Thuyettrinh

CHÀO QUÝ THẦY CÔ VÀ CÁC BẠN

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Nhóm 2: Nguyễn Văn Cầu Lưu Duy Gân Nguyễn Anh Khoa

NỘI DUNG ĐỒ ÁN: Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng hai cấp theo các yêu cầu sau đây: Công suất trục dẫn P1=5,3 kw Số vòng quay trục dẫn n1=650 vòng Tỉ số truyền uh=16 Thời gian sử dụng 10000 giờ Bộ truyền quay 1 chiều Hệ số quá tải Kqt=2,1 Hộp giảm tốc khai triển u1=5,23 u2=3,06

Chế độ tải :

Bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc khai triển thường:

I.Tính toán thiết kế bánh răng: Chọn vật liệu: Bánh nhỏ: thép 50 thường hoá đạt độ rắn HB 179 ÷ 228 có Bánh lớn: thép 50 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 228 ÷ 255 có σ b1 = 640 MPa, σ ch1 = 350 MPa Bánh lớn: thép 50 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 228 ÷ 255 có σ b 2 = 700 − 800MPa, σ ch 2 = 530MPa Xác định ứng suất: Tra bàng 6.2 trang 94(tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1)

[σ H ] = (σ H0 lim / S H ) Z R ZV K xH K HL

chọn sơ bộ

Z R ZV K xH = 1 => [σ H ] = σ H0 lim K HL / S H

SH,SF :hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn .SH=1,1,SF=1,75.

σ H0 lim ,σ F0 lim : ứng suất tiếp xúc cho phép ứng và ứng suất uốn cho phép tính theo số chu kì cơ sở ; Chọn HB1=200, HB2=240

σ F0 lim = 1,8HB, S F = 1,75

σ H0 lim = 2.HB + 70 =>

σ H0 lim 1 = 2 HB1 + 70 = 2.200 + 70 = 470 MPa σ H0 lim 2 = 2 HB2 + 70 = 2.240 + 70 = 550 MPa

σ F0 lim1 = 1,8.200 = 360 MPa σ F0 lim 2 = 1,8.240 = 432 MPa

Hệ số tuổi thọ

K HL = mH

N HO N HE

2, 4 N HO = 30 H HB

K FL = mF

N FO N FE

NFO=4.106

NHO1=30.2402,4= 9,99.106 NHO2=30.2402,4= 15,48.106 mH, mF: bậc đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn. NHO,NFO: số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc và uốn. HHB: độ rắn Brinen. NHE: số chu kì thay đổi ứng suất tương đương. N HE

 T = 60c ∑ i  Tmax

3

  ni ti 

c:số lần ăn khớp trong 1 vòng quay lấy c=1 Ti: mômen xoắn ; ni: số vòng quay. ti: tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét.

3

 T  n N HE2 = 60.c. 1 ∑ ti ∑  i  t i / ∑ t i u1  Tmax  650 N HE2 = 60.1. 10000(13.0,2 + 0,83.0,5 + 0,33.0,3) = 33,9.10 6 > N HO2 5,23 => K HL2 = 1 Tương tự N HE1 > N HO1 => K HL1 = 1 K HL1 1 [σ H1 ] = σ H0 lim1 = 470. = 427,27 MPa SH 1,1 K HL2 1 0 [σ H 2 ] = σ H lim 2 = 550. = 500MPa SH 1,1

Cấp nhanh sử dụng răng nghiêng [σ H ] =

[σ H 1 ] + [σ H 2 ] 2

=

427,27 + 500 = 463,64 MPa < 1,25[σ H ]2 2

Tính ra NHE>NHO nênKHL=1 [σ H' ] = [σ H ] = 500 MPa Độ rắn mặt răng ≤ 350 nên mF=6 2

 T N FE = 60.c ∑  i  Tmax

mF

  ni ti 

N FE = 60.1.

(

=> K FL2 = 1 Tương tự K FL1 = 1 [σ F 1 ] =

σ H lim1 .K FC .K FL SF

KFC:hệ số xét đến đặt tải trọng KFC=1 khi đặt tải 1 phía (quay 1 chiều) => [σ H ] = 470.1.1 = 268,57 MPa 1

[σ H 2 ] =

)

650 .10000 16.0,2 + 0,86.0,5 + 0,36.0,3 = 24,30.10 6 > N FO 5,3

1,75

500.1.1 = 314,29 MPa 1,75

 Ứng suất uốn quá tải cho phép : HB ≤ 350 [σ F ]max = 2,8σ ch 2 = 2,8.530 = 1484 MPa

[σ F1 ]max = 0,8σ ch1 = 0,8.350 = 280 MPa [σ F2 ]max = 0,8σ ch 2 = 0,8.530 = 424 MPa

 Tính toán cấp nhanh :Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng  Xác định sơ bộ khoảng cách trục: T1 .K Hβ a w1 = K a (u1 + 1)3 [σ H ]2 u1Ψba Ka: hệ số phụ thuộc vật liệu cặp bánh răng và loại răng, bánh răng trụ răng nghiêng chọn Ka=43 Mpa1/3(bảng 6.5 trang 96 tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1). T1: momen xoắn trên bánh chủ động (Nmm). [σ H ] : ứng suất tiếp xúc cho phép. u1: tỉ số truyền

Ψba =

bw : hệ số chiều rộng vành răng; bw: chiều rộng vành răng. aw

K Hβ : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc. .

Bánh răng ko đối xứng H1,H2
Ψba = 0,3

K Hβ = 1,15 (bảng 6.7/98)

Ψbd = 0,53Ψba (u1 + 1) = 0,53.0,3.(5,23 + 1) = 1

(bảng 6.6)

P1 = 77869 Nmm n1 77869.1,15 aw1 = 43.(5,23 + 1)3 = 173,15mm 2 463,64 .5,23.0,3

T1 = 9,55.106

lấy aw1=173 mm Xác định các thông số ăn khớp: Môđun: m=(0,01 ÷ 0,02)aw1=1,73 ÷ 3,46 mm Theo bảng 6.8/99 chọn môđun pháp m=2,5 Chọn sơ bộ góc nghiêng β = 10 0 Số răng bánh răng nhỏ: Z1 =

2a w1 cos β 2.173.0,9848 = = 21,88 m(u1 + 1) 2,5.(5,23 + 1)

lấy Z1=22 răng Số răng bánh răng lớn: Z2=u1.Z1=5,23.22=115,06 lấy Z2=115 răng Z 115 = 5,23 Tỉ số truyền thực tế u m = 2 = Z1

22

cos β =

m( Z1 + Z 2 ) 2,5.(115 + 22) = = 0,99 2a w1 2.173

=> β = 8,1  Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng bộ truyền phải thoả mãn điều kiện: 0

σ H = Z M Z H Zε

2T1 K H (u1 + 1) ≤ [σ H ] 2 bwu1d w1

Theo bảng 6.5 vật liệu thép-thép chọn ZM=274(MPa)1/3 Ta có tgβ b = cos α t tgβ α = 20 0 góc profin gốc(TCVN1065-71) Răng nghiêng không dịch chỉnh  tgα   tg 20  α t = α tw = arctg   = arctg   = 20,3  0,99   cos β 

tgβ b = cos α t .tgβ = cos 20,3.tg 8,1 = 0,13 => β b = 7,4 0

ZH: hệ số hình dạng bề mặt tiếp xúc. ZH =

2 cos β b 2. cos 7,4 = = 1,745 sin 2α tw sin(2.20,3)

Ta có hệ số trùng khớp dọc: ε β = bw sin β (π .m) mà bw = ψ ba .a w1 = 0,3.173 = 51,9 nên sin 8,1 ε β = 51,9. εα =

3,14.2,5

= 0,93

1 1 = = 0,77 εα 1,69

Tính gần đúng

1   1 ε α = [1,88 − 3,2 + ]. cos 8,1 = 1,69 22 115  

 Đường kính vòng lăn bánh nhỏ: d w1 =

2a w1 2.173 = = 55,54mm u m + 1 5,23 + 1

Vận tốc vòng v=

πd w1n1 3,14.55,54.650 = = 1,89m / s 60000 60000

Bánh răng trụ răng nghiêng theo bảng 6.6/106 với v<4m/s chọn cấp chính xác là 9 tra bảng 6.14/107 với cấp chính xác 9 vận tốc v<2,5m/s chọn K Hβ = 1,13

a w1 vH = σ H g 0v u1

Tra bảng 6.16 với cấp chính xác 9 môđun m=2,5<3,55 chọn g0=73, với g0: hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bánh răng; tra bảng 6.15/107 ta có: δ H = 0,002 : hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp

173 = 1,588 5,23 KHv:hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp. → vH = 0,002.1,89.73

Ta có K Hv = 1 +

v H bw d w1

2T1 K Hβ K Hα

= 1+

7,58.51,9.55,54 = 1,01 2.77869.1,15.1,13

K Hα : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi đồng thời ăn khớp

Mặt khác: K H = K Hβ .K Hα .K Hv = 1,15.1,13.1,02 = 1,33 Mà

σ H = Z M Z H Zε

2T1 K H (u1 + 1) = 457,05MPa 2 bwu1d w1

σ H = 457,05 < [σ H ] = 463,64

 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

σ F1 =

2T1 K F Yε YF1 bw d w1 m

Theo bảng 6.7 K Fβ = 1,32 Theo bảng 6.14 với v<2,5 m/s và cấp chính xác 9 chọn K Hα = 1,37 Theo bảng 6.15 HB2<350 và răng nghiêng chọn δ F = 0,006 KF: hệ số tải trọng khi tính về uốn. Yε : hệ số kể đến sự trùng khớp Yβ : hệ số kể đến độ nghiêng của răng

YF1: hệ số dạng răng bánh răng chủ động 1 VF = δ F g 0 v

K FV = 1 +

a w1

= 0,006.73.1,89.

u1 VF bw d w1

2T1 K Fβ K Fα

= 1+

173 = 4,76 5,23

4,76.51,9.55,54 = 1,05 2.77869.1,37.1,32

=> K F = K Fβ K Fα K FV = 1,32.1,05.1,37 = 1,9 với ε α = 1,69, Yε = với

β = 8,1, Yβ = 1 −

1 = 0,59 εα

8,1 = 0,94 140

Số răng tương đương:

Z1 22 = ≈ 23 3 3 cos β cos 8,1 Z2 115 ZV1 = = ≈ 119 3 3 cos β cos 8,1 ZV1 =

Tra bảng 6.18 ta được YF1=4,YF2=3,6 với m=2,5mm YS=1,08-0,0695ln(2,5)=1,02 KxF=1 (da < 400 mm), YR=1 (bánh răng phay) Ứng suất tiếp xúc cho phép theo cấp chính xác động học: [σ F1 ] = [σ F1 ]YRYS K xF = 268,57.1.1,02 = 273,94MPa

[σ F2 ] = [σ F2 ]YRYS K xF = 314,29.1,02.1 = 320,58MPa

σ F1 =

2.T1 K F Yε .Yβ .YF 1 bw .d w1 .m

=

2.77869.1,9.0,59.0,94.4 = 91,09 MPa 51,9.55,54.2,5

σ F 1 = 91,09 MPa < [σ F 1 ] = 273,94MPa σ Y 91,09.3,6 σ F 2 = F1 F 2 = = 81,98MPa YF 1 4 σ F 2 < [σ F 2 ]

 Kiểm nghiệm răng về quá tải: Kqt=2,1 σ H max = σ H K qt = 440,6. 2,1 = 638, ,29 MPa σ H max < [σ H max ] = 1284 MPa σ H : ứng suất tiếp xúc cho phép với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về tiếp xúc là 8,gia công đạt độ nhám Ra=2,5…1,25 µm

da<700mm, kxH=1, v=1,89 m/s <5 m/s, ZV=1

[σ H ] = [σ H ]ZV Z R K xH = 463,64.1.0,95.1 = 440,46 MPa [σ H ] < [σ H ]max = 1484MPa

σ F 1max = σ F 1 .K qt = 91,09.2,1 = 191,50 Mpa < [σ F 1 ]max = 280MPa σ F 2 max = σ F 2 .K qt = 81,98.2,1 = 171,97. MPa < [σ F 2 ]max = 424MPa

 Các thông số và kích thước bộ truyền cấp nhanh: Khoảng cách trục: aw1=173 mm . Môđun pháp: m=2,5 mm. Chiều rộng vành răng: bw=51,9 mm . Tỉ số truyền: um=5,23. 0 Góc nghiêng răng: β = 8,1 Số răng bánh răng: Z1=22 răng, Z2= 115 răng Hệ số dịch chỉnh x1=0, x2=0.

Đường kính vòng chia: mZ1 2,5.22 = = 55,56mm cos β 0,99 mZ 2 2,5.115 d2 = = = 290,4 cos β 0,99 d1 =

Đường kính đỉnh răng: da1=d1+2.m=60,56mm da2=d2+2.m=295,4mm Đường kính đáy răng df1=d1-2,5.m=49,31mm df2=d2-2,5.m=284,15mm  Tính bộ truyền cấp chậm:Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng  Xác định sơ bộ khoảng cách trục: T2 K Hβ a w 2 = K a (u 2 + 1)3 [σ ] 2 u 2ψ ba Với răng nghiêng, vật liệu thép-thép chọn Ka=43(bảng 6.5) bảng 6.6 chọn ψ ba = 0,4 ψ bd = 0,53ψ ba (u 2 + 1) = 0,53.0,4.(3,06 + 1) = 0,86 K Hβ = 1,05 (sơ đồ 5)

Tính đến tổn thất do ma sát trên răng ở cấp nhanh (η = 0,96) và tổn thất trên 1 cặpổ lăn (η = 0,99) .Công suất trên bánh chủ động cấp chậm: P2=0,96.0,99.5,23=4,97KW T2 =

9,55.106.4,97 = 381899 MPa 650 / 5,23

a w2 = 43(3,06 + 1)3

381899.1,05 500 2.3,06.0,4

a w 2 = 190,29mm

Lấy aw2=190 mm  Xác định các thông số ăn khớp: m = (0,01 ÷ 0,02).a w 2 m = 1,9...3,8mm

Theo quan điểm thống nhất hoá trong thiết kế chọn môđun tiêu chuẩn bánh răng cấp chậm bằng môđun cấp nhanh m=2,5mm. chọn sơ bộ β = 10 → cos β = 0,9848 số răng bánh nhỏ: 0

Z1 =

2.aw 2 . cos β 2.190.0,9848 = = 36,86 m( u 2 +1) 2,5.(3,06 +1)

chọn Z1=37 răng Z2=u2.Z1=3,06.37=113,22 chọn Z2=113 răng

tỉ số truyền thực tế um=113/37=3,05

2,5(113 + 37) = 0,9868 2.190 → β = 9,30 cos β =

Góc ăn khớp: cos α tw =

Z t m cos α (34 + 104).2,5. cos 20 = = 0,85 2a w 2 2.190

→ α tw = 31,79 0

tgβ b = cos α tw .tgβ = 0,85.tg 9,3 = 0,14 → β b = 7,9 0 Z  Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: ε

σ H = Z M .Z H Z ε .

2T2 K H ( u 2 + 1) bw .u 2 .d w2 2

với: - ZM:hệ số xét đến ảnh hưởng cơ tính vật liệu. - ZH:hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc. - Z ε :hệ số kể đến sự trùng khớp của răng - KH:hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc. - bw:chiều rộng vành răng. - dw:đường kính vòng chia của bánh chủ động.

Theo bảng 6.5 ta có ZM=274Mpa1/3 ZH =

2 cos β b 2 cos 7,9 = = 1,33 sin 2a wt sin( 2.31,79)

ε α = [1,88 − 3,2( Zε =

1 = 0,76 εα

1 1 1 1 + )] cos β = [1,88 − 3,2( + )0,99 = 1,74 Z1 Z 2 37 114

Đường kính vòng lăn bánh nhỏ

2a w 2 2.190 = = 93,6mm u 2 + 1 3,06 + 1 π .d w 2 .n1 3,14.93,6.650 v= = = 0,61m / s 60000 5,23.60000 d w2 =

với v=0,61m/s theo bảng 6.13 chọn cấp chính xác 9,go=73 do răng nghiêng δ H = 0,002 aw2 ν H = δ H .g 0 .v. u2

νH

190 = 0,002.73.0,61. = 0,7 3,06

K HV

ν H .bw .d w 2 = 1+ 2T2 .K Hβ .K Hα

K HV = 1 +

0,7.0,4.190.93,6 = 1,01 2.381899.1,13.1,05

K H = K HV .K Hα .K Hβ = 1,05.1,01.1,13 = 1,2 →σH =

2.381899.1,2.(3,06 + 1) .274.0,76.1,33 = 374,3MPa 2 76.3,06.(93,6)

V=0,61 m/s, ZV=1, cấp chính xác 9 chọn cấp chính xác về tiếp xúc là 9, gia công đạt độ nhám Rz=10…40 µm .Do đó ZR=0,9, da<700mm, KxH=1 [σ H ] = [σ H' ].Z V .Z R .K xH = 500.1.1.0,9 = 450 MPa > σ H  Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn: bảng 6.7 chọn K Fβ =1,05 với v<2,5 m/s và cấp chính xác 9 chọn K Hα = 1,13, K Fα = 1,37

ν F = δ F .g 0 .v.

aw 2 u2

Theo bảng 6.15 ta có ; g0 = 73 δ F = 0,006

ν F = 0,006.73.0,61. K FV = 1 +

190 = 2,11 306

ν F .bw .d w 2 2,11.76.93,6 = 1+ = 1,01 2.T2 .K Fα .K Fβ 2.381899.1,05.1,37

K F = K Fβ .K FV .K Fα = 1,05.1,37.1,01 = 1,45 ε α = 1,74 ⇒ Yε =

1 = 0,58 1,74

β = 9,30 ⇒ Yβ = 1 −

9,3 = 0,93 140

Số răng tương đương: Z v1 =

Z1 37 = = 38,13 cos 3 β 0.99 3

chọn Zv1=38 răng Z v2 =

Z2 113 = = 116,46 3 3 cos β 0.99

chọn Zv2=116 răng Tra bảng 6.18 ta được YF1=3,7, YF2=3,6 Ys=1,08-0,0695ln(2,5)=1,02 da<400 mm, KxF=1, YR=1 (bánh răng phay)

[σ F1 ] = [σ F1 ].YR .YS .K xF = 273,94MPa [σ F 2 ] = [σ F 2 ].YR .YS .K xF = 320,58MPa Thay các giá trị vừa tính được vào công thức:

σ F1 =

2T2. K F .Yε .Yβ YF 1

bw .d w 2 .m 2.381899.1,45.0,55.0,94.3,7 σ F1 = = 119,13MPa < [σ F 1 ] = 273,94 MPa 76.93,6.2,5 σ F 2 = σ F1

YF 2 3,6.122,33 = = 119,02MPa < [σ F 2 ] = 320,58MPa YF 1 3,7

 Kiểm nghiệm răng về quá tải: Kqt=2,1 . ' σ H 1max = σ H . K qt = 500. 2,1 = 724,56 MPa < [σ H ]max = 1484 MPa σ F 1 max = σ F 1 .K qt =119,13.2,1 = 250,17 MPa < [σ F 1 max ] = 280 MPa σ F 2 max = σ F 2 .K qt = 118,89.2,1 = 243,37 MPa < [σ F 2 max ] = 424MPa Các thông số và kích thước bộ truyền cấp chậm - Khoảng cách trục: aw2=190 mm. - Môđun: m=2,5 mm. - Chiều rộng vành răng: bw=76 mm. - Góc nghiêng β = 9,30

- Số răng bánh răng: Z1=37 răng, Z2=113 răng. - Đường kính chia:

d 3 = m.Z1 / cos β = 2,5.37 / 0,99 = 93,43mm d 4 = m.Z 2 / cos β = 2,5.113 / 0,99 = 285,35mm - Đường kính đỉnh răng da3=d3+2m=98,43 mm. da4=d4+2m=290,35 mm. - Đường kính đáy răng: df3=d3-2,5m=87,18 mm. [τ ] = 12...20 df4=d4-2,5m=279,1 mm. Mpa.

II. Tính toán thiết kế trục: Chọn vật liệu : Thép 45 tôi cải thiện có σ b = 750 Mpa, ứng suất xoắn cho phép [τ ] = 12...20 Mpa. Xác định sơ bộ đường kính trục: đường kính trục thứ k với k=1..3

dk = 3

Tk 0,2[τ ]

T1=77869 Nmm [τ ] = 15 Mpa → d1 ≥ 3

→ d2 ≥ 3

77869 = 29,61 0,2.15

lấy d1=30 mm

381899 = 50,3 lấy d2=50 mm 0,2.15

η = η br .η a = 0,96.0,99 = 0,95

T3=T1. η 2 .u1 .u 2 =1124695 Mpa → d3 ≥ 3

1124695 = 72,1 0,2.15

lấy d3=70 mm

Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực: Chọn k1= 12 mm: khoảng cách giữa các chi tiết máy hoặc từ mút chi tiết máy đến thành trong hộp. k2=10 mm: khoảng cách tử mặt mút ổ đến thành trong hộp. k3=15 mm: khoảng cách từ mặt mút chi tiết quay đến nắp ổ. h=15 mm: chiều cao nắp ổ và đầu bulông. chiều dài moayơ bánh xích, bánh răng, nối trục: lmx=(1,2..1,5)d3=(1,2..1,5).70=84..105 chọn lmx=100 mm lmnt=(1,4..2,5).d1=(1,4..2,5).30=42..75 chọn lmnt=50 mm

lm22=lm12=(1,2..1,5)d2=(1,2..1,5).40=48..60 với bw1=bw2=48 mm nên ta lấy lm22=lm12=48 mm với bw3=bw2=60 mm nên ta lấy lm23=lm32=60 mm Khoảng cách l trên trục, xác định khoảng cách các gối đỡ và các điểm đặt lực: l22=0,5(lm22+b02)+k1+k2=57,5 mm l23=l22+0,5(lm22+lm23)+k1=123,5 mm l21=lm22+lm23+3k1+2k2+b02=187 mm lc12=0,5(lmnt+b01)+k3+hn=84,5 mm lc13=0,5(lmx+b03)+k3+hn=97,5 mm Sơ đồ đặt lực

với: Ft: lực vòng; Fr: lực hướng tâm; Fa: lực dọc trục. Trục 1: Sơ đồ đặt lực, biểu đồ momen trục vào hộp giảm tốc khai triển thường:

Phương trình cân bằng các lực theo phương oy:  ΣY = − Fy12 + Fr1 − Fy11 = 0   ΣM 1 = Fy12 (l 21 + l 22 ) − Fr1l 22 − Fa1 .d 1 / 2 = 0

→ Fy12 =

Fr1l22 + Fa1d1 / 2 = 288,96 N l21 + l22

Fy11 = 747,04 N

Phương trình cân bằng các lực theo phương ox: ΣX = Fx12 − Ft1 + Fx11 = 0  ΣM 1 = Fx12 (l 21 + l 22 ) − Ft1l 22 = 0 Fx12 =

Ft1l 22 = 659,43 N l 21 + l 22

Fx11=2144,6 N Mômen uốn tổng tại các tiết diện trên trục: 2

2

M 1 j = M x1 j + M y1 j Mômen tương đương tại các tiết diện trên trục: 2

M td 1 j = M 1 j + 0,75T1 j

2

Đường kính trục tại chỗ lắp bánh răng: d≥

3

M tdj 0,1[σ ]

[σ ] : là ứng suất cho phép để chế tạo trục chọn thép CT6 với d1=30 mm [σ ] = 63Mpa

Tại điểm 3: Mux=Ft1.l21=2804.187=524348 Nmm Muy=Fr1l21+Fa1d1/2=204618,6 Nmm M u 3 = 524348 2 + 240618,6 2 = 576921Nmm T3=T1=77869 M td 3 = 5769212 + 0,75.77869 2 = 580849 Nmm

Đường kính tại chỗ lắp bánh răng trục 1 điểm 3: d13 ≥ 3

M td 3 = 45,17 mm 0,1[σ ]

Tại điểm 1: Mux=0 Muy=0 T=T1=77869 Nmm Mu1=0 Mtd1=67427 Nmm d11 ≥ 3

67437 = 22,03mm 0,1.63

kết hợp đường kính sơ bộ trục 1 để đồng bộ lắp ổ bi ta chọn đường kính điểm 2 bằng đường kính điểm 1 ta có d11=d12=35 mm, d13=36 mm Trục 2: Sơ đồ đặt lực, biểu đồ momen trục trung gian hộp giảm tốc khai triển thường:

Phương trình cân bằng các lực theo phương oy: ΣY = Fy 23 + Fy 21 − Fr 2 + Fr 3 = 0  ΣM D = Fa 3 .d 3 / 2 − Fr 3l 22 + Fr 2 (l 21 − l 22 ) − Fa 2 d 2 / 2 − Fy 23l 21 = 0

Fy23=82,16 N Fy21=-590,3 N Fy21 có chiều ngược lại Phương trình cân bằng các lực theo phương ox

ΣX = Fx 23 + Ft 2 − Ft 3 + Fx 21 = 0  ΣM D = − Fx 23 .l 21 − Fr 3l 22 + Fr 2 (l 21 − l 22 ) − Fa 2 d 2 / 2 + Fa 3 d 3 / 2 = 0 Fx 23 = 82,16 N Fx 21 = 1246,4 N

Mômen uốn tổng tại các tiết diện trên trục: 2 2 M 1 j = M x1 j + M y1 j Mômen tương đương tại các tiết diện trên trục: 2

M td 1 j = M 1 j + 0,75T1 j

2

Đường kính trục tại chỗ lắp bánh răng: M tdj 3 d≥ 0,1[σ ]

Tại điểm 3: Mux=0 Muy=0 T3=0 Mu3=0 Mtd3j=0 Tại điểm 1: Mux=0 Muy=0 T1=0 Mu1=0 Mtd1j=0 Tại điểm 2’: Mux=Ft2l22=161230 Nmm Muy=Fa2d2/2+Fr2l22=117515 Nmm T2’=T2=381899 Nmm

M u 2' = 161230 2 + 1175152 = 199512 Nmm M td 2 ' = 199512 2 + 0,75.381899 2 = 386251

d 22 ' ≥ 3

M td 2' = 42,59mm 0,1[σ ]

với [σ ] =50 Mpa, d2=40mm thép CT6. Tại điểm 2: Mux=Ft3(l21-l22)=535172 Nmm Muy=Fa3d3/2+Fr3(l21-l22)=227437 Nmm T=T2=381899 Nmm M u 2 = 535172 2 + 227437 2 = 581549 Nmm M td 2 = 5814952 + 0,75.381899 2 = 668971Nmm

d 22 ≥ 3

M td 2 = 51,15mm 0,1[σ ]

kết hợp đường kính sơ bộ trục 2 d22=d22’=55 mm d21=d23=50 mm Sơ đồ đặt lực, biểu đồ momen trục ra hộp giảm tốc khai triển Trục 3: thường:

Phương trình cân bằng các lực theo phương oy:  ΣY = Fy 31 − Fr 4 + Fy 32 = 0   ΣM K = −Fy 31.187 − Fa 4 d 4 / 2 + Fr 4123,5 = 0

Fy31=1469 N Fy32=75,1 N Phương trình cân bằng các lực theo phương ox:

ΣX = − Fx 31 + Ft 4 + Fx 32 = 0  ΣM K = Fx 31 .187 − Ft 4123,5 = 0 Fx 31 = 2729,3 N Fx 32 = 1403 N Tại điểm 1: Mux=0 Muy=0 T3=1124655 Mpa M td 1 = 0,75.11246552 = 973980 Nmm

d 31 ≥ 3

M td 1 = 57,97 mm 0,1[σ ]

Tại điểm 2: Mux=0 Muy=0 T2=0 Mu2=0 Mtd2=0 Tại điểm 3: Mux=Ft4.63,5=262420 Nmm Muy=Fa4d4/2+Fr463,5=181966 Nmm M u 3 = 262420 2 + 181966 2 = 319337 Nmm M td 3 = 319337 2 + 0,75.11246552 = 1024994 Nmm

d 33 ≥ 3

M td 3 = 58,96mm 0,1[σ ]

Với d3=70 mm [σ ] =50 Mpa kết hợp d3>72,1 mm chọn d33=75 mm. d31=d32=76 mm

Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi:do trục 2 là trục chịu nhiều moment nên ta kiệm nghiệm trục 2: Tại điểm 2: Kết cấu trục thiết kế được phải thỏa mãn điều kiện

s = sσ .sτ / sσ2 + sτ2 > [ s ] Trong đó : [ s ] là hệ số an toàn cho phép ; [ s ] = 1,5...2,5 khi cần tăng độ cứng thì [ s ] = 2,5...3 sσ , sτ : là hệ số an toàn chỉ xét riêng cho trường hợp ứng suất pháp hoặc ứng suất tiếp , được tính theo công thức sau đây: σ −1 τ −1 sσ = sτ = kσ .σ a + ψ σ .σ m kτ .τ a + ψ σ .τ m ; Trong đó : σ −1 ,τ −1 là giới hạn mỏi uốn và ` σ −1 = 0,436σ b τ −1 = 0,58σ −1 σ a ,τ a , σ m ,τ m là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện xét. Xác định các thành phần trong công thức : Tra bảng 10.5 (trang 195) σ b = 750 MPa → σ −1 = 0,436.750 = 327 MPa Do trục quay , ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng : 668971.32 σ m = 0 σ a = σ m = M /W = = 41MPa 3 π .55

Với W = πd 3 / 32 Hệ số tập trung ứng suất khi uốn : K σ = ( K σ / ε σ + K x − 1) / K y Phương pháp gia công là tiện Ra = 2,5….0,63 µm Tra bảng 10.11 trang 198 ⇒ K σ / ε σ = 2,75 Từ bảng 10.10 với d = 55 mm , ε σ = 0,8 Tra bảng 10.9 trị số hệ số tăng bền tăng bền Ky =1,7,kx=1,1 thay số ta được K σ = (2,75 + 1,1 − 1) / 1,7 = 1,7 sσ = 327 / 1,7.41 = 4,7 Tương tự ta tính được Với τ −1 = 190 MPa τ m = τ a = T / 2W =

sτ

38899.16 = 5,9 3 2.π .55

Với W = 2.π .60 3 / 16 K τ = ( K τ / ε τ + K x − 1) / K y =(2,6+1,1-1)/1,7 = 1,6 sτ = 190 / 1,6.5,9 = 20,13

Thay số vào công thức kiểm nghiệm : s = sσ .sτ / sσ2 + sτ2 = 4,7.20,13 / 4,7 2 + 20,13 2 = 4,6 > [ s ] = 3

Trục thỏa mãn độ bền mỏi.

 Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh: Điều kiện trục thõa mãn về độ bền tĩnh: σ td = σ 2 + 3τ 2 < [σ ] Trong đó σ = M max /(0,1.d 3 ) = 581495 /(0,1.55 3 ) = 35MPa τ = Tmax /(0,2.d 3 ) = 381899 /(0,2.55 3 ) = 11,5MPa [σ ] = 0,8.σ ch = 0,8.450 = 360MPa Thay số ta được σ td = 35 2 + 3.11,5 2 = 40 MPa < [σ ] = 272 MPa Trục thỏa mãn độ bền tĩnh. Tại điểm 2’ : Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh: 2 2 Điều kiện trục thõa mãn về độ bền tĩnh: σ td = σ + 3τ < [σ ] Trong đó σ = M max /(0,1.d 3 ) = 581495 /(0,1.55 3 ) = 35MPa τ = Tmax /(0,2.d 3 ) = 381899 /(0,2.55 3 ) = 11,5MPa

[σ ] = 0,8.σ ch = 0,8.450 = 360MPa

Thay số ta được σ td = 35 2 + 3.11,5 2 = 40MPa < [σ ] = 272 MPa Trục thỏa mãn độ bền tĩnh

Kết cấu trục thiết kế được phải thỏa mãn điều kiện

s = sσ .sτ / sσ2 + sτ2 > [ s ] Trong đó : [ s ] là hệ số an toàn cho phép ; [ s ] = 1,5...2,5 khi cần tăng độ cứng thì [ s ] = 2,5...3 sσ , sτ : là hệ số an toàn chỉ xét riêng cho trường hợp ứng suất pháp hoặc ứng suất tiếp , được tính theo công thức sau đây: σ −1 τ −1 sσ = sτ = kσ .σ a + ψ σ .σ m kτ .τ a + ψ σ .τ m ; Trong đó : σ −1 ,τ −1 là giới hạn mỏi uốn và ` σ −1 = 0,436σ b τ −1 = 0,58σ −1 σ a ,τ a , σ m ,τ m là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện xét. Xác định các thành phần trong công thức : Tra bảng 10.5 (trang 195) σ b = 750 MPa → σ −1 = 0,436.750 = 327 MPa Do trục quay , ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng : 668971.32 σ m = 0 σ a = σ m = M /W = = 41MPa 3 π .55