Xem mẫu
- Nguyễn Quang Kim 20171473 Mã đề: 1/HD12 GVHD: TS. Phạm Minh Hải
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
ĐỀ SỐ 1: THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI
PHẦN 1: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
Bảng thông số đầu vào:
Thiết kế hệ dẫn động xích tải
Lực kéo băng tải: F = 2200 (N)
Vận tốc băng tải: v = 1.75 (m/s)
Số răng đĩa xích tải: Z = 14
Bước xích tải: p = 70 (mm)
Thời gian phục vụ: Lh = 18000 (h)
Số ca làm việc: soca = 3 (ca)
Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền
ngoài α = 450
Đặc tính làm việc: va đập vừa
1.1 Công suất làm việc
(kW)
1.2 Hiệu suất hệ dẫn động
(1 cặp bánh răng, 2 cặp ổ lăn, 1 bộ truyền xích, 1 khớp nối)
Trong đó tra bảng ta được:
Hiệu suất bộ truyền bánh răng: = 0,97 (bánh răng trụ, răng nghiêng, che
kín)
Hiệu suất bộ truyền xích: = 0,93 (để hở)
Hiệu suất ổ lăn: = 0,99
Hiệu suất khớp nối: = 1 (nối trục đàn hồi)
= 0,97.0,992.0,93.1= 0,884
1.3 Công suất cần thiết trên trục động cơ
(kW)
1.4 Số vòng quay trên trục công tác
(v/ph)
1
- Nguyễn Quang Kim 20171473 Mã đề: 1/HD12 GVHD: TS. Phạm Minh Hải
1.5 Chọn tỷ số truyền sơ bộ
Theo bảng chọn sơ bộ:
Tỷ số truyền bộ truyền xích: =3
Tỷ số truyền bộ truyền bánh rang trụ = 4 (hộp giảm tốc 1 cấp)
= 3.4 = 12
1.6 Số vòng quay trên trục động cơ
=107,143.12 = 1285,716 (v/ph)
1.7 Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ
Chọn = 1500 (v/ph)
1.8 Chọn động cơ
Từ Pyc = 4.355 kW & nđb =1500 v/ph
Tra Danh mục các động cơ điện tổng hợp từ Catalog của HEM và sách TTTK
HDĐ CK của Trịnh Chất và Lê Văn Uyển.
Tmax/ Khối lượng TK
Kiểu động cơ Pđc (KW) d(mm) Tdn
4A112M4Y3 5.5 32 1425 2.2 56
1.9 Phân phối tỷ số truyền
Tỷ số truyền của hệ: = 13.3
Chọn tỷ số truyền của hộp giảm tốc ubr= 4
Tỷ số truyền của bộ truyền ngoài: = 3.325
Vậy ta có:
1.10 Tính các thông số trên trục
Công suất trên trục công tác: Pct=Plv=3.85 (KW)
Công suất trên trục II:
= 4.18 (KW)
Công suất trên trục I:
= 4.353 (KW)
Công suất trên trục động cơ:
= 4.397 (KW)
2
- Nguyễn Quang Kim 20171473 Mã đề: 1/HD12 GVHD: TS. Phạm Minh Hải
Số vòng quay trên trục động cơ: ndc= 1425 (v/ph)
Số vòng quay trên trục I:
= 1425 (v/ph)
Số vòng quay trên trục II:
=356,25 (v/ph)
Số vòng quay trên trục công tác:
= 107,143 (v/ph)
Môment xoắn trên trục động cơ:
= 29467,61 (N.mm)
Môment xoắn trên trục I:
(N.mm)
Môment xoắn trên trục II:
(N.mm)
Môment xoắn trên trục công tác:
(N.mm)
1.11 Lập bảng thông số
Thông số/ trục Động cơ I II Công tác
ukn=1 ubr=4 ux=3,325
P(KW) 4,397 4,353 4,18 3,85
n(v/ph) 1425 1425 356,25 107,143
T(N.mm) 29467,61 29172,74 112053,33 343162,86
PHẦN 2: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH
Thông số yêu cầu:
P = PII = 4,18 (KW)
T1 = TII = 112053,33 (N.mm)
n1 = nII = 356,25 (v/ph)
u = ux = 3,325
α = 450
3
- Nguyễn Quang Kim 20171473 Mã đề: 1/HD12 GVHD: TS. Phạm Minh Hải
2.1 Chọn loại xích
Do điều kiện làm việc chịu va đập vừa và công suất nhỏ nên chọn loại
xích con lăn.
2.2 Chọn số răng đĩa xích
Z1 = 29 – 2u = 29 – 2.3,325 = 22,35 Chọn Z1 = 23
Z2 = u.Z1 = 3,325.23 = 76,5 Chọn Z2 = 77
Tỉ số truyền thực: uth=
Sai lệch so với lý thuyết:
2.3 Xác định bước xích
Bước xích p được tra bảng với điều kiện Pt ≤[P], trong đó:
Pt – Công suất tính toán:
Ta có:
Chọn bộ truyền xích thí nghiệm là bộ truyền xích tiêu chuẩn, có số răng
và vận tốc vòng đĩa xích nhỏ nhất là:
Do vậy ta tính được:
kz – Hệ số hở răng:
kn – Hệ số vòng quay:
Hệ số phân bố không đều tải trọng giữa các dãy xích, chọn 2 dãy xích
nên kd =1,7
k = k0kakđckbtkđ.kc trong đó:
k0 – Hệ số ảnh hưởng của vị trí bộ truyền: Tra bảng với α = 45 0 ta được
k0 = 1
ka – Hệ số ảnh hưởng của khoảng cách trục và chiều dài xích:
Chọn a = (30 ÷ 50)p => Tra bảng ta được ka = 1
kđc – Hệ số ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích (chọn điều
chỉnh bằng 1 trong số các đĩa xích)
Tra bảng => kđc = 1
kbt – Hệ số ảnh hưởng của bôi trơn: Tra bảng , ta được k bt = 1,3 (bộ
truyền ngoài làm việc trong môi trường có bụi , chất lỏng bôi trơn đạt yêu cầu)
kđ – Hệ số tải trọng động: Tra bảng , ta được kđ = 1.4 (đặc tính va đập
vừa)
4
- Nguyễn Quang Kim 20171473 Mã đề: 1/HD12 GVHD: TS. Phạm Minh Hải
kc – Hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền: Tra bảng với số ca làm
việc là 3 ta được kc = 1,45
k = k0kakđckbtkđkc = 1.1.1.1.1,3.1,4.1,45 = 2,639
Công suất cần truyền P = 4,18 (KW)
Do vậy ta có:
= 4,18. = 7,92 (KW)
Tra bảngvới điều kiện ta được:
Bước xích: p = 19,05 (mm)
Đường kính chốt: dc = 5,96 (mm)
Chiều dài ống: B = 17,75 (mm)
Công suất cho phép: [P] = 8,38 (KW)
2.4 Xác định khoảng cách trục và số mắt xích
Chọn sơ bộ:
a= 40.p = 40.19,05 = 762 (mm)
Số mắt xích:
Chọn số mắt xích là chẵn: x = 132
Chiều dài xích L =x.p =132.19,05 = 2514,6 (mm).
Để xích không quá căng cần giảm a một lượng:
Do đó:
Chọn khoảng cách trục a = 760 mm
Số lần va đập của xích i:
Tra bảng với loại xích ống con lăn, bước xích p = 19,05 (mm) => Số lần
va đập cho phép của xích: [i] = 35
2.5 Kiểm nghiệm xích về độ bền
, với:
Q – Tải trọng phá hỏng: Tra bảng với p = 19,05 (mm) dòng 2 dãy xích ta
được:
Q = 72 (kN)
Khối lượng 1m xích: q = 3,5 (kg).
Kđ – Hệ số tải trọng động: chọn Kđ =1,7 ứng với chế độ làm việc nặng
Ft – Lực vòng:
5
- Nguyễn Quang Kim 20171473 Mã đề: 1/HD12 GVHD: TS. Phạm Minh Hải
Với:
Fv – Lực căng do lực ly tâm sinh ra:
F0 – Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra:
, trong đó:
kf – Hệ số phụ thuộc độ võng của xích: Do α =450 => kf = 2 (trang 85 và
86 tài liệu tham khảo số [1])
[s] – Hệ số an toàn cho phép: Tra bảng với p = 19,05 (mm);
Với n1 = 400 (v/ph) ta được [s] = 10,2
Do vậy:
2.6 Xác định thông số của đĩa xích
Đường kính vòng chia:
Đường kính đỉnh răng:
Bán kính đáy: với tra theo bảng với p=19,05 ta được: 11,91(mm)
Đường kính chân răng:
Kiểm nghiệm răng đĩa xích về độ bền tiếp xúc:
, trong đó:
Kđ – Hệ số tải trọng động: Theo bảng 5.6 trang 82 tài liệu [1] với tài trọng
va đập vừa được Kđ = 1,4
A – Diện tích chiếu của bản lề: Tra bảng với p = 19,05 (mm), lo ại 2 dãy
xích được:
A = 180 (mm2)
kr – Hệ số ảnh hưởng của số răng đĩa xích, tra bảng ở trang 87 tài liệu [1]
theo số răng Z1 = 23 ta được kr = 0,44 (nội suy tuyến tính)
kđ – Hệ số phân bố tải trọng không đều giữa các dãy kđ = 1,7
Fvđ – Lực va đập trên m dãy xích:
E – Môđun đàn hồi:
do E1 = E2 = 2,1.105 MPa : Cả hai đĩa xích cùng làm bằng thép.
Do vậy:
6
- Nguyễn Quang Kim 20171473 Mã đề: 1/HD12 GVHD: TS. Phạm Minh Hải
Tra bảng ta chọn vật liệu làm đĩa xích là thép 45, với các đặc tính tôi cải
thiện, có
2.7 Xác định lực tác dụng lên trục
trong đó:
kx – Hệ số kể đến trọng lượng của xích:
kx =1,05 vì α ≥ 450 (trang 88 tài liệu số [1])
=>
2.8 Tổng hợp các thông số của bộ truyền xích
Bảng: Thông số của bộ truyền xích
Bước xích (mm) p = 19,05
Số dãy xích 2
Số mắt xích 132
Số răng đĩa xích nhỏ Z1 = 23
Số răng đĩa xích lớn Z2 =77
Khoảng cách trục (mm) a = 760
Đường kính đỉnh răng đĩa xích nhỏ (mm) da1 = 148,12
Đường kính đỉnh răng đĩa xích lớn (mm) da2 = 476,18
Vật liệu đĩa xích và nhiệt luyện Thép 45, tôi cải thiện
Tỷ số truyền thực Uth = 3,348
Sai lệch tỉ số truyền so với yêu cầu 0,69%
Môi trường làm việc Có bụi
Chế độ bôi trơn Bôi trơn đầy đủ
Cách điều chỉnh vị trí trục Điều chỉnh nhờ 1 trong các đĩa xích
Góc nghiêng đường nối hai tâm đĩa xích α = 45ᵒ
Lực tác dụng lên trục (N) Fr= 1688,1
7
- Nguyễn Quang Kim 20171473 Mã đề: 1/HD12 GVHD: TS. Phạm Minh Hải
8
- Nguyễn Quang Kim 20171473 Mã đề: 1/HD12 GVHD: TS. Phạm Minh Hải
PHẦN 3: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG
Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng
Thông số đầu vào:
P=PI= 4,35 (KW)
T1=TI= 29172,74 (N.mm)
n1=nI= 1425 (v/ph)
u=ubr=4
Lh=18000 (h)
3.1 Chọn vật liệu bánh răng
Tra bảng , ta chọn:
Vật liệu bánh răng lớn:
Nhãn hiệu thép: 45
Chế độ nhiệt luyện: Tôi cải thiện
Độ rắn: Ta chọn HB2=235
Giới hạn bền σb2=750 (MPa)
Giới hạn chảy σch2=450 (MPa)
Vật liệu bánh răng nhỏ:
Nhãn hiệu thép: 45
Chế độ nhiệt luyện: Tôi cải thiện
Độ rắn: HB=241÷285, ta chọn HB1= 260
Giới hạn bền σb1=850 (MPa)
Giới hạn chảy σch1=580 (MPa)
3.2 Xác định ứng suất cho phép
a. Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép:
, trong đó:
Chọn sơ bộ:
SH, SF – Hệ số an toàn khi tính toán về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn:
Tra bảng với:
Bánh răng chủ động: SH1= 1,1; SF1= 1,75
Bánh răng bị động: SH2= 1,1; SF2= 1,75
Ứng suất tiếp xúc và uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở:
=>
Bánh chủ động:
Bánh bị động:
9
- Nguyễn Quang Kim 20171473 Mã đề: 1/HD12 GVHD: TS. Phạm Minh Hải
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 mH = 6 và mF = 6
NHO, NFO – Số chu kỳ thay đổi ứng suất khi thử về ứng suất tiếp xúc và
ứng suất uốn:
NHE, NFE – Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương: Do bộ truyền chịu
tải trọng tĩnh => NHE= NFE= 60c.n.t∑ , trong đó:
c – Số lần ăn khớp trong 1 vòng quay: c=1
n – Vận tốc vòng của bánh răng
t∑ – tổng số thời gian làm việc của bánh răng
Ta có: NHE1> NHO1 => lấy NHE1= NHO1 => KHL1= 1
NHE2> NHO2 => lấy NHE2= NHO2 => KHL2= 1
NFE1> NFO1 => lấy NFE1= NFO1 => KFL1= 1
NFE2> NFO2 => lấy NFE2= NFO2 => KFL2= 1
Do vậy ta có:
Do đây là bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng =>
=> 513,65(MPa)
b. 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
=> Ka= 43 MPa1/3 (cả 2 đều làm từ thép)
T1 – Moment xoắn trên trục chủ động: T1 = 29172,74 (N.mm)
[σH] Ứng suất tiếp xúc cho phép: [σH] = 513,65 (MPa)
u – Tỷ số truyền: u = 4
Tra bảng với bộ truyền đối xứng, HB
- Nguyễn Quang Kim 20171473 Mã đề: 1/HD12 GVHD: TS. Phạm Minh Hải
Do vậy:
Chọn aw = 100 (mm)
3.4 Xác định các thông số ăn khớp
a. Mô đun pháp
m = (0,01÷0,02)aw = (0,01÷0,02).100 = 1÷2 (mm)
Tra bảng chọn m theo tiêu chuẩn: m = 2 (mm).
b. Xác định số răng
Chọn sơ bộ β = 140
Ta có:
, lấy Z1= 19.
Z2= u.Z1= 4.19 = 76
Tỷ số truyền thực tế:
Sai lệch tỷ số truyền: 0%
- Nguyễn Quang Kim 20171473 Mã đề: 1/HD12 GVHD: TS. Phạm Minh Hải
KHα , KFα – Hệ số phân bố không đều tải trọng trên các đôi răng khi tính về
ứng suất tiếp xúc, uốn: Tra bảng với nội suy ta được:
3.6 Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng
a. Kiểm nghiệm về ứng suất tiếp xúc
Ứng suất tiếp xúc cho phép:
ZR=1 (chọn Ra ≤ 1,25…0,63µm), Zv =1(do HB ZM = 274 MPa1/3 (cả 2 bánh răng đều làm từ thép)
ZH – Hệ số kể đến hình dạng của bề mặt tiếp xúc:
– Hệ số sự 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:
bw – chiều rộng vành răng:
lấy bw = 30(mm).
Thay vào ta được:
Ta có
=> Thoả mãn
b. Kiểm nghiệm độ bền uốn
Ứng suất uốn cho phép của bánh chủ động và bị động:
Trong đó: YR=1, YS=1,080,0695.ln(m)=1,080,0695.ln(2)=1,03
KxF=1(da ≤400mm)
KF – Hệ số tải trọng khi tính về uốn
Yε – Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:
12
- Nguyễn Quang Kim 20171473 Mã đề: 1/HD12 GVHD: TS. Phạm Minh Hải
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 với:
Zv1 =22,161
Zv2 = 88,643
x1 = 0
x2 =0
Kết hợp với nội suy tuyến tính ta được:
Thay vào ta có:
c. Kiểm nghiệm về quá tải:
Kqt – Hệ số quá tải:
(tra theo động cơ ở phần 1 động học)
Do vậy:
3.7 Một vài thông số hình học của cặp bánh răng
Đường kính vòng chia:
Khoảng cách trục chia:
Đường kính đỉnh răng:
Đường kính đáy răng:
Đường kính vòng cơ sở:
Góc prôfin gốc: α = 200.
3.8 Bảng tổng kết các thông số của bộ truyền bánh răng
Lực vòng Ft1 = Ft2 = (N)
Lực dọc trục Fa1 = Fa2= Ft1.tgβ=1458,64.tg18,195ᵒ = 479,44 (N)
13
- Nguyễn Quang Kim 20171473 Mã đề: 1/HD12 GVHD: TS. Phạm Minh Hải
Lực hướng tâm Fr1 = Fr2= Ft1.tgαtw = 1458,64.tg20,96ᵒ = 558,75 (N)
Bảng: Thông số của bộ truyền bánh răng trụ
Khoảng cách trục aw = 100 mm
(mm)
Chiều rộng vành bw= 30 mm
răng (mm)
Mô đun (pháp) mn = 2
Góc nghiêng của β = 18,195ᵒ
rang
Hướng răng bánh Nghiêng phải
nhỏ
Độ nhám bề mặt Ra = 1,20,63
răng (μm)
Tỷ số truyền thực ut = 4
Sai lệch tỉ số truyền 0%
so với yêu cầu
Cấp chính xác 9
Số răng Z1 = 19 Z2 = 76
Hệ số dịch dao x1 = 0 x2 = 0
Vật liệu và độ rắn bề mặt C45, 260HB C45, 235HB
Đường kính lăn dw1 = 40 dw2 = 160
Đường kính đỉnh rang da1 = 44 da2 = 164
Đường kính đáy rang df1 = 35 df2 = 155
Lực vòng (N) Ft1 = 1458,64 Ft2 = 1458,64
Lực hướng tâm (N) Fr1 = 558,75 Fr2 = 558,75
Lực dọc trục (N) Fa1 = 479,44 Fa2 = 479,44
PHẦN 4: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC
4.1 Tính toán khớp nối
Thông số đầu vào:
Mô men cần truyền: T = Tđc = 29467,61 (N.mm)
14
- Nguyễn Quang Kim 20171473 Mã đề: 1/HD12 GVHD: TS. Phạm Minh Hải
Đường kính trục động cơ: dđc = 32 (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 =32 (mm)
Tt – Mô men xoắn tính toán: Tt = k.T với:
k – H ệ số chế độ làm việc, phụ thuộc vào loại máy. Tra bảng
ta lấy k = 1,7
T – Mô men xoắn danh nghĩa trên trục:
T = Tđc = 29467,91 (N.mm)
Do vậy:
Tt = k. T = 1,7.29467,91= 50095,45 (N.mm)
Tra bảng với điều kiện:
Ta được các thông số khớp nối như sau:
Tra bảng với: ta được:
4.1.2 Kiểm nghiệm khớp nối
a. Kiểm nghiệm sức bền dập của vòng đàn hồi:
, trong đó:
Ứng suất dập cho phép của vòng cao su. Ta lấy ;
Do vậy, ứng suất dập sinh ra trên vùng đàn hồi:
b. Điều kiện bền của chốt:
15
- Nguyễn Quang Kim 20171473 Mã đề: 1/HD12 GVHD: TS. Phạm Minh Hải
, trong đó:
Ứng suất cho phép của chốt. Ta lấy
Do vậy ứng suất sinh ra trên chốt:
4.1.3 Lực tác dụng lên trục
Ta có:; lấy trong đó:
4.1.4 Các thông số cơ bản của nối trục vòng đàn hồi:
Thông số Ký hiệu Giá trị
Mô men xoắn lớn nhất có thể truyền được 125 (N.m)
Đường kính lớn nhất có thể của trục nối 32 (mm)
Số chốt Z 4
Đường kính vòng tâm chốt D0 90 (mm)
Chiều dài phần tử đàn hồi l3 28 (mm)
Chiều dài đoạn công xôn của chốt l1 34 (mm)
Đường kính của chốt đàn hồi d0 14 (mm)
4.2. Thiết kế trục
4.2.1 Chọn vật liệu
Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 có σb = 600 MPa, ứng suất xoắn cho
phép
[τ] = 12 ÷ 30 Mpa.v
4.2.2 Xác định lực tác dụng
a, Sơ đồ lực tác dụng lên các trục:
16
- Nguyễn Quang Kim 20171473 Mã đề: 1/HD12 GVHD: TS. Phạm Minh Hải
b. Xác định giá trị các lực tác dụng lên trục, bánh răng:
Lực tác dụng lên trục từ bộ truyền xích: Fx = 1688,1 (N) (theo bảng tổng
kết phần 2)
Lực tác dụng lên trục từ khớp nối: Fkn = 130,968 (N)
Lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng: (theo bảng tổng kết chương 2)
Lực vòng: 1458,64 (N)
Lực hướng tâm: 558,75 (N)
Lực dọc trục: 79,44 (N)
4.2.3 Xác định sơ bộ đường kính trục
Với trục I: , trong đó:
TI – Mô men xoắn danh nghĩa trên trục I: TI = 29172,74(N.mm)
[τ] Ứng suất xoắn cho phép [τ] = 15 ÷ 30 (MPa) với trục vào hộp giảm
tốc ta chọn [τ] = 15 (MPa)
(mm)
Với trục II:
TII – Mô men xoắn danh nghĩa trên trục II: TII = 112053,33 (N.mm)
[τ] Ứng suất xoắn cho phép [τ] = 15 ÷ 30 (MPa) với trục vào hộp giảm
tốc ta chọn [τ] = 20 (MPa)
(mm)
Ta chọn:
4.2.4 Xác định sơ bộ khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực
a. Xác định chiều rộng ổ lăn trên trục
Tra bảng với:
Ta được chiều rộng ổ lăn trên các trục:
4.3 Xác định sơ bộ khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực
Vì hộp giảm tốc 1 cấp, nên ta có:
Chiều dài may ơ của khớp nối
(nối trục vòng đàn hồi)
Chọn lmc1 = 46 mm
Chiều dài may ơ bánh răng trụ
lm=(1,2…1,5)dsb
lm1 =(1,2…1,5)d1=(1,2…1,5).25=(30…37.5 ) mm
17
- Nguyễn Quang Kim 20171473 Mã đề: 1/HD12 GVHD: TS. Phạm Minh Hải
Chọn lm1= 34 mm
Chọn
Chiều dài may ơ đĩa xích:
Chọn
Các kích thước khác liên quan đến chiều dài trục, chọn theo bảng
Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp, hoặc
khoảng cách giữa các chi tiết quay: k1=10 mm;
Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp:k2= 5 mm;
Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ k3=20 mm;
Chiều cao nắp ổ và đầu bulông: hn=20 mm
4.3.1. Với trục I
l1c = 0,5.(lmc1 + b01) + k3 + hn = 0,5.(46 +17)+20+20= 71,5 mm
l12= 0,5.(lm1+b01)+k1 + k2=0,5.( 34 +17)+10+5= 40,5 mm
l11 = 2.l12 = 2.40,5 = 81 mm
4.3.2. Với trục II
L21 = l11 = 81 mm ;
l22 = l12 = 40,5 mm ;
l2c= 0,5.(lmc2+b02)+k3 + hn=0,5.(36+19) +20+20= 67,5 mm
18
- Nguyễn Quang Kim 20171473 Mã đề: 1/HD12 GVHD: TS. Phạm Minh Hải
4.4 Xác định các lực tác dụng lên gối đỡ
Thông số đầu vào:
Lực tác dụng lên trục I từ khớp nối: Fkn = 130,968 (N)
Lực tác dụng lên trục II từ bộ truyền xích: Fx = 1688,1 (N) chiếu lên
2 trục được Fxx = Fx.cos(45) = 1193,67 N Fxy= Fx.cos(45)= 1193,67
N
Lực tác dụng lên bánh răng: Ft = Ft1 = Ft2 = 1458,64 (N)
Fr = Fr1 = Fr2 = 558,75 (N)
19
- Nguyễn Quang Kim 20171473 Mã đề: 1/HD12 GVHD: TS. Phạm Minh Hải
Fa = Fa1 = Fa2 = 479,44 (N)
Trục I:
O Z
X
Y
FyD FyC
D Fr1 C
FxD Fa1 Ft1 FxC Fkn
40,5 40,5 71,5
Từ hệ phương trình cân bằng lực:
Trong đó:
Fi – Lực thành phần
Mi – Mômen uốn
li – Cánh tay đòn
Ta có :
=0
4.5 Tính thiết kế trục
4.5.1. Tính sơ bộ trục II
+Với d2sb = 30mm. Ta chọn đường kính các đoạn trục:
Tại tiết diện lắnp bánh răng: d22 =34 mm
Tại tiết diện lắp ổ lăn: d21 = d23=30mm
Tại tiết diện lắp đĩa xích : d20 =28 mm
+Chọn then:
Tra bảng 9.1a trang 173 tài liệu [I] với d22 = 34 mm, d20 =28 mm. ta chọn được
then có các thông số sau:
20
nguon tai.lieu . vn