Đồ án Chi tiết máy - Thiết kế bộ truyền bánh răng

LUẬN VĂN TỐT NGHIỆP ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY MỤC LỤC CHƯƠNG I: CHỌN ĐỘNG CƠ 1 CHƯƠNG II: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN 2 I. Chọn động cơ điện 2 II. Phân phối tỉ số truyền: 3 CHƯƠNG III: THIẾT KẾT BỘ TRUYỀN ĐAI 4 CHƯƠNG IV: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG 8 I. Bánh răng nghiên: cấp nhanh 8 II. Bánh răng thẳng: cấp chậm 13 Chương V: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC – THEN 17 I. Tính toán thiết kế trục 17 II. Tính gần đúng trục 17 III. đối với trục I: 19 IV. đối với trục II: 22 V. Đối với trục III: 24 VI. Tính chính xác trục tại tiết diện m-m: 25 VII. Tính chính xác trục tại tiết diện e-e: 26 VIII. Tính chính xác trục tại tiết diện i-i: 27 IX. Tính chính xác trục tại tiết diện h-h: 29 X. Tính then: 30 Chương VII: THIẾT KẾ GỐI ĐỠ TRỤC 34 I. Đối với trục I: 34 II. Đối với trục II: 35 III. Đối với trục II: 36 IV. đối với trục III 37 Chương VII: CẤU TẠO VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT MÁY KHÁC 40 I. Vỏ hộp 40 II. Cấu tạo bánh răng 41 Chương VIII: BÔI TRƠN HỘP GIẢM TỐC 42 CHƯƠNG I: CHỌN ĐỘNG CƠ Để chọn sơ đồ động học trước hết ta cần tính số vòng quay của băng tải: Ntg = 60.1000.VπD =60.1000.0,4π.300 =25 (v/p) Với số vòng quay 25(v/p) tương đối thấp nên cần chọn nhiều bộ truyền để có được một tỷ số truyền tương đối lớn, ta chọn bộ truyền đai thang đặt liền với động cơ và một hộp giảm tốc. Sở dĩ chọn đai thang vì kết cấu đơn giản, dể chế tạo. có thể làm việc với vận tốc lớn vì vậy nên đặc liền với động cơ. Ta có thể chọn hộp giảm tốc trục vít để kích thước nhỏ gọn, song vì phải dùng hợp kim màu để chế tạo bánh vít, cấu tạo bộ phận phức tạp điều chỉnh khó khăn nên hợp lý nhất là chọn bánh răng trụ, răng nghiên cho hai cấp khai triển: cấp nhanh dùng bánh răng nghiên và cấp chậm dùng bánh răng thẳng Động cơ điện Đai truyền Hộp giảm tốc Khớp nối Tang và băng tải CHƯƠNG II: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN Chọn động cơ điện Để chọn động cơ điện ta cần có công suất cần thiết: Nct: là công suất cần thiết N: là công suất băng tải N: là công suất chung Ta có: Nct = Nη Với: N = P.v1000 = 5000.0,41000 = 2 (KW) Trong đó: η = η1.η22.η34.η4 η1=0,94- hiệu suất bộ truyền đai η2=0,97- hiệu suất bộ truyền bánh răng η3=0,995- hiệu suất của một cập ổ lăn η4=1 - hiệu suất của khớp nối η = 0,94.0,972.0,9954.1 = 0,87 Nct = Nη = 20,87 = 2,3 (KW) Cần phải chọn động cơ điện có công suất lớn hơn Nct trong tiêu chuẩn động cơ điện có nhiều loại thỏa mãn điều kiện này: Chọn sơ bộ loại động cơ che kín có quạt gió(bảng 2P TKCTM) ký hiệu:AO2(AOJI2)32-2 công suất định mức 3,0KW với các số vòng quay 2880 (v/p), AO2(AOJI2)32-4 1430 (v/p). AO2(AOJI2)32-6 960 (v/p). AO2-4-8 720 (v/p). Ở đây ta chọn động cơ điện ký hiệu: AO2(AOJI2)32-4, công suất động cơ Nđc = 3,0 KW, số vòng quay động cơ nđm = 1430 (v/p), giá động cơ này không này không đắt hơn loại AO2(AOJI2)32-2 và tỉ số truyền chung có thể phân phối hợp lý cho các bộ truyền trong hệ thống dẫn động. Phân phối tỉ số truyền: tỉ số truyền động chung: i = nđcntg = 143025 = 57,2 i = iđ.ibn.ibt iđ = tỉ số truyền động đai ibn = tỉ số bộ truyền bánh răng trục nghiên cấp nhanh ibt = tỉ số bộ truyền bánh răng trục nghiên cấp chập chọn trước iđ = 3,25 =>ibn.ibt = 57,23,25 =17,6 Để tạo điều kiện bôi trơn các bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc bằng phương pháp ngăm dầu, ta chọn: ibn = (1,21,3).ibt ibn = 4,6 ; ibt =3,8 Tính toán các thông số trục: trục I: iđ = nđcn1 => n1 = nđciđ = 14303,25 = 440 v/p N1 = Nct. nđ. n0 =2,3.0,94.0,995 = 2,2 KW trục II: ibn = n1n2 => n2 = n1ibn = 4404,6 = 96 v/p N2 = N1. nbn. n0 =2,2.0,97.0,995 = 2,1 KW trục III: ibt = n2n3 => n3 = n2ibt = 963,8 = 25 v/p N3 = N2. nbt. n0 =2,1.0,97.0,995 = 2 KW Trục Thông số Trục động cơ I II III i iđ = 3,25 ibn = 4,6 ibn = 3,8 N (v/p) 1430 440 96 25 N (KW) 3,0 2,2 2,1 2,0 Bảng hệ thống số liệu tính được CHƯƠNG III: THIẾT KẾT BỘ TRUYỀN ĐAI Thiết kế bộ truyền đai thang Chọn loại đai: gia thiết vận tốc của đai v = (510)m/s, va công suất (24)KW ta có thể chọn đai O, đai A, và đai b (bảng 5-13 TKTCM) tiết diện đai O A b diện tích tiết diện đai 47 81 138 Kích thước tiết diện đai a.h (bảng 5-11 TKCTM) 10.6 13.8 17.10,5 Đường kính đai nhỏ lấy D1 120 150 220 (bảng 5-14 TKCTM) Kiểm nghiện vận tốc đai: v = π.1430.D160.1000 vmax = (3035)m/s 9 11,2 16,5 Đường kính đai lớn: D2 = 1430440(1-0,02).D1 =3,185. D1 382 477 701 Lấy theo tiêu chuẩn 400 500 710 (bảng 5-17 TKCTM) Số vòng quay thực n2'của trục bị dẫn: n2' = (1-0,02).1430D1D2 = 1401D1D2 420 420 434 Tỉ số truyền: i = n1n2 (n1: động cơ) 3.4 3.4 3.3 Chọn sơ bộ khoảng cách trục A theo bảng 5-16 TKCTM chọn A = D2 mm 400 500 710 Tính chiều dài L theo khoảng cách trục A sơ bộ theo công thức 5-12 TKCTM L = 2A + π2 (D2 – D1) + (D2-D1)24A 1666 2082 2965 Công thức 5-1 Theo bảng 5-12 TKCTM chon L = 1700 2120 3000 Kiểm nghiệm số vòng chạy u = vL uumax =10 m/s 5,3 5,3 5,5 Tính chính xác khoảng cách trục A theo chiều dài đai dã lấy theo tiêu chuẩn (công thức 5-2 TKCTM) A = 2L-πD2+D1+(2L-π.D2+D12-8D2-D128 418 520 728 Khoảng cách trục A thỏa điều kiện (công thức 5-19) 0,55(D1 + D2) + h ≤A≤ 2(D1 + D2) Khoảng cách nhỏ nhất để mắc đai Amin = A – 0,015.L 393 488 683 Khoảng cách lớn nhất để mắc đai Amin = A + 0,015.L Tính góc ôm theo công thức 5-3 TKTCM α1= 1800 - P2-P1A57ο 142ο 142ο 142ο α1 thỏa điều kiện α1 120ο Xác định số đai Z cần thiết Chọn ứng suất ban đầu δ0= 1,2 N/mm2 Theo D1 tra bảng 5-17 tìm được ứng suất có ích cho phép [δP]0 N/mm2 1,65 1,7 1,74 Các hệ số ảnh hưởng của trọng tải Ct (bảng 5-6) 0,9 0,9 0,9 góc ôm Cd (bảng 5-18) 0,89 0,89 0,89 vận tốc Cv (bảng 5-22) 1 1 0,94 Số đai Z cần thiết (công thức 5-22) Z ≥ 1000.Nv.[δP]0.Ct.Cα.Cv.F 5,3 2,4 1 Lấy số đai Z 5 2 1 Định kích thước chủ yếu của bánh đai Chiều rộng bánh đai (công thức 5-23) B = (Z-1).t + 2S 64 36 25 Tra bảng 10-3 S 8 10 12.5 t 12 16 20 Đường kính ngoài của bánh đai (công thức 5-24) bánh dẫn Dn1 = D1 + 2h0 124 156 228 bánh bị dẫn Dn2 = D2 + 2h0 404 506 718 tra bảng 10-3: h0 2,1 2,8 4,1 Tính lự căng bang đầu (công thức 5-25) S0 = δ0.F 56,4 97,2 165,6 Lực tác dụng lên trục (công thức 5-26) R = 3.S0.z.sinα12 800 551 470 Þ Kết luận: ta chọn bộ truyền đai O vì có lực căng ban đầu nhỏ hơn đai A và đai b và có khuôn khổ nhỏ gọn hơn. CHƯƠNG IV: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG Bánh răng nghiên: cấp nhanh Chọn vật liệu chế tạo bánh răng (bảng 3-6 và 3-8 sách TKCTM) Bánh nhỏ: thép 45 thường hóa, phôi có đường kính dưới 100 mm, phôi rèn giới hạn bền kéo σbk = 600 N/mm2, giới hạn chảy σch = 300 N/mm2, độ rắn HB = 200 Bánh lớn: thép 35 thường hóa, phôi có đường kính từ (100 ÷ 300) mm, phôi rèn giới hạn bền kéo σbk = 500 N/mm2, giới hạn chảy σch = 260 N/mm2, độ rắn HB = 170 Định mức ứng suất cho phép Chu kỳ làm việc của bánh răng lớn: ( công thức 3-3 sách TKCTM ) N1 = 60.n.u.T = 60.1.5.265.2.8.96 = 122,112.106 Chu kỳ làm việc của bánh răng nhỏ: N2 = N1.ibn = 122,112.106.4,6 = 561,7152.106 Vì chu kỳ tương đương của bánh lớn, và bánh nhỏ đều lớn số chu kỳ cơ sở N0 = 107. Do đó hệ số chu kỳ ứng suất KN của cả 2 bánh răng đều bằng 1 Ứng suất tiếp xúc:(bảng 3-9 TKCTM) bánh lớn [σtx2] = 2,6.HB = 2,6.170 =442 N/mm2 bánh nhỏ [σtx1] = 2,6.HB = 2,6.200 =520 N/mm2 Giới hạn mỏi: thép 45: σ1 = 0,43. σbk = 0,43.600 = 258 N/mm2 thép 35: σ1 = 0,43. σbk = 0,43.500 = 215 N/mm2 Ta chọn hệ số an toàn n = 1,5 hệ số tập trung ứng suất ở chân răng Kσ=1,8 Do ứng suất thay đổi liên tục theo chu kỳ ( công thức 3-5 sách TKCTM ) [σ]u1 = 1,5.σ-1KN'n.Kσ = 1,5.258.11,5.1,8 = 143,3 N/mm2 [σ]u2 = 1,5.σ-2KN''n.Kσ = 1,5.215.11,5.1,8 = 119,4 N/mm2 Chọn hệ số tải trọng: K = 1,3 Chọn hệ số chiều rộng bánh răng: ψA = 0,3 Xác định khoảng cách trục A ( công thức 3-10 sách TKCTM ) ta lấy: θ = 1,25 A ≥ (i±1).3(1,05.106[σ]tx.i)2K.NψA.θ.n2 ⇒ A ≥ (4,6±1).3(1,05.106442.4,6)21,3.2,20,3.1,25.96 = 155 mm Tính vận tốc vòng và chọn cấp chế tạo bánh răng ( công thức 3-17 sách TKCTM ) v = 2.π.A.n60.1000.(1+4,6) = 2.π.155.44060.1000.(1+4,6) = 1,3 m/s Với vận tốc này có thể chọn cấp chính xác 9 để chế tạo bánh răng ( bảng 3-11 sách TKCTM ) Định chính xác hệ số tải trọng K: Chiều rộng của bánh răng: b = ψA.A = 0,3.155 = 46 mm Đường kính vòng lăn của bánh nhỏ: d1 = 2.A1+t = 2.1551+4,6 = 55 mm ⇒ ψd = bd1 = 4655 = 0,84 Với ψd theo bảng 3-12 sách TKCTM tìm được hệ số tải trọng K = 1,22 Vậy hệ số trọng tải tập trung thực tế ( công thức 3-20 sách TKCTM ) Ktt = Kttbang+ 12 = 1,22+ 12 1,11 Bảng 3-11 sách TKCTM tìm được hệ số tải trọng động: Kd =1,2 (giả sử b > 2,5.mnsinβ ) K2 = Ktt.Kđ =1,11.1,2 =1,332 ít khác so với trị số K đã chọn ban đầu vì vậy không cần tính lại khoảng cách trục A có thể lấy chính xác A = 155mm Xác định modun số răng và góc nghiên của răng: Modun pháp: mn = ( 0,01 ÷ 0,02 ).A ( công thức 3-20 sách TKCTM ) mn = ( 0,01 ÷ 0,02 ).155 mn = 1,55 ÷ 3,1 lấy mn = 2,5 ( theo tiêu chuẩn bảng 3-1 sách TKCTM ) Sơ bộ góc nghiêng: β = 100 ⇒ cos β = 0,985 Tổng số răng của hai bánh: ( công thức 3-28 sách TKCTM ) cos β = (z1 + z2 ).mn2.A ⇒ zt = z1 + z2 = 2A.cosβmn = 2.155.0,9852,5 = 122,1 Lấy: zt = 122 răng ( bảng 3-1 sách TKCTM ) Số răng bánh nhỏ: z1 = zti+1 = 1224,6+1 = 22 lấy z1 = 22 răng Số răng bánh lớn: Z2 = i. z1 = 4,6.22 = 101,2 lấy z2 = 100 răng Tính chính xác góc nghiên β ( công thức 3-28 sách TKCTM ) cos β = zt.mn2.A = (22 + 100 ).2,52.155 = 0,984 vậy β = 10015’ Chiều rộng của bánh răng b thỏa điều kiện b =46 > 2,5.mnsinβ = 35,1 mm Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng: Tỷ số răng tương đương ( công thức 3-37 sách TKCTM ) bánh nhỏ: ztđ1 = z1cos3β = 22(0,984)3 = 23 bánh lớn: ztđ1 = z2cos3β = 100(0,984)3 = 105 hệ số dạng răng (bảng 3-18 sách TKCTM ) bánh nhỏ: y1 = 0,451 bánh lớn: y2 = 0,517 lấy hệ số θ’’ = 1,5 Kiểm nghiệm ứng suất uốn đối với bánh nhỏ ( công thức 3-34 sách TKCTM ) σu1 = 19,1.106.K.Ny1.mn2.z1.n.b.θ'' = 19,1.106.1,332.2,20,451.2,52.22.440.46.1,5 = 29,7 N/mm2 < [σ]u1 = 143,3 N/mm2 Kiểm nghiệm ứng suất uốn đối với bánh lớn ( công thức 3-40 sách TKCTM ) σu2 = σu1.y1y2 = 29,7 0,4510,517 = 25,9 N/mm2 < [σ]u2 = 119,4 N/mm2 Kiểm nghiệm độ bền của răng khi chiệu tải đột ngột trong thời gian ngắn Ứng suất tiếp tuyến cho phép: ( công thức 3-43 sách TKCTM ) bánh nhỏ: [σ]txqt1 = 2,5. [σ]tx1 = 2,5.520 = 1300 N/mm2 bánh lớn: [σ]txqt2 = 2,5. [σ]tx2 = 2,5.440 = 1105 N/mm2 Ứng suất uốn cho phép ( công thức 3-46 sách TKCTM ) bánh nhỏ: [σ]uqt1 = 0,8. σch1 = 0,8.300 = 240 N/mm2 bánh lớn: [σ]uqt2 = 0,8. σch2 = 0,8.260 = 208 N/mm2 Kiểm nghiệm sức bền tiếp xúc ( công thức 3-14 và 3-41 sách TKCTM ) σtxqt = σtx.kqt σtxqt = 1,05.106155.4,6 (4,6+1)2.1,3.2,2.1,81,25.46.96 = 596 N/mm2 Trong đó hệ số quá tải kqt = 1,8 ứng suất tiếp xúc quá tải nhỏ hơn tri số cho phép đối với bánh lớn và bánh nhỏ. Kiểm nghiệm sức bền uốn ( công thức 3-42 sách TKCTM ) bánh nhỏ: σuqt1 = σu1. kqt = 29,7.1,8 = 53,46 N/mm2 < [σ]uqt1 bánh lớn: σuqt2 = σu2. kqt = 25,9.1,8 = 46,62 N/mm2 < [σ]uqt2 Các thông số hình học của bộ truyền Modun pháp: mn = 2,5 Số răng: z1 = 22 răng z2 = 100 răng Góc ăn khớp: α=200 Góc nghiên: β = 10015’ Đường kính vòng chia: d1 = mn.z1cosβ = 2,5.220,984 = 56 mm d2 = mn.z2cosβ = 2,5.1000,984 = 254 mm Khoảng cách trục A = 155 mm Chiều rộng bánh răng b = 46 mm Đường kính vòng đỉnh: De1 = d1 + 2mn = 56 + 5 = 61 mm De2 = d2 + 2mn = 254 + 5 = 259 mm Đường kính vòng chân: Di1 = d1 - 2mn = 56 - 5 = 51 mm Di2 = d2 - 2mn = 254 - 5 = 249 mm Tính lực tác dụng ( công thức 3-50 sách TKCTM ) Lực vòng: P = 2.9,55.106.N1d1.n1 = 2.9,55.106.2,256.440 = 1705 N Lực hướng tâm: Pr = P.tanαcosβ = 1705.tan200cos10015' = 630 N Lực dọc trục: Pa = P. tanβ = 1705.tan10015' = 308 N Bánh răng thẳng: cấp chậm Chọn vật liệu chế tạo bánh răng (bảng 3-6 và 3-8 sách TKCTM) Bánh nhỏ: thép 45 thường hóa, phôi có đường kính (100 ÷ 300) mm, phôi rèn giới hạn bền kéo σbk = 580 N/mm2, giới hạn chảy σch = 290 N/mm2, độ rắn HB = 190 Bánh lớn: thép 35 thường hóa, phôi có đường kính từ (300 ÷ 500) mm, phôi rèn giới hạn bền kéo σbk = 480 N/mm2, giới hạn chảy σch = 240 N/mm2, độ rắn HB = 160 Định mức ứng suất cho phép Chu kỳ làm việc của bánh răng lớn: ( công thức 3-3 sách TKCTM ) N1 = 60.n.u.T = 60.1.5.265.2.8.25 = 31,8.106 Chu kỳ làm việc của bánh răng nhỏ: N2 = N1.ibt = 31,8.106.3,8 = 120,84.106 Vì chu kỳ tương đương của bánh lớn, và bánh nhỏ đều lớn số chu kỳ cơ sở N0 = 107. Do đó hệ số chu kỳ ứng suất KN của cả 2 bánh răng đều bằng 1 Ứng suất tiếp xúc:(bảng 3-9 TKCTM) bánh lớn [σtx2] = 2,6.HB = 2,6.160 =416 N/mm2 bánh nhỏ [σtx1] = 2,6.HB = 2,6.190 =494 N/mm2 Giới hạn mỏi: thép 45: σ1 = 0,43. σbk = 0,43.580 = 249,4 N/mm2 thép 35: σ1 = 0,43. σbk = 0,43.480 = 206,4N/mm2 Ta chọn hệ số an toàn n = 1,5 hệ số tập trung ứng suất ở chân răng Kσ=1,8 Do ứng suất thay đổi liên tục theo chu kỳ ( công thức 3-5 sách TKCTM ) [σ]u1 = 1,5.σ-1KN'n.Kσ = 1,5.249,4 .11,5.1,8 = 138,5 N/mm2 [σ]u2 = 1,5.σ-2KN''n.Kσ = 1,5.206,4.11,5.1,8 = 114,7 N/mm2 Chọn hệ số tải trọng: K = 1,3 Chọn hệ số chiều rộng bánh răng: ψA = 0,4 Xác định khoảng cách trục A ( công thức 3-9 sách TKCTM ) ta lấy: θ = 1,25 A ≥ (i±1).3(1,05.106[σ]tx.i)2K.NψA..n2 ⇒ A ≥ (3,8±1).3(1,05.106416.3,8)21,3.2,20,4.25 = 237 mm Tính vận tốc vòng và chọn cấp chế tạo bánh răng ( công thức 3-17 sách TKCTM ) v = 2.π.A.n60.1000.(1+4,6) = 2.π.237.9660.1000.(1+3,8) = 0,49 m/s với vận tốc này có thể chọn cấp chính xác 9 để chế tạo bánh răng ( bảng 3-11 sách TKCTM ) Định chính xác hệ số tải trọng K: Vì tải trọng không thay đổi đáng kể và độ rắn các bánh răng đều < 350 HB nên ta có: ktt = 1 (bảng 3-12 sách TKCTM ) kđ = 1,1 (bảng 3-13 sách TKCTM ) Vì hệ số k sai lệch nhiều so với chỉ số đã chọn nên cần tính lại khoảng cách trục A: A = 237 31,11,3 = 224 mm Xác định modun số răng và chiều rộng của răng: Modun pháp: mn = ( 0,01 ÷ 0,02 ).A ( công thức 3-20 sách TKCTM ) mn = ( 0,01 ÷ 0,02 ).224 mn = 2,24 ÷ 4,48 lấy mn = 3 ( theo tiêu chuẩn bảng 3-1 sách TKCTM ) Số răng bánh nhỏ: z1 = 2.Amn.(i+1) = 2.2243.(3,8+1) = 31 lấy z1 = 31 răng Số răng bánh lớn: Z2 = i. z1 = 3,8.31 = 118 lấy z2 = 118 răng Chiều rộng của bánh răng b thỏa điều kiện b = ψA.A = 0,4.224 = 90 mm Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng: Tỷ số răng tương đương ( công thức 3-37 sách TKCTM ) bánh nhỏ: ztđ1 = z1 = 30 răng bánh lớn: ztđ2 = z2 = 114 răng hệ số dạng răng (bảng 3-18 sách TKCTM ) bánh nhỏ: y1 = 0,451 bánh lớn: y2 = 0,517 lấy hệ số θ’’ = 1,5 Kiểm nghiệm ứng suất uốn đối với bánh nhỏ ( công thức 3-34 sách TKCTM ) σu1 = 19,1.106.K.Ny1.mn2.z1.n.b = 19,1.106.1,1.20,451.32.30.25.90 = 153 N/mm2 Kiểm nghiệm ứng suất uốn đối với bánh lớn ( công thức 3-40 sách TKCTM ) σu2 = σu1.y1y2 = 1530,4510,517 = 133 N/mm2 Các thông số hình học của bộ truyền Modun pháp: mn = 3 Số răng: z1 = 31 răng z2 = 118 răng Góc ăn khớp: α=200 Đường kính vòng chia: d1 = mn.z1= 3.31 = 93 mm d2 = mn.z2= 3.118 = 354 mm Khoảng cách trục A = 224 mm Chiều rộng bánh răng b = 90 mm Đường kính vòng đỉnh: De1 = d1 + 2mn = 93 + 6 = 99 mm De2 = d2 + 2mn = 354 + 6= 360 mm Đường kính vòng chân: Di1 = d1 - 2mn = 93 - 6 = 87 mm Di2 = d2 - 2mn = 354 - 6 = 348 mm Tính lực tác dụng ( công thức 3-50 sách TKCTM ) Lực vòng: P = 2.9,55.106.N2d1.n2 = 2.9,55.106.2,190.96 = 4642 N Lực hướng tâm: Pr = P. tanα = 4642.tan200 = 1689 N Chương V: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC – THEN Tính toán thiết kế trục Chọn vật liệu: thép 45 chịu tải trọng có nhiệt luyện. đầu trục vào của hợp giảm tốc và truc chuyền chung có thể lấy: [τ]x = ( 20 ÷ 30 ) N/mm2, chọn [τ]x = 25 N/mm2 C = ( 110 ÷ 130 ) chọn C = 120 C: la hệ số phu thuộc vào ứng suất xoắn cho phép đối với đầu trục và trục chuyền chung Xác định đường kính sơ bộ trục ( công thức 7-2 sách TKCTM ) ta có: d ≥ C3Nn Đối với trục I: N1 = 2,2 KW; n1 = 440 v/p dI ≥ 12032,2440 = 20 mm lấy d1= 20 mm Đối với trục II: N2 = 2,1 KW; n1 = 96 v/p dII ≥ 12032,196 = 34 mm lấy d1= 35 mm Đối với trục III: N3 = 2,0 KW; n1 = 25 v/p dIII ≥ 12032,096 = 52mm lấy d1= 55 mm Để chuẩn bị cho bước tính gần đúng tong 3 trị số dI, dII, dIII ở trên ta lấy trị số dII = 35 mm, để chọn ổ bi cở trung bình tra bảng 14-P sách TKCTM ta được chiều rộng ổ bi B = 21 mm Tính gần đúng trục Để tính các kích thước, chiều dài của trục tat ham khảo hình 7-3 ( bảng 7-1 sách TKCTM ) Ta có các kích thước dưới đây: Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp: a = ( 10 ÷ 15 ) mm ta lấy: a = 10 mm Chiều rộng bánh răng: bánh răng nghiên: bn = 46 mm bánh răng thẳng: bc = 90 mm Chiều rộng của ổ lăng: B = 21 mm Khoảng cách giữa bánh răng và thành trong của hộp: c = 10 mm Khe hở giữa bánh răng và thành trong của hộp ∆ = 10 mm Khoảng cách từ cạnh ổ lăng đến thành trong của hộp l2 = 10 mm ( sở dĩ phải lấy tương đối lớn như vậy vì phải làm bạc chấn mỡ để bảo vệ mỡ trong trong bộ phận ổ, ở đây không thể dùng dầu bắng tóe để bôi trơn bộ phận ổ vì vận tốc bộ truyền thấp hơn 3 m/s ) Chiều rộng bích xem bảng 10-10a sách TKCTM, với đường kính bulông cạnh ổ đến ghép nắp và thân hộp d1= 16 mm, ta có l1= 40 mm, chiều cao của bulong để ghép nắp ổ và chiều dày nắp lấy 16 mm (tức h = 16 mm,σ = 16 mm ), khe hở giữa mặt bên bánh đai và đầu bulong lấy 10 mm. Khoảng cách từ nắp ổ đến mặt cạnh của chi tiết quay ngoài hộp: l4 = 10 mm Tổng khoảng cách trục: A = An + Ac = 155 + 224 = 379 mm Chiều rộng bánh đai: B = 64 mm Tổng hợp cách kích thước trên ta được chiều dài đoạn trục cần thiết và khoảng cách giữa các gối đở là: l = B2 + l2 + a + bn + bc + c + l2 + B2 l = 212 + 10 + 10 + 46 + 90 + 10 + 10 + 212 = 197 mm Khoảng cách giữa gối đỡ trục và điểm đặt lực của bánh đai tác dụng lên trục là: l1 = Bđ2 + l4 + h + B2 l1 = 642 + 10 + 16 + 212 = 69 mm Chiều dài các đoạn trục cần thiết: Chiều dài at: at = B2 + l2 + a + bc2 at = 212 + 10 + 10 + 902 = 76 mm Chiều dài bt: bt = bc2 + c + bn2 bt = 902 + 10 + 462 = 78 mm Chiều dài ct: ct = l – ( at + bt ) ct = 197 – ( 76 + 78 ) = 43 mm Sơ đồ dặt lực: Sơ đồ hộp giảm tốc: đối với trục I: Ta có các số liệu tính được ở phần trước: Lực tác dụng lên trục I của đai: Rđ = 800 N Lực hướng tâm tác dụng lên bánh răng nghiên 1 là: Pr1 = 630 N Lực vòng tác dụng lên bánh răng nghiên 1 là: P1 = 1705 N Lực dọc trục tác dụng lên bánh răng nghiên 1 là: Pa1 = 308 N Khoảng cách giữa gối đỡ trục và điểm đặt lực của bánh đai tác dụng: l1 = 69 mm ct = 43 mm ( at + bt ) = 154 mm Đường kính vòng chia của bánh răng nghiên 1 là: d1 = 56 mm Tính phản lực ở các gối đỡ trục I ta có: ∑mAy = Rđ.l1 - Pr1(at + bt) + Pa1(d12) – RBy(at + bt + ct) = 0 RBy= Pr1at+bt- Rđ.l1-Pa1.d12at + bt + ct RBy= 63076+78- 800.69-308.56276 + 78 + 43 = 169 N Ta có: RAy= Rđ + Pr1 – RBy = 800 + 630 – 169 = 1261 N Ta có: ∑mAx = P1(at + bt) – RBx(at + bt + ct) = 0 RBx = P1(at + bt)(at + bt + ct) = 1705.(76 + 78)(76 + 78 + 43) = 1333 N RAx = P1 – RBx = 1705 – 1333 = 372 N Tính momen uốn ở tiết diện nguy hiểm: Ở tiết diện n-n: Mun-n= Rđ.l1 = 800.69 = 55200 N.mm Ở tiết diện m-m: Ở phương đứng (phương 3D) tại tiết diện m-m có bước nhảy moomen uốn của Pa1: MPa1 = Pa1.d12 = 308562 = 8624 N.mm Mum-m=Muy2+Mux2 Trong đó: Muy = Pa1.d12 + RBy.ct = 308562 + 169.43 = 15891 N.mm Mux = RBx.ct = 1333.43 = 57319 N.mm Mum-m=158912+ 573192 = 59481 N.mm Tính đường kính trục ở 2 tiết diện n-n và m-m theo công thức 7-3 sách TKCTM: d ≥ 3Mtđ0,1.(1-β4)σ ≥ 3Mtđ0,1σ mm Đường kính trục ở tiết diện n-n: ở đây: Mtđ= Mu2+0,75Mx2 Mtđ= 552002+ 0,75.Mx2 mà moomen xoắn Mx được tính theo công thức 3-53 sách TKCTM Mx=9,55.106.N1n1 N/mm ( n1, N1 lần lược là số vòng quay và công suất của vòng I ) Mx=9,55.106.2,2440 = 47750 N.mm Mtđ= 552002+ 0,75.477502 = 68972 N.mm mà: [σ]= 50 N/m2 ( bảng 7-2 sách TKCTM ) dn-n ≥ 3689720,1.50 = 24 mm Đường kính trục ở tiết diện m-m: Mtđ= 594812+ 0,75.477502 = 72443 N.mm dm-m ≥ 3724430,1.50 = 24 mm Ta chọn đường kính ở tiết diện n-n lấy bằng 25 mm ( ngõng trục lắp ổ ) và đường kính ở tiết diện m-m lấy bằng 28 mm lớn hơn giá trị tín