Đồ án chi tết máy

Chia sẻ: Vando Phuong | Ngày: | Loại File: DOC | Số trang:46

Thêm vào BST

Báo xấu

205
lượt xem 46
download

Download Vui lòng tải xuống để xem tài liệu đầy đủ

Xác định công suất cần thiết , số vòng quay sơ bộ hợp lý của động cơ điện và chọn động cơ điện: - Công suất cần thiết được xác định theo công thức: P = Trong đó: Pct là công suất cần thiết trên trục động cơ(kW). P là công suất tính toán trên trục máy công tác (kW). là hiệu suất truyền động. - Hiệu suất truyền động: =ol2¬¬. br. d tgk … Trong đó:

Chủ đề:

Bình luận(0) Đăng nhập để gửi bình luận!

Lưu

Nội dung Text: Đồ án chi tết máy

§å ¸n TKHTDDCK GVHD:Th.s NguyÔn Quang Huy Luận văn tốt nghiệp Đề tài: Chi tiết máy 1
§å ¸n TKHTDDCK GVHD:Th.s NguyÔn Quang Huy MỤC LỤC A. Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền 3 I . Xác định công suất cần thiết , số vòng quay sơ bộ hợp lý của động cơ điện và chọn động cơ điện: ....................................................................... 3 II. Xác định tỉ số truyền động U của toàn bộ hệ thống và phân phối tỷ số truyền cho từng bộ truyền của hệ thống dẫn động , lập bảng công suất , mô men xoắn , số vòng quay trên các trục: ........................................... 4 B. Thiết kế các bộ truyền………………………………………………………………5 I. Chọn vật liệu: ..................................................................................................... 5 II. Xác định ứng suất cho phép: .............................................................................. 6 III. Tính bộ truyền cấp nhanh ................................................................................. 7 IV. Tính b ộ truyền cấp chậm: .................................Error! Bookmark not defined. V .Tính bộ truyền ngoài......................................................................................... 11 C. Thiết kế trục và then……………………………………………………………….16 I . Chọn vật liệu ................................ .................................................................... 17 II.Tính thiết kế trục về độ bền............................................................................... 19 III. Tính mối ghép then............................................................................................. IV. Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi ..............Error! Bookmark not defined. V .Tính kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh ................ Error! Bookmark not defined. V I.Kiểm nghiểm độ cứng xoắn............................... Error! Bookmark not defined. D. ổ lăn………………………………………………………………………………….Erro r! Bookmark not defined. I. Tính cho trục 1 .................................................... Error! Bookmark not defined. II.Tính cho trục 2 .................................................... Error! Bookmark not defined. III.Tính cho trục 3 .................................................. Error! Bookmark not defined. E. Nối trục đ àn hồi……………………………………………………………………35 G.Tính kết cấu vỏ hộp ……………………………………………………………….36 I.V ỏ hộp ............................................................................................................... 36 H. Bôi trơn hộp giảm tốc…………………………………………………………….40 I. Các phương pháp bôi trơn trong và ngoài hộp giảm tốc .................................... 41 K- X ác định và chọn các kiểu lắp……………………………………………………42 M- phương pháp lắp ráp hộp giảm tốc………………………………….................... 45 I-Phương pháp lắp ráp các tiết máy trên trục. ....................................................... 45 II- Phương pháp điều chỉnh sự ăn khớp bộ truyền . .............................................. 45 III.Phương pháp điều chỉnh khe hở các ổ lăn. ....................................................... 45 Tài liệu tham khảo ................................................................................................ 46 2
§å ¸n TKHTDDCK GVHD:Th.s NguyÔn Quang Huy A. CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN I . Xác định công suất cần thiết , số vòng quay sơ bộ hợp lý của động cơ điện và chọn động cơ điện: - Công suất cần thiết được xác định theo công thức: P P ct = t η Trong đó: Pct là công suất cần thiết trên trục động cơ(kW). P t là công suất tính toán trên trục máy công tác (kW).  là hiệu suất truyền động. - Hiệu suất truyền động:  = ol2. br. d tgk … Trong đó: ol=0,97: là hiệu suất của một cặp ổ lăn. br=0,97: hiệu suất của 1 bộ truyền bánh răng d=0,95 là hiệu suất của bộ truyền đai tg=0,8 là hiệu suất của ổ tang k=0,98 là hiệu suất của nối trục  = 0,972.0,97. 0,95. 0,8 .0,98 = 0,67 Thay số: - tính Pt : Trường hợp tảI trọng không đổi Pt = Plv +Xác định Plv : khi tính sơ bộ ta bỏ qua ma sát ở puli. F =3000(N) Vd =1,3 (m/s) F .V 3000.1,3  Plv =  3,9 (kw)  1000 1000 Pt 3,9  Pct = = 5,82(kw)   0,67 - X ác định số vòng quay sơ bộ hợp lý của động cơ điện. 60.1000.Vd 60.1000.1,3 nlv = =88,72(v/p)   .D 3,14.280 Theo bảng 2- 4 Trang 21/ tập 1, ta chọn sơ bộ - Tỉ số truyền bánh răng 1 cấp : u = 4 -Bộ truyền đai thang: iđ = 4 - Số vòng quay sơ bộ của động cơ: n sb = n lv . ut =nlv .u.iđ =88,72.4.4 = 1 419,52 Trong đó: n sb là số vòng quay đồng bộ 3
§å ¸n TKHTDDCK GVHD:Th.s NguyÔn Quang Huy n lv là số vòng quay của trục máy công tác ở đây là trục tang u t là tỷ số truyền của toàn bộ hệ thống - Thay số n sb = 1419,52 (v/p) ; chọn n db = 1500(v / p) - Chọn quy cách động cơ: Động cơ được chọn phải thoả mãn ba điều kiện sau: Tmm Tk nđc nsb; Pđc>Pct.; .  T Tdn Theo bảng phụ lục p1.2/1/ sách tt thiết kế CTM với Pct=5,65 (KW) và nđb=1500 v/hp ta chọn được động cơ có : Ký hiệu D k52 – 4 Công suất động cơ Pđc=7 kw Vận tốc quay ndc=1440 Tỷ số Tk = 1,5 Tdn So với điều kiện trên ta có: Pđc=7> Pct=5,82 nđc = 1440  nsb = 1419,52 [v/ph]. T Tk = 1,5 > mm  1 Tdn T II. Xác định tỉ số truyền động U t của toàn bộ hệ thống và phân phối tỷ số truyền cho từng bộ truyền của hệ thống dẫn động , lập bảng công suất , mô men xoắn , số vòng quay trên các trục: - Xác đ ịnh tỷ số truyền u t của hệ thống dẫn động n ut = dc n lv Trong đó: n dc là số vòng quay của động cơ. n lv là số vòng quay của trục tang. 1440 Thay số ut = = 16,23 88,72 - Phân phối tỷ số truyền của hệ dẫn động u t cho các bộ truyền u t =u n .u h ut Chọn un theo tiêu chuẩn un = 4 uh = = 4,06 un Đây là hộp giảm tốc bánh răng trụ 1 cấp với uh = 4,06 4
§å ¸n TKHTDDCK GVHD:Th.s NguyÔn Quang Huy - Xác định công suất, mô men và số vòng quay trên các trục: - D ựa vào sơ đồ dẫn động ta có : +Trục I Với Pct = 5,82 kw P 1 = P ct . η .η o1  5,82.0,95.0,97  5,36kw d n1 =ndc/ud = 1440/4= 360(v/p) p1 5,36  1,42.10 5 Nmm  T1  9,55.10 6.  9.55.10 6. n1 360 +Trục II P 2  P .η br .η o1  5,36.0,97.0,97  5,05kw 1 n1 360  88,9v / p  n2  u1 4,06 5,05  5,42..10 5 Nmm   T2  9,55.10 6. 88,9 - Dựa vào kết quả tính toán ở trên ta có bảng sau: Trục Động cơ 1 2 Thông số Công suất P lv kw  5 ,82 5,36 5,05 Tỷ số truyền U 2,02 4,06 Số vòng quay 1440 360 88,9 n v / p  Mô men xoắn 1,42.105 5 ,05.105 T(Nmm) B. THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN. I. Chọn vật liệu: - Với đặc tính của động cơ cùng với yêu cầu bài ra và quan điểm thống nhất hoá trong thiết kế nên ta chọn vật liệu hai cấp bánh răng như nhau . Theo bảng 6-1 chọn Bánh nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện có HB = 241285 lấy giá trị HB =245 ; σ b1  850 Mpa  ; σ ch1  580 Mpa  5
§å ¸n TKHTDDCK GVHD:Th.s NguyÔn Quang Huy Bánh lớn : Để tăng khả năng chạy mòn nhiệt luyện với độ rắn mặt răng nhỏ hơn từ 1015HB nên ta chọn thép 45 tôi cải thiện có HB = 192240 lấy giá trị HB =230 ; σ b 2  750Mpa ; σ ch 2  450Mpa II. Xác định ứng suất cho phép: - Theo bảng 6-2 với thép 45 tôi cải thiện thì : σ 0 lim  2 HB  70 ; S H  1,1 ; σ 0 lim  1,8HB ; S F  1,75 H F - Chọn độ rắn bánh nhỏ HB 1 =245 ; độ rắn bánh lớn HB 2 =230 σ 0 lim 1  2 HB 1  70  2.245  70  560Mpa  H σ 0 lim 1  1,8.HB 1  1,8.245  441Mpa  F σ 0 lim 2  2 HB 2  70  2.230  70  530Mpa  H σ 0 lim 2  1,8.HB 2  1,8.230  414Mpa  F - Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc N H 0  30 H 2, 4 thay số Theo 6-5 HB N Ho1  30.2452, 4  16,26.10 6 ; N Ho2  30.230 2, 4  13,97.10 6 - Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn N Fo  4.10 6 với tất cả các loại thép - Do bộ truyền chịu tải trọng tĩnh : NHE = NFE = 60.C.n. t  Trong đó : c là số lần ăn khớp trong 1vòng quay. n là số vòng quay trong một phút. t  là tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét. NHE2 = 60.1.721,8.88,9.14000 = 8,83.10 7 >NHO2 lấy Thay số KHL2=1 Tương tự NHE1>NHO1  KHL1 =1 NHE3>N HO3  KHL3 =1 NHE4>N HO4  KHL4 =1 K HL Áp dụng công thức 6-1a tập 1 : σ H   σ 0 lim . H SH Sơ bộ xác định chọn : Zr.ZV.K xh =1 ; σ H 1  560. 1  509Mpa  ; 1,1 σ H 2  530. 1  481,8(Mpa ) ; 1,1 -Tính NFE =60.C.n.tI 6
§å ¸n TKHTDDCK GVHD:Th.s NguyÔn Quang Huy NFE2 = >NFO  K FL2 = 1 Tương tự ta có : KFL1 = KFL3 = KFL4 = 1 KK Theo 6-2a σ F   σ 0 lim . FC . FL F SF Sơ bộ xác định được 1 σ F 1  441.1.  252Mpa  1.75 1 σ F 2  236,6Mpa   414.1. 1,75 -Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải σ H max1,3  2,8.σ ch1,3  2,8.580  1624 Mpa  σ H max 2,4  2,8.σ ch2,4  2,8.450  1260 Mpa  σ F1 max 1,3  0,8.σ ch1,3  0,8.580  464Mpa  σ F 2 max 2,4  0,8.σ ch2,4  0,8.450  360Mpa  III. Tính bộ truyền bánh răng 1. Xác định sơ bộ khoảng cách trục T1.K Hβ a w  k a u1  1.3 Trong đó σ H 2 .u1.ψba K a là hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và lo ại răng 1 Tra bảng 6 -5 tập 1 được k a  49.5Mpa  3 T1 Mô men xoắn trên trục bánh chủ động T1 = 1,42.105 N mm Theo bảng 6-6 chọn  ba  0,3  ψ bd  0,53.ψ ba .u  1  0,53.0,3.4.05  1  0,80 Theo bảng 6-7 sơ đồ 3  K Hβ =1,03 Thay vào trên 1,42.10 5.1,03 aw  49.5.4.06  1.3  199,4mm 481,8 2.4,05.0,3 2. Xác định thông số ăn khớp , mô đun Theo 6-17 m  0,01  0,02a w  0,01  0,02.199,4 =  m  1,994  3,988 theo bảng tiêu chuẩn 6-8 chọn m = 3 2a 1 2.199,4 Z    26,27 m1 .(u1  1) 3(4.06  1) - Xác định số răng bánh nhỏ :  = 0 Theo công thức 6-19 tập 1 Lấy tròn Z1 =26 răng Theo 6-20 Z2 =u2.Z1 = 4.06.26 = 105,56 làm tròn Z2 = 106 răng Tính lại khoảng cánh trục : 7
§å ¸n TKHTDDCK GVHD:Th.s NguyÔn Quang Huy m1 ( z1  z 2 ) 3( 26  106) a 1    198 2 2 Chọn aw =200 Z 2 106 Tỷ số truyền thực u m    4,08 Z1 26 Kiểm tra lại : u1  u m 4,08  4.06 .100%  0,49%  4%  tho ả mãn đk TST  u1 4.06 3. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc Theo 6-33 tập 1 2.T1.K H .u m1  1 σ H  Z M .Z H .Z ε . Trong đó : 2 bw .u m1.d w1 Z M là hệ số kể đến cơ tính của vật liệu tra bảng 6-5 được 1 Z M  274Mpa  3 Z H hệ số kể đến hình dáng bề mặt tiếp xúc 2 ZH  sin 2α tw 2.  ZH   1,76 sin 2.20 Do đó Z  là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng được tính theo công thức (6.36). 4  a  1  1 Zε với ε α  1,88  3,2.     1,73  Z1 Z 2   3  4  1,73  Zε   0,87 3 dw1=2.aw/(u +1) = 2.200/(106/26+1) = 78,8 mm K H là hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc K H  K Hβ .K Hα .K Hv Trong đó K H là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng Tra bảng 6 -7 tập 1  K Hβ  1,03 K H là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng ăn khớp 8
§å ¸n TKHTDDCK GVHD:Th.s NguyÔn Quang Huy Theo bảng (6.13) .Chọn cấp chính xác chính xác 8 theo 6.14 K H =1 K HV là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp ν H .b w .d w 3 a với ν H  δ H .g 0 .v. w K HV  1  2.T2 .K Hβ .K Hα um Vận tốc vòng π.d w1 .n 1 V= 60000  3,14.78,8.360  1,48 m V  s 60000 Tra bảng 6 -15 ; 6-16 tập 1  δ H  0,006; g 0  56 200 ν H  0,006.56.1,48.  3,49 4,06 bw  ψ ba .a w  0,3.200  60mm 3,49.60.78,8  K HV  1   1,06 2.1,42.10 5.1,03.1 Thay vào 6-33 2.1,42.10 5.1,03.1.1,06.4,06  1  417,5Mpa σ H  274.1,73.0,87. 60.4,06.78,8 2 X ác định chính xác ứng suất cho phép : σ H   σ H .Z V .Z R .K XH = 481,8.0,89.0,95.1 = Theo 6-1 407,4 Mpa Cấp chính xác động học là 8 chọn mức chinh xác tiếp xúc là 8 Khi đó gia công đạt độ nhám R a  2,5  1,25µm   Z R  0,95 .Zv = 0,85.v0,1 = 0,89 Đường kính đỉnh răng d a1  700; d a 2  700  K XH  1 Như vạy với aw =190  h
§å ¸n TKHTDDCK GVHD:Th.s NguyÔn Quang Huy 1 với ε α hệ số trùng khớp ngang Yε εα 1 ε α  1,74  Yε   0,57 1,74 Y  Hệ số kể đến dộ nghiêng của răng do β  0  Yβ  1 Y F 1 , YF 2 Hệ số dạng răng của bánh 1và bánh 2 Ta có Zv1=Z1 = 26 ,Zv2=Z2=106 Tra bảng 6 -18 được YF1  3,90, YF 2  3,6 K F Hệ số tải trọng khi tính về uốn K F  K Fβ .K Fα .K FV Trong đó: KF = 1,252 . Tra bảng 6 -7 với ψ bd =0,83 KF = 1,27 tra bảng 6.14 aw ν F .b w .d w3 với ν F  δ F .g 0 .V K FV = 1 + 2T2 .K Fβ .K Fα um δ F  0,016 ; ν  2,64 ; g0=56 Trong đó: 200  ν F  0,016.56.1,48  9,31 4,06 9,31.60.78,8 K FV=1+  1,1 2.1,42.10 5.1,252.1,27 K F=1,1.1,252.1,27= 1,75 Thay vào 6.43 ta có 2.1,42.10 5.1,75.0,57.1.3,9  77,89Mpa   F1  60.78,8.3 Y 3,6  71,9Mpa   F 1 F 1  77,89.  F2 YF 1 3,9 - X ác định chính xác ứng suất uốn cho phép : []’ = []tk.YR.Y S.KXF YR =1 ; YS =1,08 - 0,0695ln(2,5) = 1,016 KXF =1 vì d < 400mm  []1 = 176,41.1,002.1= 180,3 (Mpa)  []2 = 165,6.1,1.1,002 = 169,2(Mpa) Như vậy độ bền uốn thoả mãn 5. Kiểm nghiệm răng về quá tải T Theo 6.48 K qt= max  1,3 T σ H max  σ H K qt  457,71 1,3  522 Mpa  σ H max 10
§å ¸n TKHTDDCK GVHD:Th.s NguyÔn Quang Huy σ F 1 max  σ F 1.K qt  83,89.1,3  109,1  σ F 1 max  464( mpa) σ F 2 max  σ F 2 .K qt  71,9.1,3  93,47  σ F 2 max  360( mpa) 6. Các thông số và kích thước bộ truyền. Khoảng cách trục aw=200 mm Mô đun pháp m=32,5 mm Chiều rộng vành răng bw=60 mm Tỉ số truyền um=4,06 Góc nghiêng của răng =0 Số răng bánh răng Z1=26; Z2=106 Hệ số dịch chỉnh X1= 0; Z2= 0 Đường kính vòng chia d1=78 mm; d2= 318mm Đường kính đỉnh răng da1=84 mm; d a2=324mm Đường kính đáy răng df1=70,5mm;df2=316,5 mm Đường kính lăn dw1=2.200/(4,06+1)=79,05 dw1=321 mm V.Tính toán truyền động đai. Theo đ ầu đề thiết kế cơ cấu máy , bộ truyền dẫn động từ động cơ đến hộp giảm tốc là truyền động đai thang do đó ta phải tính toán thiết kế bộ truyền đai thang. 1. chọn loại đai và tiết diện đai . Dựa theo đặc điểm công suất của cơ cấu, Pct = 5,82 (KW), và số vòng quay bánh đai nhỏ là n = 1440 ( vg/ph ) ta chọn loai đai hình thang thường À Các thông số của đai thường loại À: bt = 11 (mm), b = 13(mm), h = 8 (mm), yo = 2 ,8 (mm) 11
§å ¸n TKHTDDCK GVHD:Th.s NguyÔn Quang Huy b Diện tích tiết diện đai A = 81 (mm2), đường kính bánh bt đai nhỏ d1 = 100200 (mm), Chiều dài đai l = 560  4000 (mm) yo h Hình 1. đai hình thang thường. 40° 2. Xác định các thông số của bộ truyền. 2.1. Đường kính bánh đai nhỏ. Chọn đường kính bánh đai nhỏ d1 theo bảng 4.13 trang 59 sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1, chọn d1 = 100 (mm). Xác định vận tốc đai từ đường kính bánh đai d1. .d1.n 1 v (m/s) (5-1) 60000 trong đó: n1 – là số vòng quay của động cơ, n1 = ndc = 1440 (v/ph) 3,14.100.1440 do đó (5-1)  v   7 ,536(m/s) 60000 Đường kính bánh đai lớn d2 được tính từ đường kính bánh đai nhỏ d1 theo công thức: d2 = d1.u.(1 -) (5-2) ở đây: u = 4,  - là hệ số trượt, chọn  = 0,01 d2 = 100.4.(1- 0,01) = 396 (mm) lấy d2 theo dãy tiêu chuẩn d2 = 400 (mm), từ các giá trị d2, d1 đã tính đ ược suy ra tỉ số truyền u theo (5-2): d2 400 um    4,04 d1.1    100.1  0,01 12
§å ¸n TKHTDDCK GVHD:Th.s NguyÔn Quang Huy sai lệch giữa tỉ số truyền mới và tỉ số truyền cũ là rất nhỏ  có thể giữ nguyên các thông số đã chọn. Số vòng quay thực tế của bánh đai lớn là: n1 1440 356,4 (v/ph) ntt 2    u m 4,04 2.2. Khoảng cách trục a. Khoảng cách trục a được chọn theo bảng 4.14 trang 60 sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 dựa vào tỉ số truyền u và d2. Theo bảng 4.14 với u  4  a/d2 = 0 ,95  a = 0,95.d2 = 380 (mm) Kiểm tra trị số a đã tính ở trên theo điều kiện: 0,55.(d 1  d 2 )  h  a  2.(d 1  d 2 )  0,55.100  400   6  a  2.100  400   281  a  1000 Vậy khoảng cách trục đã chọn thoả mãn điều kiện đề ra 2.3. Chiều dài đai. Chiều d ài đai l được xác định theo a từ công thức: .d1  d 2  d 2  d1  2 l  2.a   (5-3) 2 4.a 2 3,14.100  400 400  100 l  2.380   = 1604,21 (mm) 2 4.380 Chọn l = 1600 (mm) theo tiêu chuẩn trong bảng 4.13. Kiểm nghiệm giá trị l đã tính được ở công thức (5 -3) theo điều kiện về tuổi thọ của đai. v 7,536 i  imax  10  i   4,7  10 l 1,6 Vậy đai thoả mãn điều kiện về tuổi thọ. Từ chiều dài đai l = 1600 (mm) tính chính xác lại khoảng cách trục a theo công thức:   2  8.2 a (5-4) 4 13
§å ¸n TKHTDDCK GVHD:Th.s NguyÔn Quang Huy Trong đó:  3,14   l  .d1  d 2   1600  .100  400  815 2 2 d 2  d1 400  100   = 150 2 2 thay các giá trị này vào công thức (5 -4), ta được: 8152  8.1502 815  378(mm) a  4 2.4. Góc ôm (1). Góc ôm 1 trên bánh đai nhỏ được xác định theo công thức: d 2  d1 .57 400  100.57   1  180   180   135  a 378 1 thoả mãn điều kiện 1 > 120  3. XÁC ĐỊNH SỐ ĐAI . Số đai z được tính theo công thức: P1 .K d z (5-5) P0 .C  .Cl .C u .C z trong đó: P1 – là công suất trên trục bánh đai chủ động, P1 = 5 ,82 (KW) P0 - là công suất cho phép, tra bảng 4.19 trang 62 sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 ta được P0 = 1,85 (KW). K d – là hệ số tải trọng động, theo bảng 4.7 trang 55 sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1  K d = 1,1. C - là hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm 1, tra bảng 4.15 trang 61 sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1  C = 0,875 với 1 = 135 . Cl –là hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai, với tỉ số l/l0 = 1600/1320 = 1,2  theo bảng 4.16 cho giá trị Cl = 1,04. Cu – là hệ số kể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền, theo bảng 4.17 trang 61 ta có Cu = 1 ,14. 14
§å ¸n TKHTDDCK GVHD:Th.s NguyÔn Quang Huy Cz – là hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các P1 5,82 dây đai, tra bảng 4.18 với z’ =  3,15  . Cz = 0,95  P0  1,85 Thay các giá trị vừa tra đ ược vào công thức (5-5): 5,82.1,1 3 ,51  lấy z = 4 z  1,85.0,875.1,04.1,14.0,95 từ số đai z = 4, xác định chiều rộng bánh đai theo công thức: B = (z-1).t + 2.e Với t = 15, e= 10 (theo bảng 4.21 trang 63 sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1)  B = (2-1).15 + 2.10= 35 (mm) Đ ường kính ngoài của bánh đai. d a = d + 2.h0 = 100 + 2.3,3 = 106,6 (mm) 4. XÁC ĐỊNH LỰC CĂNG BAN ĐẦU VÀ LỰC TÁC DỤNG LÊN TRỤC. Lực căng trên một đai F0 được tính theo công thức: 780.P1 .K d F0   Fv (5-6) v.C  .z Fv – là lực căng do lực ly tâm sinh ra, điều chỉnh định kì lực căng. Fv = q m. v2 (5-7) Trong đó: qm – là khối lượng một mét chiều d ài đai, tra bảng 4.22 trang 64 sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1  q m = 0,105 (kg/m) (5-7) Fv = 0 ,105. (7,536)2 = 5,96 (N) thay các số liệu vào công thức (5 -6), ta có: 780.5,82.1,1  5,96 = 195,28 (N) F0  7,536.0,875.4 lực tác dụng lên trục: Fr = 2.F0.z.sin(1/2) = 2 .195,28.4.sin(135/2) = 1 443,3 (N) Sau khi đã xác định được các kích thước của bộ truyền ta liệt kê các giá trị này trên bảng 4. Bảng 4. Các thông số và kích thước của bộ truyền. Thông số Công thức tính hoặc bảng G iá trị 15
§å ¸n TKHTDDCK GVHD:Th.s NguyÔn Quang Huy Tiết diện đai Kí hiệu đai À đường kính bánh đai nhỏ bảng 4.13 100 (mm) đường kính bánh đai lớn 396 (mm) d2 = d1.u.(1 - ) Vận tốc đai 7,536 (m/s) v = .d1. n1 /60000 Trị số tiêu chuẩn của d2 bảng 4.21 400 (mm) Tỉ số truyền thực tế 4,04 u = d2/d1.(1 - ) Sai lệch tỉ số truyền 1% u = ((ut - u)/u).100% Khoảng cách trục sơ bộ a = 0,95. d2 380 (mm) a = (  2  8.2 ) / 4 Khoảng cách trục chính xác 378 (mm) l = 2a+.(d1+d 2)/2+(d2-d1)2/4a 1604,2(mm) Chiều dài tính toán Chiều dài tiêu chuẩn Bảng 4.13 1600(mm) Số vòng chạy của đai i = v/l 4,7(1/s) Góc ôm trên bánh đai nhỏ 1 = 180 - (d2 – d1).57/a 135 Các hệ số Kd tra bảng 4.7 1,1 0,875 C tra b ảng 4.15 Cl tra bảng 4.16 1,04 Cu tra bảng 4.17 1,14 Cz tra bảng 4.18 0,99 Công suất cho phép 1,85(KW) P0 tra bảng 4.19 Số đai cần thiết 3,51 z = P1.K d/(P0.C.Cl.Cu.Cz) Số đai chọn Chọn theo số nguyên 2 Chiều rộng bánh đai B = (z-1).t + 2.e 35(mm) đường kính ngoài bánh đai da1 = d 1 + 2.h0 106,6 (mm) da2 = d 2 + 2.h0 406,6 (mm) Lực căng ban đầu 195,28 (N) F0 = 780.P1.Kd/(v.C.z) + Fv Lực tác dụng lên trục 1443,3 (N) Fr = 2.F0.z.sin(1/2) C. THIẾT KẾ TRỤC 16
§å ¸n TKHTDDCK GVHD:Th.s NguyÔn Quang Huy I . Chọn vật liệu Trục là bộ phận quan trọng trong hộp giảm tốc có tác dụng truyền chuyển động quay giữa các bánh răng ăn khớp .Đồng thời , trục còn tiếp nhận đồng thời cả mômem uốn và mô men xoắn . Do những yêu cầu và đ ặc điểm trên nên ngoài thiết kế đạt độ chính xác hình học cao . Trục còn phảI đảm bảo về độ cứng vững, độ bền mỏi, độ ổn định dao động Vì vậy, để đảm b ảo yêu cầu làm việc trên , yêu cầu người thiết kế chọn vật liệu chế tạo hợp lý , giá thành rẻ , dễ gia công . từ đó ta chọn vật liệu chế tạo các trục là thép 45 có : b = 600 Mpa [] = 15 - 30 (Mpa) I- Xác định sơ bộ đường kính trục và khoảng cách gối trục . Tk d K= . 3 0,2.[ ] Trong đó: dk- Đường kính trục thứ k. []- Mômen xo ắn cho phép chọn [] = 17 Mpa. Tk- Mômen xoắn trên trục thứ k. TI= 1.42.105 [N.mm]. TII= 5,05.105 [N.mm]. TI 1,42.10 5 dsb1 = = = 34,70[mm]. 3 3 0,2.[ ] 0,2.17 TII 5,05.10 5 dsb2 = = = 52,96 [mm] . 3 3 0,2.[ ] 0,2.17 Vậy ta chọn : d sb1= 35 [mm] . chọn : dsb2= 55 [mm]. tra bảng 10.2/1/ ta được chiều rộng các ổ: bo1= 21mm, bo2= 29mm, 1- xác đ ịnh chiều rộng các may ơ. + chiều rộng may ơ bánh đai : lm12= (1,2..1,5).dsb1 = (1,2..1,5).35 [mm] Chọn lm22 = lm23 = 45 [mm]. + chiều rộng may ơ bánh răng : lm13= (1,2..1,5).dsb1 = (1,2..1,5).35 [mm] Chọn lm22 = lm23 = 45 [mm]. 17
§å ¸n TKHTDDCK GVHD:Th.s NguyÔn Quang Huy lm22= (1,2..1,5).dsb2 = (1,2..1,5).55 [mm]. Chọn lm22 = 70 [mm]. + Chiều rộng may ơ nửa khớp nối, ở đây chọn nối trục vòng đàn hồi nên ta có: lm23= (1,4..2,5).dsb2= (1,4...2,5).55 [mm]. Chọn lm 23 = 80 [mm] 2- Xác định chiều dài giữa các ổ. Ta có : k1 –khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp ,hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay .Tra bảng 10.3/1/ chọn k1 = 12 [mm]. k2 – khoảng cách từ mặt cạnh của ổ đến thành trong của hộp . Tra b ảng 10.3/1/ được k2 = 10 [mm]. k3- Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến lắp ổ, .Tra bảng 10.3/1/ được k3 = 15 [mm]. h- Chiều cao lắp ổ và đầu bulông, tra bảng 10.3/1/ lấy hn = 15 [mm] . - X ác định chiều dài giữa các ổ +Trục 1 l c12  0,5.l m12  b 0   k 3  h n trong đó b o1 là chiều rộng ổ b o1  21mm lc12 là khoảng cách công xôn l c12  0,5.45  21  15  15  63mm  l12  l c12  63mm l13  0,5(l m13  b0 )  k1  k 2 Trong đó l m13 Chiều d ài may ơ của bánh răng côn trên trục 1 lm13 = 45 mm theo trên b01 = 21 mm  l13  0,5.( 45  21)  12  10  55mm  l11= 2l13 = 110 mm -Trục II. 18
§å ¸n TKHTDDCK GVHD:Th.s NguyÔn Quang Huy l22  0,5.lm22  b02   k1  k2  0,5.70 29 1210  70,5mm l23  l22  0,5.lm22  lm23  k1  70,5  0,5.70 70 12  1525mm , l21  lm22  lm23  b02  3.k1  2.k2  70 70 3.12 299 2.10  223mm  IV.xác định trị số và chiều của các lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục Chọn hệ trục toạ độ xyz: Bỏ qua ma sát giữa các răng , bỏ qua trọng lượng bản thân và các chi tiết lắp trên trục thì lực tác dụng lên bộ truyền gồm 3 lực Lực vòng Ft có phương tiếp tuyến với vòng lăn ,chiều ngược với chiều ω Lực hướng tâm F R có phương hướng kính ,chiều hướng về tâm mỗi bánh a.Lực tác dụng lên bộ truyền đai Frd =896,4 (N)  Fx12 = Ftd cos60 =448,2 N  Fy12 = -Ftd sin60 =776,3 N b. Lực tác dụng lên bộ truyền cấp nhanh 2.T1 2.99000  2828,6 N   Ft 2 F t1   d m1 70 Fr1  Ft1.tg  2828,6.tg 200  1029,5 N   Fr 2 Fa1  Fa 2  0 b.Lực tác dụng lên bộ truyền cấp chậm 2.T2 2.404000  8023,8 N   Ft 4  Ft3= d w3 100,7 Ft 3. .tg tw tg 21,130  3121,6 N   Fr 4 F r3   8023,8. cos 6,60 cos  F a 3  Ft 3 .tg  8023,8.tg 6,6 0  928,4( N )  Fa 4 Phương chiều của các lực được xác định như trên sơ đồ hình I : Hình I a. Trục 1 - dựa vào sơ đồ hình vẽ II để xác định phản lực tại các gối tựa 0 và 1 X = 0 19
§å ¸n TKHTDDCK GVHD:Th.s NguyÔn Quang Huy  - FX10 + Ft – Fx11 = 0 Moy = 0  – Ft1.l13 + Fx11.l11 =0 Fx10 = 1934,6 (N) FX11 = 894 (N) Y = 0  FY12 +Fr + Fy10 –Fy11 = 0 M0x = 0  Fy11.l11 – Fr l13 + F12.l11= 0 Fy10 = 987,8 (N) Fy11 = 119,3(N) Biểu đồ mô men MX : Mx11 = 0 Mx13 = Fx13 .(l11 – l13) = 136335 (N.mm) Mx10 = 0 Mx3 = FZ13.dm1/2 = 5478,8 (N.mm) tt Hình II Biểu đồ mô men MY. MY11 = 0 (N.mm) MY13 = FY13.(-l13 + l11) = 18193,3 (N.mm) MY10 = FY12.l12 =-46190 (N.mm) V ị trí bánh đai MY12 = 0 (N.mm) Biểu đồ mô men xoắn T : T13 = Ft1.d13/2 = 99001 (N.mm) -Tính mô men uốn tổng M j và mô men tương đương M tdj tại các tiết diện thứ j trên chiều dài trục theo công thức : M2  M2 M 2  0,75.T j2 MJ = ; Mtđj = yj xj j Thay số : 20