Đồ án Chi tiết máy - Thiết kế hệ dẫn động cơ khí

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 43: THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ Thông số đầu vào : 1. Lực kéo băng tải F = 9600 N 2. Vận tốc băng tải v =0,14 m/s 3. Đường kính tang D = 390 mm 4. Thời hạn phục vụ Ih= 6 năm 5. Số ca làm việc: Số ca = 1 ca 6. Góc nghiêng đường nối tâm của bộ truyền ngoài: 45o 7. Đặc tính làm việc: Êm PHẦN 1: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 1.1.Chọn động cơ điện 1.1.1.Xác định công suất yêu cầu của trục động cơ Pct= Trong đó Pct : Công suất cần thiết trên trục động cơ (kW). Plv : Công suất làm việc của động cơ (kW). Hiệu suất của bộ truyền: η=ηol3.ηkn.ηd.ηbr2 (1) Tra bảng ta có: Hiệu suất của một cặp ổ lăn : = 0,99 Hiệu suất của bộ đai : ηd=0,96 Hiệu suất của bộ truyền bánh răng : ηbr= 0,97 Hiệu suất của khớp nối: 0,99 Thay số vào (1) ta có: η=ηol3.ηkn.ηd.ηbr2= 0,993.0,96.0,972.0,99 = 0,87 Do tải trọng thay đổi. Plv=Ptd Ptđ = Mà ta có : F= => T1= Trong đó : F : Là lực băng tải (N) d : đường kính tang (m) T1= = = 1,872 (kN.m) T2 = 0,6T1 = 0,6.1,872=1,1232 (kN.m) Công suất tương đương Ptđ = = = 1,49 (kW) Vậy công suất yêu cầu trên trục động cơ là : Pct=Ptđη=1,490,87=1,7 (kW) 1.1.2.Xác định số vòng quay của động cơ Trên trục công tác ta có: nlv = =60000.0,143,14.390= 6.86 (v/ph) Trong đó : (2) Tra bảng ta chọn được tỉ số truyền sơ bộ của: Truyền động đai: ud=4 Truyền động bánh răng trụ: ubr = 30 (hộp giảm tốc một cấp) Thay số vào (2) ta có: =4.30 = 120 Suy ra : 120.6,86 = 823,2 (v/ph) Chọn số vòng quay đồng bộ : ndc = 705 (v/ph) 1.1.3.Chọn động cơ Từ Pyc = 1,71 (kW) & ndc = 705 (v/ph) Tra bảng phụ lục ta có động cơ điện Kiểu động cơ Pđc (KW) cosφ ɳđc (Tk/Tdn) 4A112MA8Y3 2,2 705 0,71 76,5 2,2 1,8 1.2.PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN. - Xác định tỉ số truyền chung của hệ thống Tỉ số truyền chung của hệ thống là : uch=nđcnlv=7056,86=102,76 Mà: uch = uh . uđ Trong đó: uh = Tỉ số truyền của hộp giảm tốc uđ : Tỉ số truyền của bộ truyền đai Chọn: uđ = 4 => uh = = 102,764 = 25,69 Đối với HGT bánh răng trụ 2 cấp đồng trục ta có u1 = u2 = 1.3. TÍNH CÁC THÔNG SỐ TRÊN CÁC TRỤC 1.3.1.Công suất trên các trục Công suất danh nghĩa trên trục động cơ (tính ở trên) là: Pct = 1,71 (kW) Công suất danh nghĩa trên trục I là : PI=Pct.ɳol.ɳkn=1,71.0,995.0,99=1,67 (kW) Công suất danh nghĩa trên trục II là : PII=PI.ɳol.ɳbr=1,67.0,97.0,99=1,61 (kW) Công suất danh nghĩa trên trục III là: PIII=PII.ɳol.ɳbr=1,61.0,97.0,99=1,56 (kW) Công suất danh nghĩa trên trục IV là: PIV=PIII.ɳol.ɳđ=1,56.0,99.0,96=1,48 (kW) 1.3.1.Số vòng quay Số vòng quay trên trục động cơ: nđc = 705 (vg/ph) Số vòng quay trên trục I: nI=nđcukn=7051=705 v/ph Số vòng quay trên trục II: nII=nIu1=7055,064=139,3 (v/ph) Số vòng quay trên trục III: nIII=nIIu2=139,35,06=27,53 (v/ph) Số vòng quay trên trục IV: nIv=nIIIuđ=27,534=6,88 (v/ph) 1.3.3.Mômen xoắn trên các trục Mômen xoắn thực trên trục động cơ là : Tđc=9,55.106.Pđcnđc=9,55.106.1,71705=23163 (N.mm) Mômen xoắn trên trục I là : TI=9,55.106.PIηI=9,55.106.1,67705=22621 ( N.m) Mômen xoắn trên trục II là : TII=9,55.106.PIInII=9,55.106.1,61139,3=110376 ( N.mm) Mômen xoắn trên trục III là : TIII=9,55.106.PIIInIII=9,55.106.1,5627,53=541155 (N.mm) Mômen xoắn trên trục IV là : TIV=9,55.106.PIVnIV=9,55.106.1,486,88=2054360 (N.mm) 1.3.4 Bảng thông số động học Trục Thông số Động cơ I II III IV u ukn= 1 u1 =5,06 u2 =5,06 uđ =4 P (v/ph) 1,71 1,67 1,61 1,56 1,48 n (kW) 705 705 139,3 27,53 6,88 T (N.mm) 23163 22621 110376 541155 2054360 PHẦN 2: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN 2.1.Tính toán thiết kế bộ truyền đai. 2.1.1.Chọn loại đai và tiết diện đai. Chọn đai thang thường. Tra đồ thị với các thông số:P=2,2 (kW) và nI=1420 (v/ph) ta chọn tiết diện đai thang thường loại : A 2.1.2.Tính đường kính bánh đai. * Tính đường kính đai nhỏ : d1. Chọn theo tiêu chuẩn theo bảng: Ta chọn =125 mm Kiểm tra vận tốc đai: v=πd1n60000=3,14.125.70560000=4,61 (m/s) < vmax = 25 ( m/s) thỏa mãn. * Tính đường kính đai lớn : d2. Xác định : d2=u.d11-ε :Hệ số trượt tương đối giữa đai và bánh đai. Thường ε = 0,01 ÷ 0,02 -> chọn ε = 0,015 d2=u.d11-ε=4.1251-0,015=507,61 (mm) Tra bảng ta chọn theo tiêu chuẩn: d2 = 500 (mm) Tỷ số truyền thực: ut = = = 4 = uđ 2.1.3.Xác định khoảng cách trục a. Theo [1] 2(d1+d2) ≥ a ≥ 0,55 (d1 + d2) + h ó 2(125+500) ≥ a ≥ 0,55 (125 + 500) + 8 ó 351,75 ≤ a ≤ 1250 (mm) Theo tiêu chuẩn ta chọn : a = 475 (mm) (= 0,95) * Chiều dài đai. Theo [1] L = 2.a + π. + L=2.475+3,14.125+5002+500-1254.475=2000 (mm) Theo tiêu chuẩn B[1] chọn : L= 2000 (mm) Dựa vào bảngta chọn L theo tiêu chuẩn :Chọn Số vòng chạy của đai trong.i=vL=4,612=2,3 1s<imax=10 (1s) Thỏa mãn. * Xác định lại khoảng cách trục a  Theo [1] : Trong đó :λ=L-π.d1+d22=2000-3,14.125+5002=1018 Δ=d2-d12=500-1252=187,5 (mm) Vậy: a=1018+10182-8.187,524=471,8 ≈475 (mm) Vậy a = 475 (mm) được chọn thỏa mãn. * Xác định góc ôm trên bánh đai nhỏ. Vì góc ôm bánh đai nhỏ trong TH này luôn nhỏ hơn góc ôm bánh đai lớn vì vậy nếu góc ôm bánh đai nhỏ thỏa mãn thì góc ôm bánh đai lớn cũng thỏa mãn điều kiện không trượt trơn. α1=180o-(d1+d2).57oa=180o-(125+500).57o475=135o Vì α1 > αmin = 120 o . => Thỏa mãn điều kiện không trượt trơn giữa đai và bánh đai. 2.1.4.Tính số đai Z. Số đai Z được tính theo công thức: Trong đó: P: Công suất trên bánh đai chủ động.TH này cũng chính là công suất động cơ (kW) . P= 2,27 (KW) :Công suất cho phép.Tra bảng theo tiết diện đai A, [P0] = 1,17 (kW) ; l0= 1700 :Hệ số tải trọng động.Tra bảng ta được: kd= 1,25 (Do cơ cấu làm việc 1 ca) C∝:Hệ số xét đến ảnh hưởng của góc ôm. Theo [1] Cα =1-0,0025.(180-α1) = 1-0,0025.(180-135) = 0,8875 :Hệ số ảnh hưởng của chiều dài đai. Tra bảngvới = =1,17 ta được: :Hệ số xét đến ảnh hưởng của tỷ số truyền. Tra bảng ta được : :Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng giữa các dây đai. Tra bảng Z’ = = 2,21,17=1,88 => Chọn Cz = 0,95 Vậy: Z'=P.kdP0.CαCLCuCz=2,2.1,251,17.0,8875.1,14.1.1,095=2,6 Lấy Z=3 2.1.5.Các thông số cơ bản của bánh đai. Chiều rộng bánh đai B=(Z-1).t+2.e Tra bảngta được : Vậy : B=(Z-1).t+2.e = (3-1).15+2.10 = 50 (mm) * Góc chêm của mổi rãnh đai: * Đường kính ngoài của bánh đai: da1 = d1 + 2.h0 = 125 + 2.3,3 = 131,6 (mm) da2 = d2 + 2.h0 = 500+ 2.3,3 = 506,6 (mm) * Đường kính đáy bánh đai: df1 = da1 - H = 131,6 – 12,5 = 119,1 (mm) df2 = da2 - H =506,6 – 12,5 = 494,1 (mm) 2.1.6.Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục. Lực căng ban đầu: Trong đó: Fv: Lực căng do lực li tâm sinh ra : khối lượng 1(m) đai Tra bảng với tiết diện đai A ta được =0,105(kg/m) Nên : Fv = 0,105.4,61= 2,23 (kg.m/s2) Do đó: F0=780.P.kdv.Cα.z+F0=780.2,2.1,254,61.0,8875.3+2,23=190,96 (N) Lực tác dụng lên trục bánh đai: Fr=2.F0.Z.sinα2=2.190,96.3.sin1352=1058 (N) 2.1.7.Tổng kết các thông số của bộ truyền đai: P=2,2 (kW)n=705 (v/ph)uđ=4 Thông số Ký hiệu Giá trị Tiết diện đai A Đường kính bánh đai nhỏ 125 Đường kính bánh đai lớn 500 Đường kính đỉnh bánh đai nhỏ 131,6 Đường kính đỉnh bánh đai lớn 506,6 Đường kính chân bánh đai nhỏ 119,1 Đường kính chân bánh đai lớn 494,1 Góc chêm rãnh đai 36 o Số đai z 3 Chiều rộng đai 50 Chiều dài đai 2000 Khoảng cách trục 475 Góc ôm bánh đai nhỏ 135 o Lực căng ban đầu 190,96 Lực tác dụng lên trục 1058 2.2. Thiết kế bộ truyền bánh răng  2.2.1.Thông số đầu vào: P = P1 =2,16 (KW) T = T1 = 40820 (N.mm) n = n1 = 505,34 (v/ph) u = ubr = 4 Lh = 23000 (giờ) 2.2.2.Chọn vật liệu Vật liệu bánh lớn: Nhãn hiệu thép: C45 Chế độ nhiệt luyện: tôi cải thiện Độ rắn: HB = 192÷240; ta chọn HB2 = 230 Giới hạn bền: σb2 = 750 MPa Giới hạn chảy: σch2 = 450 MPa Vật kiệu bánh nhỏ: Nhãn hiệu thép: C45 Chế độ nhiệt luyện: tôi cải thiện Độ rắn: HB = 241÷285; ta chọn HB1 = 245 Giới hạn bền: σb1 = 850 MPa Giới hạn chảy: σch1 = 580 MPa 2.2.3.Xác định ứng suất cho phép Xác định ứng suất tiếp xúc và uốn cho phép Chọn sơ bộ: ZR.Zv.KxH = 1 YR.YS.KxF = 1 và KFC = 1 (tải quay 1 chiều) do đó ta có: SH, SF : Hệ số an toàn khi tính về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn Tra bảng 6.2 với: Bánh răng chủ động: SH1=1,1 ; SF1=1,75 Bánh răng bị động: SH2= 1,1 ; SF2=1,75 soHlim1 = 2.HB1+ 70 = 2. 245+ 70 = 560 (MPa) soFlim1 = 1,8.HB1 = 1,8 . 245 = 441 (MPa) soHlim2 = 2.HB2 + 70 = 2. 230 + 70 = 530 (MPa) soFlim2 = 1,8. HB2 = 1,8 . 230 = 414 (MPa) + KHL, KFL : là hệ số tuổi thọ xác định theo công thức: Với: mH , mF : là bậc đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn, do HB < 350 ® mH = mF = 6 + NHO: Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc. + NFO : số chu kì ứng suất cơ sở khi thử về uốn : NFO = 4.106 + NHE , NFE : số chu kì thay đổi ứng suất tương đương : NHE1 = NFE1 = 60.c.n1.t∑ = 60.1. 505,34.23000 =697369200 NHE2 = NFE2 = 60.c.n2.t∑ = 60.1. 126,34.23000 = 174349200 NHE1 > NHO1 => KHL1 = 1 NHE2 > NHO2 => KHL2 = 1 NFE1 > NFO1 => KFL1 = 1 NFE2 > NFO2 => KFL2 = 1 Thay vào ta được : Do đây là bánh răng côn răng thẳng nên [] = min(,) = 481,82 (MPa) Ứng suất cho phép khi quá tải [sH]max = 2,8.sch Þ [sH1]max = [sH2]max = 2,8.580 = 1624(MPa) [sF]max = 0,8.sch Þ [sF1]max = [sF2]max = 0,8.450 = 360 (MPa) ; 2.2.4.Xác định sơ bộ chiều dài côn ngoài Re và đường kính chia ngoài de Chiều dài côn ngoài Trong đó: + KR : hệ số phụ thuộc vật liệu bánh răng và loại răng,với bộ truyền bánh côn răng thẳng bằng thép KR = 0,5.Kd = 0,5. 100 = 50 MPa1/3 (do Kd=100 Mpa1/3 ) ; + Kbe : hệ số chiều rộng vành răng Kbe= 0,25..0,3 , do u1 = 4 > 3 ® Kbe = 0,25 + KHb : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng bánh răng côn. Theo bảng 6.21 , với: Kbe.u1/( 2 - Kbe) = 0,25.4/(2 – 0,25) = 0,57 với ổ đũa ® ta được : KHb = 1,13 + T1 = 40820 Nmm - mômen xoắn trên trục I + [sH]=481,82 MPa Vậy : chiều dài côn ngoài sơ bộ Re là: Đường kính chia ngoài sơ bộ de1 của bánh răng chủ động là: 2.2.5.Xác định các thông số ăn khớp a. Xác định mô đun vòng ngoài và vòng trung bình mte ,mtm : + Số răng bánh nhỏ Z1: Từ de1 = 64,22 (mm) và tỉ số truyền u = 4 ,tra bảng (6.22) ,ta có: Z1p = 16 Với: HB1, HB2 < 350 Þ Z1 = 1,6.Z1p = 1,6.16 = 25,6 Þ chọn Z1 = 26 răng dựa vào bảng (6.20), chọn hệ số dịch chỉnh đối xứng : x1 = 0,38 ; x2 = -0,38 + Đường kính trung bình và mô đun trung bình sơ bộ : Tra bảng 6.8Tr99/TL1, chọn mte theo tiêu chuẩn : mte = 2,5 (mm) Mô đun trung bình tính lại là: mtm = mte.(1 – 0,5.Kbe) = 2,5.(1- 0,5.0,25) = 2,19(mm) b. Xác định số răng : Z1=dm1mtm=56,192,19=25,66 lấy Z1=26 Z2=u.Z1=4.26=104 Tỷ số truyền thực tế: utt=Z2Z1=10426=4 Sai lệch tỷ số truyền: ∆u=utt-uu=4-44=0%<4%⇒Thỏa mãn c. Xác định góc côn chia : δ1=arctgZ1Z2=arctg26104=14,04°δ2 = 90°- δ1= 75,96° d. Xác định hệ số dịch chỉnh: Đối với bộ truyền bánh răng côn răng thẳng ta sử dụng chế độ dịch chỉnh đều: Tra bảng 6.20Tr112 [1] với Z1 = 26 ; ut = 4, ta được: x1 = 0,38 ⇒ x2 = -0,38 e. Xác định đường kính trung bình và chiều dài côn ngoài : Đường kính trung bình : dm1 = mtm. Z1=2,19.26= 56,94 (mm)dm2 = mtm. Z2=2,19.104=227,76 (mm) Chiều dài côn ngoài : Re=mte2Z12+Z22=2,52262+1042=134 (mm) 2.2.6. Xác định các hệ số và 1 số thông số động học: Tỉ số truyền thực tế: utt=4 Vận tốc vòng trung bình của bánh răng: v=πdm1n160000=π.56,94.505,3460000=1,51(ms) Tra bảng 6.13Tr106/TL1 với bánh răng côn răng thẳng và v = 1,51 (m/s) ta được cấp chính xác của bộ truyền là: CCX =8 Tra phụ lục 2.3 [250/TL1] với: CCX = 8 HB < 350 Răng thẳng v = 1,51 (m/s) Nội suy tuyến tính ta được :KHv= 1,05KFv= 1,15 Từ thông tin trang 91 và 92 trong [TL1] ta chọn: Ra =2,5..1,25 μm ZR = 0,95 HB<350, v = 1,51≤ 5 (m/s) ⇒ Zv = 1. da2≈dm2=227,76 mm<700(mm)⇒KxH=1 Chọn YR=1 YS=1,08-0,0695.lnm=1,08-0,0695.ln2,5=1,02 Do da2≈dm2=227,76 mm<400(mm)⇒KxF=1 Hệ số tập trung tải trọng : KHβ = 1,13KFβ = 1,25 KHα,KFα– Hệ số phân bố không đều tải trọng trên các đôi răng khi tính về ứng suất tiếp xúc, uốn: Do bộ truyền là bánh răng côn răng thẳng ⇒KHα=1 và KFα=1 KHv , KFv – Hệ số tải trọng động trong vùng ăn khớp khi tính về ứng suất tiếp xúc, uốn: KHv= 1,05KFv= 1,15 2.2.7. Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng : a. Kiểm nghiệm về ứng suất uốn : [σH]=ZM.ZH.Zε2T1KHu2+10,85.b.utdm12<σH [σH] - ứng suất tiếp xúc cho phép: [σH] = [σH]. ZR ZvKxH = 481,82.0,95.1.1 = 457,73 (MPa) ZM – Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp: Tra bảng 6.5Tr96[1] ⇒ZM=274 MPa13 ZH – Hệ số kể đến hình dạng hình học của bề mặt tiếp xúc: Tra bảng 6.12Tr106 [1] với x1+x2=0 và β=0° ta được: ZH=1,76 Zε – Hệ số trùng khớp của răng: Zε=4-εα3 , Với: εα – hệ số trùng khớp ngang: εα≈1,88-3,21Z1+1Z2=1,88-3,2126+1104=1,73 ⇒Zε=4-εα3=4-1,733=0,87 KH – Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc: KH=KHαKHβKHv = 1.1,13.1,05 = 1,19 b- chiều rộng vành răng: b=KbeRe=0,25.134 =33,5 mm→lấy bw=34 (mm) Thay vào ta được: σH=ZM.ZH.Zε2T1KHu2+10,85.b.utdm12=274.1,76.0,872.40820.1,1942+10,85.34.4.56,942=433,73 (MPa) Kiểm tra: σH-σHσH.100%=457,73-433,73457,73.100%=5,24%<10%⇒chấp nhận. b. Kiểm nghiệm về độ bền uốn: σF1=2T1.KFYεYβYF10,85.bw.dm1mtm≤[σF1] σF2 = σF1.YF2YF1≤[σF2] [σF1],[σF2] - ứng suất uốn cho phép của bánh chủ động và bị động: [σF1] = [σF1]. YRYSKxF=252.1.1,02.1= 257,04 (mm)[σF2]= [σF2].YRYSKxF=236,57.1.1,02.1= 241,30 (mm) KF – hệ số tải trọng khi tính vê uốn : KF=KFαKFβKFv=1.1,25.1,15=1,44 Yε – hệ số kể đến sự trùng khớp của răng: Yε=1εα=11,73=0,58 Yβ – Hệ số kể đến độ nghiêng của răng : Do là bánh răng côn răng thẳng : ⇒ Yβ = 1 YF1,YF2 – Hệ số dạng răng : Tra bảng 6.18 [109/TL1] với : Z1v=Z1cosδ1=26cos14,04=26,8Z2v=Z2cosδ2=104cos75,96=428,69 x1=0,38 ; x2=-0,38 Ta được:YF1 = 3,51YF2 = 3,63 Thay vào ta có : σF1=2T1.KFYεYβYF10,85.bw.dm1.m=2.40820.1,44.0,58.1.3,510,85.34.56,94.2,19=66,4≤[σF1]=257,04 (MPa) σF2 = σF1.YF2YF1=66,4.3,633,51=68,67≤[σF2]=241,30 (MPa) ⇒ Thỏa mãn. 2.2.8. Một vài thông số hình học của cặp bánh răng : Đường kính vòng chia : de1 = mte. Z1=2,5.26= 65 (mm)de2 = mte. Z2=2,5.104= 260 (mm) Chiều cao răng ngoài : he = 2,2.mte=2,2.2,5=5,5 (mm) Chiều cao đầu răng ngoài : hae1 = (1+x1)mte=1+0,38.2,5= 3,45 (mm)hae2 = (1+x2)mte=1-0,38.2,5= 1,55 (mm) Chiều cao chân răng ngoài : hfe1 = he- hae1=5,5-3,45= 2,05 (mm)hfe2 = he- hae2=5,5-1,55= 3,95 (mm) Đường kính đỉnh răng ngoài : dae1 = de1+2.hae1.cosδ1=65 +2.3,45.cos14,04°= 71,69 (mm)dae2 = de2+2.hae2.cosδ2=260 + 2.1,55.cos75,96°= 260,75 (mm) 2.2.9.Bảng tổng hợp một vài thông số của bộ truyền bánh răng : Thông số Ký hiệu Giá trị Chiều dài côn ngoài Re 134(mm) Mô đun vòng ngoài mte 2,5(mm) Chiều rộng vành răng b 34(mm) Tỉ số truyền utt 4 Góc nghiêng của răng β 0° Số răng của bánh răng Z1 26 Z2 104 Hệ số dịch chỉnh chiều cao x1 0,38 x2 -0,38 Đường kính vòng chia ngoài de1 65(mm) de2 260(mm) Góc côn chia δ1 14,04° δ2 75,95° Chiều cao răng ngoài he 5,5(mm) Chiều cao đầu răng ngoài hae1 3,45(mm) hae2 1,55(mm) Chiều cao chân răng ngoài hfe1 2,05(mm) hfe2 3,95(mm) Đường kính đỉnh răng ngoài dae1 71,69(mm) dae2 260,75(mm) PHẦN 3 : TÍNH TRỤC, CHỌN Ổ LĂN 3.1.Tính chọn khớp nối. Thông số đầu vào: Mômen cần truyền: T=TII=156471(N.mm) Đường kính trục cần nối: 29,65 (mm) Chọn khớp nối. Ta sử dụng khớp nối vòng đàn hồi để nối trục Chọn khớp nối theo điều kiện:Tt≤Tkncfdt≤dkncf Trong đó dt - Đường kính trục cần nối dt=29,65 mm Tt –Mômen xoắn tính toán Tt=k.T k -Hệ số chế độ làm việc tra bảng 16.1Tr58 [2] lấy k=1,2 T- Momen xoắn danh nghĩa trên trục: T=TII=156471 (N.mm) Do vậy Tt=k.T=1,2.156471=187765N.mm=187,76(N.m) Tra bảng 16.10a [2] tr 68 với điều kiện Tt=187,76 N.m≤Tkncfdt=29,65 mm≤dkncf Ta được: Tkncf=250 N.mdkncf=32 mmZ=6Do=105 mm Tra bảng 16.10bTr69 [2] với Tkncf=250 N.m ta được l1=34 mml2=15 mml3=28 mmdc=14 mm 3.1.1.Kiểm nghiệm khớp nối. Ta kiểm nghiệm theo 2 điều kiện: Điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi σd=2k.TZ.Dodcl3≤[σd] σd -Ứng suất dập cho phép của vòng cao su σd=2÷4 Mpa Do vậy ứng suất dập sinh ra trên vòng đàn hồi: σd=2kTZD0dcl3=2.1,2.1564716.105.14.28=1,52<[σd] → Thỏa mãn. Điều kiện bền của chốt: σu=k.T.l00,1.dc3.D0.Z≤[σu] Trong đó: [σu]- Ứng suất uốn cho phép của chốt.Ta lấy [σu]=(60÷80) MPa; Do vậy, ứng suất sinh ra trên chốt: σu=k.T.l00,1.dc3.D0.Z=1,2.156471.41,50,1.143.105.6=45,1<[σu] → Thỏa mãn. 3.1.2.Lực tác dụng lên trục. Ta có Fkn=0,2 Ft Ft=2TD0=2.156471105=2980,4(N) →Fkn=0,2.Ft=0,2.2980,4=596,08(N) Các thông số cơ bản của nối trục vòng đàn hồi: Thông số Kí hiệu Giá trị Mômen xoắn lớn nhất có thể truyền được Tkncf 250 (N.m) Đường kính lớn nhất có thể của nối trục dkncf 32 (mm) Số chốt Z 6 Đường kính vòng tâm chốt D0 105 (mm) Chiều dài phần tử đàn hồi l3 28(mm) Chiều dài đoạn công xôn của chốt l1 34 (mm) Đường kính của chôt đàn hồi dc 14 (mm) Lực tác dụng lên trục Fkn 596,08 (N) 3.2.Tính sơ bộ trục 3.2.1.Chọn vật liệu chế tạo trục. Vật liệu làm trục chọn là thép 45 tôi cải thiện. 3.2.2.Tính sơ bộ đường kính trục theo momen xoắn. Theo công thức 10.9Tr188 [1], ta có: dsb1≥3TI0,2.τ=3408200,2.15÷30=19,95÷23,87(mm) dsb2≥3TII0,2.τ=31564710,2.15÷30=29,65÷37,36(mm) ⇒Chọnd1=dsb1=20 (mm)d2=dsb2=35 (mm) Chiều rộng ổ lăn trên trục: Tra bảng 10.2Tr189 [1]: với dsb1=20 (mm)dsb2=35 (mm)⇒b01=15 (mm)b02=21 (mm) 3.2.3.Xác định lực từ các chi tiết, bộ truyền tác dụng lên trục. Lực tác dụng lên trục I Lực tác dụng lên trục I từ bộ truyền đai : Fd = 376,86 (N) Lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng côn răng thẳng : Lực vòng: Ft1=2TIdm1=2.4082056,94=1433,79(N) Lực hướng tâm: Fr1 = Ft1.tanα.cosδ1= 1433,79.tan20°.cos14°,04 = 506,27 (N) Lực dọc trục: Fa1 = Ft1.tanα.sinδ1= 1433,79.tan20°.sin14°,04 = 126,6 (N) Lực tác dụng lên trục II Lực tác dụng từ bộ truyền bánh răng côn răng thẳng: Lực vòng: Ft2 = Ft1= 1433,79 (N) Lực hướng tâm: Fr2= Fa1 = 126,6(N) Lực dọc trục: Fa2= Fr1 = 506,27(N) Lực tác dụng lên trục II từ khớp nối : Fk = 596,08 (N) 3.2.4.Xác định khoảng cách giữa các điểm đặt lực. Sơ đồ khoảng cách giữa các điểm đặt lực như hình vẽ phác họa kết cấu HGT sau: Chọn chiều dài may-ơ và các khoảng cách k1, k2, k3, hn Chiều dài may-ơ bánh răng côn: Theo công thức: 10.12Tr189[1] ta có: lm13=1,2÷1,4d1=1,2÷1,420=24÷28 (mm) Chọn lm13 = 25 (mm) lm23=1,2÷1,4d2=1,2÷1,435=42÷49 (mm) Chọn lm23 = 45 (mm) Chiều dài may-ơ bánh đai: Theo công thức: 10.12Tr189 [1] ta có: lm12=1,2÷1,5d1=1,2÷1,520=24÷30 (mm) Chọn lm12 =30 (mm) Chiều dài may-ơ nửa khớp nối: Theo công thức: 10.10Tr189[1] ta có: lm22=1,4÷2,5d2=1,4÷2,535=49÷87,5 (mm) Chọn lm22 = lm24 = 50 (mm) Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp: k1 = 8 ÷15, ta chọn k1 = 10 Khoảng cách từ mặt mút của ổ đến thành trong của hộp: k2 = 5 ÷15, ta chọn k2 = 10 Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ k3 = 10 ÷20, ta chọn k3 = 10 Chiều cao nắp ổ và đầu bu-lông: hn = 15 ÷20 ta chọn hn = 20 (các giá trị k1, k2, k3, hn chọn theo bảng B10.3Tr189[1]) Khoảng cách các điểm đặt lực trên các trục Khoảng công-xôn (khoảng chìa): theo công thức 10.14Tr190[1] lcki=0,5lmki+b0+k3+hn lc12=0,5(lm12+b01)+k3+hn=0,530+15+10+20=52,5 (mm)lc22=0,5(lm22+b02)+k3+hn=0,550+21+10+20=65,5 (mm) Chiều rộng vành răng bki thứ i trên trục k: b13=b23=b=34(mm) Khoảng cách đặt lực trên trục I: l12=-lc12=-52,5 (mm) l11=2,5÷3d1=2,5÷320=50÷60(mm) Chọn l11 = 60 (mm) l13=l11+0,5b01+k1+k2+0,5lm13=60+0,5.15+10+10+0,5.25=100 (mm) Chọn l13 = 100(mm) Trên trục II: lc22=lc24=65,5 (mm) l22=0,5b02+k1+k2+lm23-0,5b.cosδ2 =0,5.21+10+10+45-0,5.34.cos⁡(δ2)=71,38 (mm) Chọn l22=l24=75 (mm) l21=2.l22+dm1=2.75+56,94=206,94 (mm) Chọn l21=207 (mm) 3.3.Tính toán thiết kế trục 3.3.1.Tính toán thiết kế trục II 3.3.1.1.Tính phản lực tại các gối tựa Các lực tác dụng lên trục II có chiều như hình vẽ: Ft2= 1433,79(N) Fr2= 126,6(N) Fa2= 506,27(N) Fkn = 596,08 (N) Cần xác định phản lực tại các gối tựa: Fx20,F