Đồ án Thiết kế hệ dẫn động băng tải

PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN - Thông số đầu vào: + Lực kéo xích tải: F = 2870 (N) + Vận tốc băng tải: v = 1,93 (m/s) + Đường kính tang: D = 270 (mm) + Đặc tính làm việc: Va đập vừa. I. Chọn Động Cơ 1.1. Công suất yêu cầu của động cơ: Pct: Công suất trên trục công tác. ( kW) η: Hiệu suất hệ dẫn động: η = ηbr.η3ol.ηx..ηkn Trong đó : ηol là hiệu suất của ổ lăn η br là hiệu suất của bộ truyền bánh răng ηx là hiệu suất của bộ truyền xích ηkn là hiệu suất của khớp nối Tra bảng B ta có : ηol = 0,99; ηbr = 0,97; ηx= 0,92; ηk = 0,99 η = η3ol.ηbr.ηx..ηkn = 0,97.(0,99)3. 0,92.0,99 = 0,86 => Pyc== ( kW) 1.2. Xác định số vòng quay trên trục công tác : Số vòng quay sơ bộ của động cơ. nsb = nct.usb 1.3 Chọn tỉ số truyền sơ bộ: usb = ux.ubr Theo bảng B ta chọn sơ bộ : + Tỉ số truyền xích: ux = 2,5 + Tỉ số truyền bộ truyền bánh răng : ubr = 3 usb = 2,5.3 = 7,5 1.4.Số vòng quay sơ bộ của động cơ. nsb = nct.usb => nsb = nct.usb = 136,52.7,5= 1023,9 ( v/ph) Số vòng quay đồng bộ của động cơ: Chọn ndb = 1000 ( v/ph) 1.5. Chọn động cơ: - Tra bảng ở phụ lục tài liệu p1.3 [1], chọn động cơ thỏa mãn + ndb ~ nsb = 970 ( v/ph) + Pdc Pyc = 12,92 ( kW) - Ta được động cơ với thông số sau : + Ký hiệu động cơ : 4A160M6Y3 + Pcfdc = 15,0( kW) + ndc = 970 ( v/ph) + cosφ = 0,86 II. Phân phối tỉ số truyền : 2.1. Xác định tỉ số truyền uc của hệ thống : - Tỉ số truyền của hệ : uc = 2.2. Phân phối tỉ số truyền cho các bộ truyền : - Tỉ số truyền của bộ truyền trong: ubr = Vậy ta có : + uc = 7,11 + ubr = 3 + ux = 2,37 III. Tính các thông số trên trục : 3.1. Tính công suất trên các trục : - Công suất trên trục công tác : ( kW) - Công suất trên trục II : - Công suất trên trục I : - Công suất trên trục động cơ: 3.2.Tính số vòng quay: - Số vòng quay của động cơ: - Số vòng quay trên trục I : nI = - Số vòng quay trên trục II : - Số vòng quay trên trục công tác: 3.3.Tính momen trên trục: - Momen xoắn trên trục động cơ : - Momen xoắn trên trục I : - Momen xoắn trên trục II : Momen xoắn trên trục công tác : 3.4. Bảng thông số: Trục Thông số Động cơ I II Công tác ukn = 1 ubr = 3 ux = 2,37 P ( kW) 12,92 12,67 12,16 5,54 n ( v/ph) 970 970 323,33 136,52 T( Nmm) 127233 124701 176926 387477 PHẦN II : TÍNH TOÁN THIẾT KẾCÁC BỘ TRUYỀN I. Tính toán thiết kế bộ truyền xích: - Thông số yêu cầu : + P1 = + n1 = ntruc2 = 323,3 ( v/ph ) + u = ux = 2,37 + β = 45o + làm việc 1 ca, va đập vừa 1.1. Chọn loại xích : Chọn loại xích ống con lăn vì hệ dẫn động có tải nhỏ và vận tốc thấp. 1.2. Chọn số răng đĩa xích : Theo bảng (5.4)[1] với u =2,5 chon Z1 = 25 => số răng trên đĩa xích lớn là: Z2 = u.Z1 =2,37.25 = 59,25→ chọn Z2 = 59 1.3. Xác định bước xích : Theo CT (5.3)[1]. Ta có công suất tính toán : Pt=P.k.kz.kn Điều kiện đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mòn Pt < [P] + Hệ số răng : kz = + Hệ số vòng quay : kn = + k = ko.ka.kdc.kbt.kd.kc Tra bảng (5.6). [1] ko : hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền. với β = 450 → ko=1 ka : hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích, chọn a = 40 → ka=1 kđc : hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích, → kđc=1 kđ: hệ số kể đến tải trọng va đập nhẹ, →kđ=1,2 kc: hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền, →kc=1 (số ca =1) kbt : hệ số ảnh hưởng bôi trơn , → kbt = 1 => k = ko.ka.kdc.kbt.kd.kc = 1.1.1.1.1,2.1 = 1,2 Có Pt = P.k.kz.kn ( kW) Vậy Pt= 6,18.1,2.1.1,24=9,03( kW ) Tra bảng B với no1 = 400 ( v/ph ) chọn bộ truyền xích 1 dãy có bước xích 25,4 mm. thoả mãn điều kiện bền mòn. Pt < [P] = 19,0kW Theo bảng B P < Pmax 1.4. Xác định khoảng cách trục và số mắt xích: - Chọn sơ bộ : a = ( 30 ÷ 50 ) pbx = 40.25,4= 1016 ( mm ) - Số mắt xích : CT (5.12) → chọn số mắt xích chẵn là : xc = 124 - Tính lại khoảng cách trục Theo 5.13 ta có a* = 0,25pbx. {xc – 0,5.(Z2 + Z1) + } => a* = 0,25.25,4 {124 – 0,5.(59+ 25) + } = 1032,24 (mm) - Để xích không quá căng thì cần giảm a một lượng: ∆a= 0,003. a*= 0,003.1032,24 = 3,1 mm lấy a = 1029,14 (mm) - Số lần va đập cho phép của xích tra được tính theo công thức (5.14)[1] <=30 theo bảng (5.9) 1.5.Tính kiểm nghiệm xích về độ bền: Theo (5.15) Theo bảng( 5.2) tải trọng phá hỏng Q= 56700 {N} và khối lượng 1m xích q=2,6(kg) Kđ=1,7 hệ số tải trọng động v Fv = q.v2 = 2,6.(3,42)2 =30,44(N) Fo=9,81.kf.q.a Kf: hệ số phụ thuộc độ võng của xích và vị trí bộ truyền: chọn kf=4 Fo= 9,81.4.2,6.1,029= 104,99 (N) Do đó Vậy s > =9,3 bộ truyền xích đảm bảo đủ bền 1.6.Đường kính đĩa xích theo công thức (5.17)[1] mm mm mm mm mm mm Với r=0,5025.d1 +0,05 = 0,5025.15,88+ 0,05 = 8,03 mm d1 tra bảng 5.2 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích theo công thức (5.18)[1] Fvđ : lực va đập trên m dãy xích theo công thức Fvđ = 13.10-7n1.p3m = 13.10-7.323,3.25,43 .1 = 6,89 N z1= 25 kr = 0,36 (hệ số phụ Z) A = 180 mm2 diện tích chiếu mặt tựa của bản lề bóng (5.12) E = 2.E1. E2 (E1+E2) = 2,1.105MPa – Mô đum đàn hồi Kđ = 1,2 tải trọng va đập nhẹ, kd = 1 xích dãy 1 (Mpa) Vậy khi dùng thép 45 tôi, ram đạt độ rắn bề mặt HRC 50 có ứng suất tiếp xúc cho phép là =800 MPa đảm được độ bền tiếp xúc cho răng đĩa 1 Tương tự ta xác định được: (với cùng vật liệu và nhiệt luyện) 1.7 Xác định lực tác dụng lên trục Lực căn trên bánh chủ động và bị động F1 =Ft + F2 ; F2 =Fo + Fv Ft = 1777,23 N – Lực vòng Fv = q.v2 = 30,45 N- Lực căng do lực ly tâm sinh ra Tra bảng( 5.2) có q = 2,6 kg Fo = 77,86 N – lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra F2 = 104,99+ 30,45 = 135,44 N F1 = 1777,23 + 135,44 = 1912,67 N Trong tính toán thực tế có thể bỏ qua Fo và Ft và lực tác dụng lên trục được tính theo công thức( 5.20) : Fr = Kx . Ft kx = 1,05 hệ số kể đến trọng lượng bộ xích, bộ truyền nghiêng một góc >400 Fr = 1,05.1777,23= 1886,09 N. 1.8.Tổng hợp các thông số của bộ truyền xích: Thông số Kí hiệu Giá trị Loại xích ------- Xích ống con lăn Bước xích p 25,4(mm) Số mắt xích x 124 Chiều dài xích L 3149,6 (mm) Khoảng cách trục a 1029,14(mm) Số răng đĩa xích nhỏ 25 Số răng đĩa xích lớn Z2 59 Vật liệu đĩa xích ---- Thép C45 Đường kính vòng chia đĩa xích nhỏ d1 202,66 (mm) Đường kính vòng chia đĩa xích lớn d2 477,24(mm) Đường kính vòng đỉnh đĩa xích nhỏ da1 2123,76(mm) Đường kính vòng đỉnh đĩa xích lớn da2 489,27(mm) Bán kính đáy r 8,03(mm) Đường kính chân răng đĩa xích nhỏ df1 186,60mm) Đường kính chân răng đĩa xích lớn df2 461,19(mm) Lực tác dụng dọc trục Fr 1866,09 (N) II: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CÔN THẲNG : p1 = 12,67 (kw) n1 = 970 (v/phút) u = 3 Thời gian sử dụng lh = 11000 (giờ) 2.1.Chọn vật liệu Vì không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế, ta chọn bộ truyển bánh răng côn răng thẳng quay 1 chiều với vật liệu hai bánh răng là như nhau, theo bảng( 6.1) Chọn vật liệu đối với bánh răng nhỏ thép 40XH tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241 có ϭMPa, ϭ MPa Bánh răng lớn chọn tương tự HB ≥ 241; ϭMPa, ϭMPa 2.2.Xác định ứng suất cho phép Ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép Chọn sơ bộ zk.xv.kXH = 1; yk.ys.kXF = 1 Theo bảng (6.2 ) ta có với thép 40 XH tôi cải tiến đạt HB 180 ÷ 350 MPa ; SH = 1,1 ; SF = 1,75 Chọn HB1 = 280Mpa; HB2 =265Mpa + Bánh răng chủ động : 504 + Bánh răng bị động : - KFC hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải. Đặt tải một phía - ;: hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền. + + Với 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. NHO và NFO : số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc và ứng suất uốn. + + + NF01 = NF02 = 4.106 do bánh răng làm vật liệu thép. ; : số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đuơng. Khi bộ truyền chịu tải trọng tĩnh: + c: số lần ăn khớp trong 1 vòng quay + n: số vòng quay trong 1 phút + t: tổng số giờ làm việc của bánh răng. → Ta có : NHE > NHO , NFE > NFO => KHL1 = 1, KHL2 = 1; KFL1 =1, KFL2 =1 Do vậy Do vậy với bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng thì lấy [σH] = [σH2] =545,45(Mpa) 2.3) Xác định chiều dài bánh răng côn ngoài : theo công thức (6.52a)[1] Với bộ truyền răng thẳng bằng thép kR = 0,5.kd kd = 100 Mpa1/3 KR = 0,5.100 = 50 Mpa1/3 kHβ : Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng trên chiều rộng vành bánh răng con tra bảng (6.21) Kbe : hệ số chiểu rộng vành răng Kbe = (0,25 ÷ 0,3) chọn Kbe = 0,25 Với U12 = Uh = 3 T1 : Mô men xoắn trên trục bánh răng chủ động Nmm : Ứng suất tiếp xúc cho phép Mpa Theo bảng (6.21) với Ta chọn trục bánh răng côn lắp trên ổ đũa sơ đồ I, HB < 350 ta được KHβ = 1,13; T1 = Nmm mm 2.4. Xác định các thông số ăn khớp - Số răng bánh nhỏ Dường kính vòng chia ngoài ; de1 mm Do đó tra bảng (6.22)[1] ta được z1p = 19 Với HB < 350, z1 = 1,6.z1p = 1,6.19 = 30,4 chọn z1 = 30 Tính đường kính trung bình và mô đun trung bình theo công thức (6.44) và (6.55) dm1 = (1-0,5 Kbe)de1 = (1-0,5.0,25).94,43 = 82,62mm mm Mô đum vòng ngoài, với bánh răng côn răng thẳng theo công thức (6.56)[1] mm Theo bảng (6.8)[1] lấy theo tiêu chuẩn mte = 3 do đó ta tính lại mtm = mte.(1- 0,5.Kbe) = 3.(1 -0,5.0,25) = 2,63 mm Z1 = lấy Z1 = 31 răng Số răng bánh lớn Z2 = U. Z1 = 3.31,4 = 94,2 lấy Z2 = 94 răng Do đó tỉ số truyền Um = Góc côn chia: δ1 =arctg = arctg =18,250 δ2 = 900 - δ1 = 900 – 118,250 = 71,750 Theo bảng (6.20)[1] với Z1 =31 chọn hệ số dịch chỉnh đều x1 = 0,31; x2 = -0,31 Đường kính trung bình của bánh nhỏ dm1 = Z1. mtm = 31.2,63 = 81,53 mm Chiều dài côn ngoài Re = 0,5.mte.= 0,5.3 = 148,47mm 2.5. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc Ứng suất tiếp xúc xuất hiên trên bề mặt răng theo CT (6.58)[1] C. Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng: Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: + ZM: hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp tra bảng B(6.5)[1]→ ZM = 274MPa1/3 + ZH: hệ số kể đến hình dạng tiếp xúc: Với xt = x1 + x2 = 0 ; ZH = 1,76 vì β = 0 + : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng. Theo CT(6.59a) [1] Zε = εα. Hệ số trùng khớp ngang theo (6.60) [1] => Zε = - kH: hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc theo CT(6.61) [1] kH = kHα. kHβ .kHv Với bánh răng côn răng thẳng KHα = 1: KHβ = 1,13 tra bảng (6.21) [1] KHv Hệ số tải trọng động tính theo CT(6.63)[1] KHv =1+ b =Kbe.Re = 0,25.148,47 = 37,12 mm νH = δH.go.v. vận tốc v tính theo CT (6.22) [1] v = Chọ cấp chính xác theo vận tốc vòng bảng (6.13) [1] chọn cấp chính xác = 7 δH là hệ số xét đến ảnh hương của sai số ăn khớp tra theo bảng (6.15) [1] với HB<350 δH = 0,006 go là trị số của hệ xét đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng tra bảng (6.16) [1] => go =47 Theo CT (6.64) [1] νH = 0,006.47.4,14. KHv = => KH = 1.1,13.1,13 = 1,28 Thay vào CT (6.58) [1] = 530,87 Mpa Theo (6.1)và (6.1a) [1] ta có [σH] = [σH].Zv.ZR.KXH Trong đó v =4,14 ZV = 1. Ra = 2,5 ÷ 1,25 μm; ZR = 0,95 da KXH = 1 [σH] = 545,45.1.0,95.1 =518,18 Mpa Như vậy σH > [σH] nhưng chênh lệch nhỏ. Do đó có thể tăng chiều rộng vành răng: b = Lấy b =40 mm 2.6. Kiểm nghiệm răng theo độ bền uốn: + + Kbe = Tỉ số Tra bảng (6.21) [1] được KFβ = 1,25 KFα = 1 mtm = mnm =2,63 mô đun pháp tuyến b = 40 mm chiều rộng vành răng dm1 = 81,53 mm đường kính trung bình của bánh chủ động hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Yβ: hệ số kể đến độ nghiêng của răng hệ số kể đến độ nghiêng của răng KF hệ số tải trọng khi tính về uốn KF = KFβ.KFα.KFv KFv = 1+ Theo (6.64) [1] νF = δF.go.v. δF = 0,016 tra bảng (6.15) go= 47 (6.16) [1] KFv = 1+ KF = 1,25.1.1,34 = 1,675 Tra bảng B với x1 = 0,31 , x2 = - 0,31 → YF1 = 3,57 và YF2 = 3,53 Thay các giá trị vừa tính được vào(6.65) Vậy, Như vậy điều kiện bền uốn được đảm bảo 2.7.Kiểm nghiệm răng về quá tải: Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải , với hệ số quá tải Ktq = Kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại và ứng suất uốn cực đại 2.8. Một số thông số hình học của cặp bánh răng Bảng tổng kết các thông số bộ truyền bánh răng . Thông số Ký hiệu Giá trị Chiều dài côn ngoài Re 148,47 mm Chiều rộng vành răng b 40mm Chiều dài côn trung bình Rm Rm = Re – 0,5b =128,47 mm Đường kính chia ngoài de de1 = mte.Z1= 93mm de2 =mte.Z2 = 282mm Góc côn chia δ δ1=18,25o δ2 = 71,75o Chiều cao răng ngoài he he =2.htemte + c với hte = cosβm; c = 0,2.mte => he = 6,6mm Chiều cao đầu răng ngoài hae hae1 = (hte + xn1cosβm)mte với xn1 = 0,31=> hae1 = 3,93mm hae2 =2hte.mte– hae1= 2,07mm Chiều cao chân răng ngoài hfe hfe1 = he- hae1 = 2,67mm hfe2 = 4,53 mm Đường kính đỉnh răng ngoài dae dae1 = de1 + 2hae1.cosδ1 dae1 = 100,46mm dae2 = 283,3mm Đường kính trung bình dm dm1 = mtm.Z1 =81,53mm dm2 = 246,75mm Môđun vòng trung bình mtm mtm=mte(1-0,5.Kbe) =2,63 mm Môđun pháp trung bình mnm PHẦN III : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC I. Tính chọn khớp nối 1.1. Chọn khớp nối: - Ta sử dụng khớp nối đàn hồi để nối trục - Thiết kế chọn khớp thường dựa vào momen xoắn tính toán Tt : Tt ≤ [T] + T: momen xoắn danh nghĩa hay momen xoắn trên trục cần nối, T=127233Nmm + K: hệ số chế độ làm việc, phụ thuộc vào loại máy công tác, tra bảng B(16.1), chọn k= 1,5(máy nén công tác băng tải) T = Tdc = 127233Nmm = 127,23Nm → Tt = k.T = 1,5.77187,62 = 190850( N.mm). Động cơ là 4A160M6Y3, tra bảng (p1.7) [1] ta được đường kính trục động cơ là: ddc = 48 mm Với điều kiện Tt = 127,23≤ Tbảng và ddc = 48 ≤ dbảng tra bảng (16.10a) [2] ta chọn [T] = +[T] = 500 ( N.m ) + dbảng = 50 ( mm ) n ≤ [nmax] = 3600 Kích thước cơ bản của nối trục đàn hồi d = 50, D =170, dm =95, L = 175, l =110, d1 = 90, Do =130, Z =8, nmax = 3600, B = 5, B1 = 70, l1 = 30, D3 = 28, l2 = 32 Tra bảng B(16.10b) với điều kiện[T] = 500 ( N.mm ) ta được kích thước cơ bản của vòng đàn hồi : dc = 14, d1 = M10, D2 = 20, l = 62, l1 = 34, l2 = 15, l3 = 28, h = 1,5 1.2. Kiểm nghiệm khớp nối: 1.2.1. Kiểm nghiệm theo điều kiện bền dập: = 4 Mpa Thỏa mãn điều kiện. 1.2.2. Kiểm nghiệm điều kiện sức bền của chốt - : ứng suất uốn cho phép của chốt. Chọn lo = l1 + = 34 + = 41,5 thỏa mãn điều kiện. 1.3. Lực tác dụng lên trục: Ft = Fx12 = Fkn = 0,2.Ft = 0,2.1957,43= 391,49 ( N ) II. Tính Toán Thiết Kế Trục A Tính toán và thiết kế trục I 2.1 Chọn vật liệu: Vật liệu dùng để chế tạo trục cần có sức bền cao , ít nhạy cảm với tập trung ứng suất, có thể nhiệt luyện, hoá nhiệt luyện được và dễ gia công. - Vì tải trọng trung bình nên có thể chọn Vật liệu làm trục chọn là thép 45 tôi cải thiện có σb =850Mpa, [σ] = 55Mpa 2.2. Sơ đồ phân bố lực tác dụng: 2.3. Xác định các lực tác dụng lên trục: Lực tác dụng từ bộ truyền bánh răng côn răng thẳng tác dụng lên trục 1, trục 2 Ft1 = Ft2 = =( N ) tgα.cosδ1=3059,03.tg200.cos18,250=1057,37(N) (α = 20o góc ăn khớp đối với bánh răng côn răng thẳng) Lực tác dụng từ bộ truyền xích Do góc nghiêng đường nối tâm của hai đĩa xích là 45o nên lực Ft của bộ truyền xích được phân tích thành các thành phần là Fx22 và Fy22; Fx24 và Fy24 Với Fx là Fr22 đã tính ở phần 2 thiết kế bộ truyền ngoài. Fx = Fr22 =1866,09 (N) Với Fx22 = Fx24 = Fx. sin α =1866,09 . sin 450 =1319,52(N) Fy22 =Fy24 = Fx.cosα = 1866,09 . cos 450 = 1319,52(N) 2.4. Tính sơ bộ đường kính trục: Theo (10.9) [1] ta có đường kính trục Trong đó: T: momen xoắn Nmm [τ] :ứng suất xoắn cho phép Mpa. [τ] = 15÷ 30 (Mpa) → Chọn dsb1 = 30 ( mm ) và dsb2 = 45 ( mm ) - Từ đường kính d tra bảng (10.2) với d1 = 30(mm) và d2 = 45 (mm). Ta có chiều rộng ổ lăn trên các trục b01 = 19 (mm) và b02 =25 (mm) 2.5. Xác định trục I: - Chiều dài mayơ bánh nửa khớp nối: lm= (1,4÷ 2,5).d đối với nối trục vòng đàn hồi lm12= (1,4÷2,5) d1 = (1,4÷2,5)30 = 42÷75 mm, chọn lm12 = 55 mm - Chiều dài mayơ bánh răng côn lm= (1,2÷ 1,4).d lm13 = (1,2÷ 1,4).d1 = (1,2÷ 1,4).30 = 36÷42 mm, chọn lm13 =40 mm lm23 = (1,2÷ 1,4).d2 = (1,2÷ 1,4).45 = 54÷ 63 mm, chọn lm23 =55 mm Chiều dài mayơ đĩa xích lm= (1,2÷ 1,5).d lm22 = lm24 = (1,2÷ 1,5)d2= (1,2÷ 1,5) 45 = 54 ÷67,5mm chọn lm22 = lm24 = 60mm Các kích thước liên quan đến chiều dài trục, chọn khoảng cách từ mặt cạnh chi tiết đến thành trong của hộp k1 = 12, khoảng cách từ mặt cạnh ổ đến thành trong của hộp k2 =10, khoảng cách từ mặt cạnh chi tiết quay đến nắp ổ k3 = 15 Chiều cao nắp ổ và đầu bulông hn = 18 lcki : khoảng côngxôn trên trục thứ k tính từ chi tiết thứ i ở ngoài hộp giảm tốc đến gối đỡ lcki = 0,5.(lm12 +bo)+ k3 + hn lc12 = 0,5.(lm12 +bo1)+ k3 + hn = 0,5.(55 + 19)+ 15+ 18 = 70 mm lc22 = lc24 = 0,5.(lm22 +bo2)+ k3 + hn = 0,5.(60 + 25)+ 15+ 18 = 75,5mm lci : chiều rộng răng thứ i trên trục k : b13 = b23 =39 mm * Trục thứ 1 l12 = lc12 = 70 mm l11 = (2,5÷3)d1 = (2,5÷3)30 = 75÷90 => chọn l11 = 85mm l13 = l11 + k1 + k2 + lm13 + 0,5(b01 – b13cosδ1) = 85 + 12 + 10 + 40 + 0,5(19 – 39. cos18,25o) = 137,98 mm chọn l13 = 138 mm * Trục thứ 2 l21 = lm22 + lm23 + b0 + 3k1 + 2k2 = 60 + 55 + 25 + 3.12 + 2.10 = 196 mm l22 = k1 + k2 + lm23 + 0,5(b02 – b23cosδ2) = 12 + 10 + 55 + 0,5(25 – 39.cos71,75o) =83,23 mm chọn l22= 84mm l23 = dm1 + k1 + k2 + 0,5b02 = 81,53+15+10+0,5.25=110mm (*)Đối với trục 1 dựa vào sơ đồ phân tích lực ta có hệ phương trình : Trường hợp 1 khớp nối hướng theo chiều dương trục x: Thay số vào ta được Với trường hợp 2 khớp nối quay chiều ngược lại ta tính được: Khi vẽ trục ta chọn trường hợp 2 bởi vì khi đó mômen xoắn là lớn nhất, ta có biểu đồ mômen trên trục 1. Khi chọn ổ lăn ta chọn trường hợp 1 bởi vì các lực tác dụng lên ổ lăn theo phương x là lớn hơn. Xác định mô men tại các vị trí; Vị trí: 0 Mx0 = 0 My0 = Fk. l12 = 391,49.70 = 27404,3 Vị trí :1 Mx1 = Fy10. l11 = 495,42.85 = 42110,7 My1 = Fx13. (l13 - l11) =3059,03.(138 - 85) = 162128,59 Nmm Vị trí :3 Mx3 = Fz13. 0,5.dm1 = 348,71.0,5.81,375= 14188,14 My3=0 Tính mômen uốn và mômen tương đương trên trục 1. Mj = , Mtdj = Tại tiết diện 1-0 M10 = = Mtd10 = = Tại tiết diện 1-2 M12 = = Mtd12 = = Tại tiết diện 1-3 M13 = = Mtd13 = = Tại tiết diện 1-1 M11 = = Mtd11 = = => Đường kính trục tại các tiết diện j Chọn vật liệu làm trục là thép 45 tôi,với σ =67MPa tra bảng (10.5) [1] => Do lắp ổ lăn tại d10 và d11, Chọn d10 = d11 = 35 mm d12 = 32 mm, d13 =32 mm, dvai =38mm Chọn then Trục I:then lắp trên đoạn trục lắp khớp nối và bánh răng tra bảng 9.1a[1] Với d0=32mm ta chọn loại then bằng có :b=8mm,h=7mm, t1=4mm. Chiều dài then : Lt =(0,8-0,9) lm Lt12 =(0,8-0,9)55=44÷49,5mm, chọn Lt12 = 45 mm Lt13 =(0,8-0,9)40=32÷36 mm, chọn Lt13 = 35 mm Kiểm nghiệm mối ghép then về độ bền dập và độ bền cắt. Kết quả tính như sau: d lt b x h t1 T σd τc 32 45 10 x 8 5 124701 57,73 14,00 32 35 10 x 8 5 124701 74,23 22,23 σd = ≤[σd] (ct:9.1) [1] τc = ≤ [τc](ct:9.2) [1] σd = ≤[σd] σd = ≤[σd] τc = ≤ [τc](ct:9.2) [1] τc = ≤ [τc] Theo bảng (9.5) [1] dạng lắp cố định và vật liệu bằng thép chịu va đập nhẹ [σd] = 100 MPa, [τc] = 45 MPa, [τc] = 40 Mpa Vậy mối ghép then đảm bảo độ bền dập và độ bền cắt. 2.6. Biểu đồ momen và Định kết cấu trục 1 2.7.Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi Hệ số an toàn : Sj = (10.19) [1] + [s] là hệ số an toàn cho phép. [s] = 1,5 ÷ 2,5 là hệ số an toàn chỉ xét riêng cho trường hợp ứng suât pháp tại tiết diện j là hệ số an toàn chỉ xét riêng cho trường hợp ứng suât tiếp tại tiết diện j Thép 45 có là giới hạn mỏi uốn với chu kỳ đối xứng τ-1 là giới hạn mỏi xoắn với chu kỳ đối xứng σaj , τaj , σmj , τmj biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện j ; là hệ số ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi với Tra bảng B ta có ; Đối với trục quay, ứng suất uốn được coi như thay đổi theo chu kỳ đối xứng nên: và Do trục quay một chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động τmj = τaj = τmaxj / 2 = Tj / (2.Woj ) K