Đồ án Thiêt kế hệ dẫn động xích tải

THUYẾT MINH: ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY PHẦN 1.TÍNH ĐỘNG HỌC 1.1 Chọn động cơ: +Tính công suất yêu cầu của động cơ. +Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ. +Kết hợp công suất,số vòng quay và các yêu cầu khác để chọn động cơ. Công suất làm việc: Hiệu suất hệ dẫn động: Căn cứ vào sơ đồ kết cấu của bộ truyền và giá trị hiệu suất của các loại bộ truyền,các cặp ổ theo bảng 2.3[1] ta có +Hiệu suất nối trục =1 +Hiệu suất ổ lăn =0,99 +Hiệu suất bộ truyền bánh răng =0,96 +Hiệu suất của bộ truyền xích =0,93 Hiệu suất hệ dẫn động: Công suất cần thiết trên trục động cơ: (Kw) Số vòng quay trên trục công tác: (v/ph) Chọn tỉ số truyền sơ bộ: usb=ux.ubr Theo bảng 2.4[1] chọn sơ bộ: •Tỉ số truyền bộ truyền xích: ux=2,25 •Tỉ số truyền bộ truyền bánh răng: ubr=4 usb=ux.ubr=2,25.4=9 Số vòng quay đồng bộ của động cơ: Ta có số vòng quay sơ bộ trên trục động cơ: nsb= nlv.usb = 105,19.9=946,71 (v/ph) Số vòng quay đồng bộ của động cơ: Chọn nđb≈nsb nđb=1000 (v/ph) Chọn động cơ: tra bảng P1.3[1] Chọn các thông số của động cơ điện sao : { Pđc ≥Pyc; {nđb≈ nsb Ta có: • Ký hiệu động cơ:DK.52-6 • Pđc =4,5 KW • nđc =950 v/ph • dđc =35(mm) • Phân phối tỉ số truyền: Tỉ số truyền của hệ : Chọn tỉ số truyền của hộp giảm tốc : ubr=4,5 Tỉ số truyền của bộ truyền ngoài là : Vậy ta có • ut=9,03 • ubr=4,5 • ux=2 Tính các thông số trên trục và lập bảng thông số động học: • Công suất: Công suất trên trục công tác : Pct= Plv=3,763 (KW) Công suất trên trục II : Công suất trên trục I : Công suất trên trục động cơ: • Vận tốc: Số vòng quay trên trục động cơ: nđc=950 (v/ph) Số vòng quay trên trục I: Số vòng quay trên trục II: Số vòng quay trên trục công tác: •Môment xoắn: Môment xoắn trên trục động cơ: Môment xoắn trên trục I: Môment xoắn trên trục II: Môment xoắn trên trục công tác: Thông sô\Trục Động cơ I II Công tác u uk=1 ubr=4,5 ux=2 P(KW) 4,34 4,30 4,09 3,763 n(v/ph) 950 950 211,11 105,56 T(N.mm) 43226,32 185019,66 340438,14 Bảng 1.1: Các thông số động học PHẦN 2.TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI (BỘ TRUYỀN XÍCH) Thông số yêu cầu: 2.1 Chọn loại xích: Chọn loại xích ống con lăn. 2.2 Chọn số răng đĩa xích: Z1=29-2.u=29-2.2=25 ≥19 Z1=25 Z2=u. Z1=2.25=50 ≤140 Z2=50 2.3 Xác định bước xích: Bước xích p được tra bảng 5.5[1] với điều kiện Pt≤[P],trong đó: •Pt-Công suất tính toán: Pt=P.k.kZ.kn Ta có: Chọn bộ truyền thí nghiệm là bộ truyền xích tiêu chuẩn,có số răng và vận tốc vòng đĩa xích nhỏ là: Do vậy ta tính được: ,với kz-Hệ số răng. ,với kn-Hệ số vòng quay. k=k0 ka kđc kbt kđ. kc,trong đó: Tra bảng 5.6[1] k0-Hệ số ảnh hưởng của vị trí bộ truyền: với β=900,ta được k0=1,25 ka-Hệ số ảnh hưởng của khoảng cách trục và chiều dài xích: Chọn a=(30÷50)pka=1 kđc-Hệ số ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích: kđc=1 kbt-Hệ số ảnh hưởng của bôi trơn: kbt=1,3(Bộ truyền làm việc trong môi trường có bụi,chất lỏng bôi trơn đạt yêu cầu). kđ-Hệ số tải trọng động: kđ=1,35 kc-Hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền;với số ca làm việc là 2 ta có kc=1,25 k=k0 ka kđc kbt kđ. kc=1,25.1.1.1,3.1,35.1,25=2,74 •Công suất cần truyền:P=4,09(KW) Do vậy ta có: Pt=P.k.kZ.kn=4,09.2,74.1.0,95=10,65(KW) Tra bảng 5.5[1] với điều kiện ta được: *Bước xích:p=25,4mm *Đường kính chốt:dc=7,95mm *Chiều dài ống:B=22,61mm *Công suất cho phép:[P]=11 KW 2.4 Xác định khoảng cách trục và số mắt xích: Chọn sơ bộ: a=40.p=40.25,4=1016(mm) Số mắt xích: Chọn số mắt xích là số chẵn:x=117,9 Tính lại khoảng cách trục: Để xích không quá căng thì cần giảm a một lượng: Do đó: Số lần va đập của xích i: Tra bảng 5.9[1] với loại xích ống con lăn,bước xích p=25,4mm Số lần va đập cho phép của xích:[i]=30 2.5 Kiểm nghiệm xích về độ bền: ,với: Q- Tải trọng hỏng:Tra bảng 5.2[1] với p=25,4mm ta được: •Q=56,7.103 (N) •Khối lượng 1 mét xích:q=2,6 (Kg) kđ-Hệ số tải trọng động: do chế độ làm việc trung bình kđ=1,2 Ft-Lực vòng: Fv-Lực căng do lực ly tâm sinh ra: F0-Lực do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra: ,trong đó; kf –Hệ số phụ thuộc độ võng của xích:Do β=900kf=1 [s]-Hệ số an toàn cho phép:Tra bảng 5.10[1] với p=25,4(mm);n1=211,11(v/ph) ta được [s]=8,2 Do vậy: thỏa mãn 2.6 Xác định thông số của đĩa xích: Đường kính vòng chia: Đường kính đỉnh răng: Bán kính đáy răng:với d1 tra theo bảng 5.2[1] có Đường kính chân răng: •Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: Kđ-Hệ số tải trọng động: Kđ=1,2 A-Diện tích của bản lề:Tra bảng 5.12[1] với p=25,4(mm) ta có A=180 mm2. kr-Hệ số ảnh hưởng của răng đĩa xích,tra ở trang 87[1] theo số răng Z1=25 ta có kr=0,42 kđ-Hệ số phân bố tải không đều giữa các dãy;với 1 dãy Kđ=1 Fvđ-Lực đập trên m dãy xích: E-Mô đun đàn hồi: do E1= E2=2,1.105(MPa),cả hai đĩa xích đều làm bằng thép. Tra bảng 5.11[1] ta chọn vật liệu làm đĩa xích là thép 45,với các đặc tính:tôi cải thiện 2.7 Xác định lực tác dụng lên trục: Fr=kx.Ft Trong đó: kx-Hệ số kể đến trọng lượng của xích:kx=1,05 vì β=900>400 Ft-Lực vòng: Ft=1834,1(N) Fr=1,15.1834,1=1925,81(N) 2.8 Tổng hợp các thông số của bộ truyền xích: Thông số Ký hiệu Giá trị Loại xích ------ Xích ống con lăn Bước xích p 25,4mm Số mắt xích x 118 Chiều dài xích L Khoảng cách trục a 1014mm Số răng đĩa xích nhỏ Z1 25 Số răng đĩa xích lớn Z2 50 Vât liệu đĩa xích ------ Thép C45(tôi cải thiện) Đường kính vòng chia đĩa xích nhỏ d1 203,2mm Đường kính vòng chia đĩa xích lớn d2 403,17mm Đường kính vòng đỉnh đĩa xích nhỏ da1 213,87mm Đường kính vòng đỉnh đĩa xích nhỏ da2 416,31mm Bán kính đáy r 8,03mm Đường kính chân răng đĩa xích nhỏ df1 187,14mm Đường kính chân răng đĩa xích nhỏ df2 387,11mm Lực tác dụng lên trục Fr 1925,81N Bảng 2.1: Các thông số của bộ truyền xích PHẦN 3.TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG (BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG) Thông số đầu vào: 3.1 Chọn vật liệu làm bánh răng: Tra bảng 6.1[1] ta chọn: Vật liệu nhóm I -Vật liệu bánh lớn : • Nhãn hiệu thép : C45 • Chế độ nhiệt luyện: Tôi cải thiện • Độ rắn : HB =192÷240 ;Chọn :HB2=230 • Giới hạn bền : σb2=750(MPa) • Giới hạn chảy : σch2=450(MPa) -Vật liệu làm bánh nhỏ : • Nhãn hiệu thép : C45 • Chế độ nhiệt luyện: Tôi cải thiện • Độ rắn : HB =241÷285 ; Chọn :HB1=245 • Giới hạn bền : σb1 =850(MPa) • Giới hạn chảy : σch1 =580(MPa) 3.2 Xác định ứng suất cho phép: 3.2.1 Ứng suất tiếp xúc [σH] và ứng suất uốn cho phép[σF]: Trong đó : -Chọn sơ bộ: -SH,SF –Hệ số an toàn khi tính về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn: Tra bảng 6.2[1] với : • Bánh răng chủ động : SH1=1,1 ; SF1=1,75 • Bánh răng bị động : SH2= 1,1; SF2=1,75 -σoH lim , σoF lim - ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép với chu kỳ cơ sở: Bánh chủ động Bánh bị động -KHL,KFL –Hệ số tuổi thọ,xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền: , Trong đó: + mH,mF –Bậc của đường cong mỏi khi thử về ứng suất tiếp xúc.Do bánh răng có HB <350 mH =6 và mF =6 + NH0 , NF0 –Số chu kỳ thay đổi về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn: Do vậy: + NHE, NFE -Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương:Do bộ truyền chịu tải trọng tĩnh NHE= NFE=60.c.n.t∑ ,trong đó: c- số lần ăn khớp trong một vòng quay:c=1 n- vận tốc vòng của bánh răng. t∑ - tổng số giờ làm việc của bánh răng. Ta có: NHE1>NH01lấy NHE1= NH01 KHL1=1 NHE2>NH02lấy NHE2= NH02 KHL2=1 NFE1>NF01 lấy NFE1= NF01 KFL1 =1 NFE2>NF02 lấy NFE2= NF02 KFL2=1 Do vậy ta có: Do đây là bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng 3.2.2 Ứng suất cho phép khi quá tải: 3.3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục: ,với: -Ka- Hệ số phụ thuộc vật liệu làm bánh răng của cặp bánh răng.Tra bảng 6.5[1] Ka=43 MPa1/3 -T1-Môment xoắn trên trục chủ động:T1=43226,32(N.mm) -[σH]-Ứng suất tiếp xúc cho phép: [σH]=495,46(MPa) -u- Tỉ số truyền: u=4,5 -ψba,ψbd -Hệ số chiều rộng vành răng: Tra bảng 6.6[1] với bộ truyền đối xứng,HB<350,ta chọn được ψba=0,3; ψbd=0,5. ψba.(u+1)=0,5.0,3.(4,5+1)=0,825 - KHβ,KFβ-Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về ứng suất tiếp xúc và uốn:Tra bảng 6.7[1] với ψbd=0,825 và sơ đồ bố trí là sơ đồ 6 ta được: Do vậy ta có: Chọn aw=125 (mm) 3.4 Xác định thông số ăn khớp: 3.4.1 Môđun pháp: m=(0,01÷0,02)aw=(1,25÷2,5) (mm) Tra bảng 6.8[1] chọn m theo tiêu chuẩn: m=2 3.4.2 Xác định số răng: Chọn sơ bộ β=100 cosβ=0,9848 Ta có: ;Chọn Z1=23 Z2= u.Z1=4,5.22,38=100,72;Chọn Z2=100 Tỉ số truyền thực tế: Sai lệnh tỉ số truyền: thỏa mãn. 3.4.3 Xác định góc nghiêng của răng: 3.4.4 Xác định góc ăn khớp αtw: Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở βb: 3.5 Xác định các hệ số và một số thông số động học: •Tỉ số truyền thực tế: ut=4,348 •Đường kính vòng lăn của cặp bánh răng: •Vận tốc vòng của bánh răng: -Tra bảng 6.13[1] với bánh răng trụ răng nghiêng và v=2,324(m/s) ta được cấp chính xác của bộ truyền là:CCX=9 -Tra bảng phụ lục P2.3[1] với: +CCX=9 +HB<350 +Răng nghiêng. +v=2,324(m/s) Nội suy tuyến tính ta được: Từ thông tin trong trang 91 và 92 trong [1] ta chọn: +Ra=2,5÷1,25μm ZR=0,95 +HB<350 Zv=1 do v < (5m/s) +da2≈dw2=199,20 (mm) <700(mm)KxH=1 Chọn YR=1 ; YS=1,08-0,0695ln(m)= 1,08-0,0695ln2=1,032 Do da2≈dw2=199,20 (mm) <400(mm) KxF=1 -Hệ số tập trung tải trọng: -KHα ,KFα-Hệ số phân bố không đều tải trọng trên các đôi răng khi tính về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn Tra bảng 6.14[1] ta được KHα=1,13; KFα=1,37 -KHv , KFv-Hệ số tải trọng động trong vùng ăn khớp khi tính về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn: 3.6 Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng: 3.6.1 Kiểm nghiệm về ứng suất tiếp xúc: •[σH]-Ứng suất tiếp xúc cho phép: [σH]cx=[σH].ZR .Zv.KxH=495,46.0,95=470,69 (MPa) •ZM-Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp: Tra bảng 6.5[1] ZM=274(MPa)1/3 •ZH-Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc: •Zε-Hệ số trùng khớp của răng;Phụ thuộc vào hệ số trùng khớp ngang εα và hệ số trùng khớp dọc εβ: -εα-Hệ số trùng khớp ngang: -εβ -Hệ số trùng khớp dọc: •KH-Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc: KH= KHα KHβ KHv=1,1,032.1,033.1,13=1,205 •bw-Chiều rộng vành răng: bw=ψba.aw=0,3.125=37,5 (mm) Thay vào ta được: Nhận thấy σH=459,88(MPa) < [σH]=471,16(MPa) do đó bánh răng nghiêng ta tính toán đã đáp ứng được điều kiện bền do tiếp xúc 3.6.2 Kiểm nghiệm về độ bền uốn: -[σF1], [σF2]-Ứng suất uốn cho phép của bánh răng chủ động và bị động: -KF-Hệ số tải trọng khi tính về uốn: KF= KFα KFβ KFv=1,074.1,37.1,037=1,526 -Yε-Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng: - Yβ-Hệ số kể đến độ nghiêng của răng: - YF1, YF2-Hệ số dạng răng: Phụ thuộc vào số răng tương đương Zv1, và Zv2: Tra bảng 6.18[1] : Ta được: Thay vào ta có: Thỏa mãn. 3.6.3 Kiểm nghiệm về quá tải: ,Trong đó: -Kqt-Hệ số quá tải: Do vậy: Thỏa mãn. 3.7 Một vài thông số hình học của cặp bánh răng: •Đường kính vòng chia: •Khoảng cách trục chia: a=0,5.(d1+d2)=0,5.(50,81+199,20)=125mm •Đường kính đỉnh răng: •Đường kính đáy răng: •Đường kính vòng cơ sở: •Góc profin gốc:α=200 3.8 Bảng tổng kết các thông số của bộ truyền bánh răng: Thông số Ký hiệu Giá trị Khoảng cách trục chia a 125 mm Khoảng cách trục aw 125 mm Chiều rộng vành răng bw 37,5mm Số răng Z1 25 mm Z2 98 mm Đường kính vòng chia d1 46,75 mm d2 203,25 mm Đường kính vòng lăn dw1 46,75 mm dw2 203,25 mm Đường kính đỉnh răng da1 50,75 mm da2 207,25 mm Đường kính cơ sở db1 43,93 mm db2 190,99 mm Hệ số dịch chỉnh x1 0 x2 0 Góc profin gốc α 200 Góc profin răng αt 20,300 Góc ăn khớp αtw 20,300 Hệ số trùng khớp ngang εα 1,78 Hệ số trùng khớp dọc εβ 1,06 Mô đun pháp m 2 Góc nghiêng của răng β 10,260 Bảng 3.1: Các thông số của bộ truyền bánh răng PHẦN 4 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC 4.1 Tính chọn khớp nối. Thông số đầu vào: •Mô ment cần truyền:T=Tđc=43628,42(N.mm) •Đường kính trục động cơ:dđc=35(mm) 4.1.1 Chọn khớp nối: Ta sử dụng khớp nối vòng đàn hồi để nối trục. Ta chọn khớp theo điều kiện: Trong đó : •dt-Đường kính trục cần nối:dt=dđc=35mm •Tt-Mô ment xoắn tính toán:Tt=k.T ,với: +k-Hệ số chế độ làm việc,phụ thuộc vào loại máy.Tra bảng 16.1[2],ta lấy k=1,7 +T-Mô ment xoắn danh nghĩa trên trục:T=Tđc=43628,42(N.mm) Do vậy:Tt=k.T=1,7.43628,42=74168,31(N.mm) Tra bảng 16.10a[2] với điều kiện: Ta được: Tra bảng 16.10b[2] với ,ta được: 4.1.2 Kiểm nghiệm khớp nối: Ta kiểm nghiệm theo 2 điều kiện: a)Điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi -Ứng suất dập cho phép của vòng cao su Do vậy ứng suất dập sinh ra trên vòng đàn hồi:  Thỏa mãn. b)Điều kiện bền của chốt: Trong đó: []- Ứng suất uốn cho phép của chôt.Ta lấy []=(60) MPa; Do vậy,ứng suất sinh ra trên chốt:  Thỏa mãn. 4.1.3 Lực tác dụng lên trục: Ta có: Fkn=0,2Ft Fkn=0,2Ft=0,2.969,52=193,90(N) 4.1.4 Các thông số cơ bản của nối trục vòng đàn hồi: Thông số Ký hiệu Giá trị Môment xoắn lớn nhất có thể truyền được 125N.mm Đường kính lớn nhất có thể của trục nối 36mm Số chốt Z 4 Đường kính vòng tâm chốt D0 90mm Chiều dài phần tử đàn hồi l3 34mm Chiều dài đoạn công xôn của chốt l1 28mm Đường kính của chốt đàn hồi d0 14mm Bảng 4.1: Các thông số cơ bản của nối trục vòng đàn hồi 4.2 Thiết kế trục 4.2.1 Chọn vật liệu chế tạo trục: Trục của hộp giảm tốc làm việc trong điều kiện chịu tải trọng trung bình thì ta chọn vật liệu làm trục là thép C45 thường hóa có cơ tính như sau: sb= 600 (MPa); sch= 340 (MPa); Với độ cứng200 HB; [t] = 12 ¸ 30 (MPa) 4.2.2 Sơ đồ phân bố lực: Hình 4.1:Sơ đồ phân bố lực trên2 trục 4.2.3 Lực tác dụng từ các bộ truyền bánh răng: Fr=1925,81(N) ; Fkn=193,90(N) •Lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng 4.3 Xác định sơ bộ đường kính trục: Trục I: với [τ] ứng suất cho phép [τ]=12÷30(MPa);ta chọn [τ]=20MPa Chọn Trục II: Chọn với [τ] ứng suất cho phép [τ]=12÷30(MPa) Do trục 2 lớn nên ta chọn [τ]=25MPa 4.4 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực: Tra bảng 10.2[1] với :d1=25(mm);d2=35(mm) Ta có chiều rộng ổ lăn trên các trục: b01=17(mm);b02=21(mm) *Trục I: -Chiều dài mayơ bánh răng trụ: lm13=(1,2÷1,5)d1=(1,2÷1,5).25=(30÷37,5)(mm)chọn lm13=35mm -Chiều dài mayơ của nửa khớp nối: lm12=(1,4÷2,5)d1=(1,4÷2,5).25=(35÷62,5)(mm) chọn lm12=59(mm) - Khoảng cách côngxôn trên trục I tính từ khớp nối đến gối đỡ: lc12=0,5(lm12+b01)+k3+hn=0,5(59+17)+15+20=73(mm) -Tra bảng 10.4[1] ta có: •l13=0,5(lm13+b01)+k1+k2=0,5(35+17)+10+10=46(mm) •l12= -lc12= -73(mm) •l11=2l13=2.46=92(mm) Với trị số các khoảng cách chọn k1=k2=10;k3=15;hn=20 ta tra trong bảng 10.3[1] Trên trục I ta có *Trục II: -Chiều dài mayơ bánh răng trụ: lm23=(1,2÷1,5)d2=(1,2÷1,5).35=(42÷52,5)(mm)chọn lm23=48mm -Chiều dài mayơ đĩa xích: lm22=(1,2÷1,5)d2=(1,2÷1,5).35=(42÷52,5)(mm)chọn lm22=48mm - Khoảng cách côngxôn trên trục II tính từ đĩa xích đến gối đỡ: lc22=0,5(lm22+b02)+k3+hn=0,5(48+21)+15+20=69,5(mm) -Tra bảng 10.4[1] ta có: •l23=0,5(lm23+b02)+k1+k2=0,5(48+21)+10+10=54,5(mm) •l22= -lc22= -69,5(mm) •l21=2.l23=2.54,5=109(mm) Với trị số các khoảng cách chọn k1=k2=10;k3=15;hn=20 ta tra trong bảng 10.3[1] Trên trục II ta có: •Dựa vào các yếu tố công nghệ ta chọn: d23= d21=40(mm) ; d20=35(mm) ; d22=45(mm) 4.5.2 Trục II a)Lực tác dụng lên trục và các mômen: •Phương trình mômen tại 2-1 trong mặt phẳng (zoy): •Theo phương oy: •Phương trình mômen tại 2-1 trong mặt phẳng (zox): •Theo phương ox: b)Biểu đồ mômen c)Mô men uốn tổng, mô men tương đương và đường kính: Trong đó : +)Mj ,Mtđj,dj -lần lượt là môment uốn tổng,môment tương đương,đường kính trục tại các tiết diện j trên chiều dài trục. +)Myj,Mxj-mô men uốn trong mặt phẳng yoz và zox tại các thiết diện thứ j. +)[σ]-ứng suất cho phép chế tạo trục,tra bảng 10.5[1] có [σ]=65MPa •Tiết diện 2-0: •Tiết diện 2-1: • Tiết diện 2-2: • Tiết diện 2-3: Chọn d)Chọn và kiểm nghiệm then: Chọn then bằng thỏa mãn điều kiện: Trong đó: -σd,[ σd]:Ứng suất dập và ứng suất dập cho phép; [ σd]=100MPa tra bảng 9.5[1] -τc,[ τc]:Ứng suất cắt và ứng suất cắt cho phép [ τc]=40÷60MPa khi chịu tải trọng va đập nhẹ -T-Mô men xoắn trên trục -d-đường kính trục -lt,h,b,t –kích thước tra bảng 9.1a[1] •Tại vị trí lắp bánh răng: lt= (0,8÷0,9)lm23=(0,8÷0,9).48=(38,4-43,2)Chọn lt=40(mm) Thỏa mãn. Tại vị trí lắp xích: lt= (0,8÷0,9)lm23=(0,8÷0,9).48=(38,4-43,2)Chọn lt=40(mm) Thỏa mãn e)Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi: Kết cấu trục cần đảm bảo hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện: Trong đó: [s]-Hệ số an toàn cho phép;[s]=2,5 sσjvà sτj-Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tại tiếp diện j: ; Trong đó:σ-1 ,τ-1-giới hạn mỏi uốn và mỏi xoắn ứng với chu kỳ đối xứng. Với thép 45 có σb=600MPa ; σ-1=0,436 σb=262MPa τ-1=0,58 σ-1=152MPa Theo bảng 10.7[1] ta có hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi:ψσ=0,05 , ψτ=0. Các trục của hộp giảm tốc đều quay,ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng,do đó: ; Tiết diện nguy hiểm trên trục I là tiết diện lắp bánh răng(tiết diện 1-1) Theo công thức trong bảng 10.6[1]và tra thông số của then trong bảng 9.1a[1]với trục có 1 rãnh then ta có: Trục có 1 rảnh then: Khi trục quay 1 chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động do đó: Theo công thức trong bảng 10.6[1]và tra thông số của then trong bảng 9.1a[1]với trục không có rãnh then ta có: Trục có 1 rảnh then: Kσdj và Kτdj- Hệ số xác định theo công thức: ; Trong đó: Kx-Hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt,phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt .Theo bảng 10.8[1] với yêu cầu các trục được gia công trên máy tiện,tại cá tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt Ra=2,5÷0,63 μm,chọn Kx=1,06 Ky-Hệ số tăng bền bề mặt trục,không dùng phương pháp tăng bền có Ky=1 εσ, ετ –Hệ số kích thước,kể đến ảnh hưởng của tiết diện trục đến giới hạn mỏi theo bảng 10.10[1] ta có: εσ=0,88 ; ετ=0,81 Kσ , Kτ-Hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn.Tra bảng 10.12[1] có: Kσ=1,76 ; Kτ=1,54 Do đó ta có: ; Từ các kết quả tính toán trên ta có: Thỏa mãn điều kiện bền. f)Chọn và kiểm nghiệm ổ lăn trục II: •Chọn ổ: Ta có: Fat=334,73(N) Ta chọn ổ đở chặn cở nặng hẹp Tra theo bảng P2.11[1] có các thông số của ổ lăn: Ký hiệu ổ d mm D mm D1 mm d1 mm B mm C1 mm T mm r mm r1 mm α (o) C kN C0 kN 66408 40 110 27 27 2,5 1,2 12 52,7 38,8 Bảng 4.5.2: Các thông số ổ đũa đở trên trục II. •Kiểm nghiệm ổ theo khả năng tải động: Với ổ bi đỡ chặn: Q=(XVFr+YFa)kt,kđ -V –hệ số kể đến vòng nào quay;với vòng trong quay có V=1 -kt –hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ,có kt=1 khi nhiệt độ θ=1050 -kđ-hệ số kể đến đặc tính tải trọng,tra bảng 11.3[1] ta có kđ=1,1 -X-hệ số tải trọng hướng tâm -Y-hệ số tải trọng dọc trục Ta có :ổ đũa côn Fs=eFr,trong đó e=1,5tgα=1,5.tg120=0,32 Ta có: Q1=(X1VFr1+Y1Fa1).kt.kđ=1.1.2152,84.1,1=2368,12(N) Tra bảng 11.4[1] có: X0=0,4; Y0=0,4cotgα=0,4.cotg120=1,88 Q0=(X0VFr0+Y0Fa0).kt.kđ=(0,4.1.2324,67+1,88.1023,64).1.1,1=2854,31(N) Ta thấy Q0>Q1 nên tính theo ổ “0”,ổ “0”chịu lực lớn hơn. Với m bậc của đường cong mỏi;ổ bi có m=3 L:tuổi thọ (triệu vòng quay); (triệu vòng) Thỏa mãn. •Kiểm nghiệm ổ theo khả năng tải tĩnh: Với C0-khả năng tải tĩnh của ổ;C0=38,8kN Qt-tải trọng tĩnh quy ước; Qt=X1Fr1+Y1Fa1 Tra bảng 11.6[1] ta có: X1=0,5 ; Y1=0,22cotgα=0,22cotg120=1,04 → Qt=0,5.2152,84 +1,04.409,16=1501,95(N)=1,5(kN) Qt=1,5kN < C0=38,8kN thỏa mãn. PHẦN IV: TÍNH LỰA CHỌN KẾT CẤU: Tính lựa chọn kết cấu: Tính kết cấu của vỏ hộp: Vỏ hộp của hộp giảm tốc có nhiệm vụ đảm bảo vị trí tương đối giữa các chi tiết và bộ phận máy, tiếp nhận tải trọng do các chi tiết lắp trên vỏ truyền tới , đựng dầu bôi trơn, bảo vệ các chi tiết may tránh bụi. Chỉ tiêu cơ bản của hộp giảm tốc là độ cứng cao và khối lượng nhỏ, vì vậy vật liệu nên dùng của hộp giảm tốc là GX15-32 Các kích thước của hộp giảm tốc: Tên gọi Biểu thức tính toán Kết