ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY I_Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền 1. Chọn động cơ 1.1. Xác định công suất đặt trên trục động cơ Để đảm bảo cho bộ truyền động băng tải làm viêc đươc thì công suất động cơ (Pđc) Pđc > Pyc Với Pyc được tính theo công thức Pyc= Trong đó Pct : Công suất trên trục công tác : Hệ số tảI trọng tương đương : Hiệu suất của bộ truyền Theo đề bài : Lực kéo của băng tải : F=6800 (N) Vận tốc băng tảI : v=0,72 (m/s) Do đó công suất trên trục công tác : Pct= (kW) Ta có - : hiệu suất truyền động : hiệu suất nối trục đàn hồi : hiệu suất của một cặp bánh răng br=0,98(được che kớn) : hiệu suất của một cặp ổ lăn ol=0,995 : hiệu suất của bộ truyền xích x=0,95 (Tra bảng 2.3/19 [I] ) Vậy hiệu suất chung của bộ truyền = 0,95.0,892.0,9953.0,99.1=0,89 -Hệ số tảI trọng tương đương = Vậy công suất yêu cầu là : (kW) 1.2. Xác định tốc độ quay đồng bộ của động cơ : Vận tốc băng tải v=0,72 m/s đường kính tang D=320 mm Tốc độ quay đồng bộ của động cơ tính theo công thức Với tốc độ quay cua trục công tác (v/phút) Chọn tỉ số truyền sơ bộ usb Trong đó usbh : tỉ số truyền sơ bộ của hộp giảm tốc : tỉ số truyền sơ bộ của bộ truyền ngoài (xích) Tra bảng [I] ta có : Với truyền động bánh răng trụ hai cấp : 8 Truyền động xích : Chọn , do đó Suy ra (v/phút) Tra bảng 1.3 TL [I] ta chọn động cơ loai 4A112M4Y3 Với các thông số cơ bản như sau: + Công suất động cơ : Pdc=5,5 kW + Tốc độ quay : v=1425 vòng/phút + Hiệu suất động cơ : % Kiểm tra điều kiện mở máy ta có : Với động cơ 4A112M4Y3 ta có > 1,4 Kết luân : động cơ 4A112M4Y3 đáp ứng được yêu cầu công suất , tốc độ và điều kiện mở máy. 2. Phân phối tỉ sô truyền Xét tỉ số truyền chung Ta có Dựa vào bảng 2.4/21 [I] ta chọn được tỉ số truyền của xích: Trong hộp giảm tốc : tỉ số truyền cấp nhanh : tỉ số truyền cấp chậm Do hộp giảm tốc sử dụng BR trụ với sơ đồ khai triển nên thuận lợi cho việc bôI trơn cho cac bộ phận truyên bánh răng trong HGT bằng phương pháp ngâm dầu: Khi đó u1=(1,21,3) u2 Ta lấy u1=1,3 u2 Uh=u1u2=1,3 u22=16,58 u2= 3,57 ; u1=4,64 Tính chính xác lại + Tính toán các thông số động học Công suất trên trục công tác(trục tang) =4,9 kW Mô men trên trục tang : (kNmm) + Công suất trên các trục Công suất trên truc III (kW) Công suất trên trục II (kW) Công suất trên trục I (kW) Công suất trên trục động cơ: (kW) + Vận tốc quay trên các trục Ta có ndc=1425 (v/phút) tỉ số truyền cấp nhanh : u1=4,64 tỉ số truyền cấp chậm : u2=3,57 Ta có n1=ndc/uk=1425/1=1425 (v/phút) Tốc độ quay trục 2: n2=n1/u1=1425/4,64=307,11(v/phút) Tốc độ quay trục 3: n3=n2/u2=307,11/3,57=86,04(v/phút) Tốc độ quay trục tang : (v/phút) + Tính mô men xoắn trên các trục áp dụng công thức i=1,2,3 Ta có (Nmm) (Nmm) (Nmm) (Nmm) Động cơTruc ITrục IITrục IIITrục Tang UUk=1U1=4,64U2=3,57Ux=2,00 P (kW)5,485,485,345,214,90 N(v/phút)14251425307,1186,0243,01 T(Nmm)36725,6136725,61166054,51578417,811089015,6 II. Thiết kế bộ truyền ngoài hộp Thiết kế bộ truyền xích truyền động từ hộp giảm tốc với số liệu + Mô men trên trục bi dẫn(trục tang): 1089015,6Nmm) + Tốc độ quay trục tang : nct=43,01 (v/phút) + Tỉ số truyền của bộ truyền xích : 1.Chọn loại xích + Công suất bộ truyền xích (kW) Vận tốc bánh bị dẫn n3=86,02 (v/phút) Do vân tốc không cao và công suất truyền nhỏ nên ta chọn xích con lăn 2.Chọn số răng của đĩa xích +Chọn số răng của đĩa xích dẫn điều kiện z1=29-2 19 Chọn z1=25 thoả mãn đk trên +Tính số răng trên bánh bị dẫn : z2=z1.=25.2,0=50 (thoả mãn đk z2=50 tỉ số truyền thực : 3.Xác định bước xích p theo công suất + Công thức tính toán công suất tính toán theo đk đảm bảo độ bền mòn: -Hệ số sử dụng xích :

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

η : Hiệu suất của bộ truyền

Theo đề bài : Lực kéo của băng tải : F=6800 (N)

ηk : hiệu suất nối trục đàn hồi η =k 1

ηbr: hiệu suất của một cặp bánh răng ηbr=0,98 (được che kớn)

ηol: hiệu suất của một cặp ổ lăn ηol=0,995

ηx : hiệu suất của bộ truyền xích ηx=0,95

4 1

2

1 1

= +

t P P

Vậy công suất yêu cầu là :

75 , 4 89 , 0

863 , 0 9 , 4

Với tốc độ quay cua trục công tác 42 , 97

320

72 , 0 60000

Trong đó usbh : tỉ số truyền sơ bộ của hộp giảm tốc

u sbng : tỉ số truyền sơ bộ của bộ truyền ngoài (xích)

T

> 1,4Kết luân : động cơ 4A112M4Y3 đáp ứng đợc yêu cầu công suất , tốc độ và

điều kiện mở máy

2 Phân phối tỉ sô truyền

Xét tỉ số truyền chung

33 , 16

97 , 42

n u

u u

Khi đó u1=(1,2ữ1,3) u2

Ta lấy u1=1,3 u2

Uh=u1u2=1,3 u2 =16,58 ⇒ u2= 3,57 ; u1=4,64

Tính chính xác lại u ng 2 , 00

64 , 4 57 , 3

16 , 33 2

u

ng

+ Tính toán các thông số động học

Công suất trên trục công tác(trục tang) P ct=4,9 kW

97 , 42

90 , 4 10 55 , 9

10 55 ,

ot x ct P P

21 , 5 2

ol br

P P

34 , 5 2

ol br

P P

1 = =

=

k dc

P P

+ Vận tốc quay trên các trục

Ta có ndc=1425 (v/phút)

tỉ số truyền cấp nhanh : u1=4,64

tỉ số truyền cấp chậm : u2=3,57

Ta có n1=ndc/uk=1425/1=1425 (v/phút)

Tốc độ quay trục 2: n2=n1/u1=1425/4,64=307,11(v/phút)

Tốc độ quay trục 3: n3=n2/u2=307,11/3,57=86,04(v/phút)

Tốc độ quay trục tang : n ct =n3/n ng = 86 , 02 / 2 , 00 = 43 , 01 (v/phút)

+ Tính mô men xoắn trên các trục

áp dụng công thức

i

i i

48 , 5 10 55 ,

34 , 5 10 55 ,

21 , 5 10 55 ,

3

II Thiết kế bộ truyền ngoài hộp

Thiết kế bộ truyền xích truyền động từ hộp giảm tốc với số liệu

+ Mô men trên trục bi dẫn(trục tang): 1089015,6Nmm)

+ Tốc độ quay trục tang : nct=43,01 (v/phút)

+ Tỉ số truyền của bộ truyền xích : u ng = 2 , 0

.

.

P P k

50 3

Đây là xích con lăn 1 dăy với kí hiệu Πp25 , 4 − 56700 *

Tra bảng 12.3/8[CTM II] với p=25,4 và z1=25

Ta có vận tốc giới hạn của đĩa xích n3gh = 1030(v/phút)

4 , 25 ) 50 25 ( 25 , 0 4 , 25

1016 2 ) 50 25 ( 59 , 0

) (

25 , 0

2 ) (

a z

/ 250 50 [(

2 5 , 80 5 , 80

2 [

25

,

0

2 2

2 1 2 2

=

−

− +

=

−

− +

=

π

π λ

I=z1n1/(15x)=25.86,02/(15.118)=1,2< [i]=30 (tra bảng 5.9)

5.Tinh kiểm nghiệm xích về độ bền

4 , 25 sin

1

1 = π = π =

z

p d

(mm)+ Đờng kính đĩa xích bị dẫn

50 sin

4 , 25 sin

2

1 = π = π =

z

p d

1

z g p

50 cot 5 , 0 ( 4 , 25 ) cot 5 , 0 (

2

z g p

21 , 5 1000

Trong đó với bộ truyền nghiêng một góc α = 30 0,kx=1,15

III Thiết kế bộ truyền trong hộp

1.Bộ truyền cấp nhanh (Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng)

3

8

4 7 , 0 8

4 1 ( 1425 18000

3

8

4 7 , 0 8

4 1 ( 11 , 307 18000

*ứng suất uốn cho phép

Sơ bộ ta có: [ F] F0 K FC K FL /S F

lim

σ

σ =Trong đó 0

lim

F

σ : là ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở

441 245 8 , 1 8

N

N

Với NF0: Số chu kì cơ sở khi uốn NF0=4.106

MF : Bậc của đờng cong mỏi khi thử về tiếp xúc, với vật liệu HB<350 ta

T

T c N

F

∑ 

=

max 60

8

4 7 , 0 8

4 1 ( 18000 1425 1

4 1 ( 18000 11 , 307 1

=

FE

Ta thấy NFE1>NFO , NFE2>NFO , ta lấy NFL1=NFL2=1

Bộ truyền quay một chiều, lấy giới hạn bền uốn KFC=1

Vậy ứng suất uốn cho phép:

75 , 1

1 1 441 ]

236 , 57

75 , 1

1 1 414 ]

* ứng suất uốn cho phép khi quá tải

) ( 464 580 8 , 0

1 1

1

] [ ) 1 (

ba H

H a

w

u

K T u

K a

ψ σ

β +

=Theo bảng 6.6/97 [I] chọn ψba = 0 , 3 ;

Theo bảng 6.5/96 [I] ta chọn Ka=49,5 ( răng thẳng)

80 , 2 40 , 1 ( ) 02 , 0

140 2 )

1 (

2 1

1

+

= +

=

u m

= +

−

= +

−

=

z z

α

ε

đờng kính vòng lăn bánh nhỏ

) ( 0 , 50 ) 1 60 , 4 /(

140 2 ) 1 /(

50 42 61 , 4 1

2

1 1

υ

H H

w w H HV

K K T

d b K

37 , 1 11 , 1 09 , 1 13 ,

) 1 60 , 4 ( 37 1 61 , 36725 2 877 , 0 76

Với cấp chính xác động học là 8 ta chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8 ,

Do đó ta thấy σ <H [ σH]' nên bánh răng thoả mãn đk bền tiếp xúc

d Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

0 , 50 5 , 39 61 , 4 1 2

1 1

υ

F F

w w F FV

K K T

d b K

Hệ số tảI trọng khi tính về uốn:

K F =K FβK FαK FV = 1 , 25 1 , 27 1 , 008 = 1 , 71

Với z1=20, z2=92, x1=0,3; x2=-0,3 theo bảng 6.18/109 [I] ta có

66 , 3

max =

=T T

K qt

Ta có σHmax = σH K qt = 456 , 82 1 , 4 = 540 , 52 (MPa) < [ σH]max

σF1max = σF1K qt = 51 , 66 1 , 4 = 72 , 32 (MPa) < [ σF1]max

σF2max = σF2K qt = 50 , 96 1 , 4 = 71 , 34 (MPa) < [ σF2]max

f Các thông số của bộ truyền

- Khoảng cách trục: a w1 = 140 (mm)

- Môđun pháp : m=2,5 (mm)

d

T F

3

8

4 7 , 0 8

4 1 ( 11 , 307 18000

7 3

3

8

4 7 , 0 8

4 1 ( 02 , 86 18000

lim

F

σ : là ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở

468 260 8 , 1 8

N

N

Với NF0: Số chu kì cơ sở khi uốn NF0=4.106

MF : Bậc của đờng cong mỏi khi thử về tiếp xúc, với vật liệu HB<350 ta

T

T c N

F

∑ 

=

max 60

8

4 7 , 0 8

4 1 ( 18000 11 , 307 1

4 1 ( 18000 02 , 86 1

=

FE

Ta thấy NFE1>NFO , NFE2>NFO , ta lấy NFL3=NFL4=1

Bộ truyền quay một chiều, lấy giới hạn bền uốn KFC=1

Vậy ứng suất uốn cho phép:

267 , 43

75 , 1

1 1 468 ]

75 , 1

1 1 441 ]

* ứng suất uốn cho phép khi quá tải

) ( 464 580 8 , 0

2.3.Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng.

a.Khoảng cách sơ bộ trục :

3

2 2

2 2

2

] [ ) 1 (

ba H

H a

w

u

K T u

K a

ψ σ

β +

=Theo bảng 6.6/97 [I] chọn ψba = 0 , 3 ;

Theo bảng 6.5/96 [I] ta chọn Ka=43( răng nghiêng)

01 , 1 51 , 166054 )

1 57 , 3 (

2

w a

Chọn a w2 = 165 (mm) ; b w2 = 0 , 3 165 = 49 , 5 (mm)

b.Xác định các thông số ăn khớp

-Chọn môđun pháp theo công thức

) )(

3 , 3 65 , 1 ( ) 02 , 0

9848 , 0 165 2 ) 1 (

cos 2

=

u m

' 8 14 14 , 14 9697

, 0 165

2

) 100 28 ( 5 , 2 2

) (

z z

m

c.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc σH

2 2 2

Với αt = αtw =arctg(tgα /tgβ ) =arctg(tg20 /tg14 , 14 ) = 20 , 57

Do đó Z H = 2 cos βb/ sin 2 αtw = 2 cos 13 , 27 / sin( 2 20 , 57 ) = 1 , 72

Ta có hệ số dọc trục εβ =b w2sin β /( πm) = 49 , 5 sin 14 , 14 /( π 2 , 5 ) = 1 , 54>1

Với bánh răng nghiêng Zε = 1 / εα = 1 / 1 , 74 = 0 , 754

Trong đó: 1 , 88 3 , 2 ( 1 1 ) cos 1 , 88 3 , 2 ( 1 / 28 1 / 100 ) cos 14 , 14 1 , 74

4 3

= +

−

= +

−

εα

z z

+Đờng kính vòng lăn bánh nhỏ

) ( 21 , 72 ) 1 57 , 3 /(

165 2 ) 1 /(

2

21 , 72 5 , 49 15 , 1 1 2

1 2

υ

H H

w w H HV

K K T

d b K

19 , 1 01 , 1 13 , 1 04 ,

) 1 57 , 3 ( 19 1 51 , 166054

2 754 , 0 72

Do đó ta thấy σ <H [ σH]' thoả mãn đk bền tiếp xúc

d Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

2

21 , 72 5 , 49 45 , 3 1 2

1 2

υ

F F

w w F FV

K K T

d b K

Hệ số tảI trọng khi tính về uốn:

K F =K FβK FαK FV = 1 , 10 1 , 37 1 , 025 = 1 , 54

Số răng tơng đơng

103 14 , 14 cos / 100 cos

/

29 14 , 14 cos / 28 cos

/

3 3

4 2

3 3

3 1

z z v v

max =

=T T

K qt

Ta cã σHmax = σH K qt = 497 , 49 1 , 4 = 588 , 64 (MPa) < [ σH]max

σF3max = σF3K qt = 111 , 45 1 , 4 = 156 , 03 (MPa) < [ σF3]max

σF4max = σF4K qt = 117 , 64 1 , 4 = 164 , 70 (MPa) < [ σF4]max

51 , 166054

2 2 2

2

d

T F

Chọn vật liệu chế tạo trục chế tạo trục trung gian và trục ra là thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB192 240, σb = 750MPa; σch = 450MPa

Vật liệu chế tạo trục vào là thép 4X tôi cải thiện đạt độ rắn HB260 280,

61 , 36725 ]

) ( 63 , 34 ) 20 2 , 0 /(

51 , 166054 ]

) ( 85 , 45 ) 30 2 , 0 /(

81 , 576417 ]

( 1726 );

; 7 , 1158 );

( 1726 );

4.Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực

-Đờng kính trục trung bình:

) ( 35 3

45 35 25 3

3 2

22 0 , 5 (l b ) k k

1 23 22 22

23 l 0 , 5 (l l ) k

0 2 1 23

l

mm l

l

mm l

l

+ + +

23 12

21 11

) (

5 , 0

) ( 5 , 122

) ( 183

Với l m13 là chiều dài mayơ nửa khớp nối:

) ( 5 , 87

49 ) 5

Lấy l m13= 70 (mm);k3 = 15 (mm);h n = 20 (mm)

Suy ra l c13 = 80 , 5 (mm)

-Trục III:

n m

l

mm l

l

mm l

l

+ + +

5

,

0

) ( 5

,

61

) (

183

Với chiều dài mayơ đĩa xích: l m33= ( 1 , 2 1 , 5 )d = 42 52 , 5 (mm)

Lấy l m33= 50 (mm) ⇒l c33 = 70 , 5 (mm)

Sơ đồ đặt lực

5 TÝnh trôc vµo I

a Chän khíp nèi cho trôc I.

Tõ kÝch thíc trôc dI vµ m«men xo¾n trªn trôc I , theo b¶ng 16 10

+Tt : lµ m«men xo¾n tÝnh to¸n

+k : lµ hÖ sè an toµn phô thuéc vµo tÝnh chÊt nguy hiÓm cña bé truyÒn khinèi trôc Theo b¶ng 16 1

T D

611,0 183

534,7.122,5

357,9 183

d Bi ể u đồ m«men u ố n M1x và M1y trong các mặt phẳng xOz và yOz và biểu

đồ m«men xoắn T1 (h×nh bªn).Trªn biểu đồ ghi gi¸ trị tuyệt đối của c¸c m«men ứng với từng ®o¹n trôc

e Tính mômen t ơng đ ơng tại các tiết diện trên chiều dài trục

Ta có

2 1

2 1

, 36725 75 , 0 81 ,

) ( 3 , 32805 61

, 36725 75

11 td11 /(0,1[ ] 82898,1/(0,1.67) 23,1( )

) ( 73 , 17 ) 67 1 , 0 /(

7 ,

3 ,

g.Tính toán mối ghép then

với đoạn trục lắp khớp nối d13=28 (mm), ta chọn nối ghép then bằng

Tra bảng 9.1a/173 [I] ta có:

l=50(mm); b=8 mm; h=7(mm); t1=5(mm); t2=3,3(mm); rmin=0,25(mm); rmax=0,4(mm)

Kiểm nghiệm độ bền của then:

+ Điều kiện bền dập: σd = 2T1/[d13l(h−t1)] ≤ [ σd]

Thay số σd = 2 36725 , 61 /[ 28 50 ( 7 − 5 )] = 26 , 23 (MPa)

Với dạng lắp ghép cố định, vật liệu mayơ bằng thép ,tảI trọng va đập nhẹ ta có: ứng suất cho phép [ σd] = 100 (MPa), thoả mãn đk bền dập

+ Điều kiện bền cắt: τc = 2T1/(dlb) = 2 36725 , 61 /( 28 50 8 ) = 6 , 56 (MPa)

Với thép C455 chịu tải trọng tĩnh: [ τc] = 60 (MPa) (thoả mãn điều kiện)

6 Tính trục trung gian II

= +

−

−

= + +

−

=

− +

−

o l F l F d F

l

F

l F l F

l

F

F F

F

F

F F

F

F

y r

a

r

x t

t

y r

r

y

t x t

x

21 1 23 21 2 / 3 2

22

22

21 1 23 21 22

22

1 22 22

0

22 1 22

0

.

.

0

.

0 0

Thay số ta có:

+

1 , 450 183

5 , 122 7 , 534 2 / 72 7 , 1158 5 , 61

.

1726

0 , 2529 183

5 , 122 1469 5 , 61 2

,

4599

3 , 1191 7

, 534 1726

2 , 6068 1469

2 , 4599

0

N F

N F

N F

N F

y x

y ox

=

=

=

=

c Bi ể u đồ m«men u ố n M1x và M1y trong các mặt phẳng xOz và yOz và biểu

đồ m«men xoắn T1 (h×nh bªn).Trªn biểu đồ ghi gi¸ trị tuyệt đối của c¸c m«men ứng với từng ®o¹n trôc

d TÝnh m«men t ¬ng ® ¬ng t¹i c¸c tiÕt diÖn trªn chiÒu dµi trôc

Ta cã

2 2

2 2

, 166054

75 , 0 8 , 217660

) ( 8 , 211736 51

, 166054

75 , 0 1 ,

) (

6 , 275095 )

[ 1 , 0

8 , 211736

f.TÝnh to¸n mèi ghÐp then

víi ®o¹n trôc l¾p b¸nh r¨ng d21 =d22=38 (mm), ta chän nèi ghÐp then b»ng Tra b¶ng 9.1a/173 [I] ta cã:

+ §iÒu kiÖn bÒn c¾t: τc = 2T2/(dlb) = 2 166054 , 51 /( 38 49 12 ) = 18 , 20 (MPa)

Víi thÐp C455 chÞu t¶i träng tÜnh: [ τc] = 60 (MPa) (tho¶ m·n ®iÒu kiÖn)

= +

+

−

−

= +

− +

= +

− +

o l F l F l

F

d F l F l F l

F

F F F

F

F F F

F

x t

c

x

a y

l r c

x

x t x x

ty r y x

31 1 32 3 33

4 3 31 1 32 3 33

1 3 0

3 0

.

.

cos

0 2 /

.

sin

0 cos

0 sin

−

= +

−

=

+

2 , 3742 183

5 , 61 4599 5

, 70 30 cos 06

,

6584

5 , 1031 183

2 / 258 7 , 1158 5 , 61 1726 5 , 70 30 sin 06

,

6584

1103 4599

30 cos 06 , 6584

0 , 1566 1726

30 sin 06 , 6584

( 2

,

4845

1 1

0

N F

N F

N F

N F

y x

y ox

c Bi ể u đồ m«men u ố n M1x và M1y trong các mặt phẳng xOz và yOz và biểu

đồ m«men xoắn T1 (h×nh bªn).Trªn biểu đồ ghi gi¸ trị tuyệt đối của c¸c m«men ứng với từng ®o¹n trôc

d Tính mômen t ơng đ ơng tại các tiết diện trên chiều dài trục

Ta có

2 3

2 3

2 3

3j yj xj 0 , 75 j

) ( 51 , 500924 81

, 578417

, 578417

75 , 0 68 , 359223 89

, 578417

75 , 0 3 , 454677 1

51 , 500924

3

) ( 21 , 48 ) 50 1 , 0 /(

83 , 650369 )

[ 1 , 0

3 , 730172

f.Tính toán mối ghép then

Căn cứ chiều dài mayơ và đờng kính đoạn trục ta chọn mối ghép then

Tra bảng 9.1a/173 [I] ta có:

-Đối với đoạn trục lắp bánh răng:

l1=45(mm); b1=16 mm; h1=10(mm); t11=6(mm); t12=4,3(mm);

rmin=0,25(mm); rmax=0,4(mm)

-Đối với đoạn trục lắp vào đĩa xích

l2=45(mm); b2=16(mm); h2=10(mm); t21=6; t22=4,3(mm); rmin=0,25; rmax=0,4(mm)

Kiểm nghiệm độ bền của then:

+Với then lắp vào bánh răng:

Với ứng suất dập cho phép [σ ]=100(Mpa); ứng suất cắt cho phép [τc

]=60(MPa) các then chỉ thoả mãn đk bền cắt, không thoả mãn đk bền dập

Do đó ta sử dụng hai then đặt cách nhau 1800, khi đó mỗi then chịu 0,75T3.Kiểm nghiệm độ bền dập và cắt:

σd1= 2 0 , 75 T3/[d l1(h1−t11)] = 2 0 , 75 578417 , 81 /[ 55 45 ( 9 − 5 , 5 )] = 87 , 6 (MPa)

) ( 91 , 21 ) 16 45 55 /(

81 , 578417

75 , 0 2 ) /(

6 10 ( 45 48 /[

81 , 578417

75 , 0 2 )]

( /[

(các điều kiện bền đợc thoả mãn)

8 Kiểm nghiệm độ bền mỏi

Kết cấu trục vừa thiết kế (trục ra) đảm bảo được độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại cỏc tiết diện nguy hiểm thỏa món điều kiện sau:

* Với vật liệu chế tạo trục là thộp 45 cú σ =b 750 MPa, giới hạn mỏi uốn

và mỏi xoắn ứng với chu kỡ đối xứng

* Cỏc trục của hộp giảm tốc đều quay nờn ứng suất uốn thay đổi theo chu

kỡ đối xứng, do đú biờn độ và trị số trung bỡnh của ứng suất phỏp:

σmj =0 σaj =σmaxj =M3j W3j

Do trục quay một chiều nờn ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỡ mạch động,

do đú biờn độ và trị số trung bỡnh của ứng suất tiếp:

τmj =τaj =τmaxj 2=T3 (2W03j)

Cỏc mụmen cản uốn W3j và mụmen cản xoắn W03j được tớnh như sau:

-Tiết diện 30 (cú 2 rónh then)

30

16.6 48 63,14.48

7329 mm

16.6 48 63,14.48

18187 mm

d W

d

d W

31

3 31

d W

55 14 , 3 ) (

32

2 3

32

2 11 32 11 1

55 14 , 3 ) (

16

2 3

32

2 11 32 11 1

(mm3)

81 , 578417

) ( 1 , 60 7 , 12134 / 2 , 730172

2 2

2

MPa

MPa a

Chọn phương pháp gia công bề mặt là tiện, đạt độ nhẵn bề mặt Ra 2,5 0,63 thì hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt (tra bảng 10.8) Kx = 1,10

Không tăng bền bề mặt nên Ky = 1

- Tính tỉ số Kσ εσ và Kτ ετ đối với tiết diện có rãnh then

Theo bảng 10.12, khi dùng dao phay đĩa, hệ số tập trung ứng suất thực tế tại rãnh then ứng với vật liệu có σ =b 750 MPa là Kσ =1,62 Kτ =1,88 Theo bảng 10.10, hệ số kích thước ứng với:

- Tỉ số Kσ εσ và Kτ ετ đối với bề mặt trục có lắp độ dôi

Theo bảng 10.11, chọn kiểu lắp k6, đối với đoạn trục 31, 32 các trị số

Kσ εσ =2,97 và Kτ ετ = 2,28 Đối với đoạn trục 30, Kσ εσ = 2,44 và

1 0

0

3272,54.0 0,1.0189,66

4,412,57.16,1 0,1.16,1

1 1

189,66

6,372,38.12 0,1.12

75 , 8 77 , 1

75 , 8 8 1 , 0 8 61 , 2

66 , 189

77 , 1 0 1 , 0 1 , 60 07 , 3 327

2 2

2 2 2 2 2 2 2

2 2

2

1 2

2 2

2

1 2

= +

= +

=

⇒

= +

= +

=

= +

= +

=

−

−

τ σ

τ σ

τ τ

τ

σ σ

σ

τ ψ τ

τ

σ ψ σ

σ

s s

s s s

d

m a

d

Ta thấy, với hệ số an toàn cho phộp [ ]s =1,5 2,5, trục đó thiết kế đảm bảo được độ bền mỏi

V Chọn ổ lăn

1 Chọn ổ lăn cho trục vào HGT

a, Do trên trục không có lực dọc trục nên ta chọn ổ bi đỡ 1 dãy

357,9 183

Ta tiến hành kiểm nghiệm cho ổ chụi tải lớn hơn với Fr = 1402,1 (N)

- Tính tải trọng động quy ước

L – tuổi thọ ổ lăn L=60 10n l h 6 =60.1425.18000 106 =1539 triệu vòng

M – bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn m = 3

- Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ

Tải trọng tĩnh quy ước Qt = X0Fr + Y0Fa

Với ổ bi đỡ một dãy X0 = 0,6 Y0 = 0,5

Suy ra Qt = 0,6.1,402 = 0,84 kN < Fr nên lấy Qt = 1,4 kN

Do Qt < C0 = 15,10 (kN) nên khả năng tải tĩnh được đảm bảo

2 Chọn ổ lăn cho trục trung gian của hộp giảm tốc

Tải trọng hướng tâm tác dụng lên hai ổ :

c, Tính kiểm nghiệm khả năng tải của ổ

- Tính tải trọng động quy ước:

Tỉ số Fa/C0 = 1,158/25,2 = 0,046 Theo bảng 11.4, ta tra được e = 0,36 Lực dọc trục do lực hướng tâm sinh ra trên các ổ:

0 0

0,36.3616 1301,76 N0,36.2586 930,96 N

Vòng trong của ổ quay nên V = 1, vậy

Fa0/VFr0 = 1301,7/3616 = 0,36≤ e nên theo bảng 11.4 ta có :

X0 = 1 Y0 = 0

Fa1/VFr1 = 2460,76/2586,0 = 0,95≥e nên ta lấy X1 = 0,37 Y1 = 0,66

Tải trọng động quy ước tác dụng lên ổ:

Q1 =( X VF1 r1+Y F k k1 a1) t d =(0,37.2586 0,66.2640).1.1,5 4048,83 N+ =

Q0 =X VF k k0 r0 t d =1.1.3616.1.1,5 5424 N=

Như vậy chỉ cần tính cho ổ 0 là ổ chịu lực lớn hơn

- Khả năng tải động của ổ đỡ chặn tính theo công thức:

Như vậy, ổ đã chọn đảm bảo được khả năng tải động

- Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh :

Tải trọng tĩnh quy ước Qt = X0Fr0 + Y0Fa0

trong đó, theo bảng 11.6, với ổ bi đỡ chặn một dãy có α =120 thì hệ số tải trọng hướng tâm X0 = 0,5 và hệ số tải trọng dọc trục Y0 = 0,47

Qt = 0,5.3616 + 0,47.1301,7 = 2419,8 N < Fr0 = 3616 N

Nên lấy Qt = 3,616 kN < C0 = 25,2 kN

Khả năng tải tĩnh được đảm bảo

3 Chọn ổ lăn cho trục ra của hộp giảm tốc.

Tải trọng hướng tâm tác dụng lên hai ổ: