2 =4 ịu1 =5 Trong đó : u1 : Tỉ số truyền cấp nhanh u2 : Tỉ số truyền cấp chậm ớu1=5; u2 =4 ý Xác định công xuất, momen và số vòng quay trên các trục: Tính công suất, mô men, số vòng quay trên các trục (I, II, III) của hệ dẫn động. Công suất, số vòng quay : Pct =5,05 kw ;nct =39 v/ph; Ta có :plv = b.pct =0,93.5,05=4,7kw Kw ; Kw ; Kw ; Xác định số vòng quay: Nct =39 v/ph; ; ; Mô men trên các trục: Ti = 9,55. 106. ( N. mm) TI = 9,55. 106. N. mm. TII = 9,55. 106. N. mm. TIII = 9,55. 106. N. mm. Ttct = 9,55. 106. N. mm. Tdc= 9,55. 106. N. mm. Ta lập được bảng kết quả tính toán sau: Trục Thông số Trục ĐC Trục I Trục II Trục III Tỉ số truyền u=2 u1=5 u2=4 Công suất(Kw) 5,5 5,1 4,95 4,8 Vận tốc(vg/ph) 1445 723 145 36 Mômen xoắn 36350 67000 326000 1273000 Phần 2 : TíNH TOáN THIếT Kế CHI TIếT MáY i.TíNH Bộ TRUYềN ĐAI: * Thiết kế bộ truyền đai Thang: Đề đảm bảo về tính năng làm việc , và theo điều kiện sử dụng ta chọn đai thang thường vì được sử dung rộng rãi hiện nay .Nó đảm bảo vè tính năng kỹ thuật mà còn đảm bảo về mặt kinh tế. *Với số liệu ban đầu : u=2 P=5,5Kw n=1445 (v/ph) Chọn tiết diện đai A Chọn d1=150 mm( theo bảng 4.13) Vận tốc đai : v==11,34(m/s) <vmax=25(m/s) Theo công thức 4.2 hệ dẫn động ta có Đường kính bánh đai lớn d2=u.d1.(1-e)=2.150.(1- 0,02)=294 mm (với e=0,01á0,02)Ta chọn e=0,02 Theo bảng 4.21 ta chọn d2=300 Tỷ số truyền thực tế : ut===2,04 Sai số : Du=100%=%=2% <4% thoả mãnđiều kiện. Chọn sơ bộ khoảng cách trục : Vì theo công thức 4.3 ta có a³(1,5…2)(d1+d2) a=1,5(d2+d1)=1,5.450=675 mm Theo công thức 4.4: Chiều dài đai: l=2.a+.p.(d1+d2)+(d2-d1)2/4.a l=2.675+0,5.3,14.(150+300)+(300-150)2/4.675=2065 mm Số vòng chạy của đai trong 1s: i===5,5 <imax=10 chọn l=2100mm tính khoảng cách trục: l=l-0,5.p.(d1+d2)=2100-0,5.3,14.450=1394 D= ị a ===700 mm Góc ôm α1=1800-=1680 a1>αmin=1200 *Xác định số đai z :Theo công thức 4.16 tao có Z= Kđ=1,2 ;Theo bảng 4.7 vì đây là băng tải làm việc 2 ca α1=1680 nên chọn Cα=0,97 ; Cl=1 ; u=2ịCu=1,13 [P0]=2,47 (Theo bảng 4.19 với kiểu đai A ,d1=160, v=22,8m/s) ị=2,23ịCz=0,95 z===2,57 lấy z=3 Chiều rộng bánh đai:Theo công thức 4.17 ta có B=(z-1).t+2.e=50 mm (đai loại A thì e=10,t=15 .bảng 4.21) Đừơng kính ngoài bánh đai :Với h0=3,3 da1=d1+2.h0=150+2.3,3=156,6 mm da2=d2+2.h0=300+2.3,3=306,6 mm *Xác định lực căng ban đầu và lực căng tác dụng lên trục: F0= Ta có : Fv=qm.v2 qm=0,105 (kg/m) v=11,34 m/s ịFv=0,105.11,342=13,5 N F0==170 N Fr=2.F0.z.sin ()=2.170.3.sin=1014 N *Ta có các thông số của bộ truyền đai như sau: Đường kính bánh đai nhỏ : d1=150 mm Đường kính bánh đai lớn : d2=300 mm Khoảng cách trục : a=700 mm Góc ôm α1=1680 Số đai :z =3 Chiều rộng đai : B=50 mm Đường kính ngoài bánh đai nhỏ :da1=156,6 mm Đường kính ngoài bánh đai lớn :da2=306,6 mm Lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục : F0=170 N Fr=1014 N II. TíNH Bộ TRUYềN BáNH RĂNG TRONG HộP GIảM TốC Đây là hộp giảm tốc khai triển thường nó có ưu va nhược điểm sau: +Ưu điểm : Là hộp tương đối đơn giản ,đựoc sử dụng rộng rãi hiện nay. +Nhược điểm:Các bánh răng bố trí khong đối xứng với các ổ ,do vậy làm tăng sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều dài răng.Vì vậy bánh răng phải đựơc nhiệt luyện đạt độ rắn cao,chịu tải trọng thay đổi . Chính vì các yếu tố trên mà ta phải thiêt kế , tinh toán sao cho phù hợp. A.Tính toán bộ truyền cấp nhanh (bánh trụ răng thẳng): 1.Chọn vật liệu: Bánh nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241 á 285 có: sb1 = 850 MPa ;sch 1 = 580 MPa. Chọn HB1 = 260 (HB) Bánh lớn : Thép 45, tôi cải thiện đạt đọ rắn MB 192...240 có: sb2 = 750 Mpa ;sch 2 = 450 MPa. Chọn HB2 = 230 (HB) 2. Xác định ứng suất cho phép: ; Chọn sơ bộ ZRZVKxH = 1 ị SH : Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc. SH =1,1. : ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở = 2.HB + 70 ị s°H lim1 =2.260+70 = 590 MPa; s°H lim2 =2.230+70 = 530 MPa; KHL= với mH = 6. mH: Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc. NHO: Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc. NHO = 30. H HHB : độ rắn Brinen. NHE: Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương. C: Số lần ăn khớp trong một vòng quay. Ti , ni, ti : Lần lượt là mômen xoắn , số vòng quay và tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét. ta có : NHE2 > NHO2 => KHL1 = 1 .Tương tự có : NHE1 > NHO1 => KHL2 = 1 Từ công thức 6.1a ta có : ị[sH]1 = ; [sH]2= Với bộ truyền cấp nhanh sử dụng bộ truyền bánh trụ răng thẳng nên : Với cấp chậm sử dụng răng nghiêng : [sH] =.([sH1]+[sH2])=509MPa Tra bảng : s°F lim = 1,8HB; SF =1,75 ; s°F lim1 = 1,8.260 = 468 Mpa. s°F lim2 = 1,8 230 = 414 Mpa. KFL= với mF = 6. mF: Bậc của đường cong mỏi khi thử về uốn. NFO: Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn. NFO = 4.vì vật liệu là thép 45, NEE: Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương. c : Số lần ăn khớp trong một vòng quay. Ti , ni, ti : Lần lượt là mômen xoắn , số vòng quay và tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét. Ta có : NFE2 > NFO2 => KFL2 = 1 Tương tự NFE1>NFO1ị KFL1 = 1 Ta có [sF1] = Bộ truyền quay 1 chiều KFC=1 [sF1] = 468.1.1 / 1,75 = 294,17 MPa, [sF2] = 414.1.1 / 1,75 = 236,5 Mpa Theo 6.13 ứng suất quá tải cho phép [sH]max =2,8.sch2=2,8.450=1260 Mpa [sF1]max =0,8.sch1=2,8.580=464 Mpa [sF2]max =0,8.sch2=0,8.450=360 Mpa 3. Xác định sơ bộ khoảng cách trục: aw1 = Ka(u1+1) Với: T1: Mômen xoắn trên trục bánh chủ động, N.mm ; Ka : hệ số phụ thuộc vào loại răng ; Hệ số Yba = bw/aw; T1=67000Nmm; Ka=49,5 Tra ở sơ đồ 5 (bảng 6.7 trang 107) ta được KHb=1,15 ; u1= 5; [sH]=481,8 MPa Thay số ta định được khoảng cách trục : aw1= 49,5.(5+1). mm Theo bảng tiêu chuẩn SEV229-75 quy định về giá trị aw ta chọn như sau: Chọn aw1 = 180 mm 4. Xác định các thông số ăn khớp; * Môđun : m Theo công thức 6.17 TKHDD t97 ta có công thức : m = (0,01 á 0,02). aw1 = (0,01 á 0,02).180 = 1,80 á 3,6. Chọn m = 3 Theo công thức 6.18 về tinh Z1 ta có : aw =m(Z1+Z2)/(2.cosb) với b=0 ị Z1 =2aw/[m(u1+1)] * Số răng Z1 = 2 aw1/ (m(u1 +1)) = 2.180/ {3.(5+1)} = 20 chọn Z1=20 Z2 = u1 Z1 = 5.20= 100 , Zt = Z1 + Z2 = 20+ 100 = 120 ; Tính lại khoảng cách trục : aw1' = m.Zt/ 2 = 3. 120/ 2 = 180 mm. Do đó không cần dịch chỉnh để tăng kích thước .Chọn aw1= 180 mm 5. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: Yêu cầu cần phải đảm bảo sH [sH] , sH = ZM ZH Ze ; Trong đó : - ZM : Hệ số xét đến ảnh hưởng cơ tính vật liệu; - ZH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc; - Ze : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng; - KH : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc; - bw : Chiều rộng vành răng. - dw : Đường kính vòng chia của bánh chủ động; T1 = 67000Nmm ; bw = 0,3. aw = 0,3. 180 = 54 mm ; ZM = 274 Mpa1/3 (tra bảng 65 trang 96) ; Góc prôfin răng bằng góc ăn khớp : cosatw= => atw = 30,680 ZH = = = 1,5 ; ea = 1,88 – 3,2. Ze = = 0,88. Vận tốc bánh dẫn : v = m/s; Với dw1 =2.aw/(um +1)=2.180/6=60 vì v < 6 m/s tra bảng 6.13 (trang 106) chọn cấp chính xác 8, tra bảng 6.16 chọn go= 56 Theo công thức 6.42 theo bảng 6,15 => dH =0,006 KH = KHb.KHVKHa ; KHb =1,1.1,05.1,03=1,12 Thay số : sH = 274.1,5.0,88.= 348,2 MPa Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép : [sH] = [sH]. ZRZVKxH. Với v =2,3 m/s ị ZV = 1 (vì v < 5m/s ) , Cấp chính xác động học là 8, chọn mức chính xác tiếp xúc là 9. Khi đó cần gia công đạt độ nhám là Ra = 2,5...1,25 mm. Do đó ZR = 0,5, với da< 700mm ị KxH = 1. [sH] = 481,8.1.0,99.1 = 476,98 MPa , sH [sH] . Răng thoả mãn về độ bền tiếp xúc. Như vậy sH < [sH] nhưng chêng lệch này nhỏ ,do đó có thể giảm chiều rộng răng 6.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn : sF1= Trong đó : +T1 : Mô men xoắn trên trục chủ động +m : Mô đun pháp mm +bw : Chiều rộng vành răng +dw1 : Đường kính vòng răng bánh chủ động +Ye : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng +Yb : Hệ số kể đến độ nghiên của răng Tra bảng 6.7 ta có KFb=1,05 Bảng 6.14 v<2,5 m/s cấp chính xác 8 có KFa=1,22 Tacó KF=KFV.KFb.KFa=1,17.1,05.1,22=1,5 +Ye===0,59 +Yb=1 +Số răng tương đương : *Zv1 =20 *Zv2 =100 (vì b =0) YF1 =4,08 YF2 =3,6 sF1===50 Mpa m=3 YS=1,08-0,0695.ln3=1 YR=1 KXF=1 KFC=1 tải 1 phía KFL==1 Tính chính xác ứng suất uốn: [sF1]= [sF1]. YS. YR. KXF. KFC. KFL=297,17.1.1.1.1.1=297,17 Mpa [sF2]= [sF1]. =297,17.=262,2 Mpa Vậy sF1 =50 Mpa< [sF1]=297,17 sF2 =44,2 Mpa< [sF2]=262,2 Mpa Đảm bảo về độ bền uốn Kiểm nghiệm răng về quá tải :Theo công thức 6.48 ta có Kqt==1,4 sH1max=sH.=450. =532 Mpa < [sH]Max=1260 Mpa sH1max <[sH1]max sF1max=sF1.Kqt.=50.1,4=70 MPa sF2max=sF2.Kqt.=44,2.1,4=62 MPa *Ta có các thông số của bộ truyền : Khoảng cách trục : aw=180 mm Modun : m=3 Chiều rộng vành răng : bw= 54mm Tỉ số truyền : u =5 Góc nghiêng của răng : b= 0 Số răng : bánh nhỏ z1= 20 răng Bánh lớn z2= 100 răng Hệ số dich chỉnh x1=0; x2=0 Đường kính vòng chia : d1=60 mm d2= 300 mm Đường kính đỉnh răng : da1=66 mm da2=306 mm Đường kính đáy răng : df1=52,5 mm df2=292,5 mm B.Tính toán bộ truyền cấp chậm(bánh trụ răng nghiêng). 1.Chọn vật liệu: Bánh nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241 á 285 có: sb1 = 850 MPa ;sch 1 = 580 MPa. Chọn HB1 = 260 (HB) Bánh lớn : Thép 45, tôi cải thiện đạt đọ rắn MB 192...240 có: sb2 = 750 Mpa ;sch 2 = 450 MPa. Chọn HB2 = 230 (HB) 2. Xác định sơ bộ khoảng cách trục: aw2 = Ka(u2+1) T2=326000 Nmm; Ka=43(Vì răng nghiêng) Tra ở sơ đồ 3 (bảng 6.14) có KHb=1,15 ; u2= 4; [sH]=509 MPa Thay số ta được : aw2= 43.(4+1). mm Chọn khoảng cách trục: aw2 = 230 mm 3. Xác định các thông số ăn khớp: * Môđun : m = (0,01 á 0,02). aw2 = (0,01 á 0,02).230 = 2,30 á 4,60 Theo quan đIểm thống nhất hoá trong thiết kế thì môđun tiêu chuẩn cấp chậm bằng cấp nhanh Chọn môđun pháp m = 3 Tính số răng của bánh răng: Chọn sơ bộ : b = 10 ị cosb = 0,9848 ; Z1 = 2 aw2.cosb/ (m(u2+1)) = 2.230.0,9848/ [3.(4+1)] = 30,2 răng chọn số răng của bánh dẫn Z3 = 30 , Z2 = u2 Z3 = 4.30 = 120, Zt = Z1 + Z2 = 30 + 120 = 150 ; Tính chính xác góc nghiêng b : cosb = m Zt/(2.aw) = 3. 150/2.230 = 0,98;ị b = 12 Hệ số trùng khớp dọc: eb= 4. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: Yêu cầu cần phải đảm bảo sH [sH] , sH = ZM ZH Ze ; Trong đó: T1=326000Nmm; bw = 0,3.aw = 0,3.230 = 69 mm, ut= 4; Đường kính vòng lăn bánh nhỏ : dw3= =92 mm; Zm= 274 Mpa1/3 (tra bảng 6.5 ) ; tgbb = cos at.tgb = cos(20o,4).tg(12o)=0,19 ị bb = 11,65 0 Với at=arctg(tga/cosb) ; b=12; a=20 TCVN 1065-71 vậy at =20,4 ZH = = = 1,73 ; Ze = ; ea = , Ze = ==0,57 Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ : dw1=2.aw/(u2+1) =92 Vận tốc bánh dẫn : v = m/s; vì v < 4 m/s tra bảng 6.13 (trang 106) chọn cấp chính xác 9 ; tra bảng 6.16 chọn go= 73 theo bảng 6,15 => dH =0,002 Theo công thức 6.42 KH = 1,006.1,13.1,15 = 1,31. Thay số : sH = 274.1,73.0,57= 365,32 MPa Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép : [sH] = [sH]. ZRZVKxH. Với v =0,66 m/s ị ZV = 1 (vì v < 5m/s ) , Cấp chính xác động học là 8, chọn mức chính xác tiếp xúc là 9. Khi đó cần gia công đạt độ nhám là Ra = 1,25...0,63mm. Do đó ZR = 0,95 với da< 700mm ị KxH = 1. [sH] = 509.1.1.1.0,95 =483,6 MPa. Do sH [sH] nên răng thoả mãn độ bền tiếp xúc. 5. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn: Yêu cầu sF [sF] ; sF = 2.T1.KFYeYbYF1/( bwdw3.m) Tính các thông số : Theo bảng 6.7 ta có KFb = 1,32 ; với v < 2,5 m/s tra bảng 6.14(trang 107) cấp chính xác 9 thì KFa = 1,37. Tra bảng 6.16 chọn go= 73 Theo bảng 6.15 => dF =0,006 => KF = KFb.KFa.KFV = 1,014.1,37.1,32 = 1,84 Với ea = 1,75 ị Ye = 1/ea = 1/1,75 = 0,57; b = 12o ị Yb = 1 - b/140 = 1 – 12°/140 = 0,92 Số răng tương đương: ZV3 = Z1/cos3b = 30 /(cos120)3 = 32 ZV4 = Z2/cos3b = 120/(cos12)3 = 128 Với ZV3 = 32, ZV4 = 128 tra bảng 6.18 trang 109 thì YF1= 3,8; YF2= 3,6; YS=1,08-0,0695.ln (3)=1 YR=1 KXF=1 ứng suất uốn : sF1 = =125,53 MPa; sF2 = sF1 . YF2 / YF1 = 125,53.3,60/ 3,8 = 118,92 MPa; Tính ứng suất uốn cho phép : ; =294,17.1.1.1=294,17 MPa =236,5.1.1.1=236,5 MPa Ta thấy độ bền uốn được thoả mãn vì sF1 < [sF1] ,sF2 < [sF2]; 6. Kiểm nghiệm răng về quá tải: Kqt= Tmax/T = 1,4; sH1max=sH .MPa < [sH]max = 1260 MPa; sF1max = sF1. Kqt =125,53. 1,4 = 175,74 MPa ; sF2max = sF2. Kqt = 118,92.1,4 = 166,49 MPa Vì sF1max < [sF1]max ,sF2max < [sF2]max nên răng thoả mãn Kết luận: với vật liệu trên thì bộ truyền cấp chậm thoả mãn các yêu cầu kĩ thuật. Vậy ta có các thông số của bộ truyền cấp chậm : Khoảng cách trục : aw=230 mm Modun : m=3 Chiều rộng vành răng : bw= 69 mm Tỉ số truyền : u =4 Góc nghiêng của răng : b= 12 Số răng : bánh nhỏ z1= 30 răng Bánh lớn z2= 120 răng Đường kính chia : d1=90 mm d2= 360 mm Đường kính đỉnh răng : da3=96 mm da4=366 mm Đường kính đáy răng : df3=82,5 mm df4=352,5 mm 7.Kiểm tra điều kiện bôi trơn của hộp giảm tốc: Điều kiện bôi trơn: -d2: Đường kính của bánh bị dẫn của bộ truyền cấp nhanh. -d4: Đường kính của bánh bị dẫn của bộ truyền cấp chậm. d4 =360 mm; d2 =300 mm ị c = ; 1,1 Ê c Ê 1,3. Vậy bộ truyền thoả mãn điều kiện bôi trơn III. tính toán thiết kế trục và chọn ổ lăn: 1\ Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 có: [sb]=600Mpa [t]=15…50 Mpa Xác định sơ bộ đường kính trục. Theo ct 10.9 đường kính trục thứ k với k =1..3; (mm) => (mm) chọn d1 =25 => (mm) chọn d2=40 => (mm) chọn d3 =60 mm Sơ đồ đặt lực: Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực. Tra bảng 10.2 trang 189 có: b01=17 mm b02=23 mm b03=31 mm Chiều dài moayơ bánh, bánh răng: Chọn:K1 = 10 (mm) K2 = 8 (mm) K3 = 12 (mm) h = 16(mm). Chiều dài mayơ bánh đai, bánh răng ,nối trục : lmđ = lm12 = 58 (mm). lm13 = 56 (mm). lm22 =56 (mm). lm23 =72 (mm). lm32 = 72 (mm). lm33 = 80(mm). Khoảng cách l trên trục : l12 = - lc12 = 54 (mm). l13 =57,5 mm l11 = 197 (mm). l22 =57,5 mm l23 =129 mm l21 =197 mm l32 =75 (mm). l31 = 197 mm l33 = 129(mm). Chọn khớp nối Loại nối trục đàn hồi . Tại trục III có mômem xoắn TIII = 1273000 (N.mm)=1273 N.m Tra bảng 16.10a kích thước cơ bản của nối trục vòng đàn hồi được tra theo mômem xoắn T =1273 (N.m) d = 60 (mm) D = 210 (mm) dm = 120 (mm) L = 175 (mm) l = 110 (mm) d1 = 110 (mm) Do = 160 (mm) Z = 8 nmax = 2850 B = 6 B1 =70 l1 = 40(mm) D3 = 36 (mm) l2 = 40(mm) Bảng 16.10b kích thước cơ bản của vòng đàn hồi T = 1273 (N.m) do = 18 (mm) d1 = M12 D2 =25 (mm) l = 80 (mm) l1 = 42 (mm) l2 = 20 (mm) l3 = 36(mm) h = 2 Tính các lực tác dụng lên trục: Lực do đai, lực tác dụng lên bánh răng, Lực do khớp nối . Các thành phần lực trong thiết kế được biểu diễn như hình vẽ phần trên. Lực tác dụng của đai lên trục Fy12 = 1014 (N). Ft1 = N = Ft2=Fx13 Fr1 =N = Fy13 Ft2 = N = Fx22=Fx24 ; Fr2 = N = Fy24 ; Fa2 =Ft2.tgb=7087.tg12o = 1506 N = Fz22; Xét dấu của lực ta được như sau : Fx13 =2233 N Fy13 =833 N Fx23 =-7087 N Fy23 =2703 N Fz23 =-1506 N Xác định lực và vẽ biểu đồ momen : Trục I: ồMy0=Fly11.l11-Fy12.l12-Fy13.l13=0 Fly11===592 N ồMy1=Fly10.l11-Fy12.(l12+l11)+Fy13.l13=0 Fly10===1900 N ồMx0=Flx10.l11+Fx13.l13=0 Flx11=-=-722 N ồMx1=Flx10.l11+Fx13,l13=0 Flx10=-=-1510 N Flt10===2427 N Flt11===934 N Trục 2: ồMy0=Fly21.l21+Fy22.l22-Fy23.l23 =0 Fly21==1559 N ồMy1=Fly20.l21+Fy22.(l21-l22)-F23.(l21-l23) =0 Fly20==311 N ồMx0=Flx21.l11-Fx22,l22-Fx23.l23=0 Flx21=5516 N ồMx1=Flx20l21-[Flx22.(l21-l22) +Fx23.(l21-l23)]=0 Flx20=3800 N Flt20===3813N Flt21===5732 N Trục 3: ồMy0=Fly31.l31+Fy32.l32 =0 Fly31=-1829 N ồMy1=Fly30.l31+Fy32.(l31-l32)=0 Fly30=-875 N ồMx0=Flx32.l32+Fx31.l31 =0 Flx31=-4794 N ồMx1=Flx30l31+Fx32.(l31-l32)=0 Flx30=-2293 N Flt30===2454 N Flt31===5131 N Vẽ biểu đồ momen (hình vẽ): Theo ct 10.15 tính mômen uốn tổng tại các tiết diện trên trục : Theo ct 10.16 tính mômen tương đương tại các tiết diện trên trục : thay vào ta được : M10= 0 (Nmm). Mtđ10 = 0 (Nmm). (Nmm). =78012(Nmm). 15860 (Nmm). = 60153(Nmm). = 109760(Nmm). (Nmm). (Nmm) (Nmm). (Nmm) (Nmm). (Nmm) (Nmm). (Nmm) (Nmm). (Nmm) Đường kính trục tại tiết diện j theo công thức: dj ≥ [s] là ứng suất cho phép để chế tạo trục chọn trục thép 45 với s b =600 Mpa =>[s] = 50MPa. d11===25 mm d12===23 mm d13===28 mm d21=d24===40 mm d22= d23===44 mm d31===55 mm d32===60 mm d33===52 mm Xuất phát từ các yêu cầu về độ bền lắp ghép và công nghệ ta chọn đường kính các trục như sau: d10=25 mm d11=25mm d12=23 mm d13= 28 mm d20=40 mm d21=40mm d22=44 mm d23= 44 mm d24= 40 mm d30=55 mm d31=55mm d32=60mm d33= 52 mm d34= 55 mm Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi: Thép 45 có s b =600 Mpa s -1 =0,43.sb=0,43.600=261,6Mpa t -1 =0,58.s-1=0,58.261,6=151,7Mpa yt=0 ys=0,05 Các trục của hộp giảm tốc đều quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng do đó saj tính theo 10.22 saj=smaxj= smj=0 Trục quay theo 1 chiều do đó tmi. Xác định hệ số an toàn ở các tiết diện nguy hiểm cần kiểm tra về độ bền mỏi các tiết diện 10, 11, 21, 22, 31, 33, 34 .Chọn lắp ghép các ổ lăn lắp lên trục theo k6 lắp bánh răng, bánh đai, nối trục theo k6 kết hợp với lắp then Kích thước then tra bảng 9.1 trị số momen cản uốn, cản xoắn ứng với các tiết diện trục như sau Tiết diện ĐK trục Bxh t1 W W0 10 25 8 x 7 4 1250 2820 11 25 8 x 7 4 1250 2820 21 40 12 x 8 5 3240 7095 22 44 12 x 8 5 4215 9174 31 60 18 x 11 7 10251 32148 33 57 16 x 10 6 9012 25741 34 55 16 x10 6 8210 21110 Wj= Woj= Xác định hệ số Ksdj và Ktdj đối với các tiết diện nguy hiểm theo công thức : Ksdj=(+Kx-1).Ky Ktdj=(+Kx-1).Ky Các trục được gia công trên máy tiện , tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt Ra=2,5…0,63mm do đó hệ số tập chung ứng suất do trạng thái bề mặt Kx=1,06 (bảng 10.8) Không dùng các biện pháp tăng bền bề mặt Ky=1.Dùng dao phay ngón hệ số tập chung ứng tại rãnh then ứng với vật liệu có sb=600Mpa và Ks=1,76, Kt=1,54. Theo bảng 10.10 tra es,et ứng với đường kính tiết diện nguy hiểm Ta có bảng sau d es et 23 0,92 0,89 40 0,88 0,81 57 0,85 0,78 Xác định hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp Ss Ssj= Xác định hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp Stj= [S] =1,5…2,5 Sj= Ta có bảng sau : Tiếtdiện d Ks/es Kt/et Ksd Ktd Ss St S Rãnh then Lắp căng Rãnh then Lắp căng 10 25 - 2,06 1,86 1,64 2,12 1,92 3,24 19,13 3,19 11 25 1,98 2,06 1,73 1,64 2,12 1,79 - 6,87 6,87 21 40 2,03 2,06 1,94 1,64 2,12 2,00 1,73 17,46 1,73 22 44 - 2,06 - 1,64 2,12 1,70 7,09 5,48 4,34 31 60 - 2,06 - 1,64 2,12 1,70 7,09 5,48 4,34 33 57 2,06 2,06 1,96 1,64 2,12 2,02 - 3,69 3,69 34 55 2,0 2,06 1,90 1,64 2,12 1,96 1,91 11,3 1,89 Kiểm tra độ bền then Kiểm tra độ bền dập và độ bền cắt sd= Ta có bảng sau: Tiết diện d lt bxh t1 T sd tc 11 25 21,6 8x7 4 67000 9,1478 3,43 13 28 24,5 8x7 4 67000 22,121 8,8,48 21 40 31,4 12x8 5 326000 29,624 8,887 22 44 31,4 12x8 5 326000 21,45 5,363 23 44 31,4 12x8 5 326000 29,624 4,444 34 55 31,4 16x10 6 1273000 1,461 27,531 32 60 31,4 18x11 7 1273000 34,96 20,393 Theo bảng 9.5 với tải trọng va đập [sd]= 150 Mpa và [tc]=60 -90 Mpa Vậy tất cả các mối ghép đều đảm bảo độ bền dập và độ bền cắt. IV. CHọN ổ LĂN: 1.Chọn ổ lăn cho trục vào của hộp giảm tốc: Xét tỉ số Fa/Fr : ta thấy tỉ số Fa/Fr = 0 vì Fa = 0, tức là không có lực dọc trục nên ta chọn loại ổ là ổ bi đỡ một dãy. Chọn : Đường kính trong d =25 mm Tra bảng P2.7chọn ổ bi đỡ cỡ trung có ký hiệu 305 có các thông số như sau: Đường kính ngoài D = 62 mm Khả năng tải động C = 17,6 kN, khả năng tải tĩnh Co = 11,6 kN; B =17 (mm) r1 = r2 =2,0(mm) Đường kính bi db = 11,51 (mm) Kiểm nghiệm khả năng tải : a, Khả năng tải động: Theo ct 11.3 Q = X.V.Fr.kt.kđ Trong đó : Đối với ổ đỡ chịu lực hướng tâm X= 1 V =1 khi vòng trong quay kt = 1 vì (nhiệt độ t Ê 100oC ) kđ = 1,4 Q = 1.700.1.1,4 = 980 (N) Theo ct 11.1 Khả năng tải động Tuổi thọ của ổ bi đỡ m = 3 Tuổi thọ của ổ lăn: L = Lh.n3.60.10-6 = 15000. 723. 60. 10-6 = 650 triệu vòng Hệ số khả năng tải động: Cd = 0,98. = 12,34 kN. Do Cd = 12,34kN < C = 17,6 kN ị loại ổ lăn đã chọn đảm bảo khả năng tải động. b, Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh: Tải trọng tính toán theo ct 11.19 với Fa = 0 Q0 = X0.Fr Với X0 = 0,6 (tra bảng 11.6) Q0 = 0,6.700 =420 (N) Q0 = 0,42 kN < C0 = 11,6kN. ị loại ổ lăn này thoả mãn khả năng tải tĩnh. 2.Chọn ổ lăn cho trục trung gian của hộp giảm tốc: Trục có lực hướng tâm , để đảm bảo cặp bánh răng luôn ăn khớp chính xác do đó ta chọn ổ bi đỡ chặn cỡ trung hẹp Với đường kính ngõng trục d = 40 (mm) , 46308 (bảng P2.12- Phụ lục ) Khả năng tải động C = 39,2 KN ; Khả năng tải tĩnh Co =30,7 KN D = 90 (mm) B =23 (mm) r1 =1,2; r =2,5 (mm) Kiểm nghiệm khả năng tải : a, Khả năng tải động: Theo ct 11.6 Q = V.Fr.kt.kđ Trong đó :V =1 khi vòng trong quay Fr = Rt20 =5732 (N). kt = 1 vì (nhiệt đọ t Ê 100oC ) kđ = 1,25 => Q = 1.5732.1.1,25 = 7165(N) Theo ct 11.1 Khả năng tải động Tuổi thọ của ổ bi m = 3 L = Lh.n2.60.10-6 = 15000. 145. 60. 10-6 = 130,5 triệu vòng Hệ số khả năng tải động: Cd = 7,165. = 36,34 kN. Do Cd = 36,34 kN < C = 39,2 kN ị loại ổ lăn đã chọn đảm bảo khả năng tải động. b, Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh: Tải trọng tính toán theo ct 11.19 với Fa = 1506 Q0 = X0.Fr+Y0.Fa Với X0 = 0,5 Y0=0,6 Q0 = 0,5.5732+0,6.1506=3770 (N) Theo ct 11.20 thì Q1 = 5732 (N) =5,732 (kN) Chọn Q = Q1 để kiểm tra vì Q1 > Q0 , Q1 = 5,732 kN < C0 = 30,7 kN. ị loại ổ lăn này thoả mãn khả năng tải tĩnh. 3, Chọn ổ lăn cho trục ra của hộp giảm tốc: Flt30=2454N ; Flt31=5131 ; Fa=1506 N Chọn ổ đũa côn cỡ nhẹ dựa váo đường kính ngõng trục d=55mm Kí hiệu 7211 có : Đường kính trong d =55 mm, đường kính ngoài D = 100 mm Khả năng tải động C = 57,9 kN, khả năng tải tĩnh Co = 46,1 kN; B =21 (mm) r1 =0,8; r =2,5 (mm) Kiểm nghiệm khả năng tải : a, Khả năng tải động: Xét tỉ số Tra bảng 11.4 có e=0,26 Ta có :>e Theo bảng 11.4 ta có X=0,56 Y=1,99 Theo ct 11.3 Q =(X.V.Fr+Y.Fa )kt.kđ Trong đó : V =1 khi vòng trong quay kt = 1 vì (nhiệt đọ t Ê 100oC ) kđ = 1,3 Q = (0,56.5131+1,99.1508).1.1,3 = 7637(N) Theo ct 11.1 Khả năng tải động: Tuổi thọ của ổ đũa côn m =10/3 Tuổi thọ của ổ lăn: L = Lh.n3.60.10-6 = 15000. 36. 60. 10-6 = 32,4 triệu vòng Hệ số khả năng tải động: Cd = 7,637. = 22 kN. Do Cd = 22 kN < C = 57,9 kN ị loại ổ lăn đã chọn đảm bảo khả năng tải động. b, Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh: Tải trọng tính toán theo ct 11.19 với Fa = 1508 Qo= X0.Fr +Y0.Fa Với X0 = 0,6 Y0=0,5 (tra bảng 11.6) Q0= 0,6.5131+0,5.1508 =2672 (N) Theo ct 11.20 thì Q1 = Fr =5131 (N) =5,131 (kN) Chọn Q = Frđể kiểm tra vì Q1 > Q0 , Q1 = 5,131 kN < C0 = 46,1 kN. ị loại ổ lăn này thoả mãn khả năng tải tĩnh. V.Thiết kế vỏ hộp giảm tốc, bôI trơn và đIều chỉnh ăn khớp: 1.Tính kết cấu của vỏ hộp: Chỉ tiêu của vỏ hộp giảm tốc là độ cứng cao và khối lượng nhỏ. Chọn vật liệu để đúc hộp giảm tốc là gang xám có kí hiệu GX 15-32. Chọn bề mặt ghép nắp và thân đi qua tâm trục . Các kích thước cơ bản được trình bày ở