Phần I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

Chia sẻ: Dinh The Hung | Ngày: | Loại File: DOC | Số trang:27

Thêm vào BST

Báo xấu

2.505
lượt xem 175
download

Download Vui lòng tải xuống để xem tài liệu đầy đủ

Chọn động cơ: Ta chọn động cơ xoay chiều ba pha không đồng bộ với ưu điểm tiện lợi,vận hành đơn giản, kinh tế. Để chọn động cơ, ta cần tính công suất cần thiết. Chọn loại đai: Công suất truyền : 10kw Giả sử vậ tốc đai V 5m/s có thể dùng đai loại d hoặc B ( bảng 5- 33/ 99). Ta tính theo cả 2 phương án và chọn phương án có lợi lớn hơn.

Chủ đề:

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

Lưu

Nội dung Text: Phần I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

Phần I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 1/ Chọn động cơ: Ta chọn động cơ xoay chiều ba pha không đồng bộ với ưu điểm tiện lợi,vận hành đơn giản, kinh tế. - Để chọn động cơ, ta cần tính công suất cần thiết. Ta có: Nev Nct = η Trong đó : Nct : công suất cần thiết. Nev :công suất làm việc của động cơ η : hiệu suất truyền của cả hệ thống Với: η = η 1 .η 2 .η 3 .η 4 2 3 Tra hiệu suất trong bảng : “trị số hiệu suất của các loại bộ truyền và ổ lăn” ta có : η = 0,95 1 Hiệu suất bộ truyền đai η =η 2 trụ (kín) = 0,97 Hiệu suất bộ truyền bánh răng η = 0,99 3 Hiệu suất một cặp ổ lăn η =1 4 Hiệu suất khớp nối → η = 0,95.0,97 2.0,99 3.1 = 0,87 8 ⇒ = 9,22 Nct = 0,87 (kW) Cần phải chọn động cơ có công suất lớn hơn hoặc bằng công suất cần thiết, có kí hiệu là: A02- 52 có: Nđc ≥ Nct ⇒ Nđc ≥ 9,22 (kW) Số vòng quay của trục khuấy là : Ntb = 90 (vòng/phút) Số vòng quay sơ bộ của động cơ là : Nđcsb = nev . i ⇒ nđcsb = ntk . ih . iđ Trong đó : iđ : tỉ số truyền bộ truyền đại ih : tỉ số truyền hợp giảm tốc. Tỉ số truyền Truyền động bánh răng Truyền động đai i 8 ÷ 40 2÷6 Ta chọn: iđ = 2 ih= 8 Số vòng quay sơ bộ của động cơ là:
Nđcsb =8. 2.90 = 1440 (vòng/phút) Từ đó ta chọn động cơ che kín có quạt gió (bảng 2- p) có kí hiệu A02 -52- 4 Bảng thống kê kĩ thuật : Kiểu động cơ Công suất Vận tốc quay A02- 52- 4 10,0 1460 Ta chọn động cơ này, vì động cơ có vận tốc quay nđc ≈ nđcsb nhất và có Nđc thỏa mãn Nđc ≥ Net = 9,22 kW 2/ Phân phối tỉ số truyền; Tỉ số truyền chung cho toàn bộ hệ thống ich = ih . iđ nđc = 1460 = 16,22 mà : ich = ntk 90 16,22 ⇒ ih = = 8,11 2 Mặt khác: ih = ibn . i bt ibn : tỉ số truyền bánh răng nhanh ibt : tỉ số truyền bánh răng chậm ibn = 1,2 ibt Với vỏ hộp khai triển phân đôi, ta chọn: ih = 1,2 (ibt) 2 ⇒ ibt = i h = 8,11 = 2,6 1,2 1,2 ⇒ ibn = 1,2 ibt = 1,2. 2,6 = 3,12 Từ đó, ta có tỉ số truyền các bộ truyền đai trong hệ thống là: Bộ truyền đai: iđ = 2 ibt = 2,6 ibn = 3,12 3/ Xác định thong số động học và lực của các trục. a. Tốc độ quay của các trục: n1 = nđc = 1460 = 730(vòng / phút ) iđ 2 n2 = n1 = 730 = 233,97(vòng / phút ) i bn 3,12 n3 = n2 = 233,97 = 89,99(vòng / phút ) i bt 2,6 b. Công suất trên các trục:
Công suất danh nghĩa trên trục động cơ. Nđc = 10 kW P1 = Pđc . η .η = 10.0,95.0,99 = 9,41(kw) đ oe P2 = P1 . η br .η oe = 9,41.0,97.0,99 = 9,04((kw) P3 = P2 .η br .η oe = 9,04.0,97.0,99 = 8,68(kw) c. Tính moment xoắn trên các trục. 10 6 đc 10 6 Tđc = 9,55. . N lv = 9,55. .10 = 65410,96( Nmm) η đc 1460 6 10 10 6 T1 = 9,55. . P1 = 9,55. .9,41 = 12303,42( Nmm) η 1 730 10 6 10 6 T2 = 9,55. . P2 = 9,55. .9,04 = 368987,48( Nmm) η 2 233,97 6 10 10 6 T3 = 9,55. . P3 = 9,55. .8,68 = 921146,8( Nmm) η 3 89,99 Bảng tổng hợp kết quả các thông số: Thông số Động cơ Trục 1 Trục 2 Trục 3 Công suất 10 9,41 9,04 8,68 Tỷ số truyền 2 3,21 2,6 Số vòng quay 1460 730 233,97 89,99 Moment xoắn 65410,96 123103,42 368987,48 921146,8 Phần II: TÍNH TOÁN CÁC BỘ TRUYỀN I/ Bộ truyền đai. 1/ Chọn loại đai Công suất truyền : 10kw Giả sử vậ tốc đai V > 5m/s có thể dùng đai loại δ hoặc B ( bảng 5- 33/ 99). Ta tính theo cả 2 phương án và chọn phương án có lợi lớn hơn. δ B Tiết diện đai a.h (mm) 17. 10,5 22.13,5 Diện tích tiết diện F (mm ) 138 2 230 2/ Định đường kính bánh đai nhỏ theo bảng 5.14 lấy D(mm) 140 200. Kiểm nghiệm vận tốc của đai. V = π .1460. 10,7 D1 ≈ 0,0764 D1 (m / s) 10,7 15,3 60. 100 V> Vmax = (30 ÷ 35)m / s 3/ Tính đường kính D2 của bánh đai lớn.
1460 D2 = (1 − 0,02) .D1 = 1,96D (mm)274,4 392 730 Lấy theo tiêu chuẩn bảng (5- 15)D2 240 800 Số vòng quay thực của trục bi dẫn: ' D1 D1 n2 = (1 − 0,02)1460. D 2 = 1430,8 D 2 =7,154 715,4 715,4 Sai số về số vòng quay: 730 − 715,4 ∆n = 730 = 2% Sai số này rất ít so với yêu cầu: Tỉ số truyền; i = n1 = 1460 = 2,04 n2 715,4 4/ Chọn sơ bộ khoảng cách trục: Theo bảng A5- 16 Tỉ số truyền i = 2 ⇒ A ≈ 1,2 .D2 336 480 5/Tính chiều dài đai 4 theo khoảng cách trục A sơ bộ π (D 2 − D1 ) L=2A+ ( D1+D2) + 1346 1923 2 4A Lấy L theo tiêu chuẩn 1360 1900 Kiểm nghiệm số vòng chạy u trong ∆ s V u= 7,86 5,63 L đều nhỏ hơn umax = 10 6/ Xác định chính xác khoảng cách trục A theo chiều dài đã lấy theo tiêu chuẩn: 2L − π(D 2 + D1 ) + [2L − π(D 2 + D1 )]2 − 8(D 2 − D1 ) 2 A= 343 468 8 Khoảng cách A thỏa mãn điều kiện: 0,55(D 2 + D1 ) + h ≤ A ≤ 2(D 2 + D1 ) Trong đó h là chiều cao tiết diện đai (xem bảng 5-11) Khoảng cách cần thiết để mắc đai; Amin = A- 0,015L (mm) 332,6 439,5 Khoảng cách lớn nhất cần thiết để tạo lực căng. Amax = A + 0,03L (mm) 383,8 525
7/ Tính góc ôm α D − D1 α 1 = 180 0. 2 .57 0 156,70 155,60 A Góc ôm thỏa mãn điều kiện α 1 ≥ 120 0 8/ Xác định số đai z cần thiết chọn ứng suất căng ban đầu có; σ 0 = 1,2N/mm và theo 2 [ ] trị số D1 tra bảng 5- 17 tìm được ứng suất có ích cho phép σ p 0 N/mm 2 Các hệ số 1,51 1,91 CT (tra bảng 5- 6) 0,9 0,9 C α (tra bảng 5- 18) 0,95 0,95 Cv (tra bảng 5- 19) 1 0,94 Số đai tính theo công thức: 1000N z≥ 4,9 1,7 V[σ P ]0 .C T .C α .C V .F Lấy số đai 5 2 9/ Định kích cỡ chủ yếu của bánh đai. Chiều rộng bánh đai ( CT 5-23) B = (Z- 1)t + 2S 105 86 Đường kính ngoài của bánh đai (CT- 5- 24) Bánh dẫn: Dn1 = D1 + 2h0 150 210 Bánh bị dẫn: Dn2 = D2 + 2h0 292 412 Các kích thước t, s và h0 xem bảng (10- 3) 10/Tính lực căng ban đầu S0 ( CT- 5- 25) và lực tác dụng lên trục R (CT- 5- 26) S0 = σ 0 . F. N 165,6 276 α R = 3 S0 sin 1 . N 2432 1624 2 * Kết luận: Chọn phương án đai loại B Phần III: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh ( bô truyền bánh răng thẳng) 1/ Chọn vật liệu chế tạo bánh răng: Bánh nhỏ: thép 45 thường hóa, σ b = 580 N/mm2 σ ch = 290 N/ mm2 HB = 200 Bánh lớn: thép 35 thường hóa, σ b = 500 N/mm2 σ ch =260 N/ mm2 HB = 180
2/ Định ứng suất cho phép: số chu kì làm việc của bánh lớn: N 2 = 60u ∑ ( M z ) 2 .n .T 2 Max ≈ 60.89,99.10000 = 53,994 Số chu kì làm việc của bánh nhỏ: N1 = 2,6. 140,382.106 =140,3844 Vì N 1 và N2 đều lớn hơn số chu kì cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc và đường cong mỏi uốn nếp đối với bánh nhỏ và bánh lớn đều lấy K ' N = K ' ' N = 1 ứng xuất tiếp xúc cho phép cuả bánh nhỏ: [σ ] Tx1 = 2,6.200 =520 N/mm2 [σ ] Tx2 = 2,6.180 = 468N/mm2 Để tính sức bền ta dùng trị số nhỏ là 468 Để tính ứng suất cho phép,lấy hệ số an toàn n =1,5 và hệ số tập trung ứng suất ở chân răng K σ =1,8 ( vì là phôi rèn, thép thường hóa) Giới hạn mỏi của thép 46 là σ 1 = 0,43. 580 = 249,4 N/mm2 Của thép 35 là σ 1 = 0,43. 500=215 N/mm2 ứng suất uốn cho phép của bánh nhỏ là : [σ ] u1 = 1,5.249,4 = 138,55 N/mm2 1,5.1,8 Ứng suất cho phép của bánh nhỏ là : [σ ] u 2 = 1,5.215 = 119,44 N/mm2 1,5.1,8 3/ Chọn sơ bộ hệ số tải trọng K =1,3. 4/ chọn hệ số chiều rộng bánh răng Ψ A = 0,4 5/ Tính khoảng cách trục A (CT- 3- 9) Bảng 3- 10 2  1,05.10 6  1,3.9,04 A ≥ ( 2,6 + 1)3   468.2,6  − 0,4.89,99 ≈ 225    6/Tính vận tốc vòng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng : 2ππ.A.n1 Vận tốc vòng : V= (3-17) 60.1000(i + 1) 2π .225.233,97 V = = 1,53 (m/s) 60.1000.( 2,6 + 1) Vậy : với vận tốc vòng này có thể chế tạo bánh răng theo cấp chính xác 9 7/Định chính xác hệ số tải trọng K Vì tải trong không thay đổi và độ rắn ảo các bánh răng
1,45 A = 225.3 ≈ 233 (mm) 1,3 8/ Xác định môđun, số răng và chiều rộng bánh răng : m = (0,01 ÷ 0,02).233 Môđun = (233 ÷ 4,66) Lấy m = 3,5 mm Số răng báng nhỏ ( 3- 24) 2.233 z1 = ≈ 37 3,5.( 2,6 + 1) Số răng bánh lớn z 2 = 2,6.31 = 96 Chiều rộng bánh răng B= 0,4.159 = 93 (mm) 9/ Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng : Hệ số dạng răng bánh nhỏ : Y1= 0,465 Hệ số dạng răng bánh lớn : Y2 =0,51 ứng suất uốn tại chân răng của bánh răng nhỏ (3-33) 19,1.10 6.K.P1 σ u1 = y1 .m 2 .z 1 .n 1 .b 19,1.10 6.1,45.9,09 = .93 ≈ 55 (N/mm2) 0,465.3,5 2.37.233,97 σ u1 < [σ ] u1 Ứng suất uốn tại chân răng bánh lớn: 0,455 σ ù = 55. ≈ 50 (N/mm2) 0,51 10/ Các thông số chủ yếu của bộ truyền Mô dun m = 3,5mm Số răng z1 = 37 , z2 = 96 Góc ăn khớp α = 20 0 Đường kính vòng chia: d1 = m.z1 = 3,5.37 = 129,5 (mm) d2 = m.z2 = 3,5.96 = 336 (mm) Khoảng cách trục A 129,5 + 336 A= = 233(mm) 2 Chiều rộng bánh răng b = 93 (mm) Dường kính vòng đỉnh răng
De1 = 129,5 +2.3,5 = 136,5(mm) De2 = 336 + 2.3,5 = 343(mm) Đường kính vòng chân răng Di1 =129,5 – 2,5.3,5 = 120,75(mm) Di2 = 336 -2,5.3,5 = 327,25(mm) 11/ Tính lực tác dụng lên trục Lực vòng 2.9,55.10 6.9,04 P= ≈ 5698( N ) 129,5.233,97 Pr = P.tg α = 5698.0.364 ≈ 2074(N) *Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm (bộ truyền bánh răng nghiêng) 1/ Chọn vật liêu chế tạo bánh răng Bánh nhỏ : thép 45 thường hóa σ b = 600 N / mm 2 σ ch = 300 N / mm 2 HB =100 (giả thiết đường kính phôi 100 Bánh lớn : thép 35 thường hóa σ b = 500 N / mm 2 σ ch = 260 N / mm 2 HB = 180 (giả thiết đường kính phôi 100 ÷ 300mm) 2/ Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép a/ Ứng suất tiếp xúc cho phép Số chu kì tương đương của bánh răng lớn (CT 3 -4) Vì bánh răng chịu tải trọng thay đổi nên ta có : M2 2 N2 = 60u. Σ( ) .n2 .T = 60.233,97.10000 = 140,382.10 6 > N0 =10 7 (bảng 3 -9) M max Trong đó u = 1 N1 = i.N2 = 3,12.N2 >N0 =10 7 Vì N1 và N2 đều lớn hơn số chu kì cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc và đường cong mỏi uốn nên khi tính ứng suất cho phép của bánh răng nhỏ và bánh răng lớn lấy ' " KN = KN = 1 Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn (3 -9) [ σ ]tx2 =2,6.180 = 414 (N/mm 2 ) ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ [ σ ]tx1 =2,6.200 = 520(N/mm 2 ) Để tính sức bền ta dùng trị số nhỏ là [ σ ]tx2 = 414 (N/mm 2 ) b/ Ứng suất uốn cho phép để tính ứng suất uốn cho phép, lấy hệ số an toàn n = 1,5 và hệ số tập trung ứng suất ở chân răng K σ = 1,8 (vì là phôi rèn, thép thường hóa) giới hạn mỏi của thép 45 là σ −1 = 0.43.600 = 258 N / mm 2 Thép 35 : σ −1 = 0,43.500 = 215 N / mm 2
Vì ứng suất uốn thay đổi thep chu kì mạch động cho nên dùng CT (3 - 5)để tính ứng suất cho phép : 1,5.258 Bánh nhỏ : [σ ]u1 = = 143,3 N / mm 2 1,5.1,8 1,5.215 Bánh lớn : [σ ]u 2 = = 119,4 N / mm 2 1,5.1,8 " Trong đó K N = 1 3/ Sơ bộ láy hệ số tải trọng : K =Ktt.Kđ =1,3 b 4/ CHọn hệ số chiều rộng bánh răng Ψ A = = 0,4 A 5/ Tính khoảng cách trục theo công thức (3 - 10) lấy θ ' = 1,25 1,3.9,41 1,05.10 6 2 A ≥ (3,12 + 1)3 ( ) ≈ 170(mm) 0,4.1,25.233,97 414.3,12 Lấy A = 170mm. Tính vận tốc vòng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng 2πAn1 2.3,14.170.730 V= = = 3,15(m / s) 60.1000(i + 1) 60.1000(2,6 + 1) Với vận tốc vòng này có thể chế tạo bánh răng theo cấp chính xác 8 7/ Định chính xác hệ số tải trọng K Vì tải trọng không thay đổi và độ rắn của các bánh răng HB < 350 nên KH = 1,1 2,5mn Giả sử b> với cấp chính xác 8 và vận tốc vòng v < 3m/s tra bảng 3 -14 tìm sin β được Kđ =1,3 Do đó : K = 1.1,3 = 1,3 Vì trị số K không chênh lệch nhiều so với dự đoán nên không tính lại khoảng cách trục A và có thể lấy A =170 mm 8/ Xác định môđun, số răng và góc nghiêng của răng Môđun pháp : mn = (0,01 ÷ 0,02) )170 =(1,7 ÷ 3,4) Lấy mn = 2,5 mm Sơ bộ chọn góc nghiêng β = 10 0 ⇒ cos β = 0,985 Tổng số răng của 2 bánh A cos β 2.170.0,985 Zt = Z1 + Z2 = 2 = ≈ 134 mn 2,5 Số bánh răng nhỏ Zt 134 Z1 = = = 33 i + 1 3,12 + 1 Trị số Z1 thỏa mãn điều kiện lớn hơn trị số giới hạn cho trong bảng 3 – 15 Số răng bánh lớn Z2 = iZ1 = 3,12.32,58 = 101,65 Lấy Z2 = 101
Tính chính xác góc nghiêng β (CT 3 - 28) Zm 134.2,5 cos β = t n = = 0,9853 2A 2.170 => β = 9 0 84' Vậy chiều rộng bánh răng B thỏa mãn điều kiện B= Ψ A . A = 0,4.170 = 68(mm) Chiều rộng b thỏa mãn điều kiện 2,5mn 2,5.2,5 b> = = 34,6(mm) sin β sin 9 0 84' 9/ Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng Tính số răng tương đương (CT 3 - 37) 41 Bánh nhỏ Ztd1 = = 34 (0,9866) 2 107 Bánh lớn Ztd2 = = 104 (0,9866) 2 Hệ số dạng răng Bánh nhỏ y1 = 0,46 Bánh lón y2 = 0,517 Lấy hệ số θ "= 1,5 Kiểm nghiệm sức uốn Ct (3 - 34) đối với răng bánh nhỏ 19,1.10 6 KP2 19,1.10 6.1,3.9,41 σ u1 = = ≈ 50 y1 mn z1 n1bθ ' 0,64.2,5 2.3,3.730.6,8 2 σ u1 〈[σ ]u1 Đối với bánh răng lớn y 0,46 σ u 2 = σ u1 . 1 = 50. = 44,5 N / mm 2 y2 0,517 ω u 2 < [σ ]u 2 10/ Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền (bảng 3 - 2)Môđun pháp mn = 2,5 (mm) Số răng Z1 = 3,3 Z2 = 101 Góc ăn khớp α n = 20 0 Góc nghiêng β = 9 0 84' Đường kính vòng chia mn z1 2,5.33 d1 = = = 83,73(mm) cos β 0,9853 mn z 2 2,5.101 d2 = = = 256,26(mm) cos β 0,9853 Khoảng cách trục A = 170(mm) Chiều rộng bánh răng b = 68(mm)
Đường kính vòng đỉnh răng De1 = d1 + 2mn = 83,73 + 2.2,5 = 88,73mm De2 = d2 + 2mn = 256,26 + 2.2,5 = 261,26mm Đường kính vòng chân răng (CT bảng 3 - 2) Di1 = 83,73 – 2,5.2,5 = 77,48(mm) Di2 = 256,26 – 2,5.2,5 = 250,01 (mm) 11/ Tính lực tác dụng lên trục (CT 3 - 50) M 9,55.10 6 Lực vòng P = 2 x trong đó Mx= N d n 9,55.10 6 9,41  P = 2. = 2940,5 N 730 P.tgα n 2940,5.0,363 Lực hướng tâm Pr = = = 1083,3 (N) cos β 0,9853 Lực dọc trục Pa = P tg β = 2940,5.tg9 0 39' = 539,7(N) Phần 4 : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN 1/ Tính đường kính sơ bộ của các trục theo CT (7 - 2) M ( x) d≥ 3 (mm) 0,2[τ ] x trong đó M : môment xoắn, Nmm [ τ ]x ứng suất xơasn cho phép, Nmm Đổi với trục I MT1 = 123103,42(Nmm) [ τ ]x = 20 ÷ 35 chọn [ τ ]x = 30 123103,42  d1 3 = 27,37 mm 0,2.30 Đối với trục II MT2 = 368987,48(Nmm) 368987,48  => d2 3 = 39,47 mm 0,2.30 Đối với trục III MT3 = 921146,8 921146,8  => d3 3 = 53,54mm 0,2.30 Làm tròn đường kính trục d1 = 30 mm d2 = 40 mm d3 = 55 mm ta chọn d2 = 40 mm để chọn loại ổ bi đỡ cỡ trung bình tra bảng 14P ta có được chiều rộng của ổ B =23 2/ Tính gàn đúng trục
Để tính kích thước chiều dài của trục dựa vào hình 7 – 3 và bảng 7 – 1 ta chọn các kích thước sau C : khe hở giữa các bánh răng chọc C = 10mm ∆ : khe hở giữa bánh răng và thành trong của hộp, lấy ∆ = 10 mm l2 : khoảng cách từ cạnh ổ đếnthanhf trong của hộp chọn l2 = 10mm l3 : chiều cao của nắp và đầu bu long chọn l3 = 16 mm l4 : khoảng cách từ nắp ổ đến mặt cạnh của chi tiết quay ngoài hộp chọn l4 = 15mm l5 : chiều dài mayơ lắp trục chọn l5 = 1,3d ta có : Rđ = (0,2;0,3)Ft 2Tđc trong đó Ft = (DT = d2 = 40mm) DT DT đường khính vòng tròn qua tâm chốt 2T 2.65410,96  Ft = đc = = 3270,5( N ) 40 40  Rđ = 0,2.3270,5 = 654,1 N Và P = 2940,5 ; Pr = 1083,3 N ; d1 = 83,73 mm ; Pa = 539,7 Mặt khác ta có B B 86 23 l = đai + l 4 + l 3 + = + 15 + 16 + = 85,5mm 2 2 2 2 B b a + b = + l 2 + b2 + C + ∆ + 1 = 163,5mm 2 2 b B c = 1 + ∆ + l 2 + = 63,5mm 2 2
Rd RAy RAx RBy Pn1 RBx y P1 Pa1 x z l a+b c 2118 Qx 822,5 Mx 134493 654,1 434,4 Qy 648,9 28341,15 My 55935,55 27584,4 Mz
Tính phản lực ở các gối trục d ∑ mAy = R l − P đ r1 ( a + b) = R By (a + b + c) + Pa 2 83,73 = 654,1.8 5,5 − 1083,3.163,5 + 539,7. + RBy (163,5 + 63,5) 2 =0  RBy = 434,4 RAy = Rđ + Pr1 – RBy = 654,1 + 1083,3 – 434,4 = 1303(N) ∑ mAx = P1 (a + b) − RBx (a + b + c) = 2940,5.163,5 – RBx(163,5 + 63,5) = 0  RBx = 2118(N) RAx = P1 – RBx = 2940,5 – 2118 = 82,5(N) Tính môment uốn ở những tiết diện nguy hiểm (n-n) Mu(n-n) = Rđl = 654,1.85,5 = 55925,55(Nmm) (m-m) Mu(m-m) = M uy + M ux 2 2 d 83,73 + + Muy = Pa1 2 RByC = 539,7. 2 586,56.63,5 = 59841(Nmm) Mux = RBxC = 2118.63,5 = 134493(Nmm)  Mu(m-m) = 598412 + 134493 2 = 147205 (Nmm) Tính đường kính trục ở hai tiết diện (n-n) và (m-m) theo CT(7 -3) M +d d≥ 3 ,mm 0,1[σ ] à Mtd = M u2 + 0,75M x = 55935,55 2 + 0,75.123103,42 2 2 = 120389(Nmm) Lấy [ σ ] = 50N/mm 2 (bảng 7 - 2) 120398 d(n-n) ≥ 3 = 28,87 mm 0,1.50 Đường kính trục ở tiết diện (m-m) Mtd = 147205 2 + 0,75.123103,42 2 = 181756( Nmm) P2 = 2940,5 N Pr2 =1083,3 N P3 =5698 N Pr3 = 2074 N Pa2 = 539,7 N d= 256,26 184756 dm-m ≥ 3 = 33,12mm 0,1.50
Đường kính ở tiết diện n-n lấy bằng 32 mm và đường kính ở tiết diện m-m lấy bằng 38 mm ta lấy lớn hơn giá trị tính được vì trục có rãnh then và lấy d = 30 mm Trục 2 Ta có b b 64 90 b = 1 + 2 +C = + + 10 = 87 mm 2 2 2 2 => a = 163,5 – 87 = 76,5 c = 63,5
i e Pa2 RDy RCy P2 Pr2 Pa3 RDx RCx P3 a b c 4600,5 4038 Qx 4097,5 954845 Mx 315938,25 256413 697,3 Qy 1376,7 386 105317,55 24511 My 60665,1 Mz
tính phản lực ở các gối đỡ d ∑ mCy = Pr 3 a − Pa2 2 − Pr2 (a + b) + RDy (a + b + c) = 0 d Pr 2 ( a + b) + Pa 3 − Pr 3 a  RDy = 2 a+b+c 256,26 1083,3(76,5 + 87) + 539,7 − 2177,93.76,5 = 2 76,5 + 87 + 63,5 = 386 (N) RCy = Pr3 – Rr2 + RDy = 2074 – 1083,3 + 386= 1376,7(N) ∑ mCx = P3a + P2(a+b) – RDx(a+b+c) = 0 P3 a + P2 (a + b) 5698.76,5 + 2940,5.163,5  RDx = = = 4038 N a+b+c 76,5 + 87 + 63,5 RCx = P3 + P2 –RDx = 5698 + 2940,5 – 4038 =4600,5 (N) Tính moment uốn tổng cộng Mu = M Uy + M Ux 2 2 ở tiết diện (e-e) ta có d 256,26 + RCy a + 376,7.76,5 = 174469,3( Nmm) Muy = -Pa2 2 = 539,7. 2 Mux = RCx.a = 4600,5.76,5 = 351938,25 => Mu = 174469,3 2 + 351938,25 2 = 392810,5( Nmm) ở tiết diện (i-i) ta có Muy = RDy.C = 386.63,5 = 24511 Nmm Muy = RDx.C = 4038.63,5 = 256413 Nmm  Mu = 245112 + 256413 2 = 257582( Nmm) Đường kính trục ở tiết diện e – e M td d(e-e) ≥ 3 0,1[σ ] với Mtd = M u2 + 0,75M x = 392810,5 2 + 0,75.368987,48 2 = 506373( Nmm) 2 [ σ ] = 50N/mm 2 506373 d(e-e) ≥ 3 = 46,61mm 0,1.50 đường kính trục ở tiết diện i-i Mtd = 257582 2 + 0,75.368987,48 2 = 410441,26( Nmm) 410441,26 ≥3 0,1.50 = 43,5mm d(i-i)
ở 2 đoạn trục này đều có làm rãnh then để cố định bánh răng theo phương tiếp tuyến vì vậy đường kính trục lấy lớn hơn so với tính toán một ít de-e =50 mm và di-i = 48mm. Đường kính lắp ổ lăn d = 45 mm. Những trị số chọn trên phù hợp với tiêu chuẩn TrụcIII P4 = 5698 N Pr4 = 2074 N A= 76,5 mm b+c = 87 + 63,5 = 150,5 Pa4 P4 Pr4 a b+c 150,5 76,5 1920,25 Qx 3778 289017 Mx 699 Qy 1375 153464 My 53473,5 Mz
tính phản lực ở các gối trục ∑ mE y = Pr4.a +RFy(a+b+c) = 2074.76,5 – RFy(76,5+87+63,5) = 0  RFy = 699 REy = Pr4 – RFy = 2074 – 699 = 1375 ∑ mE x = P4.a – RFx(a+b+c) = 0 P4 a 5698.76,5  RFx = = = 1920,25( N ) a + b + c 76,5 + 87 + 63,5 REx = P4 – RFx = 5698 – 1920,25 = 3777,75 (N) Tính moment uốn ở tiết diện chịu tải lớn nhất Mu = M uy + M ux 2 2 Ta có Muy = REy.a = 105187,5(Nmm) Mux = REx.a = 3778.76,5 = 289017 (Nmm)  Mu = 105187,5 2 + 289017 2 = 307563 Tính đường kính trục tại tiết diện chịu tải lớn nhất Mtd = M u2 + 0,75.M x = 307563 2 + 0,75.921146,8 2 = 854973( Nmm) 2 [ σ ] = 48 N/mm 2 (bảng 7 -2) 854973 ≥3 = 56,26mm d3 0,1.48 lấy 62 mm vì trên trục có làm rãnh then nên đường kính trục lấy tăng lên so với tính toán đường kính ngang trục Φ55 đường kính đầu trục ra Φ50 mm với những kích thước chủ yếu đã tìm được chúng ta tiến hành vẽ cấu tạo các trục, sau đó kiểm nghiệm hệ số an toàn của trục. Tính chính xác trục Trính chính xác trục ở tiết diện (n-n) theo CT (7 - 5) nσ nτ n= ≥ [ n] nσ + nτ2 2 vì trục quay nên ứng suất cho phép (uốn) biến đổi theo chu kì đối xứng M σ a = σ max = σ min = u ; σ m = 0 W σ1 nσ = Vậy Kσ σa εβ Bộ truyền làm việc 1 chều nên ứng suất tiếp xúc (xoắn), biến đổi theo chu kì mạch động τ Mx τ a = τ m = max = 2 2WO
τ1 Vậy n τ = K τ τ a +ψ ττ m ετ β σ −1 = 0,45 ; σ b = 0,45.600 = 270 N / mm 2 (trục thép 45 có σ b = 600 N / mm 2 ) τ −1 = 0,25 = 0,25.600 = 150 N / mm 2 M σa = u W W = 2730mm 3 (bảng 7-8) Mu = 55925,55 Nmm 55925,55 σa = = 20,5 N / mm 2 2730 M x 123103,42 τa =τm = = = 10,4( N / mm 2 ) 2WO 2.5910 Wo = 5910 mm 3 (bảng 7-3b) Mx = 123103,42 Nmm Chọn hê số ψ σ và ψ τ heo vật liệu, đối với thép cacbon trung bình ψ σ ≈ 0,1 và ψ τ ≈ 0,05 hệ số tăng bền β = 1 Chọn các hệ số K σ , K τ , ε σ , ε τ Theo bảng 7-4 lấy ε σ = 0,84, ε τ = 0,75 Theo bảng 7-8 tập trung ứng suất do rãnh then K σ =,163; K τ = 1,5 K σ 1,63 K 1,5 Tỷ số = = 1,9; τ = =2 εσ 0,86 ετ 0,75 Tập trung ứng suất do lắp căng với kiểu lắp ta chọn T3 áp suất sinh ra trên bề mặt Kσ ghép ≥ 30 N / mm 2 tra bảng 7-10 ta có = 2,6 εσ Kτ K = 1 + 0,6( σ − 1) = 1 + 0,6(2,6 - 1) = 1,96 ετ εσ Thay các trị số tìm được vào CT tính nσ và nτ 270 nσ = = 5,06 2,6.20,5 150 nτ = = 7,18 1,96.10,4 + 0,05.10,4 5,06.7,18 n= = 4,14 5,06 2 + 7,18 2 ta có n tìm được lớn hơn nhiều so với [n] nên ta giảm đường kính trục xuống, lấy dn-n = 30 mm tương tự ta tính chính xác trục ở tiết diện (m-m)