Đồ án Chi tiết máy thiết kế hệ dẫn động băng tải

đồ án chi tiết máy THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI Chương 1 :CHọN Động cơ và phân phối tỉ số truyền Công suất làm việc : Nlv = = =2,7 kW Công suất cần thiết :Nct = kW Với - Hiệu suất truyền động. Theo bảng 2.3 ta chọn được : = kn . ol. br . 2ol . x =0,99 . 0,99 . 0,95 . 0,992 .0,95 = = 0,87 Vậy công suất cần thiết : Nct = = 3,1 kW Số vòng quay của trục tang : nlv = = = 82 v/ph Tra bảng 2.4 ta chọn Ubr = 4 , Ux = 4 Số vòng quay cần thiết của động cơ : nct = nlv . Ubr . Ux = 82 .16 = 1312 v/ph Từ Nct = 3,1 kW và nct = 1312 v/ph tra bảng phụ lục P1.12 ta chọn loại động cơ K132S4 các thông số như sau: Ndc = 4 kW ; ndc = 1445 v/ph Tỉ số truyền thực của hệ dẫn động : Ut = = = 17,6 Phân tỉ số truyền của hệ dẫn động : Ut = Ubr . Ux = 17,6 Chọn Ux= 4 vậy Ubr = = 4,4 3. Xác định công suất, mômen và số vòng quay trên các trục Trên trục 1 N1 = Nct . kn . ol = 0,99 . 3,1. 0,99 = 3,03 kW n1 = ndc = 1445 (v/ph) T1 = 9,55 . 106 . = 9,55 . 106 . = 20025Nmm Trên trục 2 N2 = N1 . br . ol = 3,03 . 0,95 . 0,99 = 2,85 kW n2 = = = 328 v/ph T2 = 9,55 . 106 . = 9,55 . 106 . = 82980 Nmm Trên trục 3 N3 = N2 . x . ol =2,85 . 0,95 . 0,99 = 1,35 kW n3 = = = 82 (v/ph) T3 = 9,55 . 106 . = 9,55 . 106 . = 157225,6 Nmm Kết quả tính toán được ghi vào bảng sau Trục Thông số Động cơ 1 2 3 Công suất N , kW 4 3,03 2,85 1,35 Tỉ số truyền U 1 4,4 4 Số vòng quay n,vg/ph 1445 1445 328 82 Mômen xoắn T, Nmm 20025 82980 157225,6 chương 2 : thiết kế bộ truyền xích Các thông số thiết kế N2 = 2,85 kW n2 = 328 v/ph Ux= 4 Bộ truyền làm việc 1 ca Đặc tính làm việc : êm Góc ngiêng đường tâm đĩa xích = 0 2.1.Chon loaị xích Do tải trọng nhỏ , vận tốc thấp nên ta chọn xích con lăn 1 dãy 2.2. Xác định các thông số của xích và bộ truyền Công suất cần truyền cho 1 bên tải P2= = 1,425 kW Do Ux= 5 theo bảng 5.4 ta chọn số răng đĩa nhỏ : Z1= 23 ( răng) Số răng đĩa lớn :Z2 = 23 . 4 = 92 < Zmax = 120 ( răng) đối với xích ống Tỷ số truyền thực : Ut = = 5 Công suất tính toán : Pt = N2 . k . kz . kn Hệ số răng : kz = = = 1,087 Hệ số vòng quay : kn = = = 1,22 ( chọn n01= 400 – Bảng 5.5 ) k = ko . ka . kdc . kd . kc . kbt ko= 1( Bộ truyền nằm ngang) Lấy a= 40p p: bước xích ; a: khoảng cách trục ka = 1 ( do a= 40p) kd = 1 (làm việc êm) kc= 1 (bộ truyền làm viêc 1 ca) Bộ truyền có vận tốc không lớn , tải trọng nhỏ nên dùng hình thức bôi trơn nhỏ giọt : 4- 10 giot/ phút , môi trường làm việc có bụi . Do đó : chọn kbt = 1,3 ( bảng 5.7 - sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí T.1) kdc= 1 (Vị trí trục được điều chỉnh bằng 1 trong các đĩa xích ) Như vậy k = 1 .1 . 1. 1. 1. 1,3= 1,3 Vậy Pt = 1,425 . 1,3 . 1,087 .1,22 = 2,5 kW Theo bảng 5.5 ( sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí T.1) : n01= 400 v/ph , Pt = 2,5 kW , vận tốc bộ truyền nhỏ , tải nhỏ nên chọn bộ truyền xích 1 dãy có p = 15,875 mm có [P] = 3,72 kW. Vậy xích được chọn thỏa mãn điều kiện bền mòn : Pt < [P] = 3,72 kW Khoảng cách trục: a = 40p = 40 . 15,875 = 635 (mm) . Số mắt xích X = + 0,5 . (Z1+ Z2 ) + (Z1 - Z2)2 .p /( 4 .2 . a) = =2 .40 + 0,5( 23+ 92) + = 140 Lấy số mắt xích chẵn X = 140 Xác định chính xác khoảng cách trục : a = 0,25p . = 630,73 Để xích không chịu lưc căng quá lớn , giảm a 1 lượng : = 0,003 . 630,73 = 1,89 (mm) Vậy a= 630,73– 1,89 = 628,84 (mm) a = 629(mm) Số lần va đập của xích i = = 23 .328/( 15.140) = 3,6 <[ i] = 50 ( Bảng 5.9) 2.3. Đường kính đĩa xích : Đường kính vòng chia Đường kính vòng đỉnh răng da1 = p[0,5 + cotg(p/Z1)] = 15,875[ 0,5 + cotg(p/23)] = 123,5 mm. da2 = p[0,5 + cotg(p/Z2)] = 15,875[ 0,5 + cotg(p/92)] = 473,08 mm. - Đường kính vòng đáy : Bán kính đáy : r = 0,5025.d1 + 0,05 = 0,5025.10,16 + 0,05 = 5,16 Tra bảng 5.2 có d1 =10,16 df1 = d1- 2r = 116,64– 2.5,16 = 106,32 mm. df2 = d2- 2r = 466,56 – 2.5,16 = 456,24 mm. 2.4.Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích . 2.4.1.Đĩa nhỏ . CT 5.18 : sH1 = 0,47. - Ft = 1000.P/v; v = = = 2 m/s ; ị Ft = 1000.1,425/ 2 = 755N . Z1 = 23. Tra bảng trang 87 tập 1: kr = 0,44 E = 2,1.105 MPa. Tra bảng 5.12 : A = 51,5 mm2. kd = 1(xích 1 dãy). Hệ số tải trọng động : Kd = 1 (Tra bảng 5.6). Fvđ = 13.10-7.n1.p3.m = 13.10-7. 328 . 15,8753 . 1= 1,71 N. đ sH1 = 0,47= 550 MPa. ị Chọn vật liệu làm đĩa xích là thép CT45, tôi cải thiện , đạt độ rắn HB200, ứng suất tiếp xúc cho phép [sH] = 590 MPa đ Đảm bảo độ bền tiếp xúc đĩa xích nhỏ . 2.4.3.Xác định lực tác dụng lên trục . Fr = kx.Ft = 1,15.755 = 868,25N. (Do bộ truyền nằm ngang nên lấy kx = 1,15). 2.4.4.Các thông số bộ truyền xích (xích con lăn). - Số răng đĩa xích : Z1 = 23 ; Z2 = 92. - Tỷ số truyền : u = Z2/Z1 = 92/23 = 4 . - Bước xích : p = 15,875. - Khoảng cách trục : a = 629mm. - Đường kính vòng chia : d1 = 116,64mm. d2 = 466,56 mm. -Đường kính vòng đỉnh : da1 = 123,5 mm. da2 = 473,08 mm. - Đường kính vòng đáy : df1 = 106,32 mm. df2 = 456,24mm. CHƯƠNG 3: thiết kế bộ truyền bánh răng . Các thông số thiết kế : P1 = 3,03 kw. n1 = 1445 v/p. ubr= 4,4. tồ = 21000 h. Số ca làm : 1 ca ĐK làm việc : làm việc êm,có dầu bôi trơn. 3.1.Chọn vật liệu : Theo bảng 6.1 : Chọn bánh nhỏ làm vật liệu là thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241.. 285 có : sb = 850 MPa . sch =580 MPa . Bánh răng lớn làm bằng vật liệu thép C45 tôi cải thiện co độ rắn HB 192.. 240; sb = 750 MPa . sch =450 MPa . 3.2.Xác định các ứng suất cho phép . 3.2.1.[sH]. [sH] = . ZR.ZV.KXh .kHL =.YR.YS.KXf.KFC.KFL Tra bảng 6.2 ị s0Hlim = 2HB + 70 ; s0Flim = 1,8HB Chọn : HB1=245 ; HB2=230 ị s0Hlim1 = 560 MPa ; s0Hlim2 = 530 MPa s0Flim1 = 441 mPa ; s0Flim2 = 414 MPa KHL : KHL= (mH=6) NHO=30HB2,4đ NHO1=30.2452,4 =1,6.107; NHO2=30.2302,4 =1,39.107. Tải tĩnh : NHE = NFE = 60.c.n.tồ ị NHE1= 60.1. 1445 .21000 = 182.07.107 NHE2= 60.1.328 .21000 = 41,33.107 . Vì : NHE1 > NHO1 ; NHE2 > NHO2 . Nên ta chọn kHL1= kHL2= 1. Chọn sơ bộ: ZR.ZV.KXh=1 YR.YS.KXf=1 [sH] = .kHL [sF] = .KFL. KFC Tra bảng 6.2 ta có SF = 1,75; SH = 1,1 Do đó : [sH1] = 560. 1/ (1,1) = 509 MPa [sH2] = 530.1/1,1 = 481,8 Mpa Do đây là bánh răng côn thẳng : [sH] = [sH2] = 418,8 MPa Do NFE1 > NFO NFE2 > NFO KFL2 = KFL1 = 1 ; Bộ truyền quay 1 chiều => KFC =1 Do đó : [sF]1= .1.1=252 MPa; [sF]2= .1.1=236,5 MPa. Ưng suất quá tải cho phép : [sF]1max= 0,8.sch1 = 0,8 .580 = 464 MPa [sF]2max=0,8.sch2 = 0,8.450 = 360 MPa. [sH]MAX = 2,8 .sch2 = 2,8 .450 = 1260 MPa. 3.3Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền. 3.3.1.Xác định sơ bộ chiều dài côn ngoài . Công thức thiết kế có dạng : Re=KR.. (CT 6.52a). KR=0,5.Kd=0,5.100=50 MPa1/3 (Lấy Kđ=100 MPa1/3). DoUbr = 4,01 >3 =>Kbe= 0,25 . Theo bảng 6.21 với : Kbe.u/(2-Kbe) = 0,25.4,4/(2- 0,25) = 0,63. ứng với sơ đồ 1, trục lắp trên ổ đũa , HB < 350 ta được : KHb=1,1375 T1 = 17910,38 Nmm (Đã tính ở chương1). Re = 50.. = 110,9 mm. 3.3.2.Xác định các thông số ăn khớp : - Số răng bánh nhỏ (sơ bộ): CT 6.52b: de1= 2.RE/= 2. 110,9/= 50 mm. Tra bảng 6.22 : Z1P = 16. Với HB1,HB2 < 350 ị Z1= 1,6.Z1P = 1,6.16= 25,6.Tạm chọn Z1=26. -Đường kính trung bình và môđun trung bình ( Sơ bộ ). Ta có :dm1 = (1- 0,5.Kbe).de1 = (1- 0,5.0,25).50= 43,75 mm. đ mTM= = = 1,7 mm. Mô đun vòng ngoài : (CT 6.56) mte===1,94 mm. Theo bảng 6.8 chọn mTE theo tiêu chuẩn: mTE = 2 mm. ị mTM = (1- 0,5Kbe).mTE = (1- 0,5.0,25).2 =1,75 mm. ị Z1 ===25 .Chọn Z1 = 25 ị Z2 = Ubr.Z1 = 4,4.25 = 110 Chọn Z2 = 110 răng. Tỷ số truyền thực tế là : u = Z2/Z1= 110/25 =4,4 - Tính lại các đường kính trung bình : dm1=mTM.Z1=1,750.25=43,75 mm; dm2=mTM.Z2=1,75.110=192mm. - Xác định chiều dài côn ngoài : CT bảng 6.19 : Re=0,5.mte.=0,5.2=108 mm. - Góc côn chia : d1 = arctg(Z1/Z2)=arctg(25/110)=12,80. ị d2=900- d1 = 77,20. - Dịch chỉnh : tra bảng 6.20 (Z1 = 25) Ta chọn hệ số dịch chỉnh chiều cao : x1= 0,33 mm ; x2= - 0,33 mm . 3.3.3. Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc . Theo công thức 6.58 : sH=ZM.ZH.Ze Theo bảng 6.5 : ZM =274 MPa1/3. Theo bảng 6.12 với (x1+x2)/(Z1+Z2) = 0 và b = 0 (răng thẳng ) ị ZH = 1,76. Với bánh côn răng thẳng : Ze = (CT 6.59a). Trong đó : ea= [1,88- 3,2.( +)].cosbm =[1,88- 3,2(+)].cos00 = 1,73 ị Ze = =0,87. Theo công thức 6.61 : kH = kHa.kHb.kHv. kHb= 1,1375(Đã tính ở phần 3.1) kHv= 1+ (CT 6.41) Trong đó : nH = dH.g0.v. v = = =3,31m/s.Tra bảng 6.13 : chọn cấp chính xác 8. Tra các bảng 6.14 ; 6.15 ; 6.16 ta được : kHa = 1 ; dH = 0,006 ; g0 = 56. ị nH = 0,006. 56.3,31. = 8,2 b = Ke.RE = 0,25.108= 27(mm.) ị kHv = 1+ = 1,21 kH = 1,1375.1.1,21= 1,376 Vậy : sH = 274.1,76.0,87. = 475 MPa -Tính lại chính xác [sH]. [sH] = [sH].Zv.ZR.kxH. Do v= 3,44 m/s < 5 m/s ị chọn Zv = 1. Lấy Ra = 2,5..1,25 mm ị ZR = 0,95. DA < 700 mm ị KxH = 1. ị [sH] = 481,8. 1 .0,95 . 1 = 457,71 MPa. Như vậy : sH > [sH] nhưng không đáng kể như vậy ta tăng b=29mm Khi đó : KBE = b/RE = 29/108 = 0,26 3.3.4.Kiểm nghiệm độ bền uốn. a.Tính sF1,sF2. Theo công thức 6.65 & 6.66 ta có : sF1 = sF2 = sF1. YF2/YF1. Theo tính toán ở trên : T1 = 20025 Nmm; b = 29 mm ; dm1 = 43,75 mm Với răng thẳng : Yb = 1 ; mtm = 1,750 mm. ea = 1,73 (Đã tính ở phần 3.3) ị Ye = = 0,58. Số răng tương đương : Zv1 = Z1/cosd1 = 25/cos12,8= 26. Zv2= Z2/cosd2 = 110/cos78,2=537,9 Tra bảng 6.18 với x1= 0,33 & x2 = - 0,33 mm ta được: YF1 = 3, 5; YF2 = 3,63 Tính KF : kF = kFv.kFa.kFb. KFv : kFv = 1+ ị kbe.u/(2-kbe) = 0,26.4,4/(2- 0,26) = 0,69. Tra bảng 6.21 : kFb = 1,3 Theo CT 6.64 : nF = dF.g0.v. dF = 0,016 (Bảng 6.15) ; g0 = 56 (Bảng 6.16). v = 3,31m/s (Đã tính ở phần 3.3 ) ị nF = 0,016.56.3,31. = 21,74 Với bánh côn răng thẳng : kFa = 1. ị kFv = 1+ = 1,53 ị kF = kFv.kFa.kFb =1,53.1.1,3 = 1,99 Vậy : sF1 = = 85,7 MPa. sF2 = sF1. = 85,7.3,63/ 3,5 =88,88MPa. Các điều kiện uốn : sF1 < [sF]1 & sF2 < [sF]2 đều được thoả mãn . 3.5.Kiểm nghiệm răng về quá tải . Giả sử Kqt = 2 ( T max = 2 T ) sHmax = sH. = 475. = 671,75 MPa. sHmax < [sH]max = 1260 MPa. Mặt khác : sF1max = sF1.kqt = 85,7.2 = 171,4 MPa. sF2max = sF2.kqt = 88,88.2 = 177,76 MPa. Ta thấy : sF1max < [sF]1max = 464 MPa sF2max < [sF]2max = 360 MPa Vậy các điều kiện quá tải được thoả mãn. 4.Các thông số và kích thước của bộ truyền . Dựa theo các kết quả đã tính được và các công thức trong bảng 6.19 ta tìm được các kết quả sau : - Chiều dài côn ngoài : Re = 108 mm. - Môđun vòng ngoài : mte = 2 mm. - Chiều rộng vành răng : b = 29 mm. - Số răng : Z1 = 25 ; Z2 = 110 - Hệ số dịch chỉnh chiều cao : x1 = 0,33 mm. x2 = - 0,33 mm. - Đường kính chia ngoài : de1 = 50 mm. de2 = 208 mm. - Góc nghiêng của răng : - Góc côn chia : d1 = 12,80 ,d2 = 77,20 - Chiều cao răng ngoài : he = 4,4 mm. - Chiều cao đầu răng ngoài : hae1 = 2,76 mm. hae2 = 1,34 mm. - Chiều cao chân răng ngoài : Hfe1 = 1,74 mm. Hfe2 = 3,06 mm. - Đường kính đỉnh răng ngoài: dae1= 55,4mm dae2 = 208,6mm. - Đường kính trung bình : dm1 = 43,75 mm. dm2 = 182 mm. Chương 4 : thiết kế trục 4.1.Chọn vật liệu Chọn vật liệu là thép C45 tôi cải thiện. Có : sb = 600 MPa. [t] = 12.. 20 MPa. 4.2.Đường kính sơ bộ các trục Xác định sơ bộ đường kính trục theo 10.9 đường kính trục thứ k với k = 1;2 Đường kính sơ bộ của trục thứ nhất lấy sơ bộ d1 = 25 Đường kính sơ bộ của trục thứ hai lấy sơ bộ d2 = 25 chọn chiều rộng ổ lăn b0 = 17 4.3 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực a. Chiều dài may ơ nửa khớp nối lm12= ( 1,42,5 )d1 = 32,257,5 mm lấy lm12= 35 mm b.Chọn các kích thước : k1, k2 , k3 & hn. Căn cứ bảng 10.3 và hình 10.10 Ta có: k1 = 12 mm ; k2 = 10 mm ; k3 = 15 mm ; hn = 17 mm. c. f.Dựa vào các công thức trong bảng 10.4 ta tính được các khoảng cách sau : Trục 1 Theo bảng 10.4 ta có l12= - lc12 = - [0,5( lm12+ b0) + k3 + hn] = - [0,5( 35 + 17 ) +15 +17 ] = - 58 (mm) l11 = ( 2,5á3 )d1 = 57,5á69 . Lấy l11= 64 mm lm13= b13 = 29 mm l13 = l11 + k1+k2+lm13+ 0,5(b01- b13cosd1) = 64 + 12 +10 +29 + 0,5 ( 17 – 29.0,97) = 109 (mm) Trục 2:0 lm22= b22 = (1,2..1,5) d2 = 31,2..39 . Lấy lm22=35mm l22 = 0,5(lm22 +b0) +k1 +k2 = 0,5.(35 +17) +12 +10 =48 mm l21 = lm22+lm23+ 3k1 + 2k2 +b0 = 35+28+17+3.12+2.10 = 136 mm l23 = l22 + 0,5.(lm22 +b13. cosd2) +k1 =48+0,5.(35+29.0,22) +12 =81 (mm) Khoảng công xôn đĩa xích: lc24 = 0,5.(lm24 +b0) +k3+ hn =0,5.(35 +17) +17+15 =58 (mm) l24 = l21 + lc24 = 136 +58 = 194( mm) l25 =- lc25 = - { 0.5.(lm25 + b0) + k3 + hn} = - lc24 = -58 (mm) 4.4.Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục. a.Trục1( Trục chủ động ) - Sơ đồ trục ,chi tiếy quay , lực từ các chi tiết quay tác dụng lên trục được vẽ ở hình bên.Trong đó: Lực từ khớp nối tác dụng lên trục : Fx12 = {(0,2..0,3)2.T1}/ D0 Tra bảng16.10a được D0 = 55mm => Fx12 = 182,05 N Các lực tác dụng lên bánh răng: Fx13 =Ft1 = 2T1/dm1 = 2.22025/43,75 = 915,43 (N)= Ft2 Fy13 = Fr1 = Fx13.tgacosd1 = 915,43.0,36.0,97= 319,67 (N) =Fa2 Fz13 = Fa1 = Fx13.tgasind1 = 915,43.0,36.0,22 = 72,5 (N)= Fr2 -Xác định phản lực tại hai gối đỡ 0 và 1 Xét trong mặt phăng xoz ta có Xét trong mặt phẳng yoz tacó : Fly10+ Fy13 - Fly11= 0 Chọn đường kính trục: d10 = 21 mm ; d11 = 25mm ; d12 = 25mm ; d13 = 21 mmF ly11 10559 10 6 H 11 12 F x12 12800 F lx10 F li10 58 64 F lx11 20025 13 109 41194,06 1585,94 F z13 F x13 F y13 b.Trục 2 Fx23 = Fx13 = 915,43 (N) Fy23 = Fz13 = 72,5 (N) Fz23 = Fy13 = 319,67 (N) FY24 = FY25 = 868,25 ( N) Xác định phản lực tại hai gối đỡ 0 và 1 Xét trong mặt phăng xoz ta có Xét trong mặt phẳng yoz tacó : Fy25+ Fy24 + Fy23 – Fly21 – Fly20 = 0 Xuất phát từ yêu cầu về độ bền , lắp ghép và tính công nghệ ta chọn đường kính các đoạn trục theo tiêu chuẩn như sau : d20 = 21 mm ; d21 = 25mm ; d22 = 30 mm ; d23 = 25 mm ;d24=21 mm Biểu đồ mô men trên trục 2 như sau :  4.5.Kiểm nghiệm độ bền của trục *Kiểm nghiệm độ bền mỏi Kiểm nghiệm tại các tiết diện nguy hiểm của trục 2: các tiết diện 21 và 22 Với thép 45 có = 600 MPa đ = 0,436 = 0,436.600 = 261,6 Mpa Và t-1= 0,58= 0,58.261,2=151,7 Mpa Tra bảng 10.7 có : y = 0,06 , yt = 0 Các trục của hộp giảm tốc đều quay , nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng do đó daj được tính theo 10.22 và mj = 0. Vì trục 1 quay 1chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động ,do đó theo 10.23 có tmj = taj Xác định hệ số an toàn ở các tiết diện nguy hiểm của trục và biểu đồ mômen tương ứng tại tiết diện 22 ,21 Với trục 1 và 2 gia công trên máy tiện nên Ra= 2,5 á 0,63 khi đó Kx= 1,10 (Bảng 10.8) Khi không dùng biện pháp tăng bền : KY =1 Khi gia công rãnh then ta dùng dao phay ngón nên ta có hệ số tập trung ứng suất tại rãnh then : Kd= 1,76; Kt=1,54 ( Bảng 10.22) Theo 10.22 ta có Xét tại tiết diện 21: a21= a21max = M21/W21; m21=0 Trong đó M21 là mômen uốn tổng W21 là mômen cản uốn M21 =50358,5 Nmm ; a21= 50358,5/1533,98 = 32,83 ( MPa) + Khi trục quay theo 1 chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động.Theo 10.23 ta có tm21 = ta21= tmax/2 = T21/(2W021) ( MPa) tm21= 82980/6135,92 = 13,52 Theo 10.25 ta có : Kd1= ( K/e+Kx-1)/KY Ktd1= ( Kt/et+Kx-1)/KY Theo bảng 10.11 K/e = 2,06 ; Kt/et = 1,64 Kd1 = (2,06 + 1,06 -1)/1 = 2,12 S= Ktd1 = 1,64 + 1,06 – 1 = 1,7 S= S21=SS/ Tại tiết diện 21 kiểm nghiệm trục thỏa mãn đủ bền Xét tại tiết diện 22: a22= a22max = M22/W22; m22= 0 M22= 73915,33Nmm a22 = 73915,33/2290,19=32,27( MPa) Với t1 = 4; b= 8 ( Bảng 9.1) + Khi trục quay theo 1 chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động.Theo 10.23 ta có tm22 = ta22= tmax/2 = T22/(2W022) tm22= 82980/2.4940,9=8,4 Theo bảng 10.10 tại rãnh then Theo bảng 10.11 : ứng với kiểu lắp k6 , => Lấy Kd2 = (2,06 + 1,06 -1)/1 = 2,12 Ktd2 = 1,9 + 1,06 – 1 = 1,96 S22 =SS/ Tại tiết diện 22 trục thỏa mãn đủ bền 4.6.Kiểm nghiệm đIều kiện bền của then Kiểm nghiệm điều kiện bền của then Điều kiện bền dập và điều kiện bền cắt có dạng sau Kiểm nghiệm điều kiện bền của then trên trục Kiểm nghiệm điều kiện bền của then tại vị trí khớp nối Tra bảng 9.1a ta chọn các thông số của then tại vị trí khớp nối như sau b = 6 , h =6 , t1 = 3,5 , t2 = 2,8 , rmin = 0,16 , rmax = 0,25 , lt = 28 Ta sử dụng 1 then Do đó ta có ( MPa) ( MPa) Tra bảng 9.5 có ứng suất dập cho phép : [] = 150 Mpa ứng suất cắt cho phép [tc] = 60á90 MPa vì then làm việc ở chế độ va đập nhẹ nên phải giảm [tc] 1/3 . Vậy ứng suất cho phép của then khi ở chế độ làm việc va đập là [tc] =20á30 MPa ta thấy =27,24< [] = 150MPa và tc= 11,35 < [tc] =20á30 MPa Vậy then ở vị trí này đủ điều kiện bền Kiểm nghiệm then ở vị trí lắp bánh răng Tra bảng 9.1a ta chọn các thông số của then tại vị trí lắp bánh răng như sau b = 6 , h = 6 , t1 = 3,5 , t2 = 2,8 , rmin = 0,16 , rmax = 0,25 , lt = 22 Ta sử dụng 1 then Do đó ta có ( MPa) ( MPa) Ta thấy =34,68 <[] = 150MPa ;tc = 14,45 < [tc] =20á30 MPa Vậy tại vị trí lắp bánh răng then cũng đủ điều kiện bền Kiểm nghiệm điều kiện bền của then trên trục 2 Kiểm nghệm điều kiệm bền của then tại vị trí lắp đĩa xích Tra bảng 9.1a ta có các thông số của then như sau b = 8 , h = 7 , t1 =4, lt = 28 Ta sử dụng 1 then Do đó ( MPa) Ta thấy <[] =150 (MPa) MPa Ta thấy =112,89 <[] = 150 MPa ; tc = 29 < [tc] MPa Vậy khi ta sử dụng 2 then thì thoả mãn điều kiện bền Kiểm nghiệm điều kiện bền của then tại vị trí lắp bánh răng Tra bảng 9.1a ta có các thông số của then như sau: b = 8 , h = 7 , t1 = 4 , t2 = 2,8 , rmin = 0,25 , rmax= 0,4 , lt= 22 Ta sử dụng 1 then Do đó MPa =83,82<[] MPa ;tc < [tc] Mpa Tại vị trí lắp bánh răng then đủ bền Chương 5: chọn ổ lăn + Đối với trục 1: + Đối với trục 2: Do yêu cầu ổ có độ cứng cao, đảm bảo độ chính xác giữa vị trí trục và bánh răng côn theo phương dọc trục nên ta chọn ổ đũa côn một dãy. Trục 1 Sơ bộ chọn ổ cỡ nhẹ với các thông số của ổ như sau: Loaị ổ d D D1 d1 B c1 T r r1 C C0 7205 25 52 41,4 38 15 13 16,25 1,5 0,5 13,50 23,9KN 17,9KN Trục 2 Sơ bộ chọn ổ lăn cỡ nhẹ có các thông số như sau : Loaị ổ d D D1 d1 B c1 T r r1 C C0 7205 25 52 41,4 38 15 13 16,25 1,5 0,5 13,50 23,9KN 17,9KN Chọn cấp chính xác ổ lăn = 0 4.2.Kiểm tra độ bền của các ổ trên trục 1. a.Kiểm tra ổ theo khả năng tải động. Trong đó: Q- Tải trọng động quy ước. Đối với đũa côn: Q = (X.V.Fr+Y.Fa).Kt.Kđ - Fa, Fr : Tải trọng dọc trục và tải trọng hướng tâm. - V: Hệ số kể đến vòng quay, vòng trong quay V = 1. - Kt: Hệ số ảnh hưởng của nhiệt độ, t0 < 1250 thì Kt = 1 - Kđ : Hệ số kể đến đặc tính của tải trọng động. Tra bảng 11.3 – Làm việc êm ta có Kđ = 1 - X: Hệ số tải trọng hướng tâm. - Y: Hệ số tải trọng dọc trục. + Tính tải trọng dọc trục Fa.t1 . Fs10 Fat1 Fs11 Sơ đồ bố trí ổ: Fr10 Fr11 Ta có: Fat1 = Fa1 = 72,5 Chọn các thông số của ổ như trên ta có: e = 1,5.tg=1,5.tg13,50=0,36 - Tại gối 1: Ta có: Fs11= 0,83.e.Fr11= 0,83.0,36.1501,26= 448,58 N - Tại gối 0: Ta có: Fs10 = 0,83.e.Fr10 = 0,83.0,36.1010,67 = 301,9N Fs10 và Fs11 là lực dọc trục do các lực hướng tâm Fr tác dụng lên ổ sinh ra. =Fs10-Fat1 = 301,9- 72,5 = 229,4 N Do < Fs11 Nên ta có: Fa11 = Fs11 = 448,58 N. =Fs11+Fat1 = 448,58+72,5 = 521,08 N Do > Fs10 Nên ta có: Fa10 = =521,08N Xác định X, Y i.Fa11/Fr11 = 1.448,58/1501,26 = 0,3 < e = 0,36 Trong đó i =1 vì là ổ đũa côn một dãy. Tra bảng 11.4 với ổ đũa côn một dãy ta có: X1 = 1, Y1 = 0 i.Fa10/Fr10 = 1.521,08/1010,67 = 0,52 > e = 0,36 X0 = 0,4, Y0 = 0,4.cotg=0,4.cotg13,50 = 1,67 Tải trọng quy ước trên ổ 1 và 0 là: Q1= (X1.V.Fr11+Y1.Fa11).Kt.Kđ= (1.1.1501,26+0.448,58).1.1=1501,26 N Q0= (X0.V.Fr10+Y0.Fa10).Kt.Kđ= (0,4.1.1010,67+1,67.521,08).1.1=1274,47 N Do Q1 > Q0 nên chỉ cần kiểm nghiệm cho ổ 1 vì ở ổ 1 là chịu lực lớn nhất. Trong đó: - Q=Q1=1501,26 N là tải trọng quy ước. - m: Bậc của đường cong mỗi khi thử về ổ lăn .ổ đũa côn có m=10/3. - L: Tuổi thọ t