›

Đồ án Thiết kế hệ thống dẫn động máy khuấy

doc 36 trang yendo 4700
Download
Bạn đang xem 20 trang mẫu của tài liệu "Đồ án Thiết kế hệ thống dẫn động máy khuấy", để tải tài liệu gốc về máy bạn click vào nút DOWNLOAD ở trên

Tài liệu đính kèm:

  • docdo_an_thiet_ke_he_thong_dan_dong_may_khuay.doc

Nội dung text: Đồ án Thiết kế hệ thống dẫn động máy khuấy

  1. BỘ CÔNG NGHIỆP TRƯỜNG ĐAỊ HỌC CÔNG NGHIỆP TP HCM TRUNG TÂM TNTH CƠ KHÍ  Đồ án chi tiết máy Đề tài Thiết kế hệ thống dẫn động máy khuấy NSVTH : NHÓM 4 LỚP : DHOT1TLT GVHD: DIỆP BẢO TRÍ Tp Hồ Chí Minh, tháng 6 năm 2007 1
  2. MỤC LỤC CHƯƠNG I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN4 CHƯƠNG II: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI6 CHƯƠNG III: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG9 CHƯƠNG IV: THIẾT KẾ TRỤC VÀ TÍNH THEN 20 CHƯƠNG V: Ổ LĂN 35 CHƯƠNG VI: TÍNH TOÁN VỎ HỘP GIẢM TỐC 37 CHƯƠNG VII: KHỚP NỐI - BÔI TRƠN 38 CHƯƠNG VIII: DUNG SAI LẮP GHÉP 39 2
  3. ĐỀ BÀI : ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Đề : thiết kế hệ thống truyền đọng cho máy khuấy. Các số liệu cho biết: - Công suất máy khuấy N = 8 Kw - Số vòng quay trục máy khuấy:n = 70 v/ph - Thời gian làm việc t = 60000 - Kiểu hộp giảm tốc : hộp giảm tốc hai cấp côn - trụ. 3
  4. Chương I CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN I/ CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN Để chọn động cơ điện ta đi tính công suất cần thiết của động cơ : N Nct =  Trong đó: N: công suất máy khuấy. 3 Ta có: η = ηđ. ηrc. ηrt. η ol. ηk Chọn ηđ = 0,96 : hiệu suất của bộ truyền đai ηrc = 0,95 : hiệu suất bộ truyền bánh côn ηrt = 0,96 : hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ ηol = 0,99 : hiệu suất một cặp ổ lăn ηk = 0,99 : hiệu suất khớp nối vậy: η = 0,96. 0,95. 0,96. 0,993. 0,99 = 0,841 do đó: 9 Nct = =10,7 (kw) 0,841 Vậy ta phải trọn công suất của động cơ lớn hơn công suất cần thiết. Xác định sơ bộ số vòng quay của số vòng quay của động cơ: nsb = nmk. Uh. Uđ với nmk: số vòng quay trục máy khuấy. Uh: tỷ số truyền các bộ truyền trong hộp Uđ: tỷ số truyền của bộ truyền đai. Theo đề bài ta có: nmk = 60 (vg/ph) Mà : Uh : (8 15) Uđ : (3 5) nsb = 60.(8 15).(3 5) = (1440 4500) Từ đó ta chọn động cơ AOC2 - 52 -2 có các thong số kỹ thuật như sau: Công suất Nđc = 13 (kw) Số vòng quay của đọng cơ: nđc = 2730 (vg/ph) Hiệu suất làm việc: η = 83,5% Khối lượng: m = 110 (kg) II/PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN Tỷ số truyền chung: n 2130 91 U = đc = = = 45,5 nmk 60 2 Trong đó: nđc = 2730 (vg/ph) số vòng quay trục động cơ. Nmk = 60 (vg/ph) số vòng quay trục máy khuấy. Mà ta cũng có: U = Uđ. Uh Trong đó: Uđ = 3,3 : tỷ số truyền của bộ truyền đai. 4
  5. U 45,5 Uh = = = 13,79 : tỷ số truyền cảu hệ thống bánh răng. U đ 3,3 Ta cần xác định tỷ số truyền của bộ truyền cấp nhanh và cấp chậm của hệ thống truyền động bánh răng dựa vào các thông số sau: kbr = 0,25 : hệ số chiều rộng vành răng. Ck = 1,1; ψ = 1,2; [ko1] =[ko2] λ = 2,25.1,2 = 2,25.1,2 = 14,4 (1 kbr ).kbr [k02 ] (1 0,25).0,25 3 3 λk. λ k = 1,44.(1,1) = 19,2. Dựa vào đồ thị ta tìm được tỷ số truyền của cặp bánh răng cấp nhanh là: U h 13,79 Ucn = 3,70 U cn 3,73 - Xác định các thông số: + Công suất các trục: N mk 9 Trục 3 : N3 = 9,18 (kw) ol .kn 0,99.0,99 N3 9,18 Trục 2: N2 = 9,66 (kw) ol .rt 0,99.0,96 N 2 9,66 Trục 1: N1 = = = 10,27 (kw) ol .rc 0,99.0,95 + Số vòng quay các trục: nđc 2370 Trục 1: n1 = 827 (vg/ph) U đ 3,3 n1 827 Trục 2: n2 = = = 222 (vg/ph) nU cn 3,73 + Momen xoắn trên các trục: 6 N 1 6 10,27 Trục 1: T1 = 9,55. 10 . 9,55.10 . 118595,5 (Nmm) n1 827 6 N 2 6 9,66 Trục 2: T2 = 9,55.10 . =9,55.10 . 415554 (Nmm) n2 222 6 N3 6 9,18 Trục 3: T3 = 9,55.10 . 9,55.10 . 1461150 (Nmm) n3 60 Kết quả ta có bảng thông số sau: Thông số Động cơ Trục 1 Trục 2 Trục 3 Công suất (kw) 13 10,27 9,66 9,18 Tỷ số truyền U 3,3 3,73 3,7 Số vòng quay n (vg/ph) 2730 827 222 60 Mômen xoắn T (Nmm) 118595,5 415554 1461150 5
  6. CHƯƠNG II THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI I/ CHỌN LOẠI ĐAI Chọn loại đai thang thường tiết diện Ђ. II/ THÔNG SỐ BỘ TRUYỀN Đường kính bánh đai nhỏ ta chọn d1 = 180 mm .d1.nđc 3,14.180.2370 Vận tốc đai: v đ = 25,7(m/ s) nhỏ hơn vận tốc đai cho phép 60000 60000 vmax = (25  30) (m/s) Đường kính bánh đai lớn: d2 U đ .d1 (1  ) 3,3.180.(1 0,02) 582,12(mm) Trong đó: Uđ = 3,3 là tỷ số truyền cỉa bộ truyền đai. D1 = 180 (mm) là đường kính của bánh đai nhỏ. ε = 0,02 hệ số trượt của đai. Vậy ta chọn d2 = 560 (mm) d2 560 Tỷ số truyền thực tế: U đt 3,17 d1.(1  ) 180.(1 0,02) U đ U đt 3,3 3,17 Sai lệch tỷ số truyền: U đ .100% .100% 3,9% 4% (thỏa mãn). U đ 3,3 Tính sơ bộ khoảng cách trục a : Khoảng cách trục a phải thỏa mãn điều kiện: 0,55.(d1 + d2 ') h as 2.(d1 d2 )  0,55.(180+560)+10,5 as 2.(180 560)  4,17 as 1480 Chọn as = 1000 (mm). Chiều dài đai: 2 2 (d2 d1 ) (560 180) Lt 2as .(d1 d2 ) 2.100 (180 560) 3197,9(mm) 2 4as 2 4.100 Chọn L = 3150 (mm) v 25,7 Số vòng chạy của đai: i = đ 8,2 i 10 L 3,15 max Ta cần xác định lại khoảng cách trục a: 2 a =   8 4 3,14 với  L .(d d ) 3150 .(180 560) 1988,2 2 1 2 2 d d 2 1 190 2 1988,2 1988,22 8.1902 a = 9769(mm) 4 6
  7. d d (560 180) Góc ôm của đai: 1800 570. 2 1 1800 570. 157,80 1200 a 976 P .k Sồ đai: z = đc đ [P0 ].C .Cl .Cu .Cz Trong đó: Pđc = 13 kw ; kđ = 1,25 ; [P0 ] = 6 kw 0 = 157,8 Cα = 0,945 L 3150 C 1,4 L 1,07 L0 2240 μ =3,3 Cu = 1,14 P 13 C 2,16 z = 0,945 [P0 ] 6 13.1,25 Vậy z = 2,5 . Vậy ta chọn số đai z = 3 6.0,945.1,07.1,14.0,945 Chiều rộng bánh đai: B = (z-1).t + 2e = (3-1).19 + 2. 1,25 = 63 (mm) -Đường kính ngoài bánh đai: da d 2h0 180 2.4,2 188,4 (mm) III/ Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục. 780.Pđc .kđ Lực căng trên một đai: F0 Fv v.C .z 2 Trong đó: Fv am .v (định kỳ điều chỉnh lực căng) Với am = 0,178 (kg/m) : khối lượng một m chiều dài đai. 2 Fv = 0,178.25,7 =117,6 (N) 780.13.1,25 Do đó : F 117,6 292(N) 0 25,7.0,945.3 Lực tác dụng lên trục: 157,80 F 2.F .z.sin( ) 2.292.3.sin 1717(N) r 0 2 2 7
  8.  Kết quả ta có bảng thống kê sau: (bảng 1) Thông số Kí hiệu Các giá trị Đơn vị Tiết diện đai B Đường kính bánh đai nhỏ d1 180 mm Vận tốc đai v 25,7 m/s Đường kính bánh đai lớn d2 560 mm Tỷ số truyền Uđ 3,3 Tỷ số truyền thực tế Uđt 3,17 Sai lệch tỷ số truyền U 3,9 % Khoảng cách trục sơ bộ a 1000 mm Chiều dài đai tính toán Lt 3197,7 mm Chiều dài đai tiêu chuẩn L 3150 mm Số vòng chạy của đai i 8,2 Khoảng cách trục chính xác a 976 Góc ôm trên bánh đai nhỏ 157,8 0 Công suất cho phép P0  6 Kw Số đai cần thiết z 2,5 Số đai chọn z 3 Chiều rộng bánh đai B 63 mm Đường kính ngoài bánh đai da 188,4 mm 292 N F0 Lực căng ban đầu F 1717 N Lực tác dụng lên trục r 1,25 kđ Các hệ số C 0,945 1,07 C L C 1,14 u 0,945 C z 8
  9. CHƯƠNG III THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG I/ Chọn vật liệu. Bánh răng nhỏ: thép C45 tôi cải thiện, độ cứng đạt HB1 = 255 và có:  b1 850MPa, ch1 580MPa Bánh răng lớn: thép C45 tôi cải thiện, đọ cứng đạt HB2 = 240 và có:  b2 750MPa, ch2 450MPa II/ Xác định ứng suất cho phép. 0  H lim  H  .zR .zv .k xH .kHL S H Với: zR: hệ số xét đến độ nhám bề mặt răng làm việc. zV: hệ số xét đến ảnh hưởng của vạnn tốc vòng. kxH: hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng. Sơ bộ ta thấy: zR. zV. xH = 1 0 Và  H lim1 2HB 70 2.255 70 580(MPa) : ứng suất tiếp xúc cho phép trên bánh răng nhỏ. 0  H lim 2 2HB2 70 2.240 70 550(MPa) : ứng suất tiếp xúc cho phép trên bánh răng lớn. SH = 1,1 : hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc. N m HO kHL H : hệ số tuổi tyhọ khi xét ứng suất tiếp xúc. N HE mH = 6 : bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc. NHO: số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc. NHO1 = 30.H2,4HB1 = 30. 2552,4 = 1,97. 107 NHO2 = 30.H2,4HB2 = 30. 2402,4 = 1,55. 107 3 Ti 3 t i Và NHE = 60. c. n. tlv..( ) . : số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương. i 1 T max C Với C : số lần ăn khớp N : số vòng quay của bánh răng đang xét. Tlv: tổng thời gian làm việc Ti : momen xoắn C : chu kỳ làm việc 3 Ti 3 ti N HE1 60.c.n1.tlv . .( ) . Ta có: i 1 T max C 60.1.827.60000.(13.0,4 0,63.0,3 .083.0,3) 187.107 (MPa) 9
  10. 3 Ti 3 ti N HE 2 60.c.n2 .tlv . .( ) . i 1 Tmax C 60.1.222.60000.(13.0,4 0,63.0,3 .083.0,3) 49,4.107 (MPa) Ta có : N HE1 N HO1 và N HE2 N HO2 k HL 1 0  H lim1.k HL 580.1 Vậy  1  527,3(MPa) S H 1,1 0  H lim 2 .k HL 580550.1  2  500(MPa) S H 1,1  H   H  527,3 500   1 2 513,65(MPa) H 2 2 Ứng suất cho phép:  0   F lim .Y .Y .k .k .k F S R S xF FC FL F Trong đó: YR: hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám của mặt lượn chân răng. YS: hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất. kxF: hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến dộ bền uốn. Sơ bộ ta thấy: YR.YS.kxF = 1. Ta có: 0 : ứng suất uốn cho phép trên bánh răng nhỏ.  F lim1 1,8.HB1 1,8.255 459(MPa) 0 : ứng suất uốn cho phép trên bánh răng lớn.  F lim 2 1,8.HB2 1,8.240 432(MPa) SF = 1,75 : hệ số an toàn khi tính về uốn. kFC = 1 : hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải N FO mF : hệ số tuổi thọ xét đến chế độ tải trọng của bộ truyền. k FL .N FE Với : mF =6 : bậc của đường cong mỏi khi xét về uốn. NFO = 4.106 : số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn. 3 T t i mF i 60.c.n2 .tlv . ( ) . Ta có: N = i 1 T C FE1 max 60.1.827.60000.(16.0,4 0,66.0,3 .086.0,3) 146,7.107 (MPa) 3 Ti mF ti N HE 2 60.c.n2 .tlv . .( ) . i 1 Tmax C 60.1.222.60000.(13.0,4 0,63.0,3 .083.0,3) 39,4.107 (MPa) Ta có: N N và N N = > k = 1 FE1 FO FE2 FO FL 0  F lim1.kFC .kKL 459.1.1 Vậy  F1  262,3(MPa) S F 1,75 10
  11. 0  F lim 2 .k FC .k KL 432.1.1  F 2  247(MPa) S F 1,75 Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:  2,8. 2,8.450 1260(MPa)  H max ch2 Ứng suất uốn cho phép khi quá tải: Bánh răng nhỏ :  2,8. 0,8.580 464(MPa) F1 max ch1 Bánh răng lớn:  2,8. 0,8.450 360(MPa) F2 max ch2 III/ Thiết kế bộ truyền bánh răng côn răng nghiêng. 1/ Xác định chiều dài côn ngoài và đường kính chia ngoài. Chiều dài côn ngoài và đường kính chia ngoài của bánh răng côn chủ đọng được được xác định hteo độ bền tiếp xúc: T .k 1 H R e kR . Ucn 1. 2 1 kbe .kbe.Ucn . H  T .k 1 H d k .3 e1 R 2 1 kbe .kbe.Ucn . H  Trong đó:kR 0,5kd 0,5.87 43,5(MPa) hệ số phụ thuộc vật liệu bánh răng và loại răng . Ucn 3,73 : Tỷ số truyền của bộ truyền cấp nhanh. b kbe 0,25 : Hệ số chiều rộng vành răng. Re k 1,11: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng H k .U ` 0,25.3,73 vành bánh răng côn, dựa vào trị số: be cn 0,53 2 k 2 0.25 be T1 118595,5(Nmm) : mômen xoắn tren trục bánh răng côn nhỏ.  H  513,65(MPa) : Ứng suất tiếp xúc cho phép 118595,5.1,11 Vậy: R 43,5. 3,732 1. 150(mm) e (1 0,25).0,25.3,73.513,652 118595,5.1,11 d 87.3 77,7(mm) e1 (1 0,25).0,25.3,73.513,652 2/ Xác định các thông số ăn khớp. - Số răng bánh nhỏ: z1 1,6.z1p 1,6.17 27,2 Vậy ta chọn: z1 27 ( răng) Tính đường kính trung bình và môđun trung bình: d 1 0,5k .d 1 0,25 .77,7 68(mm) m1 be e1 11
  12. d m1 68 mtm 2,52 z1 27 0 Xác định mô đun : chọn góc nghiêng m 25 , tính ra mô đun pháp trung bình: 0 mnm mtm.cos m 2,52.cos 25 2,28 Vậy ta chọn mô đun tiêu chuẩn là mnm 2,5 Tính lại mô đun trung bình và đường kính trung bình: mnm 2,5 mtm 2,76 cos m cos250 dm = m .z = 2,76.27 = 74,52 1 tm 1 Xác định số răng bánh lớn và góc côn chia: z = U .z = 3,73.27 = 100,7 Số răng bánh lớn: 2 cn 1 z = 101 Vậy ta chọn: 2 (răng) z 101 Xác định lại tỷ số truyền: U = 2 = = 3,74 cn z 27 1 1  Sai lệch tỷ số truyền: U - U cn cn 3,74 -3,73 ΔU = 1 .100% = .100% = 0,27% < 4% Ucn 3,73 z1 27 0 ' Góc côn chia: δ1 = artag = artag = 14,96672 = 14 580" z 2 101 0 0 0 ' 0 ' δ2 = 90 - δ1 = 90 -14 58 0" = 75,03328 = 75 2 z1 27 Số răng tương đương: zv1 = 3 = 3 0 = 27,5 cosσ1.cos .βm cos14,96672.cos 25 z1 27 zv2 = 3 = 3 3 = 291,1 cosσ2.cos .βm cos75,03328.cos 25 3/ Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc. Ứng suất tiếp xúc suất hiện trên mặt răng côn phải thỏa mãn điều kiện sau: 2 2T1.kH . Ucn +1 σ H = zM .zH .zε. 2 σH  0,85.b.dm1 .Ucn1 Trong đó: 1/3 zM = 274(MPa ) : hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp. zH = 1,62 : hệ số kể đến bề dạng hình dạng bề mặt tiếp xúc. z : hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng, 1 Với z = : với  hệ số trùng khớp ngang. ε 12
  13. 1 1 1 1 0 Ta có:  1,88 3,2 .cosm 1,88 3,2 .cos25 1,57 z1 z2 27 101 1 z 0,8 1,57 kH : hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc Ta có : k k .k .k H H H Hv Với kH 1,11 : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng. kH 1,09 : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đoi răng đồng thời dựa vào trị số của vận tốc vòng. .d .n 3,14.74,52.827 v m1 1 3,23(m / s) 60000 60000 kHv : hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp: vH .b.dm1 kHv 1 2.T1.kH  .kH dm1 . Ucn1 1 Trong đó: vH  H .g0.v Ucn1 Với:  H 0,002(mm) : hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp. g0 56 : hệ số kể đến ảnh hưởng của sai bước răng. dm1 74,52(mm) : đường kính trung bình của bánh răng côn nhỏ. T1 118595,5(Nmm) : mômen xoắn trên trục bánh răng côn nhỏ. b kbe.Re 0,25.10 37.5(mm) : chiều rộng vành răng.  H  513,65(MPa) : ứng suất tiếp xúc cho phép. 74,52. 3,74 1 Vậy vH 0,002.56.3,23 3,52 3,74 3,52.37,5.74,52 => kHv 1 1,03 2.118595,5.1,11.1,09 => kH 1,11.1,09.1,03 1,25 2.118595,5.1,25. 3,742 1 =>  H 274.1,62.0,8 467,58(MPa)  H  513,65(MPa) 0,85.37,5.74,522.3,74 4/ Kiểm nghiệm tăng về độ bền uốn. 2T1.kF .Y .Y .YF1  F1  F1  0,85.b.mnm.dm1  F1 .YF2  F2  F2  YF1 Trong đó: T1 118595,5(Nmm) : mômen xoắn trên trục bánh răng côn nhỏ. 13
  14. mnm 2,5 : môđun pháp trung bình. b 37,5(mm) : chiều rộng vành răng. dm1 74,52(mm) : đường kính trung bình của bánh răng côn nhỏ. 1 1 Y 0,64 : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.  1,57 m 25 Y 1 1 0,82: hệ số kể đến độ nghiêng của răng. 140 140 Đường kính chia ngoài: d m .z 2,87.27 = 78 (mm) e1 te 1 de2 mte .z2 2,87.101 78(mm) Re Với mte 2,87 2 2 0,5 z1 z2 0 Chiều cao răng ngoài: he 2.cosm .mte 0,2mte 2.cos25 .2,87 0,2.2,87 5,87(mm) Chiều cao đầu răng răng ngoài: 0 0 hae1 cosm xn1 .cosm .mte cos25 0,35.cos25 .2,87 3,5(mm) 0 hae2 2.cosm .mte hae1 2.cos25 .2,87 3,5 1,7(mm) Chiều cao chân răng ngoài: h h h 5,78 3,5 2,28(mm) fe1 e ae1 h h h 5,78 1,7 4,08(mm) fe2 e ae2 Đường kính đỉnh răng ngoài: dae1 de1 2hae1 .cos1 78 2.3,5.cos14,96672 84,8(mm) dae2 de2 2hae2 .cos 2 290 2.1,7.cos75,03328 290,9(mm) hf 2,28 Góc chân răng: arctg e1 arctg 0,87083 0052'15" f1 Re 150 h 4,08  arctg fe2 arctg 1,55806 1033'29" f2 Re 150 Góc côn đáy:    14,96672 0,87083 14,09589 f1 1 f1    75,03328 1,55805 73,47522 f2 2 f2    14,96672 1,55806 16,52478 Góc côn đỉnh: a1 1 f2    75,03328 0,87038 75,90411 a2 2 f1 Khoảng cách từ đỉnh côn đến mặt phẳng vòng ngoài đỉnh răng: B R .cos h .sin 150.cos14,96672 3,5sin141,96672 144 1 e 1 ae1 1 B R .cos h .sin 150.cos75,03328 1,7sin 75,03328 37 2 e 2 ae2 2 -Khoảng lệch tâm của bánh răng côn tiếp tuyến: e R.sin m e Góc nghiêng của răng ở mặt mút: e arcsin Re Kết quả tính ta có bảng thống kê sau: (bảng 2) 14
  15. Thông số Kí hiệu Các giá trị Đơn vị Chiều dài côn ngoài Re 150 mm Chiều rộng vành răng b 37,5 - Chiều dài côn trung bình Rm 131,25 - d Đường kính chia ngoài e1 78 - d 290 e2 0 ’ ” Góc côn chia ( lăn ) 1 14 58 0 0 ’ ”  2 75 2 0 Chiều cao răng ngoài he 5,78 mm h Chiều cao đầu răng ngoài ae1 3,5 - h 1,7 ae2 Chiều cao chân răng ngoài hf ,28 - e1 h 4,08 fe2 d Đường kính đỉnh răng ae1 84,8 - ngoài d 290,9 ae2  0 ’ ” Góc chân răng f1 0 52 15 -  1033’29” f2  Góc côn đỉnh a1 16,52478  75,90411 a2  Góc côn đáy f1 14,09589  73,47522 f2 d Đường kính trung bình m1 74,52 mm d 253,75 m2 Khoảng cách từ đỉnh côn B1 144 - đến mặt phẳng vòng ngoài B2 37 đỉnh răng Mô đun vòng trung bình mtm 2,76 - Mô đun pháp trung bình mnm 2,5 - Khoảng lệch tâm bánh răng e côn tiếp tuyến Góc nghiêng của răng ở e mặt nút 15
  16. IV/ thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng. 1/ Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền. Tính sơ bộ khoảng cách trục: T .k 2 H 3 aw ka . Ucc 1 . 2  H  .Ucc . ba Trong đó: 1/3 ka 49,5(MPa ) :hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng ăn khớp. T2 415554(Nmm) : mômen xoắn trên trục bánh răng chủ động. k 1,07 : hệ số kể đến sự pohân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi H tính tiếp xúc.  H  513,65(MPa) : ứng suất tiếp xúc cho phép. Ucc 3,7 : tỷ số truyền. bw  ba (0,3 0,5) chọn  ba 0,4 aw  bd 0,5 ba Ucc 1 0,5.0,4. 3,7 1 1 415554.1,07 => a 49,5. 3,7 1 .3 243(mm) w 513,652.3,7.0,4 2/ Xác định các thông số ăn khớp. Xác định mô đun: m 0,01 0,02 .aw 2.43 4,86 34,47 Chọn m = 3 Xác định số răng, góc nghiêng  và hệ số dịch chỉnh x. Vì là bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng ta có góc nghiêng  0 , ta có số răng bánh 2aw 2.243 nhỏ: z1 34,47 m. Ucc 1 3. 3,7 1 Chọn : z1 34 Khi đó số răng bánh lớn: z2 125; z2 z1.Ucc 34.3,7 125,8 Chọn z2 125 răng z2 125 Do đó tỷ số truyền thực tế là: Um 3,68 z1 34 U U Sai lẹch tỷ số truyền : U cc m .100% 0,54% 4% Ucc Tổng số răng: zt z1 z2 34 125 159 m.z 3.159 Xác định lại khoảng cách trục a: a t 238,5(mm) w 2 2 Vậy chọn aw 240(mm) Xác định hệ số dịch chỉnh: 16
  17. a 240 Hệ số dịch chỉnh tâm: y w 0,5 z z 0,5.1,59 0,5 m 1 2 3 100.y 100.0,5 Hệ số : k y 3,145 zt 159 k x 0,07 k .z 0,07.159 Hệ số giảm đỉnh răng: x t 0,1113 y 1000 1000 Tổng hệ số dịch chỉnh: xt y y 0,5 0,01113 0,51113 Hệ số dịch chỉnh các bánh 1 và 2: z2 z1 .y 125 34 x1 0,5. xt 0,5. 0,51113 0,11 zt 159 x x x 0,51113 0,11 0,4 2 t 1 0 zt .m.cos 159.3.cos20 Góc ăn khớp: cos tw 0,9338 2.aw 2.240 0 ' " wt 20,9617 20 57 42 Xác định các thông số khác: - đường kính chia: d1 m.z1 3.34 102(mm) d2 m.z2 3.1225 375(mm) 1 1 - Khoảng cách trục chia: a d d 102 375 238,5(mm) 2 1 2 2 2y 2.0,5 - Đường kính lăn : d w1 d1 102 102,64(mm) z t 159 d w2 d w1.U m 102,664.3,68 377,72(mm) - Đường kính đỉnh lăn: d d 2 1 x .m 102 2 1 0,11 0.01113 108,6(mm) a1 1 1 y d d 2 1 x .m 375 2 1 0,4 0.01113 383,3(mm) a2 2 2 y - Đường kính đáy răng: d d 2,5 2.x .m 102 2,5 2.0,11 .3 95,16(mm) f1 1 1 d d 2,5 2.x .m 375 2,5 2.0,4 .3 369,9(mm) f2 2 2 - Đường kính cơ sở: d d cos 102.cos200 95,85(mm) b1 1 d d cos 375.cos200 352,38(mm) b2 2 Góc ăn khớp: a.cos 238,5.cos200 t 0 ' " tw arccos arccos 20,9617 20 57 42 aw 240 0 ( vì β = 0 nên αt = α = 20 ) 3/ Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc. 2.T2 .kH . U m 1 Ứng suất tiếp xúc:  H zM .zH .z . 2  H  bw.U m .d w1 1/3 Trong đó : zM = 274 (MPa ) là hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp. zH = 1,58 là hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc. 17
  18. zε là hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng với: 4  z  3 Với εα là hệ số trùng khớp ngang, ta có: 2 2 2 2 da1 db1 da2 db2 2aw.sin tn εα = 2 .m.cos t 108,62 95,852 3883,32 352,382 2.240.sin 20,9617 = 1,7 2.3,14.3.cos200 4 1,7 z 0,867  3 kH : là hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc: kH kH .kH .kHv kH hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng. kH = 1 là hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều cho các đôi răng đồng thời ăn khớp. kHv là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp. vH .bw.d w1 kHv 1 2T2 .kH .kH Trong đó: aw vH =  H .g0 .v, với v là vận tốc vòng được tính : U m .d .n 3,14.102,64.222 v = w1 2 11,925(m/ s) 6000 6000 δH = 0,004 là hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp. g0 = 38 là hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng. 240 v 0,004.38.11,925. 14,638 H 3,68 14,638.96.222 k 1 1,35 Hv 2.415554.1,07.1 kH = 1,07.1.1,35 = 1,4445 Với aw = 240 (mm) là khoảng cách trục. T2 = 415554 (Nmm) mômen xoắn trên trục bánh chủ động. Um = 3,68 là tỷ số truyền. bw = ψba.aw = 0,4.240 = 96 (mm) là chiều rộng vành răng. 2.415554.1,4445. 3,68 1 Do đó:  274.1,58.0,876. 466(MPa)   513,65(MPa) H 96.3,8.102,642 H 4/ Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn. 18
  19. Ứng suất uốn sinh ra tại chân răng: 2T2 .kF .Y .Y .YF1  F1 [ F1 ] bw.d w1.m  F1.YF 2  F 2  F 2  YF1 Trong đó: 1 1 Yε= 0,59 : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.  1,7 Y 1: hệ số kể đến độ nghiêng của răng. YF1 3,67 : hệ số dạng răng của bánh 1 dựa vào số răng tương đương zv1 z1 và hệ số dịch chỉnh x1 YF 2 3,6 : hệ số dạng răng của bánh 2 dựa vào số răng tương đương zv2 z2 và hệ số dịch chỉnh x2 kF: hệ số tải trọng khi tính về uốn: kF = kFβ. kFα. kFv với : kFβ = 1,16 : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn. kFα =1 : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng không đều cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn. kFv : hệ số kể đến otải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, ta có: vF .bw.d w1 kFv 1 2T2 .k F .kF Trong đó: aw vF  F .g0 .v. U m Với : v = 1,95 (m/s) vận tốc vòng. δF = 0,011 là hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp. g0 = 38 là hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch kích bước răng. 240 v 0,011.38.11,925. 40,25 F 3,68 40,25.96.102,64 k 1 1,41 Fv 2.415554.1,16.1 kF 1,16.1.1,41 1,6356 2.415554.1,6356.0,59.1.3,67  99,57(MPa)   262,3 F1 96.102,64.3 F1 Do đó: 99,57.3,6  97,67(MPa)   247(MPa) F 2 3,67 F 2 5/ Kiểm nghiệm răng về quá tải. 19
  20. Để tránh biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp cực đại không vượt quá giá trị cho phép. CHƯƠNG IV THIẾT KẾ TRỤC VÀ TÍNH THEN I. Chọn vật liệu. Chọn vật liệu dung để chế tạo trục truyền là thép 45 tôi cải thiện. II. Tính toán thiết kế trục. 1. Tải trọng tác dụng lên trục. Lực tác dụng của bộ truyền đai: Fd = 1717 (N) (đã tính ở phần thiết kế bộ truyền đai). Lực tác dụng từ các bộ truyền bánh răng: lực tác dụng khi ăn khớp trong bộ truyền bánh răng tác dụng lên trục bao gồm ba thành phần: lực vòng F t , lực hướng tâm F r , lực dọc trục Fa ( như hình vẽ ). - Đối với trục 1: lực vòng Ft1, lục hướng tâm Fr2, lực dọc trục Fa1. - Đối với trục 2: lực vòng F t2 , lực hướng tâm Fr2 , lực dọc trục F r3 và lực vòng Ft3 , lực hướng tâm Fr3 , lực dọc trục Fa3. - Đối với trục 3: lự vòng Ft4 , lực hướng tâm Fr4 , lực dọc trục Fa4 . Và ta tính trị số của các lực như sau: 2T1 2.118595,5 Ft1 Ft 2 3183(N) d m1 74,52 Ft1 Fr1 Fa2 (tg n cos1 sin msin1 ) cos  m 3183 (tg20cos14,96672 sin 25sin14,96672) 852(N) cos25 Ft1 Fa1 FR2 (tg n cos1 sin msin1 ) cos  m 3183 (tg20cos14,96672 sin 25sin14,96672) 1764(N) cos25 2T2 2.415554 Ft3 Fr 2 8097(N) d w1 102,64 F .tg 7032.tg20,9617 F F t3 tw 3102(N) r3 r 4 cos  1 Fa3 Fa4 0(N)do 0 Trong đó: dm1 = 74,52 mm : đường kính trung bình của bánh nhỏ. T1 = 118595,9 (Nmm): momen xoắn trên trục bánh răng côn nhỏ. 0  m = 25 : góc nghiêng vủa bánh răng. 0 n = 20 : góc ăn khớp. 1 = 14,96672 : góc côn chia bánh răng côn nhỏ. 20
  21. T2 = 41554 ( Nmm): momen xoắn trên trục bánh răng trụ nhỏ. dw1 = 102,64 (mm): đường kính vòng lăn bánh răng trụ nhỏ. 0 ’ ’’ tw = 20 57 42 : góc nghiêng của răng. Lực tác dụng của khớp nối: Ta chọn khớp nối là khớp nối vòng đàn hồi, dựa vào mômen xoắn trên trục T 3 ta chọn khớp có đường kính D = 250 mm, D0 = 180 mm. Khi đó xác định lực do khớp nốitác dụng lê trục: 2T3 1461150 Fk (0,2 0,3) (0,2 0,3) 3247 4870,5 => chọn Fk = 4000 (N) D0 180 2. Tính sơ bộ trục. Đường kính trục được xác định bằng mômen xoắn theo: Tk d k 3 (mm) 0,2 k  Trong đó: dk : đường kính của trục thứ k. Tk: momen xoắn trên trục thứ k, với T1 = 118595,5 (Nmm); T2 = 415554 (Nmm)  k : ứng suất cho phép. Với 1  = 20 (MPa);  2  = 25 (MPa);  3  = 30 (MPa). 118595,5 d 3 31(mm) 1 0,2.20 415554 d 3 44(mm) 2 0,2.25 1461150 d 3 62(mm) 3 0,2.30 3. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực. Từ đường kính ta có thể xác định gần đúng chiều dài ổ lăn: b01= 19; b02 = 25; b03=31. - Chiều dài mayơ bánh đai: lmd = lml2 = (1,2 1,5)d1 = (1,2 1,5).31 = 37,2 46,5 (mm) Vậy chọn lml2 = 42 (mm) - Chiều dài mayơ bánh răng côn nhỏ: lm13 = (1,2 1,4)d1 = (1,2 1,4).31 = 37,2 43,4 (mm) Chọn lm13 = 40 (mm). - Chiều dài mayơ bánh răng côn lớn: lm22 = (1,2 1,4)d2 = (1,2 1,4).42 = 52,8 61,6 (mm) Chọn lm22 = 56 (mm). - Chiều dài mayơ bánh răng trụ nhỏ: lm23 = (1,2 1,5)d2 = (1,2 1,5).44 = 52,8 66 (mm) Chọn lm23 = 59 (mm) - Chiều dài mayơ bánh răng trụ lớn: lm32 = (1,2 1,5)d3 = (1,2 1,5).62 = 74,4 93(mm). Chọn lm32 = 84 (mm) 21
  22. - Chiều dài mayơ của khớp gối: lmk = (1,2 2,5)d3 = (1,2 2,5).62 = 74,4 155 (mm). Chọn lmk = 115 (mm). - Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay: k1 = 12 - Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp: k2 = 10. - Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ: k3 = 15. - Chiều cao nắp ổ và đầu bulông : hn = 16. - Khoảng cách giữa hai ổ lăn trên trục 1: l 11 = (2,5 3)d1= (2,5 3).31=75,5 93 (mm).  Chọn l11 = 85 (mm) - Khoảng côngxôn trên trục 1: lc12= 0,5.(lm12 + b01) + k3 + hn = 0,5.(42 + 19) +15 + 16 = 61,5 (mm). - Khoảng cách từ gối đỡ ổ lăn ngoài đến tiết diện chứa bánh đai trên trục 1 : l12 = -lc12 = -61,5 (mm) . - Khoảng cách từ gối đỡ ổ lăn ngoài đến tiết diện chứa bánh răng côn nhỏ trên trục 1: l13 = l11 + k1 + k2 + lm13 + 0,5(b01 – b13cos1 ) = 85 + 12 + 10 + 40 + 0,5(19 – 37,5.cos14,96672) = 138,4 (mm). - Khoảng cách từ gối đỡ ổ lăn đến tiết diện chứa bánh răng trụ nhỏ trên trục 2: l22 = 0,5(lm22 + b02) + k1 + k2 = 0,5(57 + 25) + 12 + 10 = 63 (mm). - Khoảng cách từ gối đỡ ổ lăn đến tiết diện chứa bánh răng côn lớn trên trục 2: l23 = l22 + 0,5(lm22 + b13cos 2 ) + k1 = 63 + 0,5(57 + 37,5cos75,03328) +12 = 108,3 (mm). - Khoảng cách từ : l21= lm22 + lm23 + b02 + 3k1 + 3k2 = 57 + 59 + 25 + 3.12 + 2.10 = 197 (mm). - Khoảng côngxôn trên trục 3: lc33 = 0,5.(lmk + bo3) + k3 + hn = 0,5.(115 + 31) + 25+16 = 104 (mm). 4. Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục. Tính toán trên trục 1: + Xác định các phản lực tại các gối đỡ: Theo trục y ta có:  M y01 0 d F l F l . m1 F l 0 d 12 y11 11 2 r1 13 d 74,52 F l F . m1 F l 1717.61,5 1764. 852.138,4 d 12 a1 2 r1 13 2 Fy11 628(N) l11 85 Và:  Fy1 0 Fd Fy10 Fy11 Fr1 0 Fy10 Fd Fy11 Fr1 1717 628 852 3197(N) 22
  23. Tương tự trên trục x ta cũng có:  M x01 0 Fx11l11 Ft1l13 0 Ft1l13 3183.138,4 Fx11 5183(N) l11 85  Fx1 0 Fx10 Fx11 Ft1 0 Fx10 Fx11 Ft1 5283 3183 2000(N) Xác định momen uốn tại các tiết diện nguy hiểm và tính đường kính trục: - Tại tiết diện 10 ( chứa ổ lăn ngoài): M y10 Fd l12 1717.61,5 105595,5(Nmm) M x10 0(Nmm) d 74,52 T F . m1 3183. 118598,6(Nmm) 10 t1 2 2 2 2 2 2 M10 M y10 M x10 105595,5 0 105595,5(Nmm) 2 2 2 2 M td10 M 10 0,75T10 105595,5 0,75.118598,6 147308(Nmm) M td10 147308 d 3 3 31(mm) 10 0,1  0,1.50 Chọn d10 = 35 (mm) - Tại tiết diện 11 ( chứa ổ lăn trong ): d 74,52 M F . m1 F (l l ) 1764. 852.(138,4 85) 20230(Nmm) y11 a1 2 r1 13 11 2 M x11 Ft1 (l13 l11 ) 31893.(138,4 85) 169972(Nmm) d m1 74,52 T11 Ft1. 3183. 118599(Nmm) 2 2 2 2 2 2 M11 M y11 M x11 20230 169972 171172(Nmm) 2 2 2 2 M td11 M 11 0,75T11 171172 0,75.118598,6 199623(Nmm) M td11 199623 d 3 3 34,9(mm) 11 0,1  0,1.50 Chọn d11 = 35 (mm) - Tại tiết diện 12 ( tiết diện chứa bánh đai ): M y12 0(Nmm) M x12 0(Nmm) d 74,52 T F . m1 3183. 118599(Nmm) 12 t1 2 2 2 2 M12 M y12 M x12 0(Nmm) 23
  24. 2 2 2 2 M td12 M 12 0,75T12 0 0,75.118599 102710(Nmm) M td12 102710 d 3 3 30(mm) 12 0,1  0,1.50 Chọn d12 = 30 (mm). - Tại tiết diện 13 (tiết diện có bánh răng côn): d 74,52 M F . m1 1764. 65727(Nmm) y13 a1 2 2 M x13 0(Nmm) d 74,52 T F . m1 3183. 118599(Nmm) 13 t1 2 2 2 2 2 2 M13 M y13 M x13 65727 0 65727(Nmm) 2 2 2 2 M td13 M 13 0,75T13 65727 0,75.118599 121938(Nmm) M td13 121938 d 3 3 29(mm) 13 0,1  0,1.50 Chọn d13 = 30 (mm). Tính toán trên trục 2: + Xác định các phản lực tại các gối đỡ: Theo trục y ta có:  M y20 0 d F l F l F . m2 F l 0 y21 21 r3 22 a2 2 r 2 23 d 178,76 F l F . m2 F l 1764.108,3 852. 3102.63 r 2 23 a2 2 r 2 23 2 Fy21 581(N) l21 197 Và:  Fy1 0 Fy21 Fr 2 Fr3 Fy20 0 Fy20 Fr 2 Fy21 Fr3 3102 581 1764 1919(N) Tương tự trên trục x ta có:  M x20 0 Ft3l22 Ft 2l23 Fx21l21 0 Ft3l22 Ft 2l23 8097.63 3183.108,3 Fx21 840(N) l21 197  Fx20 0 Fx20 Ft3 Ft 2 Fx21 0 Fx20 Ft3 Ft 2 Fx21 8097 3183 840 4074(N) 24
  25. Xác định momen uốn tại các tiết diện nguy hiểm và đường kính trục: - Tại tiết diện 20 (chứa ổ lăn): M y20 0(Nmm) M x20 0(Nmm) d d 278,76 102,64 T F . m2 F . w1 3183. 8097. 28108,5(Nmm) 20 t 2 2 t3 2 2 2 2 2 2 2 M 20 M y20 M x20 0 0 0(Nmm) 2 2 2 2 M td 20 M 20 0,75T20 0 0,75.21808,5 24343(Nmm) M td 20 24343 d 3 3 46,9(mm) 20 0,1  0,1.50 Chọn d20 = 45 (mm) - Tại tiết diện 22 (tiết diện chứa bánh răng trụ): M y22 Fy20l22 1919.63 120897(Nmm) M x22 Fx20l22 4074.63 256662(Nmm) d d 278,76 102,64 T F . m2 F . w1 3183. 8097. 859185(Nmm) 22 t 2 2 t3 2 2 2 2 2 2 2 M 22 M y22 M x22 120897 256662 283710(Nmm) 2 2 2 2 M td 22 M 22 0,75T22 283710 0,75.859185 796329(Nmm) M td 22 796329 d 3 3 54,2(mm) 22 0,1  0,1.50 Chọn d22 = 55 (mm) - Tại tiết diện 23 (tiết diện có bánh răng côn): d 278,76 M F . m2 F (l l ) 852. 581.(197 108,3) 67247(Nmm) y23 a2 2 y21 21 23 2 M x23 Ft 21 (l21 l23 ) 840.(197 108,3) 74508(Nmm) d 278,76 T F . m2 3183. 443647(Nmm) 23 t 2 2 2 2 2 2 2 M 23 M y23 M x23 67247 74508 100347(Nmm) 2 2 2 2 M td 23 M 23 0,75T23 100347 0,75.44364 397098(Nmm) M td 23 397098 d 3 3 43(mm) 23 0,1  0,1.50 Chọn d23 = 55 (mm). Tính toán trên trục 3: - Xác định các phản lực tại các gối đỡ: Theo trục y ta có:  M y30 0 25
  26. Fr 4l32 Fy31l31 0 Fr 4l32 3102.63 Fy31 992(N) l31 197 (l32 l22 63mm;l31 l21 197mm Và :  M y3 0 Fy30 Fr 4 Fy31 0 Fy30 Fr 4 Fy31 3102 992 2110(N) Tương tự trên trục x ta cũng có:  M x30 0 Ft 4l32 Fx31l31 Fk l33 0 Fk l33 Ft 4l32 4000.301 8097.63 Fx31 3552(N) l21 197  Fx3 0 Fx30 Ft 4 Fx31 Fk 0 Fx30 Ft 4 Fx31 Fk 8097 3522 4000 7619(N) - Xác định momen uốn tại các tiết diện nguy hiểm và tính đường kính trục: + Tại tiết diện 31 (chứa ổ lăn): M y31 0(Nmm) M x31 Fk lc33 4000.104 416000(Nmm) d 377,72 T F . w2 8097. 1529199(Nmm) 31 t 4 2 2 2 2 2 2 M 31 M y31 M x31 0 416000 416000(Nmm) 2 2 2 2 M td 31 M 31 0,75T31 461000 0,75.15219199 1388126(Nmm) M td 31 1388126 d 3 3 65,2(mm) 31 0,1  0,1.50 Chọn đường kính tiết diện đai 31 : d31 = 70 (mm) - Tại tiết tiện 32 (chứa bánh răng trụ lớn): M y32 Fy30l32 2110.63 132930(Nmm) M x31 Fx30l32 7619.63 479997(Nmm) d 377,72 T F . w2 8097. 1529199(Nmm) 32 t 4 2 2 2 2 2 2 M 32 M y32 M x32 132930 479997 498064(Nmm) 2 2 2 2 M td 32 M 32 0,75T32 498064 0,75.15219199 1414887(Nmm) M td 32 1414887 d 3 3 65,6(mm) 32 0,1  0,1.50 26
  27. Chọn đường kính tiết diện 32: d32 = 75 (mm) - Tại tiết diện 33 (tiết diện chứa khớp nối): M y33 0(Nmm) M x33 0(Nmm) d 377,72 T F . w2 8097. 1529199(Nmm) 33 t 4 2 2 2 2 2 2 M 33 M y33 M x33 0 0 0(Nmm) 2 2 2 2 M td 32 M 32 0,75T32 0 0,75.15219199 1324325(Nmm) M td 33 1324325 d 3 3 64,2(mm) 33 0,1  0,1.50 Chọn đường kính tiết diện 33: d33 = 65 (mm) Hình vẽ biểu diễn các lực tác dụng, biểu đồ momen, và xác định đường kính trục được thể hiện ở các trang tiếp theo: 27
  28. III. Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi. Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo được độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện sau: S .Sr S j j S j 2 2 S  j S rj Trong đó: S = 1,5 2,5 : hệ số an toàn cho phép S : hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp:  j  S 1  j Kdj aj   mj Vật liệu chế tạo trục là thép 45 nên ta chọn  b = 600 MPa ( bảng 10.6 TL [2])  1 = 0,436  b = 0,436. 600 = 261,6 MPa : giới hạn mỏi uốn ứng với chu kỳ đối xứng  aj = 0 : biên độ trung bình của ứng suất pháp tại tiết diện thứ j   = 0,05,   = 0 : hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi. M j  mj : mô men uốn tổng trên tiết diện j W j  aj , mj :biên độ và trị số trung bình của ứng suất tiếp tại tiết diện j  max j Tj  aj  mj 2 W0 j Tại những đoạn trục có rãnh then: 3 .d j b.t. d j t1 W j 32 2.d j 3 .d j b.t. d j t1 Woj 16 2.d j Tại những đoạn trục có tiết diện tròn: 3 .d j W j 32 3 .d j W oj 16 Như vậy ta có bảng sau: Tiết d Mj Tj b h t1 Wj Woj  mj  aj diện 12 30 102710 118599 10 8 5 2130 4780,6 2,4 13 30 65727 118599 10 8 5 2130 4780,6 8,91 22 55 283710 589185 16 10 6 13411 28870 29,76 23 55 100347 443647 16 10 6 13411 28870 15,37 33 70 0 15291999 20 12 7,5 33607 67281 227,3 28
  29. Kdj , Kdj K  K x 1  Kdj K y K  K x 1  Kdj K y Trong đó : Kx = 1,06 : hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt. Ky = 2 : hệ số tăng bề mặt trục phụ thuộc vào phương pháp tăng trên bề mặt .  , : hệ số tăng kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi. K , K : hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn, trị số này phụ thuộc vào loại yếu tố gây tập trung ứng suất. IV. Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh. Để đề phòng khả năng bị biến dạng dẻo quá lớn hoặc phá hỏng do quá tải đột ngột (chẳng hạn như khi mở máy) cần kiểm tra trục về độ bền tĩnh. 2 3  td  3   Trong đó: M T  max ;  Max ;   0,8 0,1d 3 0,2d 3 ch Mmax ; Tmax : mômen uốn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm lúc quá tải.  ch : giới hạn chảy của vật liệu trục IV. Kiểm nghiệm trục về độ cứng. 1. Tính độ cứng uốn. Khi độ võng quá lớn sẽ làm cho các bánh răng ăn khớp bị nghiêng, làm tăng sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, còn khi góc xoay  quá lớn sẽ làm kẹt các con lăn trong các ổ. Do vậy t a có điều kiện: f  f  ;     f : độ võng cho phép  f = 0,01 m đối với bánh răng trụ; = 0,005 m đối với bánh răng nghiêng  : góc xoay (hoặc góc nghiêng của đường đàn hồi trục) cho phép. 2. Tính độ cứng xoắn. V. Tính mối ghép then. Điều kiện bền dập và điều kiện bền cắt: 2T  d  d  dlt (h t1 ) 29
  30. 2T  c  c  dlt b Trong đó:  d ; c : ứng suất dập và ứng suất cắt tính toán d : đường kính trục T: momen xoắn trên trục lt , b, h, t : kích thước  = 150 MPa : ứng suất dập cho phép  c  = 60 – 90 : ứng suất cắt cho phép Các thông số tính toán về then: Đường Chiều ứng Kích thước Chiều sâu Momen Ứng kính dài suất Tiết tiết diện then rãnh then xoắn suất cắt diện trục then dập d b h t1 t2 lt T(Nmm)  d  c 12 30 10 8 5 3,3 36 118599 60,3 22 13 30 10 8 5 3,3 36 118599 60,3 22 22 45 16 10 6 4,3 50 589185 67,1 39,1 23 45 16 10 5,5 3,8 56 443647 79,1 18 32 75 20 12 7,5 4,9 70 1529199 116,4 291,3 Như vậy tất cả các mối ghép then đều đảm bảo độ bền dập và độ bền cắt 30
  31. CHƯƠNG V : Ổ LĂN I. Chọn loại ổ lăn. 1. Tính toán các lực. Lực dọc trục: Fat1= Fa1 = 1764 N Fat2 = Fa2 = 852 N Fat3 = 0 N Lực hướng tâm: 2 2 2 2 Frt1 F x11 Fy11 5183 628 5221N 2 2 2 2 Frt 2 F x20 Fy20 4047 1919 4503N 2 2 2 2 Frt3 F x31 Fy31 3522 9222 3641N 2. Chọn loại ổ lăn: F 1764 at1 0,4 3: chọn ổ đũa côn cỡ trung kí hiệu 7307 với D= 80 mm, B = 19 mm, Frt1 5221 0 T = 22,75 mm, r = 2,5 mm, r1 = 1 mm, α = 12 , C = 48,1 kN, C0 = 35,3 kN. F 852 at 2 0,19 3 : chọn ổ đũa côn cỡ trung kí hiệu 7309 với D= 100 mm, B = 25 Frt 2 4503 0 mm, T = 27,25 mm, r = 2.5 mm, r1 = 1 mm, α = 10.83 , C = 76,1 kN, C0 = 59,3 kN F 0 at3 0 3 : tuy không chịu tác dụng của lực dọc trục nhưng yêu cầu chịu tải Frt3 3641 tương đối lớn nên ta chọn ổ đũa côn cỡ trung kí hiệu 7310 với D= 150 mm, B = 31 0 mm, T = 38 mm, r = 3,5 mm, r1 = 1,2 mm, α = 11,67 , C = 168 kN, C0 = 137 kN. II. Kiểm nghiệm khả năng tải động. Khả năng tải động được tính theo công thức: m Cd Q L C Trong đó: m = 10/3 : bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn 60nL L h : tuổi thọ của ổ lăn tính bằng triệu vòng quay 106 Với Lh= 12000 giờ : tuổi thọ của ổ lăn tính bằng giờ Q : tải trọng động qui ước : Q = (XVFr – YFa)ktkd V = 1 : hệ số vòng trong quay kt = 1 :P hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ kd = 1 hệ số kể đến đặc tính tải trọng X : hệ số tải trọng hướng tâm Y : hệ số tải trọng dọc trục Fa : tổng các lực dọc trục : Fa = Fat + Fs Với Fs = 0,83 eFr e = 1,5 tgα Ta có bảng sau: 31
  32. Trục E Fs Fa Fa/VFr X Y Q n L Cd 1 0,32 1180 2944 0,56 0,4 1,88 2267 780 561,6 32 2 0,31 995 1847 0,4 0,4 1,94 3651 205,3 47,8 39 3 0,30 1575 1575 0,44 1 0 3641 205,3 43,2 34 Như vậy các ổ lăn thỏa yêu cầu về bền. 32
  33. CHƯƠNG VI TÍNH TOÁN VỎ HỘP GIẢM TỐC 1. Chiều dầy thân hộp. δ = 0,03. a + 3 = 0,03. 240 + 3 = 10,2 Lấy δ = 10 mm Nắp hộp δ1 = 0,9 . δ = 9 mm Gân tăng cứng e = (0,8 ÷ 1) δ = 10 mm 2. Đường kính. Bulông nền d1 >0,04a +10 > 12 ==> d1 = 20 mm Bulông cạnh ổ d2 = (0,7 ÷ 0,8 )d1 = 16 mm Bulông ghép bích và thân d3 = (0,8 ÷ 0,9)d2 = 14 mm Vít ghép nắp ổ d4 = (0,6 ÷ 0,7 )d2 = 10 mm Vít ghép cửa thăm d5 = (0,5 ÷ 0,6 )d2 = 9 mm 3. Mặt bích ghép nắp và thân. Chiều dày bích hộp S3 = (1,4 ÷ 1,8 )d3 = 20 mm Chiều dày bích nắp hộp S4 = (0,9 ÷ 1)d3 = 12 mm Bề rộng bích nắp và thân K3 = K2 – ( 3÷ 5) = 47 mm 4. Kích thước gối trục. Đường kính trục ngoài và tâm lỗ vít D3 = 90 mm, D2 = 75 mm Tâm lỗ bulông cạnh ổ E2 = 1.6. d2 = 1,6. 16 = 25,6 mm và R2 = 1,3. d2 = 20,8 mm Khoảng cách từ tâm bulông đến mép lỗ C = D3/2 = 37,5 mm Bề rộng mặt ghép bulông cạnh K2 = E2 + R2 + ( 3÷ 5) = 50 mm Chiều cao h = 8 mm TRỤC 1 TRỤC 2 TRỤC 3 D2 94 mm 118 mm 168 mm D3 115 mm 144 mm 194 mm d4 M8 M10 M10 Z 6 6 6 5. Mặt đế hộp. Chiều dày S1 = (1,3 ÷ 1,5 )d1= 28 mm Bề rộng mặt đế hộp K1 = 3d1 = 60 mm, và q = 85 mm 6. Khe hở giữa các chi tiết. Giữa bánh răng với thành hộp (11,2) 12mm . Giữa đỉnh răng lớn với đáy hộp 1 3  5  35mm Giữa mặt bên các bánh răng với nhau  10mm Số lượng bulông nền Z = 6 33
  34. CHƯƠNG VII KHỚP NỐI - BÔI TRƠN Ta dùng khớp nối bôi trơn để nối trục hộp giảm tốc với trục máy khuấy với các số liệu: N = 8 Kw , n = 70 Then b = 16, h = 10, t = 5, t1 = 5,1, k = 6,2 Đường kính trục ra của hộp giảm tốc và trục máy khuấy d = 65 mm 1- Mômen xoắn truyền qua nối trục: 6 2/ 6 2 Mx = 9,55. 10 .M n = 9,55.10 .9,61 / 60 = 34
  35. CHƯƠNG VIII DUNG SAI LẮP GHÉP Dựa vào kết cấu và yêu cầu làm việc, chế độ tải của các chi tiết trong hộp giảm tốc mà ta chọn các kiểu lắp ghép sau: Dung sai và lắp ghép bánh răng: Chịu tải vừa, thay đổi, va đập nhẹ nên ta chọn kiểu lắp trung H7/k6. Dung sai và lắp ghép ổ lăn: Vòng trong ổ chịu tỉa tuần hoàn, va đập nhẹ, lắp theo hệ thống trục, để vòng ổ không bị trượt trên bề mặt trục khi làm việc ta chọn chế độ lắp k6, lắp trung gian có độ dôi. Vòng ngoài lắp theo hệ thống lỗ, vòng ngoài không chịu quay nên chịu tải cục bộ. Để ổ mòn đều, và có thể dịch chuyển khi làm việc do nhiệt độ tăng, ta chọn chế độ lắp trung gian H7. Đối với ổ ở đầu vào và đầu ra của hộp ta sử dụng chế độ lắp k6 vì trục hai đầu này nối với khớp nối và lắp bánh đai ta cần độ đồng trục cao hơn. Lắp vòng chắn dầu lên trục: Chọn kiểu lắp trung gian H7/js6 để thuận tiện cho quá trình tháo lắp. Lắp bạc chắn lên trục: Vì bạc chỉ có tác dụng chặn các chi tiết trên trục nên ta chọ chế độ lắp trung gian H8/h6. Lắp nắp ổ, thân: Chọn kiểu lắp H7/e8 để dễ dàng tháo lắp. Lắp then trên trục: Theo chiều rộng chọ kiểu lắp trên trục là P9/h9 và kiểu lắp trên bạc là Js9/h9. Theo chiều cao, sai lệch giới hạn kích thước then là h 11. Theo chiều dài sai lệch giới hạn kích thước then là h14. 35
  36. TÀI LIỆU THAM KHẢO 1- Thiết kế chi tiết máy – Nguyễn Văn Lẫm – Trường Đại Học Sư Phạm Kỹ Thuật Tp HCM – 1995 2- Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1, 2 – Trịnh Chất, Lê Văn Uyên – NXB Giáo dục 3- Vẽ kỹ thuật cơ khí 1,2 – Trần Hữu Quế - NXB Giáo Dục 36