Tính toán thiết kế hộp giảm tốc đồng trục hai cấp

CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

X ÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ

Theo công thức (2.8), trang 19,[1], công suất trên trục động cơ điện được xác định như sau: ct t

P ct : công suất cần thiết trên trục động cơ (kW)

P t : cống suất tính toán trên trục máy công tác (kW)

Tính hiệu suất:  được tính theo công thức:

: hiệu suất của bộ truyền đai : 0,95

 br :hiệu suất bánh răng: 0,97

 ol :hiệu suất một cặp ổ lăn: 0,99

Tính công suất tính toán:

Công suất cần thiết của động cơ:

1.1.1 Xác định sơ bộ số vòng quay động cơ:

Tỉ số truyền toàn bộ ut của hệ thống dẫn động được tính theo công thức ut= uh ud

Theo bảng 2.4 trang 21 [1], các thông số được chọn bao gồm: tỉ số truyền sơ bộ hộp giảm tốc 2 cấp là usbh, với uh = 12 (chọn trong khoảng 8 đến 40), và tỉ số truyền sơ bộ đai là usbd, với ud = 3,15 (chọn trong khoảng 2 đến 5).

Số vòng quay của trục máy công tác (trục tang quay): nlv= 75 vg/ph

Số vòng quay sơ bộ của động cơ:

1.1.2 Chọn động cơ theo điều kiện:

Chọn động cơ thoả mản các điều kiện sau:

� Tra bảng P1.3 trang 235 [1], ta chọn động cơ: 4A180M2Y3 Động cơ có các thông số kỹ thuật sau:

 ndb = 2943 vg/ph (với tần số dòng điện tại Việt Nam: 50Hz)

 Hệ số công suất cos 0,92

P HÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

Theo công thức 3.23 [1], trang 48 ta có công thức tính tỉ số truyền toàn bộ hệ:

Phân uh cho các cặp bánh răng trong hộp giảm tốc: uh

Tính sơ bộ ud (tỉ số truyền của bộ truyền đai):

Tính lại ud theo u1 và u2:

Nên sai lệch tỉ số truyền của bộ truyền đai không đáng kể.

L ẬP BẢNG THÔNG SỐ KỸ THUẬT

1.3.1 Phân phối công suất trên các trục:

1.3.2 Tính số vòng quay trên các trục

1.3.3 Tính momen xoắn trên các trục:

Bảng 1.1: Thông số kĩ thuật

Thông số Động cơ I II III

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN

C HỌN LOẠI ĐAI VÀ TIẾT DIỆN ĐAI

Dựa trên các điều kiện làm việc và thông số như công suất, vận tốc, môi trường làm việc, khả năng kéo, tuổi thọ, và tính phổ biến, chúng ta có thể lựa chọn các loại đai phù hợp như đai dẹt, đai thang, và đai răng Trong số đó, đai thang là sự lựa chọn tối ưu cho các yêu cầu đã nêu.

Ta có các thông số:

Hình 2.1 Chọn tiết diện đai hình thang

Theo hình 3,ta chọn đai thang loại Ƃ Theo bảng 4.13 trang 59 [1] cho đai loại Ƃ với:

X ÁC ĐỊNH CÁC THÔNG SỐ CỦA BỘ TRUYỀN

2.3.2 Đường kính bánh đai nhỏ :

Theo bảng 4.13[1] trang 59, ta chọn d10 mm.

Vì v1 < 25 m/s nên ta chọn đai là đai thang thường.

2.3.4 Đường kính bánh đai lớn :

- Giả sử ta chọn hệ số trượt :  = 0,02

- Theo công thức 4.2[1] trang 53, ta có : d2 = u.d1(1-  ) = 3,26.160/(1-0,02) = 532,24 mm

- Theo tiêu chuẩn bảng 4.21 [1] trang 63 ta chọn : d2 = 500 mm

- Tỉ số truyền thực tế :

Sai lệch với giá trị ban đầu 2,2 %.

2.3.5 Khoảng cách trục sơ bộ :

Theo công thức 4.14 [1] trang 60, ta có :

Theo bảng 4.14 [1] trang 60, ta có thể chọn sơ bộ a = d2 = 500mm khi u = 3

2.3.6 Chiều dài tính toán của đai :

Theo công thức 4.4[1] trang 54, ta có :

Theo bảng 4.13[1] trang 59, ta chọn đai có chiều dài L= 2240 mm = 2,24 m.

2.3.7 Số vòng chạy của đai trong một giây :

     ta chọn đai có chiều dài L= 2500 mm = 2,5 m.

Khi đó điều kiện được thoả

2.3.8 Tính chính xác khoảng cách trục :

- Theo công thức 4.6[1] trang 54, ta có :

- Ta thấy giá trị a thỏa mãn trong khoảng cho phép.

Vậy ta lấy chiều dài đai : L = 2500mm

Theo bảng 4.13[1] trang 59, ta lấy : a = 710mm

2.3.9 Góc ôm bánh đai nhỏ :

 � nên chọn đai vải cao su

2.3.10 Xác định số dây đai :

Theo công thức 4.16[1] trang 60, ta có : d 0

- Công suất trên bánh chủ động: P = 30 kW

[Po] : công suất cho phép, tra bảng 4.20 [1] trang 62, ta chọn : [P0] = 5,93

- Hệ số xét đến ảnh hưởng góc ôm : Tra bảng 4.15 [1] trang 61, ta lấy : Cα = 0,92

- Hệ số xét đến ảnh hưởng tỉ số truyền :Tra bảng 4.17[1] trang 61, ta lấy : Cu=1,14

- Hệ số xét đến ảnh hưởng chiều dài đai :Tra bảng 4.16 [1] trang 61, ta lấy : Cl = 1,0

- Hệ số xét đến ảnh hưởng số dây đai, chọn sơ bộ : Cz = 1

- Hệ số tải động Kđ, tra bảng 4.7[1] trang 55, ta chọn Kđ = 1,0

Tra bảng 4.21[1] trang 63, ta có : t = 19; e = 12,5; ho = 4,2;

2.3.12 Đường kính ngoài của bánh đai : da1 = d + 2h0 = 160 + 2.4,2 = 168,4mm da2 = d + 2h0 = 500+ 2.4,2 = 508,4 mm

L ỰC CĂNG ĐAI BAN ĐẦU VÀ LỰC TÁC DỤNG LÊN TRỤC

2.3.1 Lực căng đai ban đầu :

Theo công thức 4.19[1] trang 63, ta có ;

Theo công thức 4.20[1] trang 63,ta có :

- qm : khối lượng 1 mét chiều dài đai, tra bảng 4.22[1] trang 63 ta có : qm = 0,178

2.3.3 Lực tác dụng lên trục :

T HÔNG SỐ CỦA BỘ TRUYỀN ĐAI :``

Bảng 2.1 Thông số của bộ truyền đai

STT Thông số Giá trị

8 Chiều rộng bánh đai B = 101mm

9 Đường kính ngoài của bánh đai da = 168,4mm

10 Lực căng đai ban đầu F0 = 105,621N

12 Lực tác dụng lên trục Fr = 1026,778N

TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

C ẶP BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG CẤP CHẬM

 Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế, ở đây chọn vật liệu 2 cặp bánh răng như nhau

 Theo bảng 6.1, trang 92, [1] ta chọn

 Bánh nhỏ (bánh chủ động): thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241…285 có

  ,  ch 3 580 MPa, ta chọn độ rắn của bánh nhỏ là HB3 = 245HB

 Bánh lớn (bánh bị động): thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB192…240 có

  ,  ch 4 450 MPa, ta chọn độ rắn của bánh lớn là HB4 = 230HB

3.1.2 Xác định ứng suất cho phép

 Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở

 Số chu kì làm việc trong điều kiện tải trọng thay đổi

� nên chọn N HE N HO để tính toán

 Suy ra K HL 3 K HL 4 K FL 3 K FL 4 1 Ứng suất cho phép

 Theo bảng 6.2, trang 94, [1] với thép C45 được tôi cải thiện ta có () Giới hạn mỏi tiếp xúc  Hlim 0 2HB70

Giới hạn mỏi uốn  Flim 0 1,8HB

    Ứng suất tiếp cho phép

  � � � � � �  � �   Ứng suất uốn cho phép

 Tra bảng 6.2, trang 94, [1] ta có K FC 1 khi đặt tải một phía (bộ truyền quay một chiều);s F 1,75)

� � Ứng suất quá tải cho phép

3.1.3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục

K  - Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng (bảng 6.5, trang 96, [1]

- Momen xoắn trên trục bánh chủ động ba 0,4

K   - Trị số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, với bd 1

3.1.4 Xác định các thông số ăn khớp

 Theo bảng 6.8, trang 99, [1] chọn m n 4 mm

 Công thức 6.31, trang 103, [1] số bánh răng nhỏ nằm trong khoảng

 Số bánh răng lớnz 4 u z 2 3 34.3, 46 117,64  răng, chọn z4 = 118 răng

 Do đó tỷ số truyền thực

3.1.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

 Công thức 6.33, trang 105, [1] ứng suất tiếp xúc trên mặt răng của bộ truyền

Z M  Mpa Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp (bảng 6.5, trang 96, [1])

Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc (công thức 6.34, trang 105, [1])

Góc nghiêng răng trên hình trụ cơ sở

    cos cos 20,66 15,21 14, 27 o b acrtg t tg acrtg tg

 Bánh răng nghiêng không dịch chỉnh

15,21 t tw tg tg acrtg acrtg cos cos

 Với là góc profin răng và là góc ăn khớp

Hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng

 Hệ số trùng khớp dọc sin sin 315.0,4.sin15,21

 Hệ số trùng khớp ngang

 Áp dụng công thức 6.36c, trang 105, [1]

 Hệ số tải trọng khi tính tiếp xúc

 K H  1,11Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng (bảng 6.7, trang 98, [1])

 Áp dụng công thức 6.40, trang 106, [1] vận tốc vòng của bánh chủ động

  mm : Đường kính vòng lăn bánh chủ động 1,92 / v  m s theo bảng 6.13, trang 106, [1], dùng cấp chính xác 9 ta chọn

 Công thức 6.42, trang 107, [1], ta có

 H  Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp (bảng 6.15, trang

0 82 g  Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai lệch bước răng 1 và 2

 Đường kính vòng lăn bánh nhỏ 3 w w

 Bề rộng vành răng b w a w  ba 315.0,4 126  mm

 Với v = 1,92 (m/s) < 5 (m/s) thìZ v 1, với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mặt tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công với độ nhám là

R a  � mdo đóZ R 1, với vòng đỉnh răng làd a 700mm, K xH 1, do đó theo công thức 6.1 và 6.1a, trang 91 và 93, [1]

 Như vậy  H     H => cặp bánh răng đảm bảo độ bền tiếp xúc

3.1.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

 Xác định số răng tương đương

 Theo bảng 6.14, trang 107, [1] với v = 1,92 m/s và cấp chính xác 9

 Áp dụng công thức 6.47, trang 109, [1]

Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp (bảng 6.15, trang

0 82 g  Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai lệch bước răng 1 và 2 (bảng 6.16, trang 107, [1])

 Hệ số dạng răng Y F theo bảng 6.18, trang 109, [1]

 Đối với bánh bị dẫn: Y F 4 3,6

    hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

Y        hệ số kể đến độ nghiêng của răng

 Áp dụng công thức 6.2 và 6.2a, trang 91 và 93, [1]

 Độ bền uốn tại chân răng

3.1.7 Ki m nghi m răng v quá t iể ệ ề ả

 Hệ số quá tải động cơ qt T max 2,2

 Áp dụng công thức 6.48, trang 110, [1] ứng suất tiếp quá tải

H max H K qt MPa H max MPa

Bảng 3.1: Thông số và kích thước bộ truyền

Chiều rộng vành răng b w 3 b w  5 131 mm b w 4 126 mm

Hệ số dịch chỉnh x 3 0 x 4 0 Đường kính vòng chia

 cos  Đường kính đỉnh răng d a 3  d 3 2m148,93 d a 4  d 4 2m497,13 Đường kính đáy răng d f 3  d 3 2.5m130,93 d f 4  d 4 2.5m479,13

C ẶP BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG CẤP NHANH

 Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế, ở đây chọn vật liệu 2 cặp bánh răng như nhau

 Theo bảng 6.1, trang 92, [1] ta chọn

 Bánh nhỏ (bánh chủ động): thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241…285 có

 Bánh lớn (bánh bị động): thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB192…240 có

3.2.2 Xác định ứng suất cho phép

 Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở

 Số chu kì làm việc trong điều kiện tải trọng thay đổi

� nên chọn N HE N HO để tính toán

 Suy ra K HL 1 K HL 2 K FL 1 K FL 1 1 Ứng suất cho phép

 Theo bảng 6.2, trang 94, [1] với thép C45 được tôi cải thiện ta có () Giới hạn mỏi tiếp xúc  Hlim 0 2HB70

Giới hạn mỏi uốn  Flim 0 1,8HB

    Ứng suất tiếp cho phép

  � � � � � � � �     Ứng suất uốn cho phép

 Tra bảng 6.2, trang 94, [1] ta có K FC 1 (do quay 1chiều);s F 1,75)

� � � � Ứng suất quá tải cho phép

F max ch MPa F max MPa

2.2.3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục

 Vì đây là HGT đồng trục 2 cấp nên a w 1 a w 2 315 mm

K   Trị số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng (bảng 6.7, trang 98, [1])

3.2.4 Xác định các thông số ăn khớp

 Theo bảng 6.8, trang 99, [1] chọn m n 4 mm

 Chọn sơ bộ góc nghiêng răng  15,21 0

 Công thức 6.31, trang 103, [1] số bánh răng nhỏ

 Số bánh răng lớnz 2 u z 1 2 30.3, 46 117,64  răng, lấy z 2 118

 Do đó tỷ số truyền thực

3.2.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

 Công thức 6.33, trang 105, [1] ứng suất tiếp xúc trên mặt răng của bộ truyền

Z  Mpa Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp (bảng 6.5, trang 96, [1])

Z H Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc (công thức 6.34, trang 105, [1])

 b Góc nghiêng răng trên hình trụ cơ sở

    cos cos 20,66 15,21 14, 27 o b acrtg t tg acrtg tg

 Bánh răng nghiêng không dịch chỉnh

15,21 t tw tg tg acrtg acrtg cos cos

 Với là góc profin răng và là góc ăn khớp

Hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng

 Hệ số trùng khớp dọc

 Hệ số trùng khớp ngang

 Áp dụng công thức 6.36c, trang 105, [1]

 Hệ số tải trọng khi tính tiếp xúc

 K H  1,07Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng (bảng 6.7, trang 98, [1])

 Áp dụng công thức 6.40, trang 106, [1] vận tốc vòng của bánh chủ động

  : Đường kính vòng lăn bánh chủ động 6,67 / v  m s theo bảng 6.13, trang 106, [1], dùng cấp chính xác 8 ta chọn

 Công thức 6.42, trang 107, [1], ta có

 H  Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp (bảng 6.15, trang107, [1])

0 61 g  Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai lệch bước răng 1 và 2 (bảng 6.16, trang 107, [1])

 Bề rộng vành răng b w a w  ba 0,4.315 126  mm

Với vận tốc v = 6,67 m/s, lớn hơn 5 m/s, ta tính được Z = 1,027 với cấp chính xác động học là 8 và cấp chính xác tiếp xúc là 7 Để đạt được độ nhám R_a = 1,25 μm, cần có Z_R = 1 Đồng thời, vòng đỉnh răng phải có đường kính d_a < 700 mm, với K_xH = 1 Theo công thức 6.1 và 6.1a, trang 91 và 93, [1].

 Như vậy  H     H => cặp bánh răng đảm bảo độ bền tiếp xúc

3.2.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

 Xác định số răng tương đương

 theo bảng 6.14, trang 107, [1] với v = 6,67 m/s và cấp chính xác 8,

 H  Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp (bảng 6.15, trang

0 61 g  Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai lệch bước răng 1 và 2 (bảng 6.16, trang107, [1])

 Hệ số dạng răng theo bảng 6.18, trang 109, [1]

 Đối với bánh bị dẫn:Y F 2 3,6

    hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

Y        hệ số kể đến độ nghiêng của răng

 Vớim n 4,  Y S 1, Y R 1  bánh răng phay K  , xF 1, d a 400 mm )

 Áp dụng công thức 6.2 và 6.2a, trang 91 và 93, [1]

 Độ bền uốn tại chân răng

3.2.7 Kiểm nghiệm răng về quá tải

 Hệ số quá tải max ,2 qt

 Áp dụng công thức 6.48, trang 110, [1] ứng suất tiếp quá tải

H max H K qt MPa H max MPa

Bảng 3.2 : Thông số và kích thước bộ truyền

TÍNH TOÁN CÁC CHI TIẾT MÁY

T ÍNH TOÁN TRỤC , THEN

Momen xoắn trên các trục:

 Qui ước các kí hiệu: k : số thứ tự của trục trong hộp giảm tốc

Thông số Giá trị đã tính

Chiều rộng vành răng b w 1b w 2 5 131 mm b w 2 126 mm

Hệ số dịch chỉnh x 1 0 x 2 0 Đường kính vòng chia 1 z 1 140,9 d m cos

Góc ăn khớp α w = 20,66 i xác định thứ tự các tiết diện trục, nơi lắp đặt các chi tiết tham gia truyền tải trọng Cụ thể, i = 0 và 1 đại diện cho các tiết diện trục lắp ổ, trong khi i = 2 đến s tương ứng với số lượng chi tiết quay, với s là tổng số chi tiết này.

: khoảng cách trục giữa các gối đỡ 0 và 1 trên trục thứ k

: khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện thứ i trên trục thứ k

: chiều dài mayo của chi tiết quay thứ i (lắp trên tiết diện i) trên trục k

: khoảng công-xôn trên trục thứ k, tính từ chi tiết thứ i ở ngoài hộp giảm tốc đến gối đỡ.

: chiều rộng vành bánh răng thứ i trên trục k

4.1.1 Chọn vật liệu và xác định sơ bộ đường kính trục:

Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 tôi với độ rắn HB từ 241 đến 285, có ứng suất bền σb đạt 850 MPa và ứng suất chịu kéo σch đạt 580 MPa, cùng với ứng suất xoắn cho phép [τ] là 30 MPa.

 Xác định sơ bộ đường kính trục thứ k : d k  3 0,2 T k   

 Tra bảng 10.2, trang 189, [1] ta chọn sơ bộ đường kính trục và bề rộng ổ lăn theo tiêu chuẩn :

(Tra bảng 1.7, trang 243, [1] ta chọnd dc 48mm)

 Vì trục I nối với động cơ qua khớp nối nên đường kính sơ bộ của trục 1 là

4.1.2 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực:

: khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay

: khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp

: khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ

: chiều cao nắp ổ và đầu bu-lông

Dựa vào bảng 10.3[1] và 10.4[1] ta tính được khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực như sau:

Từ công thức 10.10[1],10.11[1], trang 198, ta có:

 Chiều dài mayơ bánh răng:

12 1,2 1 ,5 1 1,2 1 ,5 40 48 60 l m  � d  �  � mm Chọn l m12 = 50 mm lm13 = (1,2÷1,5)d1 = (1,2÷1,5).40 = (48 ÷ 60) Chọn lm13 = 55 mm

33 31 c 33 208 121,5 329,5 l  l l    mm lc33 = 0,5(lm33 + b3)+ k3 +hn = 0,5(120 + 43) + 20 + 20 1,5mm

4.1.3 Lực bánh răng tác dụng lên trục (công thức 10.1, trang 184, [1])

 Cặp bánh răng cấp nhanh:

Lực hướng tâm: F r 1  F r 2  F t 1 cos tg  tw   4760,079 cos15,21 tg 20,66  1860,04   N

Lực dọc trục: F a 1F a 2 F tg t 1  4760,079 15,21 1294,177tg    N

 Cặp bánh răng cấp chậm:

Lực hướng tâm: F r 3  F r 4  F t 3 cos tg  tw   15810,07 cos15,21 tg 20,66  6177,92   N

Lực dọc trục:F a 3 F a 4 F tg t 3  15810,07 15,21 4298,46tg    N

Hình 4.1 Sợ đồ phân bố lực trên các trục:

4.1.5 Xác định lực tác dụng lên trục, đường kính các đoạn trục

Sơ đồ tính khoảng cách trục 1

 Tìm phản lực tại các gối đỡ (với M1 = Fa1 dw1/2 =1294,177 140,93/2

Tính phản lực tại 2 ổ lăn

Xét mặt phẳng oyz, ta có phương trình sau:

Xét mặt phẳng oxz, ta có phương trình sau:

 Xác định moment tương đương tại các tiết diện

Mômen uốn tương đương tại các tiết diện trục 1 là:

Theo công thức 10.15[1], 10.16[1] ta có:

Hình 4.2 Biểu đồ nội lực trục I

 Đường kính tại các tiết diện:

Từ công thức 10.17, trang 194,[1] ta có:

Vật liệu là thép 45 có σb = 850 MPa, đường kính trục sơ bộ là d1 = 40 mm, theo bảng 10.5, trang 195,[1] có [σ] = 61 MPa

 Chọn đường kính tiêu chuẩn: d10 = 40 (mm) ; d 11 45  mm ; d 12 50   mm ; d 13 45  mm

 Tìm phản lực tại các gối đỡ

Theo công thức 10.15[1], 10.16[1], trang 209, ta có:

Hình 4.3 Biểu đồ nội lực trục II

Tính đường kính trục tại các tiết diện j:

Vật liệu là thép 45 có σb 850 MPa, đường kính trục sơ bộ là d2 = 60 mm, theo bảng 10.5, trang 195,[1] có [σ] = 54 MPa

 Chọn đường kính tiêu chuẩn: d20 = d23` (mm) ; d 21  d 22  70   mm ;

 Tìm phản lực tại các gối đỡ

Theo công thức 10.15[1], 10.16[1], trang 194, ta có:

Tính đường kính trục tại các tiết diện j:

Vật liệu là thép 45 có σb = 850 MPa, đường kính trục sơ bộ là d3 = 90 mm, theo bảng 10.5, trang 195,[1] có [σ] = 51MPa

 Chọn đường kính tiêu chuẩn: d30 = d32(mm) ; d31= 95 (mm) ; d33 (mm)

4.1.6 Tính kiểm nghiệm độ bền mỏi của then

 Then chọn phải thoả mãn điều kiện cắt và dập theo công thức 9.1, trang 173[1] và 9.2, trang 173[1]:

Hình 4.4 Biểu đồ nội lực trục III

Khi σ và d τ không đáp ứng điều kiện cần thiết, chúng ta có thể tăng chiều dài mayơ l c m Nếu vẫn không đạt yêu cầu, có thể sử dụng 2 then đặt cách nhau 180 độ, giúp mỗi then có khả năng tiếp nhân 0,75T.

Với lt = (0,8÷0,9)lm, llv = lt – b

Trong tính toán trục, các thông số quan trọng bao gồm ứng suất dập (σd) và ứng suất cắt (τc) tính toán, được đo bằng MPa Đường kính trục (d) tính bằng mm và mômen xoắn (T) trên trục được tính bằng Nmm Các kích thước của then bao gồm chiều dài (lt), bề rộng (b), chiều cao (h) và độ dày (t) Ứng suất dập cho phép ([σd]) và ứng suất cắt cho phép ([τc]) cũng cần được xác định để đảm bảo an toàn trong thiết kế.

 Tính và chọn theo tiêu chuẩn ta có chiều dài then được cho trong bảng 9.1a[1]

Ta có bảng kiểm nghiệm then như sau:

Với tải trọng tĩnh, dạng lắp cố định:

Khi đó tất cả các mối ghép then đều đảm bảo yêu cầu về độ bền dập và độ bền cắt

Bảng 4.1 : Các thông số của then bằng Tiết diện T (Nmm) d b h t 1 t 2 l t  d  c

Các mặt cắt trên đều thỏa mản điều kiện bền dập và cắt

4.1.7 Tính kiểm nghiệm độ bền trục

Kiểm nghiệm trục về độ bền mõi:

 Với thép C45 tôi cải thiện  b  50MPa:

Các trục của HGT đều quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng do đó: max j , 0 aj j mj j б б M б

 Vì trục quay 1 chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động, do đó: max

 Điều kiện thỏa bền mỏi là:

  S  1,5 2,5 � : hệ số an toàn cho phép

S  j : hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp j σ 1 σdj aj σ mj б

S  j : hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp j τ 1 τdj aj τ mj

 Xác định các hệ số Kσdj và Kτdj đối với các tiết diện nguy hiểm: công thức 10.25, 10.26[1]: σ 1 1

Các trục được gia công bằng máy tiện cần đạt độ nhám Ra từ 2,5 đến 0,63μm ở các tiết diện nguy hiểm Hệ số tập trung ứng suất Kx theo bảng 10.8 trang 197 là 1,1.

 Không dùng các phương pháp tăng bề mặt nên Ky = 1

Ta dùng dao phay ngón để gia công rãnh then nên từ bảng 10.12 trang 199, [1]

Ta có: Kσ = 2,01, Kτ = 1,88 Độ bền tĩnh

Để ngăn ngừa hiện tượng biến dạng dẻo hoặc gãy của trục do ứng suất quá lớn hoặc tải trọng đột ngột, việc kiểm nghiệm trục theo điều kiện bền tĩnh là rất cần thiết.

 Công thức thực nghiệm có dạng :  td   2  3  2 �   

Tra các bảng 10.10 và 10.11, trang 198, [1] và tính toán các công thức trên ta đươc bảng sau

Bảng 4.2 Các thông số về độ bền mỏi

Ta thấy s � [ ] s =1,5…2,5 nên các tiết diện trục thỏa mãn điều kiện về độ bền mỏi.

TÍNH TOÁN Ổ LĂN

Thời gian làm việc: Lh = 16000 (giờ)

Số vòng quay n1 = 902,7 (vòng/phút)

 Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ A:

 Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ B:

Do α = 12 0 và Fa/Fr = 0,42…0,53 nên ta chọn ổ bi đỡ chặn

Tra bảng P2.12 trang 263, [1] ta có bảng sau

Bảng 4.4 Kích thước cơ bàn của ổ bi đỡ chặn cỡ nặng hẹp

Kí hiệu ổ d (mm) D (mm) b (mm) C (kN) C0 (kN)

 Hệ số e (theo bảng 11.4, trang 216, [1])

 Hệ số X, Y (chọn V =1 ứng với vòng trong quay)

Lực dọc trục tác động vào ổ A, B do lực hướng tâm gây ra

Tổng lực dọc trục tác động lên các ổ

 Tải trọng động qui ước: công thức 11.3, trang 214, [1]

Tải va đập nhẹ : kd = 1,2

Hệ số ảnh hưởng nhiệt độ (t o

Định dạng
Số trang	58
Dung lượng	1,68 MB