Tính toán động học - Tính toán các bộ truyền

Phần 1 Tính toán động học Chọn động cơ Công suất động cơ + Công suất trên trục của tang kéo: + Công suất cần thiết của động cơ: Trong đó: h là hiệu suất của động cơ xác định theo công thức: h=hnt . h3ol . hbr . htv . hx . hot = 1. 0,993. 0,97. 0,8. 0,96. 0,99= 0,72 hnt : Hiệu suất của nối trục đàn hồi hol : Hiệu suất của một cặp ổ lăn hbr : Hiệu suất của một cặp bánh răng htv : Hiệu suất của bộ truyền trục vít hx : Hiệu suất của bộ truyền xích hot : Hiệu suất của ổ trượt ( Các giá trị tra bảng 2-3, tr19. Giáo trình tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí- Tập 1). 2. Số vòng quay của động cơ: + Số vòng làm việc của trục tang kéo: hlv=60000v/pD (CT-2/16 GT-TT-TK hệ dẫn động cơ khí-T1) Trong đó: D : Đường kính tang quay V : Vận tốc tang kéo. + Số vòng quay sơ bộ: Chọn tỷ số truyền sơ bộ của hệ dấn động theo công thức: ut = un . ux Trong đó: un là tỷ số truyền nhiệt của hộp giảm tốc. ux là tỷ số truyền của bộ truyền xích ngoài Tra bảng 2-4 trang 21 giáo trình ta chọn sơ bộ: uh = 60 ; ux = 3,5 ị Số vòng quay sơ bộ: nsb = nlv .ut = nlv .uh .ux =13,6. 60. 3,5 = 2856 v/phút Theo bảng P1.1 – Tr234 giáo trình, ta chọn động cơ ký hiệu: K160M2 có công suất P = 11(KW) và số vòng quay n = 2935 (v/phút )với Tk/Tdn=2,1>Tm/T = 1,8. Phân phối tỷ số truyền: + Tỷ số truyền của hệ dẫu động: ut = nđc/nev = 2935/13,6 = 215,8 Chọn sơ bộ tỷ số truyền của hộp giảm tốc uh = 60 + Tỷ số truyền của bộ truyền ngoài : ux = ut /uh = 215,8/60 = 3,597 ( ằ 3,6 ) + Phân uh cho các bộ truyền: Vật liệu làm bánh răng ta chọn bằng thép nhóm I. Từ đồ thị u1 = f(un , g , c) với c =2 và tgg = 0,2 Theo đồ thị (3-24 Tr47 )chọn được u1 = 16 Vậy tỷ số truyền cặp bánh răng: u2 = uh / u1 = 60/16 = 3,75 Từ công suất: Pt = 7,6 KW. Ta xác định công suất trên các trục: Số vòng quay trên các trục: + Mô men trên các trục: Ta có bảng số liệu sau: Trục Thông số Động cơ 1 2 3 Làm việc Công suất P(kw) 10,5 10,5 8,33 8 7,6 Tỷ số truyền u 1 16 3,75 3,6 Số vòng quay n (v/phút) 2935 2935 183 49 13,6 Mô men xoắn T 34165 434708 1561733 5336764 Phần 2 TíNH TOáN CáC Bộ TRUYền I. Tính toán các bộ truyền trong A.Bộ truyền Trục vít - Bánh răng 1. Vật liệu và ứng suất cho phép + Vận tốc truyền sơ bộ: vsb = 4,5.10-5.n1 (công thức 7-1 Tr147 giáo trình 1) Trong đó : n1 = 2935 (v/phút) là số vòng quay của trục vít T2 =434708 (Nmm) là mômen xoắn lớn nhất trên trục bánh vít ị vsb = 4,5.10-5.n1 = 4,5.10-5.2935 Chọn vật liệu chế tạo bánh vít là đồng thanh – thiếc – kẽm – chì. Kí hiệu БpOHF 6-3-3 và vật liệu chế tạo trục vít là thép 45 tôi cải thiện bề mặt. Theo bảng 7.1 vật liệu đúc bằng khuôn kim loại có sb = 200 MPa sch = 90 MPa + ứng suất tiếp xúc cho phép : [sH] = [sHO] .KHL ( CT 7.2 ) Trong đó : - Chọn [sHO] =0,8 sb = 0,8.200 = 160 MPa KHL : Hệ số tuổi thọ ; KHL = NHE = 60. = 60(14.5 + 0,74.3).183 = 62809 ( chọn NHE = 106 ) KHL = = = 1,33 [sH] = [sHO] .KHL= 160.1,33 = 213 MPa + ứng suất uốn cho phép : [sF] = [sFO] .KFL Với bộ truyền quay một chiều ,ứng suất uốn cho phép ứng với 106 chu kỳ : [sFO] = 0,25 sb + 0,08 sch = 0,25.200 + 0,08.90 = 57,2 MPa Hệ số tuổi thọ : KFL = NFE = 60. = 60(19.5 + 0,79.3).183 = 56229,24 < 106 ị KFL = 1 ị [sF] = [sFO] .KFL = 57,2 .1 = 57,2 MPa + ứng suất cho phép khi quá tải : [sH]max = 4 sch = 4.90 = 360 MPa [sF]max = 0,8sch = 0,8 .90 = 72 MPa 2. Xác định các thông số của bộ truyền. a. Khoảng cách trục aw : aw = (z2 + q) Trong đó : - z2 : Số răng bánh vít ; với z1 =2 và u= 16 thì z2 = u.z1 = 2.16 = 32 - q = d1/m : Hệ số đường kính trục vít ,tiêu chuẩn hoá theo môđun m Chọn sơ bộ : qsb= 0,3 z2 = 0,3 .32 = 9,6 ; Theo bảng 7.3 chọn q = 10 - Với z1 = 2 chọn sơ bộ hiệu suất bằng 0,85 ị T2 = 9,55.106 . = 9,55.106 . = 464647 (Nmm) KH : Hệ số tải trọng ; chọn sơ bộ KH = 1,1 ị aw = (z2 + q) = (32+ 10) = 133 mm b. Môđun dọc của trục vít : m = 2.aw/(z2 + q) = 2.133 /42 = 6,34 Theo bảng môđun tiêu 7.3 chuẩn chọn m = 6,3 ị aw = m(z2 + q)/ 2 = 6,3 (32 +10)/2 = 132,3 mm c. Hệ số dịch chỉnh : x = aw/m + 0,5 (z2 + q) = 132,5/6,3 –0,5(32 + 10) = 0 (thoả mãn điều kiện -0,7 < x <0,7 ) 3. Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc : + ứng suất tiếp xúc sinh ra trong bộ truyền : sH = [ [sH] + Vận tốc trượt vs theo công thức 7.20 : vs = Trong đó: - Góc vít gw = acrtg [ z1/(q + 2x)] = acrtg[2/(10 + 0)] = 11,31 dw1 = (q + 2x) . m = (10 + 0) .6,3 = 63 mm n1 : Số vòng quay của trục vít ; n1 =2935 v/phút vs = = = 9,87 ( 5 m/s [vs [ 12 m/s) Vậy việc trọn vật liệu là thích hợp + Hiệu suất của bộ truyền : Theo công thức 7.22 h = Trong đó : Với vận tốc trượt vs = 9,87 ( m/s ) tra bảng 7.4 ta được j = 1,4 o ị tg( gw + j) = tg 12,7o = 0,225 ị h = = = 0,84 ị T2 = 9,55.106 . = 9,55.106 . = 459180 (Nmm) + Hệ số tải trọng : KH = KHbKHv (CT 7.23) KHb : Hệ số phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng KHb = 1 + T2m : Mômen xoắn trung bình trên trục bánh vít T2m = = = 385803 (Nmm) T2max = 434708 (Nmm) : Hệ số biến dạng của trục vít ; tra bảng 7.5 ta được q = 86 ị KHb = 1 + =1 + = 1,006 Lấy KHb = 1 Tra bảng 7.6, với vận tốc trượt vs = 9,87 ta chế tạo bộ truyền với cấp chính xác 7 ,từ đó tra bảng 7.7 chọn được KHv = 1,1 ị KH = KHb .KHv = 1,1 ị sH = = = 211 MPa ị sH < [sH] = 213 MPa 4. Kiểm nghiệm về độ bền uốn . + Điều kiện đảm bảo độ bền uốn là ứng suất uốn sinh ra phải thoả mãn điều kiện : sF = [ [sF] Trong đó : mn = m.cosg = 6,3.cos11,3o = 6,2 KF = KFb.KFv = KH =1,1 d2 = m.z2 = 6,3 .32 = 202 b2 : chiều rộng vành răng bánh vít b2[ 0,75.da1 = 0,75.m.(q+2) = 0,75.6,3.(10 + 2) = 56,7 YF : Hệ số dạng răng ;tra bảng 7.8 với : zv = z2/cos3g = 32/cos311,3o = 34 YF =1,67 ị sF = = = 23,1 MPa [ [sF] = 57,2 MPa Như vậy ,cả điều kiện bền tiếp xúc và điều kiện bền uốn đều được thoả mãn; ta có các thông số cơ bản của bộ truyền như sau : 1. Khoảng cách trục : aw = 132 mm 2. Môđun : m = 6,3 mm 3. Hệ số đường kính : q = 10 4. Tỉ số truyền : u = 16 5. Số ren trục vít và số răng bánh vít : z1 = 2 ; z2 = 32 6. Hệ số dịch chỉnh bánh vít : x = 0 7. Góc vít : gw = 11,3o 8. Chiều rộng bánh vít : b2 = 40 mm 9. Đường kính ngoài của bánh vít : daM2[ da2 + 1,5.m = m(z2+ 2 + 2.x) + 1,5.m = 6,3(32 + 2) + 1,5.6,3 daM2[ 223,65 ị chọn daM2 = 222 mm 10. Đường kính vòng chia : d1 = q.m =10.6,3=63 mm d2 = m.z2=6,3.32=202mm 11. Đường kính vòng đỉnh : da1 = m(q + 2) = 6,3(10 + 2) = 76 mm da2 = m(z2 + 2 + 2.x) = 6,3(32 + 2) = 214 mm 12. Đường kính vòng đáy : df1 = m(q - 2,4) = 6,3(10 – 2,4) = 48 mm df2 = m(z2 – 2,4 – 2.x) = 6,3(32 – 2,4) = 186 mm 13. Góc ôm : = arcsin [b2/(da1 – 0,5.m)] = arcsin[40/(76 – 0,5.6,3)] = 5. Tính toán nhiệt truyền động trục vít + Nhiệtđộ của dầu trong hộp giảm tốc phải thoả mãn điều kiện : td = to + [ [td] Trong đó : to : Nhiệt độ môi trường xung quanh , coi to = 25oC h : Hiệu suất bộ truyền ; h = 0,84 P : Công suất trên trụcvít; P = 10,5 kW Kt : Hệ số toả nhiệt ; chọn Kt = 10 W/(m2.oC) y : Hệ số kể đến sự thoát nhiệt qua đáy hộp xuống bệ máy Chọn y = 0,3 - b : Hệ số kể đến sự giảm nhiệt sinh ra trong một đơn vị thời gian do làm việc ngắt quãng hoặc do tải trọng giảm so với tải trọng danh nghĩa b = = = 0,86 - A : Diện tích bề mặt thoát nhiệt của hộp giảm tốc A = A1 + A2 Trong đó : - A1 ằ 20 aw2 = 20. 1322 = 348480 mm2 = 0,35 m2 - A2 = 0,1 A1 = 0,1 .0,35 = 0,035 m2 ị A = A1 + A2 = 0,35 +0,035 = 0,385 m2 - [td] : Nhiệt độ cho phép của dầu ; [td] = 90o ị td = to + = 25 + = 415 oC / [td] Vậy ta phải dùng các biện pháp làm nguội nhân tạo ( ta lắp thêm quạt ) ị td = to + [ [td] Trong đó : - Aq : Diện tích bề mặt hộp được quạt nguội Aq = 0,3A = 0,3.0,385 = 0,1155 m2 - Ktq: Hệ số toả nhiệt cuả phần bề mặt hộp được quạt Tra bảng ta được Ktq = 40 Thay vào công thức trên ta được : td = 25 + = 85o [ [td] B. Bộ truyền Bánh răng – Bánh răng : 1. Vật liệu và ứng suất cho phép : Chọn vật liệu chế tạo bánh răng nhỏ là thép 50, bánh răng lớn là thép 45,cả hai đều thường hoá.Cơ tính của vật liệu được chọn : - Thép 50 HB = 228 sb = 640 MPa sch = 350 MPa - Thép 45 HB = 210 sb = 600 MPa sch = 340 MPa + ứng suất tiếp xúc cho phép : [sH1] = [sH2] = Trong đó : soHlim1 , soHlim2 : ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở của bánh dẫn 1 và bánh bị dẫn 2 ; tra bảng 6.2 ta có soHlim1 = 2.HB1 + 70 = 2.228 +70 = 526 MPa soHlim2 = 2.HB2 + 70 = 2.210 +70 = 490 MPa SH1, SH2 : Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc. Tra bảng 6.2 ta được: SH1 = 1,1 SH2 = 1,1 Theo 6.5 : NHO =30 H2,4HB ị NHO1 = 30 H2,4HB1 = 30 . 2282,4 = 1,37.107 NHO2 = 30 H2,4HB2 = 30 . 2102,4 = 1,1.107 Theo 6.7 NHE = 60. ; NHE2 = 60.c.. = 60.1. .15000.(13 + 0,73) = 3,3.107 NHE2 > NHO2 ị KHL2 = 1 NHE1 > NHO1 ị KHL1 = 1 Như vậy ta có : [sH1] = = 478 MPa [sH2] = = 445 MPa Chọn ứng suất tiếp xúc cho phép : [sH] = [sH2] = 445 MPa + ứng suất uốn cho phép : [sF1] = [sF2] = Trong đó : - sFlim1,sFlim2: ứng suất uốn tới hạn ứng với số chu kỳ cơ sở. Tra bảng 6.2 : sFlim1= 1,8HB1 = 1,8.228 = 410,4 MPa sFlim2= 1,8.HB2= 1,8.210 = 378 MPa KFC : Hệ số xét đến ảnh hưởng củađặt tải ;KFC = 1 do quay một chiều Theo 6.7 : NFE = 60. NFE2 = 60.c.. = 60.1. .15000.(16 + 0,76) = 2,94.107 NFE2 > NFO ị KFL1 = KFL2 = 1 SF : Hệ số an toàn khi tính về uốn , tra bảng 6.2 SF1 = SF2 = 1,75 Thay vào công thức trên ta được : [sF1] = == 234 MPa [sF2] = = = 216 MPa + ứng suất tiếp xúc khi quá tải : [sHmax1] = 2,8 sch = 2,8.350 = 980 MPa [sHmax2] = 2,8 sch2 = 2,8.340 = 952 MPa ị [sHmax] = [sHmax2] = 952 MPa + ứng suất uốn khi quá tải : [sFmax1] = 0,8 sch = 0,8.350 = 280 MPa [sFmax2] = 0,8 sch2 = 0,8.340 = 272 MPa ị [sFmax] = [sFmax2] = 272 MPa 2. Các thông số cơ bản của bộ truyền : + Khoảng cách trục : Theo công thức 6.15 ta có : aw = Ka (u+1) Trong đó : Ka : Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng , tra bảng 6.5 ta được Ka = 49,5 T1 : Mômen xoắn trên trục bánh chủ động;T1= 434708 Nmm yba: Hệ số kích thước bánh răng ; yba = bw/aw,tra bảng 6.6 yba=0,25 á 0,4 ,chọn yba = 0,4 KHb : Hệ số kẻ đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng ;tra bảng 6.7 KHb = 1,01 Thay vào công thức : aw = Ka (u+1) = 49,5(3,75+1) = 267,8 mm 3. Các thông số ăn khớp : + Môđun : m = (0,01 á 0,02) aw = (0,01 á 0,02).267,8 = 2,678 á 5,63 mm Theo bảng môđun tiêu chuẩn chọn m = 4 + Số răng,góc nghiêng và hệ số dịch chỉnh: - Số răng bánh nhỏ : z1 = = = 28,2 Chọn z1 = 28 - Số răng bánh lớn : z2 = u.z1 = 3,75.28 = 105 - Số răng tổng : zt = z1+ z2 = 28 + 105 = 133 Ta xác định lại khoảng cách trục : aw= = = 266 mm ị Chiều rộng vành răng : bw = yba.aw = 0,4.266 = 106,4 mm + Với z1 =28 > 21 hệ số dịch chỉnh x = 0 + Do bộ truyền bánh răng thẳng nên góc nghiêng b = 0o 4. Kiểm nghiệm răng về độ bề tiếp xúc: - ứng suất tiếp xúc trên mặt răng phải thoả mãn điều kiện : sH = ZM.Ze.ZH [ [sH] (*) Trong đó : - ZM : Hệ số kể đến cơ tính của vật liệu ,tra bảng 6.5 ZM = 274 - ZH : Hệ số kể đến hình dạng ,tra bảng 6.12 ZH = 1,76 - Ze : Hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng Với hệ số trùng khớp dọc :eb = bw .sinb/(mp) = 0 ị Ze = ea : Hệ số trùng khớp ngang : es = = = 1,735 ị Ze = = = 0,87 - Đường kính vòng lăn bánh nhỏ và bánh lớn : dw1 = m.z1 = 4.28 = 112 mm dw2 = m.z2 = 4.105 = 420 mm Theo công thức 6.40 ta có : v = = = 1,073 Theo bảng 6.13 chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng là 9 ,do vậy teo bảng 6.16 chọn go = 73. Theo công thức 6.42 ta có : vH = dH .go.v. Trong đó :dH : Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp ,tra bảng 6.15ta được dH =0,006 ị vH = dH .go.v. = 0,006.73.1,073 = 3,96 - KH = KHb.KHa.KHv Với Thay vào (*) ta được : sH = ZM.Ze.ZH = 274.0,87.1,76 = 391 MPa [ [sH] = 445 MPa 5. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn : Để đảm bảo độ bền uốn cho răng ,ứng suất sinh ra tại chân răng phải thoả mãn điều kiện sau : sF1 = [ [sF1] (*) sF2 = [ [sF2] (**) Trong đó : Ye : Hệ số kể đến sự trùng khớp ; Ye = 1/ea = 1/1,735 = 0,567 Yb : Hệ số kể đến độ nghiêng của răng,do răng thẳng nên Yb=1 Với : zv1 = z1/cos3b = z1 = 28 zv2= z2/cos3b = z2 = 105 Tra bảng 6.18 ị KF : Hệ số tải trọng khi tính về uốn. KF = KFb KFa KFv KFb :Hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng,tra bảng 6.7 ta được KFb = 1,08 KFa : Hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng cho các đôi răng đồng thời ;Với bánh răng thẳng KFa = 1 KFv : Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn : KFv = 1+ Với : vF = dF.go.v. vF = 0,016.82.1,073. = 11,86 KFv = 1+ = 1+ = 1,15 Thay vào (*) và (**) ta được : sF1 = = =46,4 MPa sF2 = = =43,5 sF1 [ [sF1] , sF2 [ [sF2] ị Điều kiện bền uốn được thoả mãn 6. Kiểm nghiệm răng về quá tải : - Để tránh biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt ta phải có : sHmax = sH. [ [sHmax] Trong đó : Kqt = Tmax/T là hệ số quá tải ,trong trường hợp này Kqt = 0,7 ị sHmax = sH. = 373. = 312 MPa [ [sHmax] = 952 MPa - Để tránh biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng : sFmax1 = sF1.Kqt [ [sFmax1] sFmax2 = sF2.Kqt [ [sFmax2] ị sFmax1 = 47,2.0,7 = 33 < [sFmax1] = 280 MPa sFmax2 = 44,95.0,7 = 31,5 < [sFmax2] = 216 MPa Vậy mọi điều kiện về độ bền tiếp xúc ,độ bền uốn, độ bền về quá tải đều được thoả mãn ị ta có các thông số của bộ truyền : Khoảng cách trục : aw = 266 mm Môđun : m = 4 mm Chiều rộng vành răng : bw = 106,4 mm Tỉ số truyền : u = 3,75 Góc nghiêng răng : b = 0 Số răng bánh răng : z1 = 28 ; z2 = 105 Hệ số dịch chỉnh : x = 0 Đường kính vòng chia : d1 = m.z1 = 4.28 = 112 mm d2 = m.z2 = 4.105 = 420 mm 9. Đường kính đỉnh răng : da1= d1 + 2(1+x1-Dy)m = = 112 + 2.4 = 120 mm da2 = d2 + 2(1+x2-Dy).m = = 420 + 2.4 = 428 mm 10. Đường kính đáy răng : df1 = d1 – (2,5- 2.x1).m = = 112 – 2,5.4 = 102 mm df2 = d2 – 2,5 – 2.x2).m = = 420 - 2,5 .4 = 410 mm II. Tính toán bộ truyền ngoài : Chọn loại xích : Do các yêu cầu về kết cấu và động học ta chọn loại xích ống con lăn. Xác định các thông số của bộ truyền : Chọn số răng đĩa xích : Dựa vào tỉ số truyền u = 3,6 , tra bảng 5.4 ta chọn số răng đĩa xích z1 = 25 ị Số răng đĩa xích lớn : z2 = z1 . u = 25.3,6 = 90 Xác định bước xích : Để đảm bảo điều kiện về độ bền mòn ta phải có : Pt = P.k.kz.kn ≤ [P] Trong đó : P : Công suất cần truyền ; P = 8 ( kW ) kz : Hệ số số răng ; kz = 25 /z1 = 1 kn : Hệ số số vòng quay ; kn = no1 /n1 k = ko ka kđc kbt kđ kc ko : Hệ số kể đến vị trí bộ truyền ka : Hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích,chọn sơ bộ a = 30p ,ta có ka = 1 kđc : Hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích kđc = 1( Chọn chế độ căng một trong các đĩa xích ) kđ : Hệ số kể đến ảnh hưởng của tải trọng động ; do chế độ va đập nhẹ kđ = 1,2 kc : Hệ số kể đến chế độ làm việc ; kc =1 ( làm việc một ca ) ị k = 1.1.1.1,3.1,2.1 = 1,56 Pt = P.k.kz.kn = 8.1,56.1.1 = 12,48 (kW) Do điều kiện Pt ≤ [P] chọn [P] = 14,7 (kW),tra bảng 5.5 chọn được bước xích p = 44,45 ( mm ) và theo bảng 5.8 p < pmax Khoảng cách trục và số mắt xích : a = 30p = 30.44,45 = 1333,5 (mm) ; chọn a = 1334 (mm) Theo công thức 5.12 số mắt xích x= = = 121,1 Chọn x = 122 , tính lại khoảng cách trục : a = 0,25. p . = 0,25.44,45 = 1355,4 ( mm ) Để xích không chịu lực căng quá lớn giảm a đi một lượng : Da = 0,004.a = 0,004.1335,4 = 5,42 (mm) , ị a = 1350 (mm) Số lần va đập của xích : I = = = 0,67 < [ i ] = 15 3. Tính kiểm nghiệm xích về độ bền : Theo (5.15) hệ số an toàn : s = Q/(Kđ . Ft + Fo + Fv) ≥[s] Trong đó: Q : tải trọng phá hỏng( tra bảng 5.2) Q =172,4 (KN) Kđ: Hệ số tải trọng động Kđ =1,2 (N) Ft : Lực vòng v : Vận tốc vòng xích v = = = 0,9 Fv : Lực căng do lực li tâm sinh ra Fv = q.v2 = 7,5.0,92 =6,075 (N) q : Khối lượng một mét xích (tra bảng 5.2) Fo : Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra Fo =9,81.Kf .q.a =9,81.6.7,5.1,350 =596 (N) (Bộ truyền nằm ngang Kf = 6) [s] : Hệ số an toàn cho phép .Tra bảng 5.10 [s] =7 ị s = 172400/ 1,2.8889 + 6,075 +596) = 15,3 > [s] =7. ị Bộ truyền xích đảm bảo bền. 4.Xác định các thông số của đĩa xích và lực tác dụng lên trục a. Các thông số đĩa xích : Theo công thức 5.17 và bảng 13.4 ta có các thông số: Đường kính vòng chia đĩa xích d1= p/sin(p/z1) = 44,45/ sin b. Tính lực tác dụng lên trục: Theo 5.20 : Fr = Kx.Ft = Kx.6.107 Kx = 1,15 (Do bộ truyền đặt nằm ngang). 5. Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc và chọn vật liệu chế tạo đĩa xích sH = 0,47 Trong đó: Kr : Hệ số ảnh hưởng của số răng đĩa xích (tra bảng Tr 87 ta có Kr = 0,42) Kđ : Hệ số tải trọng động (tra bảng 5.6) Kđ = 1,2 Fvđ : Lực va đập trên một dãy xích Fvđ = 13.10-7.n1.p3 = 13.10-7.49.44,453 = 5,6 (N) E : modun đàn hồi. Chọn sơ bộ vật liệu chế tạo đĩa xích là thép 45 tôi +ram có : [sH] =800 á 900(MPa) ị E =2,1.105 (MPa) A : Diện tích bản lề Tra bảng 5.12 ta có : A = 473 (mm2) kd : Hệ số phân bố không đều của tải trọng cho các dãy. Do bộ truyền xích là một dãy kd = 1 ị sH = 0,47 = 698,5 (MPa) < [sH] =800 á 900 (MPa). Vậy bộ truyền đảm bảo bền. Các thông số của bộ truyền : Khoảng các trục : a = 1350 (mm) Số răng đĩa xích : z1 = 25 ; z2 = 90 Số mắt xích : x = 122 Bước xích : p = 44,45 Tỷ số truyền : u = 3,6 Đường kính vòng chia đĩa xích : d1= 354,65 (mm) ; d2= 1273,65 (mm) 7. Số vòng quay đĩa xích : n1 =49 (v/phút) ; n2= 13,6 (v/phút) Phần 3 thiết kế trục và chọn ổ lăn I. Phần thiết kế trục Trong toàn bộ hệ thống dẫn động ta có 5 trục, 1 trục động cơ, 3 trục trong hộp giảm tốc và 1 trục làm việc gắn tang quay. Đối với trục động cơ thì đã có tiêu chuẩn chế tạo. Ta tra bảng p.15 trang 240 ta sẽ có đầy đủ dữ liệu về trục. Ví dụ như đường kính : D = 38 (mm) ; Chiều dài trục 600 (mm) . Đối với động cơ K160M2. Bây giờ ta đi thiết kế các trục của hộp giảm tốc Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép 45 có sb = 600 MPa ,ứng suất cho phép : [t] = 15 MPa Việc tính toán thiết kế trục bao gồm các bước cơ bản như sau : Xác định tải trọng tác dụng lên trục Tính sơ bộ đường kính trục Định khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt tải trọng Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục 1. Xác định tải trọng tác dụng lên trục : a. Sơ đồ tác dụng lực chung: b. Xác định các tải trọng tác dụng lên trục : Fa1 = Ft1 = 2T2/d2 = 2.434708/202 = 4304 N Ft1 = Fa2 = Fa1.tgg = 4304.tg11,3o = 860 N Fr1 = Fr2 = Fa1.tga = 4304.tg20o = 1566 N Ft3 = Ft4 = 2T3/dW3 = 2.1561733/112 = 7763 N Fa3 = Fa4 = 0 Fr3 = Fr4 = Ft3.tgatw = 7763.tg20o = 2825 N Frx = 10138 N ( Xem phần tính toán bộ truyền xích ) 2. Tính sơ bộ đường kính trục : Theo công thức 10.9 : d / ( mm ) Trong đó : T : Mômen xoắn , Nmm [t] : ứng suất xoắn cho phép ,[t] = ( 15 á 20 ) MPa Ta có : T1 = 34165 Nmm ị d1 / = 22,5 mm T2 = 434708 Nmm ị d2 / = 49,43 mm T3 = 1561733 Nmm ị d3 / = 73 mm Chọn kích thước trục và theo bảng 10.2 ta tra ra chiều rộng ổ lăn : d1 = 25 mm bo1 = 17 mm d2 = 50 mm bo2 = 27 mm d3 = 75 mm bo3 = 37 mm 3. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực : Theo công thức 10.10 ,chiều dài mayơ bánh vít và chiều dài mayơ đĩa xích Lmbv = lmđx = (1,2 á 1,8)d2 = ( 1,2 á 1,8 )50 = (60 á 90) mm Chiều dài mayơ bánh răng trụ 1 : Lmbr1 = (1,2 á 1,5).d2 = (1,2 á 1,5).50 = (60 á 75) mm Chiều dài mayơ bánh răng trụ 2 : Lmbr2 = (1,2 á 1,5).d3 = (1,2 á 1,5).75 = (90 á 112,5) mm Chiều dài mayơ nửa khớp nối trục đàn hồi : Lmnt = (1,4 á 2,5).d1 = (1,4 á 2,5).25 = (35 á 62,5) mm 4. Xác định khoảng cách giữa gối đỡ và các điểm đặt lực : Trục 1 : Theo bảng 10.3 chọn k3 = 15 mm ; k2 = 10 mm ; hn = 15 mm Theo công thức cho trong bảng 10.4 : l11 = (0,9 á 1) daM2 = (0,9 á 1) 224 = (202 á 224) mm , chọn l11 = 224 mm l12 = lmnt/2 + k3 +hn + bo1/2 = 40/2 +15 +15 + 17/2 = 58,5 mm l13 = l11/2 =112 mm Trục 2 : Chọn k1 =15 mm , k2 = 15 mm l22 = 0,5(lm22 + bo2) + k1 + k2 = 0,5.(75 + 27) +15 +15 = 81 mm l23 = l22 + 0,5(lm22 + lm23) + k1 = 81 +0,5(75 +75) +15 = 171 mm l