Đồ án môn học chi tiết máy thiết kế hệ thống trộn liệu

Tài liệu tham khảo kỹ thuật công nghệ cơ khí Đồ án môn học chi tiết máy thiết kế hệ thống trộn liệu

Lời nói đầu

Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nội dung không thể thiếu trong chơng trình đào tạo kỹ s cơ khí đặc biệt là đối với kỹ s nghành chế tạo máy Đồ án môn học Chi Tiết Máy là môn học giúp cho sinh viên có thể hệ thống hoá lại các kiến thức của các môm học nh: Chi tiết máy, Sức bền vật liệu, Dung sai, Chế tạo phôi, Vẽ kỹ thuật đồng thời giúp sinh viên làm quen dần với công việc thiết kế và làm đồ án chuẩn bị cho việc thiết kế đồ án tốt nghiệp sau này

nội dung của đồ án đợc chia làm 5 phần

Phần I: Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền :

I Chọn động cơ.

II Phân bố tỉ số truyền.Phần II: Tính toán thiết kế các bộ truyền.trong hộp giảm tốc:

1

I Chọn vật liệu làm bánh răngII Tính toán ứng suất cho phép.III Thiết kế các bộ truyền trong hộp giảm tốc IV Tính bộ truyền đai

PhầnIII: Tính toán trụcI-Chọn vật liệu.

II-Tính thiết kế trục.III- Tính toán ổ lăn.IV-Bôi trơn và điều chỉnh ăn khớp.Phần IV: Thiết kế vỏ hộp giảm tốcPhần V: Thống kê các kiểu lắp ,trị số sai lệch giói hạn và dungsai các kiểu lắp

Trong quá trình tính toán và thiết kế các chi tiết máy cho hộp giảm tốc phân đôi cấp chậm em đã sử dụng và tra cứu các tài liệu sau:

- tập 1 và 2 chi tiết máy của GS.TS-nguyễn trọng hiệp.- tập 1 và 2 Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí của PGS.TS-Trịnh chất và TS-lê văn uyển

- Dung sai và lắp ghép của GS.TS ninh đức tốn.

Do lần đầu tiên làm quen thiết kế với khối lợng kiến thức tổng hợp còn có những mảng cha nắm vững cho nên dù đã rất cố gắng tham khảo các tài liệu và bài giảng của các môn có liên quan song bài làm của em không thể tránh đợc những sai sót Em rất mong đợc sự hớng dẫn và chỉ bảo thêm của giáo để em cũng cố và hiểu sâu hơn , nắm vững hơn về những kiến thức đã học hỏi đợc

Một lần nữa em xin chân thành cảm ơn !

Phần  :

CHọN Động cơ và phân phối tỉ số truyền

- Chọn động cơ

1-X ác định công suất của động cơ cầnthiết

Công suất trên trục động cơ đIện xác định theo công thức :

Pct = Trong đó : - Pct : công suất cần thiết trên trục độngcơ

- Pt : công suất tính toán trên trục máy công tác,khi tải trọngthay đổi Pt = Plv = 5 (kw)

-  hiệu suất truyền động  = 1 ôlă2 2

- với 1 hiệu suất của bộ truyền đai Tra bảng 2.3 1= 0,95- ôlă2 hiệu suât ổ lăn ,tra bảng 2.3 ôlă2 = 0,99

- 2 hiệu suất của hộp giảm tốc ,tra bảng 2.3 2 = 0,96Vây hiệu suất truyền động :

= 0,95.(0,99)3.0,96 = 0,8849 Pct = = 5,65 (kw)

 - Xác định số vòng quay sơ bộ củađộng cơ

Ta có công thc tính P: n sb = nlv ut

vói : - nlv số vòng quay cua truc may công tác nlv = 26 v/ph

- ut tỉ cố truyền của từng bộ truyền - ut = u1.u2

( u1 tỉ số truyền của hộp giảm tốc ,tra bảng 2.4 tadợc u1 =14

u2 tỉ số truyền của bộ truyền đai , tra bảng 2,4 ta có u2= 4 )Vậy số vòng quay sơ bộ

nsb= 56.26 = 145 (v/ph)Tra bảng (p.11) ta xác định dợc động cơ cần thết

Động cơ 4A với nsb = 1500 (v/ph) Các chỉ số của động cơ :

Số hiệu động cơ : 4A132S4Y3Công suất Pđc = 7,5 kwSố vòng quay n đc = 1455 ( v/ph)Hệ số công suất cos = 0,86 Hiệu suất làm việc  = 0,875Kiểm tra động cơ :

Với động cơ 4A132S4Y3 trên thì :

 Vậy động cơ dã chọn đạt yêu cầu

- Xác định tỉ số truyền cho toàn bộ hệthống ( ut) Phân phối tỉ số truyền chotừng bộ truyền Lập bảng công suất mômen xoắn ,số vòng quay cho từng trục.

Với hệ thống bánh răng đồng trục 2 cấp ,ta có :aw1 = aw2

Nên ta có thể phân phối tỉ số truyền cho từng trục theo công thức;u1 = u2 = = = 3,74ìI

yêu cầu kích thớc nhỏ gọnNên ta chọn vật liệu cho bộ trụyền có HB < 350, vì bộ truyền cấp chậmvà bộ truyền cấp nhanh làm việc với mô men xoắn chênh lệch rất lớn , chonên ta chọn vật liệu cho hai bộ truyền là khác nhau Với bộ truyền cấp

thép C45 tôI cảI thiện có đặc điêm thép :

II- Xác định ứng xuất cho phép

1-ứng suất cho phép của bộ truyền cấp chậm.

a-ứng xuất tiếp xúc cho phép [  H ] đối với bộ truyền cấp chậm

[ 0H ] = (H lim/SH)*ZR* ZV * KXH * KHL

Với : ZR : Hệ số xét đến ảnh hởng độ nhắm bề mặt răng

ZV : Hệ số xét tới ảnh hởng vận tốc vòng KXH : Hệ số xét tới ảnh hởng kích thớc bớc răng KHL : Hệ số tuổi thọ về độ bền tiếp xúc Khi tình toán sơ bộ ta chọn :

ZR* ZV * KXH = 1 Nên ta có :[ H ] =(0

H lim /SH)*KHL

0H lim : ứng xuất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở Theo bảng 6.2 0H lim = 2HB +70

SH : HÖ sè an toµn khi tÝnh vÒ tiÕp xóc Theo b¶ng 6.2

t= 6*300*8 = 14400(h) NHE = 60*1*26*14400 = 22464000VËy KHL

- Cña b¸nh r¨ng nhá :

- Cña b¸nh r¨ng lín : øng suÊ tiÕp xóc cho phÐp cña c¸c b¸nh r¨ng:+ B¸nh r¨ng nhá :

+ B¸nh r¨ng lín :

b- øng suÊt uèn cho phÐp [  F] cña bé truyÒn cÊp chËm.

với : Y r hệ số xét đến ảnh hởng độ nhám mặt lợnchân răng

Y s ……… tập trung ứng suất K xf:……….kích thớc bộ truyền bánh răng Kfc : ………hệ số xet đến ảnh hởng đặt tảIKhi tính toán sơ bộ : Y r.Y s Kfx = 1

2- ứng suất cho phép của bộ truyền cấp nhanh.

a-ứng suất tiếp xúc cho phép :

[ 0H ] = (oH lim/SH)*ZR* ZV * KXH * KFLcác hệ số ZR, ZV,KXH, SS đợc xác định nh đối với cấp chậm

Theo bảng 6.2 0H lim = 2HB +70KHL =

+ mH : Bậc đờng cong mỏi khi thử về ứng xuất tiếp xúc mH = 6

+ NHO : Số chu kì thay đổi ứng suắt cơ sở khi thử về tiếp xúc.

NHO = 30* Với bánh răng nhỏ HB = 180  = 30*(180)2,4 = 2,5 * 106

Với bánh răng lớn HB2 = 165  = 30(165)2,4 =2 *106

+NHE : = 22464000( theo phần tính câp nhanh)ta thấy rằng NHo1<NHE

NHO2< NHE

Do đó ta lấy KHL= 1 Vậy ứng suấ tiếp xúc cho phép của các bánh răng của bộ truyền cấp nhanh:

+ Bánh răng nhỏ :

+ Bánh răng lớn :

b- ứng suất uốn cho phép [  F] của bộ truyền cấp chậm.

Với các hệ số YR,Y,KXF,KFC,SF tính nh cấp nhanh

a1 =49,5 (u1 + 1) Trong đó: - T1 là mômen xoắn trên trục bánh chủ động (là trục II)

- d = b/d1 = 0,5.a.(u+1) là hệ số chiều rộng bánh răng.- KH là hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc

- KHv là hệ số kể ảnh hởng của tải trọng động.- u1 là tỉ số truyền của cặp bánh răng

ở đây ta đã có: - T1 = 505010,3 (N.mm); u1 = 3,742; ba = 0,4 và [] = 481,2 (MPa)-bd = 0,5.ba.(u+1) = 0,5.0,4.(3,742+1) = 0,948 Tra Bảng 6.7 (Trang 98-Tập 1: Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ta xác định đợc KH =

1,065 (Sơ đồ 5).

- Chọn sơ bộ KHv = 1.Thay số vào công thức ta sẽ xác định đợc khoảng cách giữa 2 trục a1:

Khoảng cách trục thc tế là:aw=m(Z1+Z2)/2 = 270( mm) ta không phải dịch chỉnh bánh răng ăn khớp

góc ăn khớp tw = Zt = Z1 + Z2 = 38+142 = 1 80 (răng);Tỉ số truyền thc tế khi đó là :

Ut = Z2/Z1 = 142/38 = 3,737

3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

Yêu cầu cần phải đảm bảo điều kiện H  [H] = 481,2 MPa

Trong đó : - ZM : Hệ số xét đến ảnh hởng cơ tính vật liệu; - ZH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc; - Z : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng;

- KH : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc; - b : Chiều rộng vành răng

- d1 : Đờng kính vòng chia của bánh chủ động;Ta đã biết đ ợc các thông số nh sau:

- T1 = 505010,3 (N.mm) - b = a a = 0,4.270 = 108 mm ; - Unh = 3,737 và d1 = m.Z1 = 3.38 = 114 (mm).- ZM = 274 Mpa1/3 vì bánh răng làm thép tra Bảng 6.5 (Trang 96-Tập 1: Tính toán )

- ZH = - Z = Vì hệ số trùng khớp :

- Hệ số KH đợc xác định bởi công thức: KH = KH.KHV Do bd = 0,948 tiến hành tra Bảng 6.7 (Trang 98 – Tập 1: Tính toán thiếtkế hệ dẫn động cơ khí) ta có KH = 1,065 (Sơ đồ 5).

Thay số vào ta xác định đợc ứng suất tiếp xúc tác dụng trên bền mặt răng nh sau:

Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép của cặp răng:

[H] = [H] ZRZVKxH.Với v = 0,58 m/s  ZV = 1 (vì v < 5m/s ).Với cấp chính xác động học là 9và chọn mức chính xác tiếp xúc là 9 Khi đó độ nhám bề mặt là Ra = 1040 m  ZR = 0,9 với da< 700mm  KxH = 1

Vậy [H] = 481,2*1.0,9.1 = 433,08MPa

thoả mãn về điều kiện bền về tiếp xúc và giá thành sản phẩm

4-Kiểm nghiệm răng cấp châm về độ bền uốn.

Để bảo đảm bánh răng trong quá trình làm việc bị gãy răng thì ứng suất uấn tác dụng lên bánh răng F phải nhỏ thua giá trị ứng suất uấn cho phép [F] hay: F  [F]

Do  F2 = F1 YF2 / YF1 Trong đó :

- T1 : Mômen xoắn tác dụng trên trục chủ động.- KF : Hệ số tải trọng khi tính về uốn KF = KF.KF KFv.- KF : Hệ số kể đến sự phân bố phân bố không đều trên chiều rộng răng

- KFv : Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp - KF : Hệ số kể đến sự phân bố không đều trên chiều rộng răng

- YF : Hệ số dạng răng - b : Chiều rộng vành răng - d1 : Đờng kính vòng chia của bánh chủ động;

- m : Môdum của bánh răng

toán ).Còn Bảng 6.15 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí)  F = 0,016

Bảng 6.16 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí)  go = 73

Bảng 6.7 (Trang 98-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí)  KF

= 1,11.Do đây là bánh răng thẳng lên KF =1. KF = KF.KF KFv = 1,1496*1,06*1 = 1,22

Vậy ta có: (MPa). F2 = F1 YF2 / YF1 = 147,45*3,6/3,82= 138,95 (MPa).

Do ứng suất uốn thực tế bánh răng có thể chịu đợc khi làm việc xác định nh sau

[F1]= [F1].YS .YxF.YR và [F2]= [F2].YS .YxF YR Với m = 3 mm  YS = 1,08 – 0,0695.Ln(3)  1 Còn YR = 1 và KxF = 1

 [F1] = [F1].1.1.1 =252 MPa. [F2] = [F2].1.1.1 = 237MPa.Nhận thấy rằng cả hai bánh răng đều đáp ứng đợc điều kiện bền uấn

vì :

5 Kiểm nghiệm răng về quá tải

Để bộ truyền khi quá tải (xảy khi mở máy hoặc hãm máy Lúc đó momen xoắn tăng đột ngột) không bị biến dạng d, gẫy dòn lớp bề mặt của răng hoặc biến dạng d, phá hỏng tĩnh mặt lợn chân răng thì ứng suất tiếp xúc cực đại Hmax và ứng suất uốn cực đại F1max luôn luôn phải nhỏ hơn ứng suất quá tải cho phép [H]max và [F1]max

* Ta có ứng suất quá tải cho phép [H]max và [F1]max đợc xác định nh sau:

Vậy suất quá tải cho phép [H]max và [F1]max của mỗi bánh răng xác địnhnh sau:

* Còn ứng suất quá tải phát sinh khi chạy máy đợc xác định nh sau:

(*)Ta có hệ số quá tải Kqt = Tmax/ T = 1,5.Thay số vào công thức (*) ta có:

Kết luận: Vậy cặp bánh răng ta đã tính toán đợc ở trên hoàn toàn đảm

bảo đợc rằng bộ truyền cấp chậm làm việc an toàn

* Thông số cơ bản của bộ truyền cấp chậm :

- Khoảng cách trục: a = 270 mm.- Môđun bánh răng: m = 3 mm.- Chiều rộng bánh răng: b1 = 108 mm - Số răng bánh răng: Z1 = 38 và Z1 = 142 răng.- Đờng kính chia : d1 = m Z1 = 3.38 = 114 mm;

d2 = m.Z2 = 3.142 = 426 mm; -Đờng kính đỉnh răng:

- bánh nhỏ: da1=120 mm- bánh lớn : da2= 429 mm

- Đờng kính đáy răng : df1 = d1 - (2,5-2.x1).m = 55,848 mm df2 = d2 - (2,5-2.x2).m = 309,172mm- Góc prôfin răng gốc:  = 200.

- hệ số dịch chỉnh : x = 0

B -cấp nhanh

1-khoảng cách trục của bộ truyền cấp nhanh

Vì hộp giảm tốc đồng trục cho nên cấp nhanh cũng có khoảng cách trục bằng với khoảng cách trục củabộ truyền cấp chậm

Z1=38 ; Z2 =142góc ăn khớp tw =

Zt = Z1 + Z2 = 38+142 = 1 80 (răng);Tỉ số truyền thc tế khi đó là :

Ut = Z2/Z1 = 142/38 = 3,737

3 3-Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

Yêu cầu cần phải đảm bảo điều kiện H  [H] = 363,6MPa

Các hệ số ZM,ZH,Z chọn nh đối với bộ truyền cấp chậm Ta đã biết đ ợc các thông số nh sau:

- T1 = 139147,8 (N.mm) - Với ba=0,25 -bd = 0,5.ba.(u+1) =0,59- b = ba a = 0,25.270 = 67,5 mm ;

- Unh = 3,737 và d1 = m.Z1 = 3.38 = 114 (mm).- Hệ số KH đợc xác định bởi công thức: KH = KH.KHV

Do bd = 0,59 tiến hành tra Bảng 6.7 (Trang 98 – Tập 1: Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ta có KH = 1,03 (Sơ đồ 5).

Bảng 6.16 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí)  go = 73.

 KH = KH.KHV = 1,03*1,22 = 1,26.Thay số vào ta xác định đợc ứng suất tiếp xúc tác dụng trên bền mặt răng nh sau:

[H] = 363,3*1,02.0,9.1 = 333,8MPa

điều kiện bền về tiếp xúc nhng không thoả mãn về giảm chi phí do thừa bền do đó ta cần giảm bề rộng vành răng của bộ truyền cấp nhanh

Gọi ’ba là bề rộng vành răng khi đã giảm bề rộng Ta có : ’ba = [ ]2*ba = [ ]2*67,5=44,2 mm

ta chọn ’ba =45 mmkhi đó ta kiểm tra lại ứng suất của bộ truyền cấp nhanh:

Vởy bộ truyền cấp nhanh đợc kiểm nghiệm về ứng suất tiếp xúc

4- Kiểm nghiệm răng nhanh về độ bền uốn.

Để bảo đảm bánh răng trong quá trình làm việc bị gãy răng thì ứng suất uấn tác dụng lên bánh răng F phải nhỏ thua giá trị ứng suất uấn cho phép [F] hay: F  [F]

Do  F2 = F1 YF2 / YF1 Trong đó :

- T1 : Mômen xoắn tác dụng trên trục chủ động.- Các hệ số đợc tính nh đối với bộ truyền câp chậm.Do Theo Bảng 6.18 (Trang 109-Tâp1: Tính toán )

Còn Bảng 6.15 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí)  F = 0,016.

Bảng 6.16 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí)  go = 73

Bảng 6.7 (Trang 98-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) Với bd = 0,59 ta có KF=1,079

Do đây là bánh răng thẳng lên KF =1. KF = KF.KF KFv = 1,079*2,36*1 = 2,54

 F2 = F1 YF2 / YF1 = 165,34*3,6/3,82= 155,8 (MPa).Do ứng suất uốn thực tế bánh răng có thể chịu đợc khi làm việc xác định nh sau

[F1]= [F1].YS .YxF.YR và [F2]= [F2].YS .YxF YR Với m = 3 mm  YS = 1,08 – 0,0695.Ln(3)  1 Còn YR = 1 và KxF = 1

 [F1] = [F1].1.1.1 = 185MPa. [F2] = [F2].1.1.1 = 169,7MPa.Nhận thấy rằng cả hai bánh răng đều đáp ứng đợc điều kiện bền uấn vì :

5 Kiểm nghiệm răng về quá tải

Để bộ truyền khi quá tải (xảy khi mở máy hoặc hãm máy Lúc đó momen xoắn tăng đột ngột) không bị biến dạng d, gẫy dòn lớp bề mặt của răng hoặc biến dạng d, phá hỏng tĩnh mặt lợn chân răng thì ứng suất tiếp xúc cực đại Hmax và ứng suất uốn cực đại F1max luôn luôn phải nhỏ hơn ứng suất quá tải cho phép [H]max và [F1]max

* Ta có ứng suất quá tải cho phép [H]max và [F1]max đợc xác định nh sau:

Vậy suất quá tải cho phép [H]max và [F1]max của mỗi bánh răng xác địnhnh sau:

* Còn ứng suất quá tải phát sinh khi chạy máy đợc xác định nh sau:

(*)Ta có hệ số quá tải Kqt = Tmax/ T = 1,5.Thay số vào công thức (*) ta có:

Kết luận: Vậy cặp bánh răng ta đã tính toán đợc ở trên hoàn toàn đảm

bảo đợc rằng bộ truyền cấp nhanh làm an toàn

* Thông số cơ bản của bộ truyền cấp nhanh :

- Khoảng cách trục: a = 270 mm.- Môđun bánh răng: m = 3 mm.- Chiều rộng bánh răng: b1 = 45 mm - Số răng bánh răng: Z1 = 38 và Z1 = 142 răng.- Đờng kính chia : d1 = m Z1 = 3.38 = 114 mm;

d2 = m.Z2 = 3.142 = 426 mm; -Đờng kính đỉnh răng:

- bánh nhỏ: da1=120 mm- bánh lớn : da2= 429 mm- Đờng kính đáy răng : df1 = d1 - (2,5-2.x1).m = 55,848 mm

df2 = d2 - (2,5-2.x2).m = 309,172 mm- Góc prôfin răng gốc:  = 200

- hệ số dịch chỉnh : x = 0 IV – thiết kế bộ truyền ngoài (bộ truyền đai) :

1 -chọn loại đai va tiết diện đai:

Chọn loại đai trong bộ truyền đai là đai thang thờng Theo tiêu chuẩn Gost 12841-80;2-80-3-80 ,và hình (4.1) trang 59 ta chọn loại đai là đai b Với các thông số của đai dới đây:

Loại đai: thang thờng

Kí hiệu : b

Kích thớc tiết diện: bt = 14 mm b = 17 mm

h = 10,5 mm yo = 4

diện tích tiết diện : 138 mm

đờng kính đai nhỏ : 200 mm

chiều dàI đai : 3000 mm

2– Xác định các thông số của bộ truyền :

a-đ ờng kính đai nhỏ:

theo bảng 4.13 ta đã chọn đợc đờng kính bánh đai nhỏ; d 1 = 200 mm

b-khoảng cach trục a

trị số a đợc tính thoả mãn về điều kiện sau :

h + 0,55(d1+d2)<= â<= 2(d1+d2)

10,5 + 0,55(200+800) <= a <= (200+800)

560,5<= a <= 2000

chọn a = 1000 mm

chiều dài đai l xác định theo công thức :

l = 2a + (d1+ d2)/2 + 1/4a( d2-d1)2

=2 1000+.(200+800) + 1/4.1000(800-200)2 = 3660,79 mm

theo tiêu chuẩn bảng 4.13 ta chọn l = 3750 mm

khi đó khoảng cách trục chính xác sẽ là :

vậy a = chọn khoảng cách trục a = 1089 mm

c- góc ôm  1 trên bánh đai nhỏ xác định theo công thức :

1 = 180o-(d2-d1).57o/a= 180o-(800-200).57/1089=148,6o

3- xác định số đai

Số đai đợc xác định theo công thức :Z=p1.kđ/([po].c.c1.cu.cz)

Trong đó : - p1 công suất trên trục bánh công tác chủ động p1= pđc.nđc = 7,5.0,875=6,56(kw)

kđ hệ số tảI động Theo bảng (4.7) ta có kđ=1c: hệ số kể tới ảnh hởng của góc ôm 1

c= 1-0,0025(180-148,6) = 0,9215 c1= hệ số kể tới ảnh hởng của chiều dàI đai theo bảng (4.16) c1= 1,015

cu = hệ số kể đến ảnh hởng của tỉ số truyền ;cu = 1,14cz = hệ số kể đén sự phân bố không đồng đèu về tảI trọng cho cac dây đai Tính qua z’=p1/[po]

với [po]tra theo bảng 4.19 [po]= 5,1do đó z’= p1/[po]=6,56/5,1=1,28vậy cz=0,947vậy số đai trong bộ truyền đai :

z= 7,5.1/(5,1.0,92.1,105.1,14.0,94)=1,42 chọn số đai là z=1

*-chiều rộng bánh đai

B = (z-1)t+2.et=19

ê=1,25 theo bảng 4.21

vậy B = (1-1).15 + 2.12,5= 25 mm

*-đờng kính ngoàI của đai

da= d +2.ho

hp=4,2 (tra bảng 4.21)vậy đờng kính bánh đai lớn :da1=800+2.4,2=808,4 mmbánh đai nhỏ :

da2=200+2.4,2 = 208,4 mm

4-Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục

Lực căng trên đai đợc xác định theo công thức sau :Fo=780.p1.kđ/ c.v.z+ Fv

Trong đó Fv:lực căng do lực li tâm sinh ra Fv=qm.v2 ( với qm: khối lợng 1m chiều dàI đai Theo bảng 4.22 qm = 0,1178 kg/m)

Vậy Fv = 0,178(15,2)2 = 41,125 (N) Do đó Fo= 780.6,56.1/(15,2.0,9215.1)+41,125 = 406,43NLực tác dụng lên trục :

Fr = 2.Fo.z.sin(1/2) = 2.406,43.1.sin(148,6/2)=782,53(N)

Phầniii: tính toán trục

liệu chế tạo trục là thép 45 tôI cảI thiện có =750Mpa ch= 450Mpa và ứng suất xoắn cho phép

[ ]=12 20Mpa

II) Tính thiết kế trục :

Tính thiết kế trục nhằm xác đinh đờng kính và chiều dàI các đoạn trục đáp ứng yêy cầu về độ bền, kết cấu lắp ghép và công nghệ Tính trục và thiết kế trục ta tiến hành theo các bớc sau

1-Xác định tảI trọng tác dụng lên trục:

a- lực tác dụng từ bộ truyền bánh bánh răng rụ

khi ăn khớp các bộ truyền sẽ tác dụng các lực -lực vòng Ft :

+ đối vơI cấp nhanh Ft1

Ft1 = Ft2 = 2443,3 N + đối với cấp chậm:

Ft3

Ft4= Ft3 = 8867,6 N -Lực hớng tâm:+ đối với cấp nhanh F = F tg = 2443,3.tg20o = 889,3 N

Fr2 = Fr1 = 889,3 N+ đối với cấp chậm:Fr3 = Ft3.tgtw = 8867,6.tg20o= 3227,5 N Fr4 = Fr3 = 3227,5 N

-Với bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng , lực doc trục Fa = 0 ; -*,Phơng chiều của các lực đợc xác định sơ bộ nh hình vẽ :

Theo công thức 10.9 ta có :

di = Với Trục I : T1 = 139147,8Nmm

Trục II : T2 = 505010,3Nmm Trục III: T3 = 1832865,4Nmm.Chọn [ ]1 =15Mpa ta có :

*- Với trục I:chiều dàI mayo bánh đai và bánh răng trụ :lm1= (1,2…1,5)d1 = (1,2 1,5) 40 = (48 60) mm; chọn lm1 =50 mm;*- Với trục II :

chiều dàI mayo bánh răng trụ lắp trên trục : lm2= (1,2…1,5)d2 = (1,2 1,5) 50 = (60 75) mm; chọn lm2 =70 mm;*-Với trục III:

chiều dàI mayo bánh răng trụ lắp trên trục :lm3= (1,2…1,5)d3 = (1,2 1,5) 80 = (96 120) mm; chọn lm3 =110 mm;

- Chọn khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thànhtrong của hộp giảm tốc hoặc khoảng cách giữa các chi tiếtquay là : k1 =10 mm

- Chọn khoảng cách từ mặt cạnh ổ đến thành trong của hộp :k2 =8 mm

- Chọn khoảng cách từ mặt cạnh chi tiết quay đén nắp ổ k3

= 15 mm- Chiều cao nắp ổ và bu lông hn = 16 mm

a-Tính các khoảng cách của trục I :

khoảng cách từ gối đỡ O đến tiết diện nắp bánh đai :l12= - lc12 với lc12 khoảng cấch công xôn trên trục I

lc12 = 0,5.(lm12 + bo1) + k3 + hn ;lm12 =50 mm;

Vậy lc12 = 0,5.(50 + 23) + 15 + 16 = 67,5 mm -khoảng cách từ goói đỡ O đến bánh răng 1 l13 = = 0,5.(lm13 + bo) + k1 + k2 ; với lm13 = 50 mm

Vậy l13 = 0,5.(50 + 23) + 10 + 8 = 54,5 mm;Khoảng cách từ gối đỡ O đến gối đỡ 1 : l11 = 2.l13= 2.54,5 =109 mm

b-Tính các khoảng cách của trục II :

khoảng cách từ gối đỡ O đến tiếtdiện nắp bánh răng 2 trên trục II : lc22 = 0,5.(lm22 + bo) + k1 + k2 ;lm22 =70 mm;

Vậy l22 = 0,5.(50 + 29) + 10 + 8 = 57,5 mm -khoảng cách từ ổ lăn đến tiết diện lắp bánh răng 3 trên trục II : l23 = l11 + l23 + k1 + bo

l32 : khoảng cách từ gối đỡ O lắp trên trục III đến tiết diện lắp bánh răng4 trên trục III

Ta có : l32= 0,5.(lm32 + bo) + k1 + k2 ;lm32 =110 mm; bo = 41 mm; Vậy l32= 0,5.(110 + 41) + 10 + 8 =93,5 mm

Do đó l23 = 109 +93,5 +10+29= 241,5 mm Khoảng cách giữa 2 gối đỡ ổ lăn lắp trên trục II L21 = l23 + l32 = 241,5 + 93,5 = 335 mmm

c-Tính các khoảng cách của trục III :

khoảng cách từ gối đỡ O lắp trên trục III đến tiếtdiện nắp bánh răng 4trên trục III : l32 =93,5 mm

Khoảng cách giữa hai gối đỡ lắp trên trục III:L31 = 2.l32 = 2.93,5 = 187 mm

-khoảng cách từ gối đỡ ổ lăn ổ lăn đến nối trục đàn hồi : l33 = lc33 + l31

Với lc33 : khoảng công xôn trên trục IIIlc33 = 0,5.(lm33 + bo) + k3 + hn

lm33 chiều dàI nối trục đàn hồi lm33 = ( 1,4 2.5)d =(1.4…2,5).85 = ( 119…212,5 ) mm chọn lm33 = 150 mm;

Do đó lc22 = 0,5.(150 + 41) + 15 + 16 = 126,5 mm Vậy l33 =187 + 126,5= 313,5 mm

Do đó l23 = 109 +93,5 +10+29= 241,5 mm Khoảng cách giữa 2 gối đỡ ổ lăn lắp trên trục II L21 = l23 + l32 = 241,5 + 93,5 = 335 mmm

4) Xác định đ ờng kính và chiều dài các đoạntrục:

a-Trục I: */ Tính lực tác dụng len các trục và xácđịnh biểu đồ mô mentácdụn lên trục I:

Theo đầu bàI lực tác dụng từ bánh đai lên trục I hớng theo phơng Y Trị số Fy12 = 782,53 N

Lực từ bánh răng tác dụng lên trục :Do bộ truyền bánh răng thẳng răng trụ nên tác dung lên trục chỉ là lựchớng tâm và lực vòng Ft= t trị số các lực là :

Fx13 = 2443,3 N Fy13 = -889,3 N -Phản lực Fly và Flx trên các gối đỡ :giả sử các phản lực trên các gối đỡ co chiều nhủ hình vẽ Tại gối đỡ trục I :

Fly = -1/l11(Fy13.l13) = -1/109(-889,3.54,5) = 444,65 NTại gối đỡ O ta có : Flyo = -( Fly11 + Fy22) = (444,65 + 782,53 ) + 889,3 = -337,88 N

Thành phần phản lực trên zo x:Flx1 = Flx10 = 1/2Fx13 = 2443,3/2 = 1221,65 N Fly21 = -1/l21 ( Fy22 l22 + Fy23 l23) Fly21 = -1/l21 ( Fy22 l22 + Fy23 l23)Sơ đồ đặt lực và biểu đồ mô men của trục I

*/ xác định đ ờng kính trục I:

+Tại tiết diện 1-1 trên trục I ta có :