Xem mẫu
- MỞ ĐẦU !
Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nôi dung không th ể thi ếu v ới ch ương
trình đào tạo kĩ sư cơ khí nhằm cung cấp cho sinh viên những kiến thức cơ sở
về kết cấu máy và các quá trình cơ bản khi thiết kế máy.Trong quá trình h ọc
môn Chi tiết máy em dã được làm quen với nh ững kiến thức c ơ b ản v ề k ết c ấu
máy , các tính năng cơ bản của các chi tiết máy th ường g ặp.Đ ồ án môn h ọc Chi
tiết máy là kết quả đánh giá thực chất nhất quá trình học tập môn Chi ti ết
máy,Chế tạo phôi,dung sai….
Hộp giảm tốc là thiết bị không thể thiếu trong các máy cơ khí,nó có nhiêm vụ
biến đổi vận tốc vào thanh một hay nhiều vận tốc ra tùy thuộc vào công dụng
của máy.Khi nhận đồ án thiết kế Chi tiết máy thầy giao cho, em đã tìm hi ểu và
cố gắng hoàn thành đồ án môn học này.
Trong quá trình làm em đã tìm hiểu các vẫn đề sau:
_ Cách chọn động cơ điện cho hộp giảm tốc.
_ Cách phân phối tỉ số truyền cho các cấp trong hộp giảm tốc.
_ Các chỉ tiêu tính toán và các thông số cơ bản của hộp giảm tốc.
_ Các chỉ tiêu tính toán,chế tạo bánh răng và trục.
_ Cách xác định thông số của then.
_ Kết cấu, công dụng và cách xác định các thông số cơ bản của vỏ hộp và
các chi tiết có liên quan.
_ Cách lắp ráp các chi tiết lại với nhau thành một kết cấu máy hoàn chỉnh
_ Cách tính toán và xác định chế độ bôi trơn cho các chi tiết tham gia
truyền động
- PHẦN 1. TÍNH ĐỘNG HỌC
I.Chọn động cơ:
1.1. Xác định công suất đặt trên trục động cơ : (KW)
Trong đó : (KW)
Với : F là lực kéo trên băng tải (N), v là vận tốc dài trên băng tải (m/s).
(KW)
η : là hiệu suất truyền động :
Tra bảng 2.3[I] - trang 19 ta có :
= 0,92 Hiệu suất bộ truyền xích để hở.
=1 Hiệu suất khớp nối.
= 0,992 Hiệu suất một cặp ổ lăn được che kín.
= 0,97 Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ che kín.
η = 1 . 0,9923 . 0,92 . 0,97 = 0,8711
(KW)
1.2. Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ điện :
nsb = nct.Usb
Trong đó nct : là tốc độ của bộ phận công tác
Usb = Usbh . Usbng :Tỷ số truyền sơ bộ của hệ thống.
Với Usbng = Ux < 2,5 chọn Ux = 2,0 .
Tra bảng 2.4[I] - trang 21,ta chọn tỉ số truyền của hộp giảm t ốc 1 c ấp bánh răng
trụ: Usbh = 4.
Usb = 4 . 2,0 = 8,0. nsb = nct.Usb = 79,12 . 8,0= 632,96 (vòng/phút).
Chọn tốc độ đồng bộ của động cơ điện : nđb = 750(vòng/phút).
1.3. Chọn động cơ.
Ta chọn động cơ thoả mãn : Pđc Pyc (KW) ,
nđc ≈ nđb (vòng/phút).
Tra bảng P1.1[I] - trang 234,ta chọn loại động cơ đi ện có kí hi ệu :
4A112MA8Y3 , với các thông số :
+Công suât động cơ: Pđc = 2,2 KW.
+Vận tốc quay: n = 705 (vòng/phút)
+η% = 76,5.
+Cos ϕ = 0,71.
+ ;
+ .
- II. Phân phối tỷ số truyền.
2.1 Xác định tỉ số truyền chung cho cả hệ thống :
2.2 Phân phối tỉ số truyền trong hộp giảm tốc :
Chọn tỷ số của bộ truyền ngoài : Ux = 2,30.
Vậy ta có: Uc = 8,91.
Ux = 2,30.
Ubr = 3,87.
III. Xác định các thông số trên các trục :
3.1 Số vòng quay.
Số vòng quay trên trục động cơ là: ndc = 705 (vòng/phút).
Số vòng quay trục I : n1=ndc=705 (vòng/phút).
Số vòng quay trục II: n2 ===182,2 (vòng/phút).
Số vòng quay trên trục công tác: n===79,2 (vòng/phút).
3.2 Công suất trên các trục
Công suất trên trục công tác: Pct =1,5 (KW).
Công suất trên trục II: P2===1,64 (KW).
Công suất trên trục I: P1===1,70 (KW).
Công suất thực của trục động cơ: (KW).
3.3 Tính momen xoắn trên các trục.
Áp dụng công thức : Ti=9,55.106. ta có:
Mô men xoắn trên trục động cơ :
Tđc = 9,55. 106. (N.mm).
Mô men xoắn trên trục I:
T1= (N.mm).
Mô men xoắn trên trục II:
T2 = (N.mm).
Mô men xoắn trên trục công tác:
Tct = 9,55. 106. (N.mm).
3.4 Bảng thông số động học.
Từ những kết quả tính toán trên ta có bảng sau:
Trục Động cơ I II Công tác
Thông số
1 3,87 2,30
T.S truyền
- n (vg/ph) 705 705 182,2 79,2
P (KW) 1,72 1,70 1,64 1,50
T (N.mm) 23299 23028 85960 181054
PHẦN 2. TÍNH TOÁN, THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY
I. TÍNH BỘ TRUYỀN XÍCH
Các thông số ban đầu:
P2=1,64 KW;
n2=182,2 vòng/phút ;
T2=85960 N.mm ;
ux=2,3;
=0.
1.1Chọn loại xích.
Vì tải trọng không lớn và vận tốc nhỏ, nên ta chọn xích ống con lăn.Xích ống
con lăn có ưu điểm là: độ bền mòn của xích ống con lăn cao h ơn xích ống, ch ế
tạo nó không phức tạp; do đó, nó được dùng rất rộng rãi trong kĩ thuật.
1.2.Chọn số răng đĩa xích.
Với ux=2,3, ta chọn số răng đĩa xích nhỏ là:
Z1 = 29-2. ux=29-2.2,3 = 24,4> Zmin =19.
Chọn Z1 = 25 (răng)
Số răng đĩa xích lớn: Z2 = ux.Z1 =2,3.25 = 57,5< > Zmax =120.
Chọn Z2 = 57 (răng).
1.3.Xác định bước xích p.
Để đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mòn của bộ truyền xích ta có:
Pt= P.k.kn. .kz[P].
Với + P : Là công suất cần truyền qua bộ truyền xích.P= P2=1,64 KW.
+kn:Là hệ số vòng quay. Chọn số vòng quay của đĩa cơ sở của đĩa nhỏ
là:
n01=200 (vòng/phút) → kn=n01/n1=200/182,2 = 1,1.
+ kz:Là hệ số răng : kz =
+k = kđ.k0.ka.kđc.kbt.kc ; trong đó:
kđ: hệ số tải trọng động. Đề bài cho tải trọng va đạp nhẹ, nên ta chọn kđ = 1,35.
- k0 : hệ số ảnh hưởng của kích thước bộ truyền.Do đường nối tâm các đĩa xích
trùng với phương ngang. Nên k0 = 1.
ka: hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích ;chọn
a = 38.p; suy ra ka = 1.
kđc: hệ số kể đến việc điều chỉnh lực căng xích . Do điều chỉnh bằng một
trong các đĩa xích. Nên kđc = 1.
kbt: hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn . Vì môi trường làm việc có bụi,
bôi trơn đạt yêu cầu nên chọn kbt =1,3.
kc : hệ số kể đén chế độ làm việc của bộ truyền ; kc = 1,25 (làm việc 2 ca)
⇒ k = 1. 1. 1. 1,35. 1,3. 1,25 = 2,19375.
Như vậy ta có : Pt = 1,64.1,1.1.2,19375= 3,958 kW
Tra bảng 5.5 tttk hdđck, với n01 =200 vòng/phút.chọn bộ truyền xích một dãy có:
bước xích : p = 19,05 mm ;
đường kính chốt : dc=5,96mm ;
chiều dài ống : B=17,75 mm ;
công suất cho phép : [P]=4,80 kW.
Thỏa mãn điều kiện mòn: Pt[P]=4,80 kW
Đồng thời nhỏ hơn bước xích cho phép : p < pmax
1.4.Xác định khoảng cách trục và số mắt xích.
Khoảng cách trục sơ bộ: a=38p=38.19,05=723,9 mm
Theo công thức 5.12 số mắt xích:
Lấy số mắt xích chẵn : Xc =118.
Tính lại khoảng cách trục theo công thức 5.13:
a*=
Để xích không chịu lực căng quá lớn ta phải giảm khoảng cách trục một lượng
∆a = 0,003. a* = 0,003. 727=2,181 mm
Vậy lấy khoảng cách trục : a = a* - ∆a= 727 – 2,181 = 724,819 (mm).
Chọn a = 725 (mm).
Số lần va đập của bản lề xích trong một giây, tính theo công thức (5.14):
i = < imax=35 (bảng 5.9).
- 1.5.Tính kiểm nghiệm về độ bền xích.
Kiểm nghiệm quá tải theo hệ số an toàn (chịu tải trọng l ớn khi m ở máy và ch ịu
va đập khi vận hành)
Theo công thức (5.15) : S = [S]
Trong đó
Theo bảng ( 5.2 ) tttk hdđ ck T1, ta có: Q = 31800 N ; q1 = 1,9 kg ;
Hệ số tải trọng động: kđ = 1,2
Ft –lực vòng ;
v = = 25.19,05.182,2/60000=1,45 m/s
Ft =1000P/v = 1000.1,64/1,45 = 1131 N
Fv :lực căng do lực li tâm gây ra: Fv = q.v2= 1,9. 1,452 = 3,995 N
F0 :lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động gây ra :
F0 = 9,81.kf .q.a = 9,81.6.2,6. 725.0,001 = 81.08 N
(hệ số võng : kf = 6 do bộ truyền nằm ngang)
Do đó: S =
⇒ S >[S] = 8,2 (theo bảng 5.10)
Vậy bộ truyền xích làm việc đủ bền
1.6 Xác định thông số của đĩa xích
Theo công thức ( 5.17 ) và bảng (3.4),
Đường kính vòng chia:
d1 = mm
d2 = mm
Đường kính vòng đỉnh đĩa xích:
da1 = p.[0,5 + cotg(180/Z1)] =19,05.[ 0,5 + cotg(180/25)] = 160,32 mm
da2 = p.[0,5 + cotg(180/Z2)] = 25,4.[ 0,5 + cotg(180/57)] = 354,81 mm
Bán kính đáy: r = 0,5025dl + 0,05 =0,5025.11,91+0,05 = 6,03 mm
Với dl = 11,91 mm ( tra bảng 5.2/78)
Đường kính vòng chân đĩa xích:
df1 = d1- 2r = 151,99 – 2.6,03 = 139,93 (mm)
df2 = d2- 2r =345,81- 2.6,03 = 333,75 (mm)
-Kiểm nghiệm răng đĩa xích về độ bền tiếp xúc:
Theo công thức (5.18) :
H1= 0,47≤ [σH1 ]
Trong đó:
[σH1 ]- Ứng suất tiếp xúc cho phép
Chọn vật liệu là thép 45 , tôi cải thiện sẽ đạt được độ rắn HB=210 ta có
[σH1]=600 Mpa
Lực va đập : Fvd = 13.10-7.n1.p3.m = 13.10-7.182,2.19,053.1 = 1,638N
- Hệ số tải trọng động : Kđ=1,35 (bảng 5.6)
kđ=1(sử dụng 1 dãy xích).
Hệ số ảnh hưởng của số răng đến đĩa xích : Kr = 0,42 (vì Z1 =25 )
Diện tích bản lề : A = 106 mm2 (tra bảng (5.12)với p=19,05 mm, xích ống con
lăn một dãy)
Mô dun đàn hồi: E = 2,1.105 Mpa
=530 MPa
σH1
- Khoảng cách trục a 725 mm
II.TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH TRỤ RĂNG NGHIÊNG.
Thông số đầu vào:
P = PI = 1,70 (KW)
T1 = TI = 23028 (N.mm)
n1 = nI = 705 (vòng/phút)
u = ubr = 3,87
Lh = 22000 (giờ)
2.1. Chọn vật liệu bánh răng:
Hộp giảm tốc chịu công suất nhỏ , nên chọn vật lịêu có độ rắn HB ≤ 350, bánh
răng được thường hoá hoặc tôi cải thiện.Tra bảng 6.1/92 tttkhddck tập 1 ta có:
Với
Bánh lớn: + Nhãn hiệu thép: thép 45
+ Chế độ nhiệt luyện: thường hoá
+Độ rắn: HB=170…217
+Chọn HB2=190
+Giới hạn bền:
+Giới hạn chảy:
Bánh nhỏ : + Nhãn hiệu thép: thép 45
+ Chế độ nhiệt luyện: tôi cải thiện
+Độ rắn: HB=192…240
+Chọn HB1=200
+Giới hạn bền:
+Giới hạn chảy:
2.2.Xác định ứng suất cho phép
2.2.1.Ứng suất tiếp xúc cho phép[σH] và ứng suất uốn cho phép [σF]
theo công thức 6.1 và 6.2:
Trong đó:
ZR -hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt răng làm việc
Zv - hệ xố xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng
KxH – hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh ăng
YR – hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt răng
- YS –hệ số xét đến độ hạy của vật liệu đối với tập chung ưngs suất
KxF –hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn.
Tính thiế kế, ta lấy sơ bộ:
SH, SF –hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn. tra bảng 6.2 ta có :Bánh chủ
động: SH1=1,1; SF1=1,75.
Bánh bị động: SH2=1,1; SF2=1,75.
-Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép ứng với chu kì cơ sở
Ta có
+Bánh chủ động:
+Bánh bị động:
.
KHL, KFL -hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và ch ế độ tải
trọng của bộ truyền, xác định theo công thức 6.3 và 6.4:
mH, mF-bậc của đường cong mỏi khi thử về độ bền tiếp xúc và uốn.
Vì HB < 350: mH = 6, mF = 6.
NHO, NFO – số chu kì ứng suất khi thử về độ bền tiếp xúc và uốn.
NFO=4.106.
NHE, NFE - số chu kì thay đổi ứng suất tương đương.
Do tải trọng tĩnh nên ta có:
NHE = NFE =60.c.n.ti
Trong đó:
c- số lần ăn khớp trong một vòng quay (c=1)
n- vận tốc vòng của bánh răng
Lh=ti - Tổng số giờ làm việc (thời hạn phục vụ)
Lh=22000 (giờ).
Ta có: NHE1 = NFE1 =60.c.n1.Lh= 60.1.705.22000 = 930,6. 107
NHE2 = NFE2 =60.c.n2.Lh= 60.1.705/3,84.22000 = 24,2. 107
Do:
NHE1 = 930,6. 107 > NHO1 = 9,99. 106 Suy ra KHL1 = 1
- NHE2 = 24,2. 107 > NHO2 = 8,83. 106 Suy ra KHL2 = 1
NFE1 = 930,6. 107 > NFO1 = 9,99. 106 Suy ra KFL1 = 1
NFE2 = 24,2. 107 > NFO2 = 8,83. 106 Suy ra KFL2 = 1
Do đó, ta có:
=470/1,1.1.1=427,3 MPa
=450/1,1.1.1=409,1 MPa
=360/1,75.1.1=205,7 MPa
=342/1,75.1.1=195,4 Mpa
Do đây là bộ truyền bánh trụ răng nghiêng nên suy ra:
=(+)/2=(427,3+490,1)/2=418,2 ( MPa).
2.2.2.Ứng suất cho phép khi quá tải
ch2) =2,8. ch1 = 2,8.400 = 1260 (Mpa)
1max = 0,8ch1=0,8.450= 360 ( Mpa)
2max = 0,8ch2=0,8.340=272 (Mpa)
2.3. Xác định sơ bộ khoảng cách trục.
Theo công thức (6.15a):
là mômen xoắn trên trục chủ động. T1 = TI = 23028 (N.mm)
- ứng suất tiếp xúc cho phép. = 418,2 ( MPa).
Ka,– hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng.
tra Bảng 6.5 ta có: Ka=43
-hệ số chọn theo bảng 6.6: .chọn =0,3
Chọn theo bảng 6.7 với =0,5.0,3.(3,87+1)=0,7305
- hệ số khi xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng khi tính
theo sức bền tiếp xúc và uốn.Tra bảng 6.7/98 [1] với
=07305,, và sơ đồ bố trí là sơ đồ 6 .Chọn được:
= 1,03 ; = 1,05
Chọn aw=105 (mm).
2.4 Xác định các thông số ăn khớp.
2.4.1.Xác định môđun pháp m:
m = (0,010,02) aw= 1,052,1
Chọn m = 1,5.
2.4.2.Xác định số răng.
Chọn sơ bộ góc nghiêng =140.Suy ra cos=0,970296
Công thức 6.31 ta có:
- Số răng bánh nhỏ:
Chọn Z1=28 (răng)
Số răng bánh lớn
=3,87.28=108,36 (răng)
Chọn Z2= 107 (răng)
Tỷ số truyền thực ut=: Z2/ Z1=107/28= 3,821
Sai lệch tỷ số truyền ∆U = .
Vì ∆U = 1,27%< 4% , suy ra thoả mãn.
2.4.3.Xác định góc nghiêng của răng.
Tính lại góc
=15021’ (thỏa mãn )
Góc ăn khớp αtw
Góc nghiêng của răng trên mặt trụ cơ sở
2.5. Xác định các hệ số và một số thông số động học
Tỷ số truyền thực tế: ut= 3,821
Đưòng kính vòng lăn cặp bánh răng:
dw1=2aw(ut+1) = 2.105/(3,821+1)=43,56( mm)
dw2=2aw - dw1= 166,44 (mm)
Vận tốc vòng của bánh răng:
v=πdw1n1/60000 = 3,14.43,56.705/60000= 1,6 (m/s)
Với bánh răng trụ răng nghiêng và v = 1,6 (m/s) tra bảng 6.13/106 [1] ta đựoc cấp
chính xác của vbộ truyền là: CCX=9.
Tra phụ lục 2.3/250[1], với: +CCX=9
+HB
- =1,37
Hệ số tập trung tải trọng: = 1,03 ; = 1,05(chọn ở mục 2.3).
2.6.Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng.
2.6.1.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
Công thức 6.33:
ZM –Hệ số xét đến cơ tính của vật liệu bánh răng
Bảng 6.5: Zm = 274[MPa]1/3 .
ZH –hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
Zε-hệ số xét đến sự trùng khớp của hai bánh răng , xác định theo h ệ s ố trùng
khớp dọc tính theo công thức:
; với bw là bề rộng vành răng.
Khi đó theo công thức (6.36c):
.
và hệ số trùng khớp ngang εα có thể tính gần đúng theo công thức:
KH –hệ số tải trọng khi tính toán tiếp xúc
Thay vào ta được:
Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép ;
Ứng suất tiếp xúc cho phép[σH] được tính theo công thức
=418,2.0,95.1.1=379,29 MPa
Ta thấy H< và( H ).100%/
- =1%
- (hệ số kể đén sự trùng khớp, với εα là hệ số trùng khớp ngang).
(hệ số kể đến độ nghiêng của răng).
- hệ số dạng răng của bánh 1 và 2 phụ thuộc vào số răng tương đương
.
Tra bảng 6.18,với hệ số dịch chỉnh x=0, ta có:
- hệ số tải trọng khi tính về uốn.
.
Vậy:
Và:
Do : σF1=63,99MPa < [σF1]1 = 215,985 Mpa;
σF2=60,62MPa < [σF2]2 = 205,17 Mpa
Do vậy bánh răng đảm bảo điều kiện bền về uốn.
2.6.3.Kiểm nghiệm về quá tải:
Ứng suất tiếp xúc cực đại:
- hệ số quá tải :
Ứng suất uốn cực đại
2.7. Các thông số hình học của cặp bánh răng:
- Đường kính vòng chia :
- Đường kính đỉnh răng :
-Đường kính vòng cơ sở:
db1=d1cosα=43,55.cos200=40,92 mm
db2=d2cosα=166,44.cos200=156,40 mm
-Khoảng cách trục chia: a=( d1+d2)/2= (43,55+166,44)/2= 104,995 (mm)
-Đường kính chân răng :
- 2.8. Bảng tổng kết các thông số của bộ truyền bánh răng nghiêng
Như vậy ta có bảng thông số chính của bộ truyền:
Thông số Kí hiệu Giá trị
Khoảng cách trục chia a 104,995 mm
Khoảng cách trục aw 105 mm
Số răng Z1 28 răng
Z2 107 răng
Đường kính vòng chia d1 43,55 mm
d2 166,44 mm
Đường kính chân răng df1 39,8 mm
df2 162,8 mm
Đường kính vòng lăn dw1 43,56 mm
dw2 166,44 mm
Đường kính đỉnh răng da1 46,55 mm
da2 169,44 mm
Đưòng kính cơ sở db1 40,92 mm
db2 156,40 mm
Hệ số dịch chỉnh x1 0
x2 0
Góc profin gốc α 200
Góc profin răng αt 20040’
Góc ăn khớp αtw 20040’
Hệ số trùng khớp ngang εα 1,795
Hệ số trùng khớp dọc 1,77
Mô đun pháp m 1,5 mm
Góc nghiêng của răng 15021’
- III. CHỌN KHỚP NỐI
3.1. Mô men xoắn cần truyền.
T=Tđc =23,299Nm;
Mômen tính Tt=k.T=1,2.23,299=27,9588 Nm.
Trong đó (k là hệ số tải trọng động chọn theo bảng 9-1)
Chọn k= 1,2
Tra bảng phụ lục P1.7 với động cơ 4A112MA8Y3 ta có :
dđc= d1= 32 mm.
Đường kính trục cần tính: dt= dđc=32 mm
Tra bảng B16.10./68 với: Tt =27,9588 Nm <
dt= 32 mm <
ta chọn nối trục có các thông số kích thước chủ yếu sau :
Thông số Kí hiệu Giá trị
Mô men xoắn lớn nhất có thể truyền được 125 N.m
Đường kính lớn nhất có thể có của trục nối 32 mm
Số chốt z 4 chốt
Đường kính vòng tâm chốt D0 90 mm
Chiều dài phần tử đàn hồi l3 28 mm
Chiều dài đoạn công xon của chốt l1 34 mm
Đườgn kính của chốt đàn hồi dc 14 mm
3.2. Chọn vật liệu:
Nối trục làm bằng gang CЧ21-40; chốt bằng thép 45 thường hóa, vòng đàn hồi
bằng caosu.
ứng suất dập cho phép của vòng caosu:[σ]d=2 (N/mm2)
ứng suất uốn cho phép của chốt: [σ]u=60(N/mm2)
3.3. Kiểm nghiệm sức bền đập của vòng caosu:
; thoả mãn.
3.4. Kiểm nghiệm sức bề uốn của chốt:
- ; thoả mãn.
3.5. Lực tác dụng lên trục.
Fkn =0,2. Ft
Với Ft = 2.T/D0 = 2.23299/ 90 = 517,76 N
Suy ra Fkn = 0,2.517,76= 103,55 N.
IV. TÍNH TRỤC
4.1. Tính sơ bộ đường kính trục
4.1.1. Chọn vật liệu.
Sử dụng thép C45, thường hoá, có HB = 170…217,
σb= 600 Mpa, σb= 340 Mpa, Ứng suất xoắn cho phép [τ] = 15..30 Mpa
4.1.2. Tính sơ bộ đường kính trục
(mm)
-Trục I chọn [τ] = 15Mpa, TI =23028 N.mm
-Trục II chọn [τ] = 20 Mpa, TII =85960 N.mm
Suy ra:
(mm)
(mm)
Chọn sơ bộ đường kính trục là:
-Chọn d1sb=20mm, theo bảng (10.2), ta được chiều rộng ổ lăn b10=15mm.
-Chọn d2sb=30mm, theo bảng (10.2), ta được chiều rộng ổ lăn b10=19mm.
4.2. Xác định lực tác dụng lên trục và bánh răng
-Lực tác dụng lên bộ truyền xích: Fx = 1300,65 N
-Lực tác dụng lên trục từ khớp nối: Fkn =103,55 N
-Lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng:
Ft1= Ft2=
Fr1 = Fr2 =
Fa1 = Fa2=
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 đĩa xích và may ơ bánh răng trụ1 lm=(1,2…1,5)dsb=>lm13=(1,2…
1,5)d1=(1,2…1,5)20=(24…30 ) mm
Chọn lm13= 30 mm
lmx=(1,2…1,5)d2=(1,2…1,5).30= (36…45) mm
Chọn lmx= 45 mm
-Chiều dài may ơ khớp nối:
lm12=(1,4…2,5)d1=(1,14…2,5).20= (28…50) mm
Chọn : lm12=45 mm
-Chiều dài may ơ bánh răng 2:
- lm12=(1,2…1,5)d2=(1,2…1,5).30= (36…45) mm
Chọn lm12= 45 mm
-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=15 mm;
-Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ k3=10mm;
-Chiều cao nắp ổ và đầu bulông: hn=15mm
4.3.1. Với trục I
l12 = 0,5.(lm12 + b01) + k3 + hn = 0,5.(45 +15)+10+15=55=>l12 =55mm
l13= 0,5.(lm13+b01)+k1 + k2=0,5.(30+15) +10+15= 47,5 mm
l11 = 2.l13 = 2.47,5= 95 mm
4.3.2. Với trục II
l21 = l11 =95 mm ;
l23 = l13 = 47,5 mm ;
l22= 0,5.(lmx+b02)+k3 + hn=0,5.(45+19) +10+15= 57 mm
- 4.4. Xác định phản lực lên các gối trục
- Rx10 (2)
Rx11
(1)
(0)
Fr1 Ft1 Fk
Ry10 Ry11
Fa1
l13=47,5 l12=55
l11=95
z
x
Fa y
Ft2
Fr2 Ry21
Ry20 Rx20
Rx21
(3) (0) (2) (1)
Fx
l23=47,5
l22=57 l21=95
- Do trục yêu cầu tính chi tiết là trục I nên ta ch ỉ c ần xác đ ịnh giá tr ị các ph ản l ực
lên các gối trục của trục I.Chọn hệ toạ độ như hình vẽ.
Ta có :
Ry11 =(Fr1.(l11 -l13 )+ Fa1 .dw1 /2)/ l11
= (413,57.(95-47.5) + 290,24.43.56/2) / 95 = 273,33 (N) > 0 đúng chi ều đã
chọn.
Ry10 = Fr1- Ry11 =413,57 – 273,33= 140,24 (N) >0 ; đúng chiều đã chọn
Rx11 =(Ft1.(l11 -l13 )- Fk .(l12 +l11 ))/ l11
= (1057,3.(95-47,5) – 103,55.(55+95))/95 = 365,15 (N) >0; đúng chi ều
đã chọn.
Rx10 = Ft1-Rx11 - Fk = 1057,3 -365,15 – 103,55 = 588,6 (N)>0
Đúng chiều đã chọn.
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=30mm
-Tại tiết diện lắp ổ lăn: d20=d21=25mm
-Tại tiết diện lắp đĩa xích: d23=22mm
+Chọn then:
Tra bảng 9.1a/173 [I] với d22=30mm ta chọn được then có các thông số sau:
b = 8 mm
h = 7 mm
t1=4 mm
t2=2,8 mm
rmin=0,16 mm
rmax=0,25 mm
Chiều dài then bằng : lt=0,8. lm22= 0,8.45 = 36 mm
4.5.2.Tính chi tiết trục I
nguon tai.lieu . vn