›

Đồ án Chi tiết máy - Nguyễn Như Hiền

doc 39 trang yendo 9740
Download
Bạn đang xem 20 trang mẫu của tài liệu "Đồ án Chi tiết máy - Nguyễn Như Hiền", để tải tài liệu gốc về máy bạn click vào nút DOWNLOAD ở trên

Tài liệu đính kèm:

  • docdo_an_chi_tiet_may_nguyen_nhu_hien.doc

Nội dung text: Đồ án Chi tiết máy - Nguyễn Như Hiền

  1. HỌC VIỆN PHÒNG KHÔNG – KHÔNG QUÂN KHOA KỸ THUẬT CƠ SỞ ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY (Đề số 04) Giáo viên hướng dẫn: Phạm Đức Cảnh Học viên thực hiện: Nguyễn Như Hiền Lớp: Máy bay động cơ 10 Đơn vị: c72 – d7 Hà Nội, ngày 01 tháng 06 năm 2010
  2. Đồ án chi tiết máy Học viên thực hiện Nguyễn Như Hiền LỜI NÓI ĐẦU Môn học chi tiết máy là một trong những môn học cơ sở chuyên ngành giúp cho học viên học tập các môn chuyên ngành sau này được tốt hơn. Đặc biệt trong quá trình học của môn học có 1 phần làm đồ án môn học dành cho học viên. Đây là đồ án đầu tiên của ngườ học viên giúp cho học viên làm quen với việc thiết kế, chế tạo các chi tiết máy trong một hệ thống dẫn động - là công việc chủ yếu của người kỹ sư cơ khí. Mục đích giúp học viên biết phương hướng nghiên cứu, lựa chọn tối ưu khi thiết kế, rèn luyện kĩ năng tính toán để thực hành thiết kế một số chi tiết máy đơn giản, đồng thơì giúp học viên tổng hợp một số kiến thức cơ bản về sức bền, vẽ kĩ thuật và biết cách tra cứu sổ tay, tài liệu, Trong đồ án này nhiệm vụ chủ yếu là thiết kế và lắp đặt hệ thống dẫn động băng tải gồm bộ truyền đai, bộ truyền bánh răng và bộ truyền xích. Các phần tính cơ bản là: tính chọn động cơ điện, tính toán các bộ truyền cơ khí, then, chọn ổ lăn, chọn vỏ hộp giảm tốc và các chi tiết máy chuẩn khác. Nhiệm vụ cuối cùng là thực hiện bản vẽ lắp: hộp giảm tốc, bánh răng. Đây là bước giúp học viên rèn luyện tính thận trọng, tỉ mỉ và đầu óc tư duy sáng tạo để hoàn thành nội dung công việc được giao. Lầ đồ án đầu tiên trong quá trình học tập tại Học viện Phòng không không quân nên trong quá trình làm không thể tránh được sai sót do kiến thức còn hạn chế rất mong sự tạo điều kiện giúp đỡ, hướng dẫn, chỉ bảo của các đồng chí giảng viên trong bộ môn. Hà Nội, ngày 01 tháng 06 năm 2010 Người thực hiện Nguyễn Như Hiền 2
  3. Đồ án chi tiết máy Học viên thực hiện Nguyễn Như Hiền MỤC LỤC Phần Nội dung Trang I Tính chọn động cơ I Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền 04 II Kiểm nghiệm động cơ 06 III Tính toán và phân phối tỉ số truyền 06 IV Các thông số động học và lực của các trục 06 II Thiết kế, tính toán các bộ truyền A Tính toán thiết kế bộ truyền đai 08 B Tính toán bộ truyền bánh răng 13 C Tính toán bộ truyền xích 20 III Tính toán thiết kế trục Tính toán thiết kế trục dẫn bánh răng nhỏ 28 3
  4. Đồ án chi tiết máy Học viên thực hiện Nguyễn Như Hiền PHẦN I : TÍNH CHỌN ĐỘNG CƠ I.Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền 1.Chọn loại động cơ điện : Vì khả năng sử dụng rộng rãi, kết cấu đơn giản ,độ làm việc tin cậy, giá thành rẻ và dễ bảo quản, đối với hệ thống dẫn động băng tải đã yêu cầu ta chọn động cơ đồng bộ 3 pha. Để tránh các tác động cơ học từ bên ngoài, động cơ cần trang bị lưới bảo vệ kín. Động cơ được chọn phải thoả mãn các yêu cầu sau : - Không phát nóng quá nhiệt cho phép - Điều kiện mở máy : Tmm Tqtdc - Điều kiện quá tải : Tdc  Tqtdc 2.Các kết quả tính toán trên băng tải : a. Momen thực tế trên băng tải: P.D 12000.0,52 T 3120Nm tb 2 2 b. Vận tốc vòng của băng tải: - Vận tốc góc của băng tải : v  1000 (rad/s)M bt R - Vận tốc vòng của băng tải: 2000.60.v 2000.60.0,15 n 5,5 (vòng/phút) bt 2 .D 2 .520 c. Số vòng quay đồng bộ của động cơ: 60. f n db p Trong đó : f là tần số dòng xoay chiều với f = 50Hz p là số đôi cực từ , chọn p = 4 60.50 n 750 (vòng/phút) db 4 d. Momen đẳng trị trên trục băng tải: n 2 Ti .ti 2 2 2 i 1 T mm .tmm T1 .t1 T2 .t2 Tdtbt n = tmm t1 t2 ti i 1 Trong đó : Tmm 1,2T1 (Nm), T2 0,7T1 tmm 3s : thời gian mở máy,do tmm quá nhỏ nên ta lấy tmm =0. t1 4h : thời gian toàn tải t2 2h : thời gian non tải 4
  5. Đồ án chi tiết máy Học viên thực hiện Nguyễn Như Hiền Thay các giá trị trên vào công thức, ta có : T 2.4 (0,7T )2.2 T 1 1 2842,45(Nm) dttb 6 với T1 Tbt 3120 Nm e. Công suất đẳng trị trên trục băng tải: T .n 2842,46.5,5 P dtbt bt 1,637 (kW) dtbt 9550 9550 f. Công suất đẳng trị trên trục động cơ: pdtbt pdtdc ht 4 Trong đó : ht  br . ô.x .d Với: + Hiệu suất khớp nối: kn + Hiệu suất truyền động của cặp ổ lăn: ôl + Hiệu suất một cặp bánh răng trụ trong hộp giảm tốc: br + Hiệu suất bộ truyền xích: x + Hiệu suất bộ truyền đai: d Tra bảng ta có br 0,96 , ôl 0,992 ,  x 0,92 , d 0,96 4. ht 0,96 .0,992 .0,92.0,96 0,821 1,637 p 1,993 (kW) dtdc 0,821 Để hệ thống dẫn động băng tải làm việc bình thường, ta chọn pdc pdtdc và động cơ có số vòng quay trung bình đảm bảo tỷ số truyền của hệ thống hợp lý, đảm bảo hệ số công suất . Dựa vào bảng P1.1 (sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ta chọn động cơ điện sau: ` Công Vận tốc suất quay Kiểu động cơ KW vg/ph cos Tmax Tk T T dn dn f = 50Hz 4A112MA8Y3 2,2 750 0,71 2,2 1,8 5
  6. Đồ án chi tiết máy Học viên thực hiện Nguyễn Như Hiền II/ Kiểm nghiệm động cơ: 1. Kiểm nghiệm quá tải: Theo điều kiện Tdc  Tqtdc Tdc  ht .2.T 9550 T .2,2 28,01 , T  0,821.2.28,01 46 Nm 750 dc 9550.Pbt Tqtdc K qt .Tc .1,5 ndc .ht 9550.1,637.1,5 → T 38,08 Nm qtdc 750.0,821 Ta có: Tdc  >Tqtdc → Vậy điều kiện quá tải thỏa mãn. 2. Kiểm nghiệm mở máy: Theo điều kiện Tmm Tqtdc T Lại có mm 1,5 T 1,5.28,01 42,015Nm T mm Tmm Tqtdc Vậy điều kiện mở máy thoả mãn. III. Phân phối tỷ số truyền: ndc 750 Tỷ số truyền u 136,36 nbt 5,5 Mà u uh.ung Tra bảng 2.4 trang 21 sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí: uh : tỉ số truyền của hộp giảm tốc ung : tỉ số truyền ngoài hộp ung ud .ux ukn : tỉ số truyền của khớp nối (ukn 1 ) Tra bảng ta lấy: ux 5 , ud 5 u 136,36 uh 5,45 ux .ukn.ud 5.1.5 uh : Tỉ số truyền bánh răng trụ răng nghiêng IV. Các thông số động học và lực của các trục: 1. Tốc độ quay của các trục: Trục động cơ: ndc 750 (vòng/phút) ndc 750 Trục I: nI 750 (vòng/phút) ukn 1 6
  7. Đồ án chi tiết máy Học viên thực hiện Nguyễn Như Hiền nI 750 Trục II: nII 150 (vòng/phút) ud 5 nII 150 Trục III: nIII 27,52 (vòng/phút) uh 5,45 nIII 27,52 Trục IV: nIV 5,5 (vòng/phút) ux 5 2. Công suất trên các trục: dc Trục động cơ: Pdc Plv 1,993 (kW) Trục I: PI Pdc .kn.ôl 1,993.1.0,992 1,98 (kW) Trục II:PII PI .d .ôl 1,98.0,96.0,992 1,89 (KW) Trục III: PIII PII .br .ôl 1,89.0,96.0,992 1,8 (KW) Trục IV: PIV PIII .x .ôl 1,8.0,92.0,992 1,643 (KW) 3. Mômen xoắn trên các trục: dc Plv 1,993 Trục động cơ: Tdc=9550. 9550. 25,403 (Nm) ndc 750 PI 1,98 Trục I: T1 9550. 9550 25,212 (Nm) nI 750 P II 1,89 Trục II: T2 9550. 9550. 120,33 (Nm) nII 150 PIII 1,8 Trục III: T3 9550. 9550. 624,64 (Nm) nIII 27,52 PIV 1,643 Trục IV: T4 9550. 9550. 2852,85 (Nm) nIV 5,5 7
  8. Đồ án chi tiết máy Học viên thực hiện Nguyễn Như Hiền Vậy ta có bảng kết quả sau: Trục Trục động Thông I II III IV cơ số Tỉ số 1 5 5,45 5 truyền Tốc độ quay 750 750 150 27,52 5,5 (vòng/phút) Công suất 1,993 1,98 1,89 1,8 1,643 (kW) Momen xoắn 25,403 25,212 120,33 624,64 2852,85 (Nm) 8
  9. Đồ án chi tiết máy Học viên thực hiện Nguyễn Như Hiền PHẦN II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN A. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI Các thông số của động cơ và tỷ số truyền của bộ truyền đai: ndc 750(v / p) ; Ndc 2,2kw ; ud 5 Ở đây: Trục dẫn quay với vận tốc của trục động cơ(trục I) Trục bị dẫn là trục II với nII 150(vg / ph) 1. Chọn loại đai: Momen xoắn trên trục dẫn TI 19,25 (Nm) Theo bảng 4.13 tr59 tập1 TTTKHDĐCK ta có thể chọn loại đai hình thang Б Loại đai Kí Kích thước mặt cắt A Lo d1min 2 hiệu bo b h yo mm mm mm Mặt cắt thường Б 14 17 10,5 4,0 138 3350 140 b yo h bo 2. Xác định đường kính bánh đai: a. Bánh đai nhỏ: Đường kính bánh đai nhỏ: d1 140mm d n 3,14.140.750 *Tính vận tốc đai: v 1 I 5,495 m/s 60.103 60.103 9
  10. Đồ án chi tiết máy Học viên thực hiện Nguyễn Như Hiền b. Bánh đai lớn: Đường kính bánh đai lớn được tính theo công thức: d 2 ud .d1.(1  ) Trong đó: ud : tỉ số truyền đai d1 : đường kính bánh đai nhỏ  : hệ số trượt. Chọn  0,02 → d2 5.140.(1 0,02) 686 mm Chọn đường kính đai tiêu chuẩn là 670 mm c. Tỷ số truyền thực tế là: d2 670 ut 4,88 d1 1  140 1 0,02 Sai số của tỷ số truyền là: utt ud | | 4,88 5 | u .100% .100% 2,4% ud 5 u 5% Đai đó chọn thoả mãn điều kiện. 3. Chọn chiều dài sơ bộ khoảng cách trục là: asb 1,5d2 1,5.670 1005mm 4. Tính chiều dài đai L (mm): 2 d1 d2 Lsb 2asb d1 d2 2 4asb 3,14 140 670 670 140 2 L 2.1005 3351,58mm → sb 2 4.1005 Chọn đai theo tiêu chuẩn là: L = 3350 mm v 5,495 Số vòng chạy của đai là : i 1,64 lần L 3,35 5. Xác định khoảng cách chính xác trục a: 1 2 2 a 2L d d 2L d d 8 d d 8 1 2 1 2 1 2 1 2 2 a 2.3350 3,14 140 670 2.3350 3,14 140 670 8 670 140 8 → a 100 4mm,184 Kiểm tra điều kiện khoảng cách trục 10
  11. Đồ án chi tiết máy Học viên thực hiện Nguyễn Như Hiền (2 d1 d2 1620) (a 1004,184) (0,55 d1 d2 h 233,5) Thoả mãn 6. Tính góc ôm 1 : Tính theo công thức: d d 1800 570 2 1 với điều kiện 1200 1 a 1 670 140 1800 570 150 thỏa mãn điều kiện. 1 1004,184 7. Tính số đai cần thiết : P0  được tính theo hình 13.14 P0  2,2(kW ) C : hệ số xét đến ảnh hưởng của góc ôm o → 1 150 C 0.92 Cl : hệ số xét đến ảnh hưởng chiều dài đai l/l0=3350/3350=1;→ Cl 1 Cu : hệ số xét đến ảnh hưởng tỷ số truyền, bảng 4.17: Cu =1,14 Kd : hệ số tải trọng động ứng với trường hợp tải trọng dao động nhẹ: Số ca làm việc là 2, → Kd =1,1 Cz : hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đồng đều tải trọng cho các dãy đai, bảng 4.18, Cz =1 Pcd .Kd Vậy số đai tính là: Ztt 1,05 đai P0 C .Cl .Cu .Cz Chọn số đai Z = 2 đai 8. Chiều rộng bánh đai: B t = 19 mm; e = 12,5 mm Chiều rộng bánh đai: B Z 1 .t 2e 44mm 9. Lực tác dụng lên trục đai: (Fr) 2 - Xác định lực vòng: Fv qm.v Tra bảng 4.22 tập 1,TTTKHDĐCK ta có qm =0,178 2 Vậy Fv 0,178.5,495 5,38 (N) 780.P1.Kd - Xác định lực căng ban đầu: Fo Fv 173,4(N) v.C .Z - Xác định lực tác dụng lên trục F 2.F .z.sin( ) 670(N) r 0 2 10. Tính ứng suất trong dây đai và tuổi thọ dây đai: a. Tính  u : 11
  12. Đồ án chi tiết máy Học viên thực hiện Nguyễn Như Hiền 2.y0  u E. chọn E = 100 Mpa, y0 4 d1  u 5,714(MPa) b. Tính  v : 2 2 2  v m.v 1300.5,459 38740,89N / m 0,39MPa c. Tính  k : 3 3 F0 P0 .10 1,5.10  k  v  0  v A v.b0.2h 5,74.8,5.2.8 173,4 2,2.103  0,39 3,01Mpa k 138 5,495.14.2.10,5 d. Tính  max :  max  k  u 3,01 5,714 8,724MPa e. Tính tuổi thọ của đai: m  y P0 .L. u th .  max v.Zb 3600 Trong đó:  y 9Mpa : Giới hạn mỏi  u 1,95 : hệ số kể đến sự ảnh hưởng khác nhau của  u trên các bánh đai nhỏ và lớn Zb 2 : Số bánh đai m=11: bậc đường cong mỏi, vì là đai hình thang 11 9 2,2.3350.1,95 th . 0,404 năm 8,724 6,96.2.3600 Vậy số lần thay đai là: Std 23000.2 / 0,404.365.24 13 lần. → Vậy ta phải thay đai 13 lần trong 23000h làm việc. 12
  13. Đồ án chi tiết máy Học viên thực hiện Nguyễn Như Hiền B. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG I. Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp chậm 1. Chọn vật liệu - Do công suất truyền tải không lớn lắm, không có yêu cầu đặc biệt gì về vật liệu, để thống nhất trong thiết kế ở đây chọn vật liệu hai cấp như nhau : cụ thể chọn thép 45 tôi cải thiện, phôi rèn. Đồng thời để tăng khả năng chạy mòn của răng, nên nhiệt luyện bánh răng lớn đạt độ rắn thấp hơn độ rắn bánh răng nhỏ từ 10 15 đơn vị H1 H 2 (10 15)HB Bánh nhỏ: + Thép 45 tôi cải thiện; + Đạt độ rắn HB=(241 285) + Giới hạn bền  b1 850MPa + Giới hạn chảy  ch1 580MPa Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1 =260 Bánh lớn: + Thép 45 tôi cải thiện; + Đạt độ rắn HB=(192 240) + Giới hạn bền  b2 750MPa + Giới hạn chảy  ch2 450MPa Chọn độ rắn bánh lớn HB2 =250 2.Xác định ứng suất cho phép: a. Ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép được xác đinh theo công thức: 0  H lim Công thức tính:  H  .ZR .ZV .K xH .KHL SH 0  F lim  F  .YR .YS .K xF .KFC .KFL SF Trong đó: + ZR: Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc + Zv: Hệ số kể đến ảnh hưởng của vận tốc vòng. + KxH: Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng. + KHL: Hệ số tuổi thọ khi xét sức bền tiếp xúc. + SF: Hệ số an toàn khi tính về uốn, = 1,75 + YR: Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng. + YS: Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu với tập trng ứng suất. YS=1,08 – 0,0695 ln(m) 13
  14. Đồ án chi tiết máy Học viên thực hiện Nguyễn Như Hiền + KxF: Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến bền uốn + KFC: Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải, ở đây = 0,7 + KFL: Hệ số tuổi thọ ảnh hưởng đến độ bền uốn. Trong bước tính sơ bộ lấy: ZR Zv K xH 1 và YRYs K xF 1 , do đó công thức trên trở thành: 0  H lim .KHL  H  (1) SH 0  F lim  F  .KFC .KFL (2) SF Ta có: 0  H lim 2.HB 70 ; SH 1,1 ; 0  F lim 1,8HB ; S F 1,75; Thay số vào ta được: 0  H lim1 2.HB1 70 2.260 70 590MPa 0  H lim2 2.HB2 70 2.250 70 570MPa 0  F lim1 1,8.HB1 1,8.260 468Mpa 0  F lim2 1,8.HB2 1,8.250 450MPa * Tính hệ số KHL và KFL: hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền, được xác định theo các công thức sau: N m HO KHL H NHE N m FO KFL F NFE Ở đây: mH, mF – bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn; mH = mF = 6 khi độ rắn mặt răng HB ≤350; NHO – số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc; 2,4 NHO 30H HB 2,4 2,4 → NHO1 30H HB1 30.260 18752418,6 2,4 2,4 NHO2 30H HB2 30.250 17067789,4 NFO – số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn 6 NFO 4.10 đối với tất cả các loại thép NHE, NFE – số chu kì thay đổi ứng suất tương đương. Khi bộ truyền chịu tải trọng tĩnh: NHE =NFE =N=60.C.nIII.t 14
  15. Đồ án chi tiết máy Học viên thực hiện Nguyễn Như Hiền Với: + C: số lần ăn khớp trong một vòng, C=1 + nIII: số vòng quay trong một phút, nIII = 27,14 (v/p) + t : tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét, t 23.000(h) Thay số vào ta có kết quả: NHE1 =NFE1 =N=60.1.27,14.23000 37453200 (h) → NHE1> NHO1; NFE1>NFO1 Tính toán tương tự ta có kết quả: NHE2> NHO2; NFE2>NFO2 Ta lấy NHE = NHO và NFE = NFO khi đó có kết quả KHL = 1 và KFL = 1 (đường cong mỏi gần đúng là đường thẳng song song với trục hoành; tức là trên khoảng này giới hạn mỏi tiếp xúc và đường giới hạn uốn không thay đổi). Từ công thức (1) và (2) ta có các kết quả sau: 590.1   536,36MPa; H1 1,1 570.1   518,18MPa ; H 2 1,1 468.1.1   267,43MPa ; F1 1,75 450.1.1   257,14MPa ; F 2 1,75 Với bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng, ứng suất tiếp xúc cho phép  H  là giá trị trung bình của  H1  và  H 2  nhưng không vượt quá 1,25 H  min .     536,36 518,18 Ta có:   H1 H 2 527,27MPa H 2 2 b. Kiểm tra sơ bộ ứng suất: 1,25 H  min =1,25.518,18= 647,73 Mpa>500Mpa ==> thỏa mãn yêu cầu c. Ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép khi quá tải là:  H max 2,8 ch ;  F max 0,8 ch ; Thay số ta có: [ H1] max=2,8. ch1=2,8.580 =1624 MPa; [ H2] max=2,8. ch2=2,8.450 =1260 MPa; [ F1] max=0,8. ch1=0,8.580 = 464 MPa; [ F2] max=0,8. ch2=0,8.450 = 360 Mpa; 3. Xác định các thông số của bánh răng a. Xác định sơ bộ khoảng cách trục: 15
  16. Đồ án chi tiết máy Học viên thực hiện Nguyễn Như Hiền TII .KH  Theo công thức: aw1 Ka . u1 1 3 2 2. H  .u1. ba + Ka – hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng. Theo bảng 6- 5(TKDĐCTM tr96) với cặp bánh răng, răng nghiêng thép – thép 1/3 Ka = 43Mpa 3 + TII – mômen xoắn trên trục chủ động. TII =120,33.10 Nmm + [  H ]ứng suất tiếp xúc cho phép.  H  500Mpa + KH  - Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc. +  ba, bd- là các hệ số: Tra bảng 6.6  ba 0,3  bd 0,53. ba u1 1 0,53.0,3 5,45 1 1,026 Tra bảng 6.7 với sơ đồ 6 KH  1,06 Thay các giá trị vào ta được: 120330.1,06 a 43. 5,45 1 3 149.3mm w1 2.(500)2.5,45.0,3 Lấy aw 150mm b. Xác định đường kính vòng lăn của bánh răng nhỏ: T2.KH  .(u2 1) dw1 Kd 3 2  H  .u2. bd K d - hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng, theo bảng (6.5) ta chọn → K d =67,5 120330.1,06.(5,45 1) d 67,5.3 56,6mm w1 5002.5,45.1,026 c. Xác định các thông số ăn khớp: + Xác định môđun: m = (0,01 0,02). aw m (0,01 0,02).150 1,5 3 Để thống nhất trong thiết kế và dựa theo bảng (6.8) ta chọn môđun tiêu chuẩn là m = 3; + Xác định số răng, với bánh răng trụ răng nghiêng => góc nghiêng chọn  = 20 và hệ số dịch chỉnh x: +Tính số răng nhỏ: o 2.aw cos  2.150.cos 20 z1 15,66 (răng); m. u1 1 3. 5 1 16
  17. Đồ án chi tiết máy Học viên thực hiện Nguyễn Như Hiền Chọn số răng z1=15(răng); Từ z1 =15 ta tính được z2 : z2 =u2 . z1=5,45.15=81,75(răng) → Vậy z2 =81 răng. Tính lại góc nghiêng  theo công thức m.(z z ) 3.(15 81) cos 1 2 0.96 2.a 2.150 w =>  16,260 Tính lại số răng bánh nhỏ: 2.aw cos  2.150.cos16,26 z1 16 m. u2 1 3. 5 1 Lấy z1 = 16 và z2 = 81 Tỷ số truyền thực tế: z2 81 u2 5,1 z1 16 Khoảng cách trục thực tế: m.(z z ) 3.(16 81) a 1 2 152mm w 2.cos  2.cos16,26 4. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: Áp dụng công thức Hec ta xác định được ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng phải thoả mãn điều kiện: 2T11.K H u2 1  H Z M .Z H .Z . 2 . [ H] bw1.d w1 u2 Trong đó : ZM: Hệ số kể đến cơ tính của vật liệu: tra bảng 6 - 5 tr 96 sách TKCTM Tập I được ZM = 274 Mpa ZH: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc: 2.cos  b Z H Với:  b - góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở sin 2 tw tg b cos t .tg Với bánh răng nghiêng không dịch chỉnh: tg tg20o arctg( ) arctg( ) 20,46o wt t cos  cos12,75o : góc nghiêng profin gốc theo TCVN1065 : =20 o o o tgb cos 20,46 .tg16,26 0,27 o b 15,28 17
  18. Đồ án chi tiết máy Học viên thực hiện Nguyễn Như Hiền 0 2cos b 2.cos16,46 Do đó: ZH 0 1,73 sin 2 tw sin(2.20,46 ) Theo công thức (6.37) b .sin   w  .m Với bw là chiều rộng vành răng bw  ba .aw 0,3.150 45 45.sin16,460  1,35  .3 Khi tính gần đúng ta có thể xác định  theo công thức: 1 1  1,88 3,2 .cos  z1 z2 1 1 0 1,88 3,2 cos16,46 1,6 16 81 Hệ số trùng khớp dọc được tính: 1 1 Z 0,79  1,6 K H : hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc; Vận tốc vòng của bánh nhỏ .d .n 3,14.56,6.150 v w1 2 0,45(m / s). 60000 60000 Theo bảng (6.15) có :  H 0,002 Theo bảng (6.16) có : g0 82 Áp dụng công thức (6.42) : a   .g .v w H H 0 u 150  0,002.82.0,45. 0,58 H 5,45 H .bw.dw1 0,58.45.56,6 KHv 1 1 1 Do đó ta có: 2.T2.KH  .KH 2.120330.1,06.1,13 KH KH  .KHv .KH 1,06.1.1,13 1,198 Với v 0,45m / s ta chọn cấp chính xác 9→ KH 1,13 120330.1,198(5,45 1)  274.1,73.0,79. 403MPa   H 45.56,62.5,45 H 18
  19. Đồ án chi tiết máy Học viên thực hiện Nguyễn Như Hiền Ta có: Với v = 0,45(m/s) < 5m/s , ZV 1,với cấp chính xác là 9 ,chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó gia công đạt độ nhám Ra 2,5 1,25m do đó Z R 1.Với da 700mm ; K XH 1 Với [ H ] [ H ] .ZV .ZR .Z XH 500.1.1.1 500MPa (công thức 6.1 và 6.1a)    403 500 H H .100% .100% 24%  H 403 Vậy hệ thống vẫn đảm bảo hoạt động tốt. 5. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn: Theo công thức (6.34) ta có : 2.T2 .K F .Y .Y .YF1  F1 bw .d w1.m  F1.YF 2  F 2 YF1 Với: KF 1,15 (tra bảng 6.7) KF 1,37 (tra bảng 6.14) Theo công thức (tra bảng 6.47) a   .g .v. w F F 0 u Với  F 0,006 (tra bảng 6.15) g0 82 (tra bảng 6.16) Suy ra : 150  0,006.82.0,45. 1,21 F 5 Theo công thức (6.46) ta có :  F .bw .d w1 K F v 1 2.T2 .K F .K F 1,21.45.56,6 1 1,01 2.120330.1,15.1,37 Do đó K F K F .K F .K Fv = 1,37.1,15.1,01 = 1,591 Ta có  1,6 Y 1/  0,625  11,97  16,26o Y 1 1 0,884  140 140 Số răng tương đương : z 16 z 1 18,1 v1 cos3  cos3 16,26 19
  20. Đồ án chi tiết máy Học viên thực hiện Nguyễn Như Hiền z 81 z 2 91,55 v2 cos3  cos3 16,46 Theo bảng (6.18) ta được YF1 4,08;YF 2 3,6 Với hệ số dịch chỉnh x1 x2 0 Với m = 3 thì : YS =1 độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất YR 1 độ nhám bề mặt lượn chân răng. K XF 1 (dw 400mm) Do đó theo (6.1) và (6.2) : [ F1] [ F1].YR .YS .K XF = 464 Mpa 2.T2 .K F .Y .Y .YF1  F1 bw .d w1.m  F1.YF 2  F 2 YF1 Tương tự ta tính được : [ F 2 ] 360MPa Thay các giá trị vừa tìm được vào công thức trên ta có : 2.120330.1,591.0,625.0,884.4,08  112,95MPa [ ] 464MPa F1 45.56,6.3 F1  F1.YF 2 112,95.3,6  F 2 99,66MPa [ F 2 ] 360MPa YF1 4,08 6. Kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải: T Theo (6.48) với K max 1,2 qt T  H1max  H . Kqt 403. 1,2 441,46MPa [ H 2 ]max 1260MPa Theo (6.49)  F1max  F1.Kqt 112,95.1,2 135,54 [ F1]max 464MPa  F 2max  F 2.Kqt 99,66.1,2 119,592 [ F 2max ] 360MPa Vậy bánh răng đủ bền khi làm việc quá tải. → Ta có kích thước của bánh răng: + Đường kính vòng chia d1 dw1 56,6mm d2 dw2 dw1.5,45 308,47mm + Đường kính đỉnh răng d d 2(1 x y)m 56,6 2.3 62,6(mm) a1 1 1 d d 2(1 x y)m 308,47 2.3 314,47(mm) a2 2 2 20
  21. Đồ án chi tiết máy Học viên thực hiện Nguyễn Như Hiền + Đường kính đáy răng d d (2,5 2x )m 56,6 2,5.3 49,1(mm) f1 1 1 d d (2,5 2x )m 308,47 2,5.3 297,87(mm) f2 2 2 Các thông số và kích thước bộ truyền Khoảng cách trục aw1 150mm Môđun pháp m 3mm Chiều rộng vành răng bw 67,5mm Tỉ số truyền um 5,1 Góc nghiêng của răng  16,26o Số bánh răng z1 16; z2 81 Hệ số dịch chỉnh x1 0; x2 0 21
  22. Đồ án chi tiết máy Học viên thực hiện Nguyễn Như Hiền C. TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH I. Chọn loại xích: Để phù hợp với yêu cầu kĩ thuật của bộ truyền như đã tính toán, vận tốc không lớn nên ta có thể chọn loại xích con lăn. II. Xác định thông số của xích và bộ truyền xích 1. Chọn số răng đĩa xích Tính số răng đĩa nhỏ Z1 29 2.ux 29 10 19 (răng) Vậy số răng đĩa lớn: Z2 u.Z1 5.19 95 (răng) Z2 Zmax 120 Z 95 Tỉ số truyền thực của bộ truyền xích :u 2 5 Z1 19 2. Bước xích p. Bước xích p được xác định từ chỉ tiêu về độ bền mòn của bản lề. Muốn vậy áp suất po trên mặt tựa bản lề phải thoả mãn điều kiện Ft p p  Ft : Lực vòng. o A o A : Diện tích mặt tựa bản lề . [po] : áp suất cho phép Điều kiện đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mòn của bộ truyền xích được cho theo công thức (5.3): Pt =P.k.kz.kn [P] (1) Trong đó: + Pt – Công suất tính toán(kW) + P – Công suất cần truyền P = P2 =1,8 (kW) + Với n01= 200 (v/p). Theo bảng (5.5) [43,57,58,59] có kết quả P- công suất cho phép; [P] = 19,3(kW), có bước xích 31,75mm + k – Hệ số sử dụng. + kz – Hệ số răng . + kn – Hệ số số vòng quay. +) Xác định hệ số răng kz theo: kz= z01/ z1 Với z01= 25 là số răng đĩa nhỏ ứng với các bước xích tiêu chuẩn xác định bằng thực nghiệm. z1=19 số răng đĩa nhỏ chọn ở trên. => kz= z01/ z1= 25/19 = 1,32 +) Xác định hệ số số vòng quay kn: kn= n01/ n1 Với: n01= 200 (v/p) 22
  23. Đồ án chi tiết máy Học viên thực hiện Nguyễn Như Hiền n1= n2= 27,52 (v/p) => kn= n01/ n1 = 200/27,52= 7,27 +) Xác định hệ số sử dụng k theo công thức : k= ko.ka.kdc.kbt.kđ.kc Trong đó các hệ số được tra trong bảng 5.6 (TR.82,TTTKHTDĐCK- T1): ko – Hệ số xét đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền. Đường nối tâm hai đĩa xích so với đường nằm ngang nhỏ hơn 40 => ko=1 ka – Hệ số xét đến khoảng cách trục và chiều dài xích. Chọn a = 40p => ka=1 kdc – Hệ số xét đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích.Vị trí trục không điều chỉnh được=> kdc=1 kbt – Hệ số xét đến ảnh hưởng của bôi trơn. môi trường làm việc có bụi,chất lượng bôi trơn bình thường=> kbt=1,3. kđ – Hệ số tải trọng động, xét đến tính chất tải trọng. Tải trọng va đập nhẹ=> kđ=1,2 kc – Hệ số xét đến chế độ làm việc bộ truyền. Làm việc 2 ca => kc=1,25. Thay các hệ số xét đến tra được vào công thức trên ta có: k= ko.ka.kdc.kbt.kđ.kc = 1.1.1,25.1,3.1,2.1,25 = 2,438 Thay vào công thức (1): Pt =P.k.kz.kn=1,8.2,438.1,32.7,27= 42,11(kW) Theo bảng[43,57,58,59].(5.5) với n01= 200 (v/p) và điều kiện Pt [P],chọn bộ truyền xích một dãy có bước xích p=44,45mm thoả mãn điều kiện mòn: Pt =42,11(kW) [P] =43,7(kW) Vận tốc vòng của bộ truyền xích: z .n .p 19.27,52.44,45 v 1 1 0,39(m / s) 60000 60000 -Khoảng cách trục và số mắt xích. Với tỉ số truyền ux = 5 chọn sơ bộ khoảng cách trục: a = 40.p = 40.44,45 = 1778mm Theo công thức (5.12)ta tính được số mắt xích x: 2.a z z (z z )2.p 2.1778 19 95 (95 19)2.44,45 x 1 2 2 1 140,66 p 2 4. 2.a 44,45 2 4. 2.1778 Lấy số mắt xích là chẵn x=142 23
  24. Đồ án chi tiết máy Học viên thực hiện Nguyễn Như Hiền Tính lại khoảng cách trục theo công thức (5.13) : 2 * 2 (z 2 z1 ) a 0,25p x 0,5(z 2 z1 ) x 0,5(z 2 z1 ) 2 2 2 (95 19) a* 0,25.44,45 142 0,5(95 19) 142 0,5(95 19) 2 1809mm Để xích không phải chịu lực căng quá lớn ,cần giảm bớt khoảng cách trục a: a=(0,002 0,004) a*=(0,002 0,004).1809=(3,618 7,236)mm Giảm đi một lượng a=7mm Vậy khoảng cách trục chính xác là: a=1801mm Số lần va đập i của bản lề xích trong 1s là: z .n 19.27,14 i 1 1 0,242(lần/s) 15.x 15.142 Theo bảng 5.9 số lần va đập cho phép [i]=25(lần/s) => đảm bảo điều kiện i Q=172400N. + kd– Hệ số tải trọng động kd = 1,2 (tải trọng va đập nhẹ) + Ft – Lực vòng Ft=1000.P/v(N) + Fo – Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra(N) + Fv – Lực căng do lực li tâm sinh ra (N) + [s] – Hệ số an toàn cho phép theo bảng 5.10 ta tra được [s] = 7 +) Lực vòng được xác định theo công thức sau: Ft=1000.P/v=1000.1,724/0,39= 4420,51(N) +) Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra Fo: Fo=9,81.kf.q.a Với: + kf – Hệ số phụ thuộc độ võng f của xích và vị trí của bộ truyền Với f=(0,01 0,02)a=(0,01 0,02)1801mm và theo chỉ dẫn [43,57,58,59],Tập 1 ,trang 85 đối với bộ truyền nằm ngang lấy kf=6 24
  25. Đồ án chi tiết máy Học viên thực hiện Nguyễn Như Hiền + q – Khối lượng một mắt xích (theo bảng 5.2) ứng với xích con lăn 1 dãy có bước xích p=44,45mm => q=7,5kg a – Khoảng cách trục (m) a=1801mm=1,801m => Fo= 9,81.kf.q.a = 9,81.6.7,5.1,801 =795,05(N) +) Lực căng do lực li tâm sinh ra Fv: 2 2 Fv= q.v = 7,5.0,39 = 1,141(N) Thay các giá trị trên vào công thức (2) ta có: Q 172400 s 27,63 s 7 kd .Ft Fo Fv 1,2.4536,84 795,05 1,141 4. Đường kính đĩa xích. - Đường kính vòng chia d1 vàd2 : p 44,45 d 270,057mm lấy d 270mm 1 1 sin sin 19 z1 p 44,45 d 1344,39mm lấy d 1345mm 2 2 sin sin 95 z2 - Đường kính vòng đỉnh da1 vàda2 : da1 p 0,5 cot g 44,45 0,5 cot g 288,6mm z1 19 Lấy da1 288mm da2 p 0,5 cot g 44,45 0,5 cot g 1365,88mm z2 95 Lấy da2 1366mm - Đường kính vòng chân df1 và df2 df1= d1-2r - Với r =0,5025. d’1+0,05 theo bảng (5.2)[43,57,58,59] ta được d’1=19,05mm r 0,5025.19,05 0,05 9,6223mm Do đó : df1= 270 – 2.9,6223 = 250,76mm Lấy df1= 251mm df2= d2-2r=1345 – 2.9,6223 = 1325,76mm Lấy df2= 1326mm * Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích . - Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích theo công thức (5.18): 25
  26. Đồ án chi tiết máy Học viên thực hiện Nguyễn Như Hiền k r Ft K d Fvd E  H 0,47  H  A.k d Trong đó: + kr – Hệ số xét đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích,phụ thuộc vào z ,với z1 =19 kr1=0,47 + kd – Hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy.Do bộ truyền chỉ có 1 dãy kd=1 + Kd – Hệ số tải trọng động Kd=1,2 + Ft – Lực vòng(N) , Ft = 4420,51 (N) + Fvd– Lực va đập trên 1 dãy xích (N) -7 3 -7 3 Fvd=13.10 .n3.p =13.10 . 27,53.44,45 =3,1(N) + E – Môđun đàn hồi E=2,1.105MPa + A – Diện tích chiếu của bản lề, ứng với p=44,45 mm → A=473mm2 (theo bảng 5.12) - [H] – ứng suất tiếp xúc cho phép (MPa), bảng5.11[43,57,58,59] - Ứng suất tiếp xúc của đĩa xích 1: 5 kr1 Ft Kd Fvd E 0,47 4536,84.1,2 3,1 2,1.10  H1 0,47 0,47 457,43(MPa) A.kd 473.1  H1 432,895MPa  H  500MPa Như vậy có thể dùng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB = 210 sẽ đạt được ứng suet tiếp xúc cho phép [H] = 600MPa đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho răng đĩa 1. - Kiểm nghiệm độ bền của đĩa xích 2 : kr 2 Ft Kd Fvd 2 E  H 2 0,47  H  A.kd Trong đó : z2 =95 kr2=0,2 -7 3 -7 3 Fvd=13.10 .n4.p =13.10 . 5,5.44,45 =0,62(N) - Ứng suất tiếp xúc của đĩa xích 2: 5 kr 2 Ft Kd Fvd E 0,2 4536,84.1,2 0,62 2,1.10  H 2 0,47 0,47 326,8(MPa) A.kd 473.1  H 2 326,8MPa  H  600MPa Như vậy dùng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn là HB = 210 sẽ đạt được ứng suất tiếp cho phép Kết luận : với  H1  H  và  H 2  H  vậy cả hai đĩa xích đều đảm bảo thoả mãn độ bền tiếp xúc. 26
  27. Đồ án chi tiết máy Học viên thực hiện Nguyễn Như Hiền 5. Các lực tác dụng lên trục. Lực căng trên nhánh chủ động F1 và trên bánh bị động F2 : F1=Ft+F2 F2=Fo+Fv Trong tính toán thưc tế có thể bỏ qua Fo và Fv nên F1=Ft .vì vậy lưc tác dụng lên trục đươc tính theo công thức : Fr=kxFt Trong đó : kx - hệ số kể đến trọng lượng xích; kx = 1,15 khi bộ truyền nằm ngang. -Ft – Lực vòng(N) , Ft = 4420,51 (N) Fr=1,15. 4420,51 = 5083,59 (N) Từ các kết quả tính toán trên ta có bảng các thông số của các bộ truyền xích con lăn : Các đại lượng Thông số Khoảng cách trục a=1801mm Số răng đĩa chủ động z1 = 19 Số răng đĩa bị động z2 = 15 Tỉ số truyền ux = 5 Số mắt của dây xích x = 142 Đường kính vòng chia của đĩa xích : - Chủ động : d1= 270mm - Bị động : d2= 1345mm Đường kính vòng đỉnh của đĩa xích : - Chủ động : da1= 288mm - Bị động : da2=1366 mm Đường kính vòng chân răng đĩa xích : - Chủ động :df1= 251mm - Bị động : df2=1326mm Bước xích : p = 44,45mm 27
  28. Đồ án chi tiết máy Học viên thực hiện Nguyễn Như Hiền PHẦN III: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC: I. Chọn vật liệu: Với hộp giảm tốc chịu tải trọng nhỏ và trung bình p 12000N Vận tốc vòng băng tải nhỏ v 0,15 ta chọn vật liệu là thép 45 Thường hoá để chế tạo. ta có các thông số sau Độ rắn HB 170 217 Giới hạn bền :  b 600MPa Giới hạn chảy:  ch 340MPa II. Tính toán thiết kế trục: 1. Xác định sơ bộ đường kính trục 2: Ta có thể tính gần đúng theo công thức sau: k Tk d 3 sb 0,2.  Với trục II ta có: T2 d 3 sb2 0,2.    ứng suất xoắn cho phép ứng với vật liệu là thép 45   15 30 MPa . Ta chọn   30MPa . 120330 d 3 27,16mm lấy d 30mm sb2 0,2.30 sb2 Tra bảng 10.2 ta xác định chiều rộng gần đúng của ổ lăn b01 19mm Với trục III ta có: T3 d 3 sb3 0,2.  624640 → d 3 47 lấy d 50mm sb3 0,2.30 sb3 Tra bảng 10.2 ta xác định chiều rộng gần đúng của ổ lăn b02 27mm 2. Tính chiều dài các đoạn trục: + Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực Xác định chiều dài mayơ bánh răng trụ, may ơ bánh đai, mayơ đĩa xích theo công thức 10.10: lm 1,2 1,5 d Với bánh răng 1 và bánh đai ta có: lm1 1,2 1,5 dsb2 1,2 1,5 .30 36 45 mm Lấy lm2 40mm 28
  29. Đồ án chi tiết máy Học viên thực hiện Nguyễn Như Hiền Với bánh răng 2 và đĩa xích ta có : lm2 1,2 1,5 dsb3 1,2 1,5 .50 60 75 mm Lấy lm3 60mm - Các công thức khác được chọn trong bảng 10.3 Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay: k1 8 15 mm ; lấy k1 15mm Khoảng cách từ mặt cạnh của ổ đến thành trong của hộp k2 5 15 mm ; lấy k2 15mm Khoảng cách từ mặt cạnh chi tiêt quay đến nắp ổ k3 10 20 mm ; lấy k3 15mm Chiều cao nắp ổ và đầu bu lông : hn 15 20 mm ; lấy hn 20mm + Xác định chiều dài các đoạn trục : Xét đối với hộp giảm tốc bánh răng trụ 1 cấp ta có kết quả: Đối với trục 2: l22 lc22 0,5. lm2 b01 k3 hn 0,5. 40 19 15 20 64,5mm l23 0,5. lm2 b01 k1 k2 0,5. 40 19 15 15 59,5mm ` l21 2l23 2.59,5 119mm RAY RBY Z O A C B Fr1 D RBX AX Fa1 l X R 22 Y Ft1 l21 l23 Fr 2 29
  30. Đồ án chi tiết máy Học viên thực hiện Nguyễn Như Hiền 3. Xác định các lực tác dụng lên trục II: Mô men xoắn từ động cơ truyền cho trục II:T2 120330Nmm 2T2 2.120330 Lực vòng: Ft1 4251,94N dw1 56,6 Lực dọc trục: Fa1 Ft1.tg 4251,94.tg16,26 1240,13N Lực hướng kính: Fr1 Ft1.tg tw / cos  4251,94.tg20,46 / cos16,26 1652,45N * Tính phản lực tại các gối A,B: Giả sử chiều phản lực tại gối A,B như hình vẽ: Phản lực theo phương trục y:  M B RAy .l21 Fr1.l22 Fr 2.l23 0 R (F .l F .l ) / l (1652,45.64,5 670.59,5) /119 1230,65N Ay r1 22 r 2 23 21  F y RAy RBy Fr 2 Fr1 0 RBy Fr1 RAy Fr 2 1652,45 1230,65 701,17 279,37N Vậy chiều RAy trùng với chiều giả thiết và chiều của RBy ngược chiều so với giả thiết. Chiều của các phản lực tại gối tựa như hình vẽ. Phản lực theo trục x:  M B RAx .l21 Ft1.l22 0 R F .l / l 4251,94.64,5 /119 2304,62N Ax t1 22 21  F x RAx RBx Ft1 0 RBx Ft1 RAx 4251,94 2304,62 1947,32N Vậy chiều RAx , RBx ngược với chiều giả thiết Khi dời lực Ft1 về tâm trục ta được mômen xắn M t1 M t1 T2 120330Nmm Qua kết quả tính toán trên ta có biểu đồ mômen như sau ( Hình số 1) 30
  31. Đồ án chi tiết máy Học viên thực hiện Nguyễn Như Hiền 31
  32. Đồ án chi tiết máy Học viên thực hiện Nguyễn Như Hiền 4. Tính đường kính trục: - Với dsb2 30mm , vật liệu thép 45,có  600MPa theo bảng 10.5 ta có Kết quả ứng suất cho phép   63MPa . - Đuờng kính tại các mặt cắt được tính theo công thức: M td d 3 0,1.  Trong đó M td mô men tương đương trên các mặt cắt.được tính 2 2 2 - Theo công thức: M td M X M Y 0,75.M Z + Xét mặt cắt trục tại điểm A(chỗ lắp khớp nối) từ biểu đồ mômen Ta thấy: M X 0, MY 0, M Z 120330Nmm. A 2 2 2 M td 0 0 0,75.120330 104208,84Nmm 104208,84 d 3 25,48mm A 0,1.63 Tại A là tiết diện lắp ổ lăn → chọn đường kính trong của ổ lăn theo tiêu chuẩn là dA = 25 mm Tại vị trí lắp bánh răng: Xét mặt cắt đi qua đoạn trục chứa bánh răng tại điểm C: Ta có: M X 125602Nmm, MY 67070,43Nmm, M Z 120330Nmm. C 2 2 2 → M td 125602 67070,43 0,75.120330 176447,69Nmm 176447,69 d 3 30,36mm C 0,1.63 + Tại điểm C có lắp rãnh then nên đường kính trục lấy tăng lên 4% → dC 30,36 0,04.30,36 31,57mm Chọn dC = 35 mm theo tiêu chuẩn hóa + Tại vị trí mặt cắt B ta có B 2 2 2 M td 0 59045,4 0,75.120330 119774,12Nmm 119774,12 d 3 26,68mm B 0,1.63 Tại vị trí mặt cắt B là tiết diện lắp ổ lăn nên chọn đường kính trục tại vị trí này theo tiêu chuẩn là dB = 30mm + Tại vị trí mặt cắt D, hoàn toàn tương tự như vị trí mặt cắt A ta có D 2 2 2 M td 0 0 0,75.120330 104208,84Nmm 104208,84 d 3 25,47mm D 0,1.63 Tại vị trí D có rãnh then nên ta cũng chọn đường kính trục tăng lên 4% 32
  33. Đồ án chi tiết máy Học viên thực hiện Nguyễn Như Hiền → dD 25,47 0,04.25,47 26,49mm Chọn dD theo tiêu chuẩn hoá dD = 26mm Vậy ta có: d A 25mm ; dB 30mm dC 35mm ; dD 26mm III. Kiểm nghiệm trục về độ bền: 1. Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi: Khi xác định đường kính trục chưa xét đến ảnh hưởng về độ bền mỏi của trục , vì vậy cần tiến hành kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi. Hệ số an toàn tại các mặt cắt nguy hiểm thoã mãn điều kiện sau: Sj .Sj S j S 2 2 Sj Sj S hệ số an toàn cho phép,S 1,5 2,5 lấy S 2 Sj ,Sj hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và ưng suất tiếp tại tiết diện j.  1 Sj Kdj . aj   . mj  1 Sj Kdj . aj   . mj Với  1, 1 là giới hạn mỏi uốn xoắn ứng với chu kì đối xứng với Thép c45 có  b 600MPa  1 0,436. b 0,436.600 261,6MPa  1 0,58. b 0,58.600 151,728MPa   ,  hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến Độ bền mỏi theo bảng 10.7 với  b 600MPa có kết quả :   0,05 ;   0 - Đối với trục quay ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng nên: M j  mj 0; aj  max j W j Với  aj, aj , mj , mj là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và tiếp tại tiết diện ta đang xét. Khi trục quay một chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động, do vậy:  maj T j  mj  aj 2 2.Woj Với W j ,Woj mômen cản uốn và mômen cản xoắn tại mặt cắt đang xét. Trên trục một thì ta thấy tại mặt cắt đi qua C là mặt cắt nguy hiểm nhất. 33
  34. Đồ án chi tiết máy Học viên thực hiện Nguyễn Như Hiền 2 2 2 2 Từ công thức : M u M x M y 125602 67070,43 142387,87Nmm 2 .d 3 b.t . d t W 1 1 j 32 d 2 .d 3 b.t d t W 1 1 theo bảng 10.6 trục có 2 rãnh then . oj 16 d Trong đó : b,t1 là bề rộng rãnh then và chiều sâu rãnh then trên trục theo bảng 9.1a: Có : b 10mm,h 8,t1 5mm ứng với dC 35mm 2 3,14.353 10.5. 35 5 W 2921,4 Nmm j 32 35 142387,87 Vậy:  48,74 aj 2921,4 Trong công thức 10.23 có : T T2 120330Nmm 2 2 .d 3 b.t d t 3,14.353 10.5. 35 5 W 1 1 7128,5 Nmm oj 16 d 16 35 Thay vào 10.23 ta có: T 120330  aj  mj 8,44 2.Woj 2.7128,5 K  K 1  x K  dj K y K K x 1  Kdj K y K x hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt , theo bảng 10.8 K x 1,06 (với  b 600MPa, tiện Ra 2,5 0,63 ). K y hệ số tăng bền bề mặt trục tra bảng 10.9 với phương pháp gia công tăng bền bề mặt tôi bằng dòng điện tần số cao có K y 1,6  , hê số kể đến ảnh hưởng kích thước mặt cắt trục, đối với trục Với d 35mm theo bảng 10.10 với thép các bon được  0,87, 0,8 K , K trị số của hệ số kể đến tập trung ứng suất thực tế trên bề mặt trục đối với trục có rãnh then và gia công bằng dao phay ngón Theo bảng 10.12 ta có: K 1,76;K 1,54 Thay vào công thức trên ta có : 34
  35. Đồ án chi tiết máy Học viên thực hiện Nguyễn Như Hiền 1,76 1,54 1,06 1 1,06 1 0,87 0,8 K 1,3 ; K 1,24  dj 1,6  dj 1,6 Thay các giá trị vào trên ta có :  1 261,6 S j 4,13 K dj . aj   . mj 1,3.48,74 0,05.0  1 151,728 S j 14,5 K dj . aj  . mj 1,24.8,44 0.8,44 S .S 4,13.14,5 S  j  j 3,97 S 2 j 2 2 2 2   S j S j 4,13 14,5 Vậy trục II đảm bảo điều kiện bền mỏi. 2. Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh: Để tránh biến dạng dẻo quá lớn hoặc phá hỏng trục do quá tải đột ngột cần tiến hành kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh theo công thức của thuyết bền 4 2 2  td  3   M T Trong đó :  max ;  max 0,1.d 3 0,2.d 3 M max ,Tmax mômen uốn lớn nhất và mômen xoắn lớn nhất tại mặt cắt nguy hiểm lúc quá tải. M max M u .K qt.l.Tmax T.Kqt lấy Kqt 1,2;  0,8 ch Với thép C45 thường hoá có  ch 340MPa   0,8.340 272MPa a. Kiểm nghiệm cho trục II: Từ biểu đồ mômen ta thấy mặt cắt nguy hiểm tại C: M X 125602Nmm;MY 67070,43Nmm 2 2 2 2 → M u M x M y 125602 67070,43 142387,87Nmm c M max M u .Kqt 142387,87.1,2 170865,44Nmm Với dC 42mm thay vào trên ta có: 170865,44  39,85(N / mm2 ) 0,1.353 Tmax T2.Kqt 120330.1,2 144396Nmm 144396 2  3 16,84 N / mm 0,2.35 2 2  td 39,85 3.16,84 49,38MPa   272MPa Vậy trục đảm bảo điều kiện bền tĩnh. 3. Tính kiểm nghiệm trục về độ cứng vững: a. Tính độ cứng uốn: 35
  36. Đồ án chi tiết máy Học viên thực hiện Nguyễn Như Hiền Khi độ võng f quá lớn sẽ làm cho các bánh răng ăn khớp bị làm tăng sự phân bố không điều tải trọng trên chiều rộng vành răng. Còn khi góc xoay  quá lớn sẽ làm kẹt các con lăn trong ổ, do vậy điều kiện đảm bảo độ cứng uốn sẽ là: f  f  ;    Trong đó  f  độ võng cho phép Đối với trục lắp bánh răng trụ: f  0,01m m 3 môđun ăn khớp bánh răng trên trục  f  0,01.3 0,03mm   góc xoay cho phép, đối với ổ đỡ   0,005Rad + Kiểm nghiệm cho trục II: Trên biểu đồ mômen ta thấy mặt cắt nguy hiểm tại C nên ta kiểm nghiệm tại vị trí này và góc xoay tại vị trí ổ A và B bằng nhau vì : Khoảng cách của hai ổ đến vị trí C bằng nhau và hai ổ này chịu mômen uốn lớn nhất. 2 2 2 2 Theo sức bền vật liệu thì : f f x f y ; x  y f x ,x chuyển vị và góc xoay theo phương x f y , y chuyển vị và góc xoay theo phương y * Chuyển vị góc xoay theo phương x: + Chuyển vị theo phương x: 1 Thực hiện phép nhân biêu đồ ta có: f .. x EJ Với E môđun đàn hồi , E 2,1.105 MPa J mômen quán tính của mặt cắt; .d 4 J c 0,05.d 4 0,05.354 75031,25Nmm4 64 c 1 f .. x EJ Ta có biểu đồ theo hình 2 như sau: 36
  37. Đồ án chi tiết máy Học viên thực hiện Nguyễn Như Hiền 37
  38. Đồ án chi tiết máy Học viên thực hiện Nguyễn Như Hiền Dựa vào biểu đồ tính độ cứng vững theo thuyết veresaghin ở trên Ta có: 1  .125602.119 7473319mm2 x 2 Để tính 1x ta đặt lực đơn vị PK 1 tại vị trí C như hình vẽ Sau đó vẽ biểu đồ mômen và gióng vị trí trọng tâm xuống ta được: 1x 29,75 Thay vào trên ta được : 1 1 f . . .7473319.29,75 0,014mm x EJ x 1x 2,1.105.75031,25 + Góc xoay theo phương x: Ta đặt mômen M K 1 tại vị trí D như hình vẽ sau đó vẽ biểu đồ mômen gióng trọng tâm xuống ta được  1 1 1  . . .7473319.1 4,74.10 4 Rad x E.J x 2x 2,1.105.75031,25 * Chuyển vị góc xoay theo phương y: Tương tự trên ta vẽ biểu đồ veresaghin (hình vẽ số 3 – trang bên) như sau: Dựa vào biểu đồ ta có: 1  .67070,43.119 3990690,6mm2 ;  33,25; 1 y 2 1y 2 y 1 1 f . . .3990690,6.29,75 0,0075 mm y E.J y 1y 2,1.105.75031,25 1 1  . . .3990690,6.1 2,53.10 4 Rad y E.J y 2 y 2,1.105.75031,25 Từ kết quả tính trên ta có: 2 2 2 2 f fx f y 0,014 0,0075 0,016 mm  f  0,04 mm 2 2 4 2 4 2 4  x  y 4,74.10 2,53.10 5,37.10 Rad   0,005 mm Vậy trục I đảm bảo độ cứng uốn. 38
  39. Đồ án chi tiết máy Học viên thực hiện Nguyễn Như Hiền b. Tính độ cứng xoắn: Độ cứng xoắn có ý nghĩa quan trọng đối với các cơ cấu phân độ, máy phay răng vì chuyển vị góc làm giảm độ chính xác chế tạo; đối với trục liền bánh răng và trục then hoa chuyển vị góc làm tăng sự phân bố không đều tải trọng lên chiều rộng vành răng. Vì vậy cần phải hạn chế biến dạng xoắn (góc xoắn). Đối với đoạn trục có rãnh then, góc xoắn tính theo công thức: T.l.k   G.Jo Trong đó: + h: chiều sâu rãnh then h + γ: hệ số, với đoạn bị xoắn có 1 rãnh then nên ta có 0,5 + G : môđun đàn hồi trượt, đối với thép G 8.104 MPa + J 0: mômen quán tính độc cực, với mặt tròn .d 4 3,14.354 J 147323,52Nmm 0 32 32 + T2 : mômen xoắn trên trục T2 120330Nmm + l : chiều dài đoạn trục chịu xoắn, l l22 l23 64,5 59,5 124mm + : góc xoắn cho phép, với trục hộp giảm tốc   30 / m 3,72.3,14 Ứng với l 124mm  3,72' 0,00108 Rad 60.180 1 Với k Từ d 35mm h 8 ; 4 h 1 d Với đoạn bị xoắn có 1 rãnh then nên ta có 0,5 1 k 1,84 4.0,5.8 1 35 Thay vào trên ta có: 120330.124.1,84  0,00023(Rad)  0,00108 Rad 8.104.147323,52 Vậy trục II đảm bảo cứng xoắn khi làm việc. 39