Tính toán và thiết kế các chi tiết máy cho hộp giảm tốc

Luận Văn: Tính toán và thiết kế các chi tiết máy cho hộp giảm tốc

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 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 môn 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.

Nhiệm vụ đợc giao là thiết kế hệ dẫn động tời kéo gồm có hộp giảm tốc bánh răngvà bộ truyền xích Hệ đợc dẫn động bằng động cơ điện thông qua bộ truyền đai tớihộp giảm tốc sẽ truyền chuyển động tới tời kéo.

Trong quá trình tính toán và thiết kế các chi tiết máy cho hộp giảm tốc em đã sửdụng và tra cứu các tài liệu sau:

 Tập 1 và 2 Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí của PGS.TS-Trịnh Chất và PGS.TS-Lê Văn Uyển.

 Tập 1 và 2 chi tiết máy của GS.TS-Nguyễn Trọng Hiệp. 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 nhữngmảng cha nắm vững cho nên dù đã rất cố gắng tham khảo các tài liệu và bài giảngcủa 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 các thầy trong bộ môn để emcũng cố và hiểu sâu hơn , nắm vững hơn về những kiến thức đã học hỏi đợc.

Cuối cùng em xin chân thành cảm ơn các thầy trong bộ môn, đặc biệt là thầyNguyễn Hải Sơn đã trợc tiếp hớng dẫn, chỉ bảo cho em hoàn thành tốt nhiệm vụ đợcgiao

(KW)

Hệ dẫn động làm việc với tải trọng thay đổi theo chu kỳ.Do đó công suất trêntrục động cơ sẽ đợc tính bởi công suất tơng đơng Ptđđc :

- hiệu suất hệ dẫn động k.br2.ol4.x2

Tra bảng 2.3[1], ta đợc các hiệu suất: k = 1 : hiệu suất khớp nối

br= 0,97 : hiệu suất của cặp bánh răngol=0,99 : hiệu suất của cặp ổ lănd=0,96 : hiệu suất của bộ truyền đai.

=1.0,972.0,994.0,96=0,87 Công suất tơng đơng trên trục động cơ là:Ptđđc=0,827 3,51

 (kw)

I.1.2.Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ.

Theo bảng 2.4[1], chọn tỉ số của hộp giảm tốc khai triển bánh răng trụ 2 cấplà uh 16, truyền động đai (bộ truyền ngoài) là ud=3 =>tỉ số truyền của toàn bộ hệthống là:

Số vòng quay sơ bộ của động cơ nsb: (Theo 2.18[1])2

nsbđc = nlv usb = 42,65.48 = 2047,37 vg/ph

Chọn số vòng quay sơ bộ của động cơ là nđb = 2900 vg/ph.

Quy cách động cơ phải thỏa mãn đồng thời : Pđc Ptddc , nđc  nsb và

Vậy động cơ K132M2 phù hợp với yêu cầu thiết kế.

Theo bảng phụ lục P1.4[1] có : ddc=32 (mm) I.2 Phân Phối Tỷ Số Truyền

Tỉ số truyền của hệ dẫn động :99,6765,42

Theo 3.24[1] : ut=ud.uh

Chọn ud = 3  uhộp = 22,663

 Ta chọn uhộp=22

Ta phân uh cho cấp nhanh và cấp chậm trong hộp giảm tốc theo 3 chỉ tiêu :khối lợng nhỏ nhất, mô men quán tính thu gọn nhỏ nhất và thể tích các bánh lớnnhúng trong dầu nhỏ nhất

Dựa vào bảng 3.1 chọn tỉ số truyền cho hộp nh sau : u1=6,48 và u2= 3,39

Tính lại giá trị ux theo u1và u2 trong hộp giảm tốc

Ud = 

Kết luận : uh = 22 ; u1 = 6,48; u2 =3,39 ; ux =3,09

 Xác định công xuất, momen và số vòng quay trên các trục.

Tính công suất, mô men, số vòng quay trên các trục (I, II, III ) của hệ dẫnđộng.

Công suất trên các trục :

PIII =

= 03,99,69.1 = 3,72 (kW) ;

PII =

= 3,88 (kW) ;

PI =

=4,04 (kW) ;

=4,25 (kW)

Số vòng quay trên các trục:nđc=2900 (vg/ph)

nI = ndc/ud = 2900/3,09 = 938,38 (v/ph)nII = nI/u1 = 938,38/6,48 = 144,81 (v/ph)nIII= nII/u2= 144,81/3,39= 42,72 (v/ph)Mô men trên các trục :

TI = 9,55 106

I = 9,55.106.9384,04,38 = 41085,93(Nmm).

TII = 9,55 106 9,55.10

II 6.1443,88,81=255667,25(Nmm)

TIII = 9,55 106 9,55.10

III 6 832303,5072

4

Phần II : Tính toán thiết kế các bộ truyền

A Tính Bộ Truyền Bánh Răng Trong Hộp Giảm TốcI Tính toán bộ truyền cấp nhanh (bánh trụ răng nghiêng).

1.Chọn vật liệu.

Theo bảng 6.1[1] chọn:

Bánh nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241  285 có:b1 = 850 MPa ;ch1 = 580 MPa Chọn HB1 = 245

Bánh lớn : Thép 45, tôi cải thiện đạt đọ rắn HB 192 240 có:b2= 750 MPa ;ch2 = 450 MPa Chọn HB2 = 230

SH : Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc, SH =1,1.

 : ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở;

 = 2.HB + 70  

H lim1 = 560 MPa; H lim2 = 530 MPa;KHL= mH

mH: Bậc của đờng cong mỏi khi thử về tiếp xúc,với mH = 6.NHO: Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc.NHO = 30 H2,4

HHB : độ rắn Brinen

2,47130.2451,6.10

2,47230.2301,4.10

260.1.238,06.20000.10.625(0,7).0,252,03.10 HO 1,4.10

• lấy NHE=NHO để tính => KHL1 = KHL2=1[H]1 = 509MPa

 ; [H]2= 482MPa

6

Vì bộ truyền là bộ truyền bánh trụ răng nghiêng nên theo 6.12[1]:

H H 1 H2/2495,45MPa1,25H2 1,25.481,82602,27

- ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải của mỗi bánh răng:Theo ct6.13[1]:

Bánh 1: [H]1max=2,8 ch1 =2,8.580 = 1624 MpaBánh 2: [H]2max=2,8 ch2 =2,8.450 = 1260 MpaVậy ta chọn [H]max =1260 Mpa

- ứng suất uốn cho phép:

 F F SFYRYSKxFKFLKFC

 lim

Chọn sơ bộ:YR.YS.KXF =1 => [F] =(F lim/SF).KFC.KFL

Tra bảng 6.2[1]: 

F lim = 1,8.HB ; SF =1,75 ;=> F lim1 = 1,8.245 =441 MPa.

mF: Bậc của đờng cong mỏi khi thử về uốn, với mF = 6.NFO: Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn.NFO = 4.106vì vật liệu là thép 45,

NFE: Số chu kì thay đổi ứng suất tơng đơng mick

iii

Thay vào công thức trên ta đợc:[F1 ]=441.1.1/1,75 =252 MPa

[F2 ]= 414.1.1 / 1,75 = 236,57 MPa,ứng suất uốn cho phép khi quá tải:[F1]max= 0,8ch1 = 0,8.580= 464 MPa;[F2]max = 0,8ch2 = 0,8.450 = 360 MPa;

3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục:

Theo ct6.15a[1]: aw12 = Ka(u1+1)

bd 0,53.bau110,53.0,3.6,481 1,19Tra bảng 6.7[1] ( sơ đồ 3) ta đợc KH=1,2;

[H]= 495,45 MPa

Thay số ta định đợc khoảng cách trục : aw12= 43.(6,48+1) 150,92

2,1.93,410853

 Số răng : Z1=21 ; Z2=136

 Đờng kính vòng chia : d1 = m Z1/cosβ = 2.21/ cos11,11 = 42,8 (mm) d2 = m.z2/cosβ = 2 136/ cos11,11 = 277,2(mm). Đờng kính vòng lăn : dw1 =2aw12/(u1+1) =2.160/(6,48+1)=42,8 (mm) dw2 = u1. dw1 =6,48.42,8 =277,2 (mm)

 Đờng kính đỉnh răng : da1 = d1 + 2(1+x1-y) m

=42,8 + 2(1+ 0 - 0).2=46,8 (mm) da2 = d2 + 2(1+x2-y).m

=277,2+2.(1+0 - 0).2=281,2 (mm).- Đờng kính đáy răng : df1 = d1 –hệ số tải trọng (2,5-2x1)m

=42,8- (2,5-2 0).2=37,8(mm) df2 = d2–hệ số tải trọng (2,5-2x2)m

=277,2 - (2,5-2 0).2=272,2 (mm). Hệ số trùng khớp: ε = (1,88-3,2(1/z1+1/z2)).cos(β)

= (1,88-3,2(1/21+1/136)).cos(11,11) =1,6721

5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

Yêu cầu cần phải đảm bảo H [H] Theo 6.33[1]:

H = ZM ZH Z21112

Trong đó : - ZM : Hệ số xét đến ảnh hởng cơ tính vật liệu;ZM = 274 MPa1/3 (tra bảng 6.5) ;

• ZH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc;ZH =

=

= 1,737

• Z : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng;

mbw

Vận tốc vòng bánh dẫn : v1 = 2,10360000

1 1

 dwn

(m/s) Theo bảng 6.13[1] Chọn cấp chính xác 9,

Theo bảng 6.14[1] ta có KH= 1,13Theo bảng 6.16[1] chọn go= 73Theo công thức 6.42 [1] :

oHH 

Trong đó theo bảng 6.15[1] => H =0,002

1 2. . .. 1 2.410851,53.,4893..421,2,8.1,13 1,03

 KH = 1,2 1,13 1,03 = 1,39

Thay các giá trị vừa tính đợc vào ct6.33[1] :

= 451,28(MPa)Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép : [H] = [H] ZRZVKxH.

Với v1 =2,096 (m/s ) < 5 (m/s)  ZV = 1 Cấp chính xác động học là 9, chọnmức chính xác tiếp xúc là 8 Khi đó cần gia công đạt độ nhám là Ra 1,25 0,63m Do đó ZR = 0,95, với da< 700(mm) ; KxH = 1.

[H] = 495,45.1.0,95.1 = 470,68 MPa

Nh vậy, H [H]  Răng thoả mãn về độ bền tiếp xúc.

6.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.

Theo ct6.43,6.44[1] : F1=2T1KFYF1YY/(bw12dw1m)  [F1]F2=F1 YF2/ YF1

Trong đó: Y là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Y=1/ ε=1/1,591=0,63

Yβ là hệ số kể đến độ nghiêng của răng.Y= 1 –hệ số tải trọng β/140 = 1- 11,11o/140 = 0,92

Số răng tơng đơng :

Zv1=Z1/cos3β=21/0,98133=22Zv2=Z2/cos3β=136/0,98133=144Theo bảng 6.18[1], có YF1= 4 ; YF2=3,6

Theo bảng 6.7, KF = 1,41; Theo bảng 6.14 [1] , KF=1,37Theo công thức

oFF 

Trong đó theo bảng 6.15 [1], F= 0,006, theo bảng 6.16[1], g0= 73.Do đó theocông thức

=1+4,58.48 42,8/(2.41085,93.1,41.1,37)=1,06 KF=1,41 1,37 1,06=2,05

Vậy F1= 2 41085,93 2,05 0,6 0,92 4/(48 42,8 2) = 90,11 MPaF2= F1 YF2/ YF1 = 90,11 3,6/4= 81,1 MPa

Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:[F1] =[F1] YR Ys KxF

[F2] =[F2] YR Ys KxF

với m = 3 Ys= 1,08- 0,0695ln(3) = 1,004; YR=1; KxF=1(da< 400), do đó ứngsuất uốn cho phép thực tế là

[F1] = 252.1.1,004.1= 252,919 MPa[F2] = 236,6.1.1,004.1=237,43 MPa

F1, F2 đều nhỏ hơn các giá trị cho phép, vậy độ bền uốn của răng đảm bảo

7 Kiểm nghiệm răng về quá tải

Để tránh biến dạng d hoặc gẫy giòn lớp bề mặt, ứng suất cực đại không đợc vợtquá một giá trị cho phép

Hệ số quá tải: Kqt=Tmax/T1=1,3Theo 6.48[1] :

12

Hmax= H Kqt = 451,28 1,3= 514,54 MPa < [H]]max= 1260 MPa;F1max=F1Kqt= 90,11.1,3 = 117, 15 MPa < [F1]max= 464 MPa;F2max = F2Kqt = 81,1.1,3 = 105,43 MPa < [F2]max = 360 MPa;Vậy răng đủ độ bền về quá tải.

II.Tính toán bộ truyền cấp chậm (bánh trụ răng nghiêng).

1.Chọn vật liệu.

Theo bảng 6.1[1] chọn:

Bánh nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241  285 có:b3 = 850 MPa ;ch3 = 580 MPa Chọn HB3 = 245 (HB)Bánh lớn : Thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192 240 có:b4 = 750 MPa ;ch4 = 450 MPa Chọn HB4 = 230 (HB)

SH : Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc, SH =1,1.

 : ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở;

 = 2.HB + 70  

H lim3 = 560 MPa; 

H lim4 = 530 MPa;KHL= mH

mH: Bậc của đờng cong mỏi khi thử về tiếp xúc,với mH = 6.NHO: Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc.NHO = 30 H2,4

HHB : độ rắn Brinen

2,47330.2451,62.10

2,47430.2301,39.10

NHE: Số chu kì thay đổi ứng suất tơng đơng.

NHE 60.c.ni. ti. Ti /T 3.ti /tCK

460.1.42,72.18000.1.0,5(0,7).0,3752,9.10 HO 1,39.10

• lấy NHE=NHO để tính => KHL3 = KHL4=1[H]3 = 509MPa

 ; [H]4= 481,8MPa

- ứng suất uốn cho phép:

 F F SFYRYSKxFKFLKFC

 lim

Chọn sơ bộ:YR.YS.KXF =1 => [F] =(

F lim/SF).KFC.KFL

Tra bảng 6.2[1]: 

F lim = 1,8.HB ; SF =1,75 ;=> 

F lim3 = 1,8.245 = 441MPa 

mF: Bậc của đờng cong mỏi khi thử về uốn, với mF = 6.NFO: Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn.

14

NFO = 4.106vì vật liệu là thép 45,

NEE: Số chu kì thay đổi ứng suất tơng đơng.

[F3 ]=441.1.1/1,75 =252 MPa[F4 ]= 414.1.1 / 1,75 = 236,5 MPa,ứng suất uốn cho phép khi quá tải:[F3]max= 0,8ch3 = 0,8.580= 464MPa;[F4]max = 0,8ch4 = 0,8.450 = 360MPa;

3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục:

Theo ct6.15a[1]: aw23 = Ka(u2+1)

bd 0,53.bau2 1 0,53.0,4.3,3910,93Tra bảng 6.7[1] ( sơ đồ 5) ta đợc KH=1,07 ;

[H]= 495,4 MPa

Thay số ta định đợc khoảng cách trục : aw23= 43.(3,39 +1) 176,82

Chọn sơ bộ β=100,do đó cosβ=0,9848,theo 6.31[1] ta có : Số răng bánh nhỏ :

Z3 = 2aw23cosβ/ [m(u2 +1)] = 2.180.0,9848/[ 3(3,39+1)] = 26,92

Lấy Z3=27 răng Số răng bánh lớn:

Z4 = u2 Z3 = 3,39.27= 90,99 (răng)Lấy Z4= 91 răng

 Khoảng cách trục : aw23=180 mm Mô đun : m =3 mm

 Chiều rộng vành răng : bw23= aw23 ba= 180.0,4=72 mm Tỉ số truyền : u2= 3,37

16

 Số răng : Z3=27 ; Z4=91 Hệ số dịch chỉnh : x3=x4=0

 Đờng kính vòng chia : d3 = m z3/cosβ = 3.27/0,9833 = 82,37 (mm) d4 = m.z4/ cosβ = 3 91/0,9833 =277,63 (mm). Đờng kính vòng lăn : dw3 =2aw23/(u2+1) =2.180/(3,37+1)=82,37(mm) dw4 = u2. dw3 =3,37.82,37 =277,63 (mm)

 Đờng kính đỉnh răng : da3 = d3 + 2m =82,37 + 2.3= 88,37 (mm) da4 = d4 + 2m =277,63+2.3 = 283,63(mm).

 Đờng kính đáy răng : df3 = d3 -2,5m = 82,37 - 2,5.3 = 74,87(mm) df4 = d4-2,5m =277,63 - 2,5.3 = 270,13 (mm).

 Hệ số trùng khớp: ε = [1,88-3,2(1/z3+1/z4)]cosβ

=[1,88-3,2(1/27+1/91)].0,9833 =1,6975 Góc nghiêng của răng : β=10, 480

Yêu cầu cần phải đảm bảo H [H] Theo 6.33[1]:

H = ZM ZH Z23234

Trong đó : - ZM : Hệ số xét đến ảnh hởng cơ tính vật liệu;ZM = 274 MPa1/3 (tra bảng 6.5) ;

Theo 6.35[1] :

tgβb=cosαt.tgβ=cos(20,31).tg(10,48)=0,17  βb=9,840

với αt=αtw34=arctg(tgα/cosβ)= arctg(tg20/cos10,48)=20,310

do đó theo 6.34[1] : ZH =

=

= 1,74(Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc)

Theo 6.37[1], εβ=bwsinβ/(πm)=72.sin(10,48)/( π.3)=1,39 >1Do đó theo 6.38[1] :

• Z : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng;Z =

3 3

 dwn

(m/s) Theo bảng 6.13[1] Chọn cấp chính xác 9, tra bảng 6.16[1] chọn go= 73Theo công thức 6.42 [1] :

oHH 

Trong đó theo bảng 6.15[1] => H =0,002Tra bảng 6.14[1]: KH=1,13

1 2. . .. 1 2.2556670,2.72,25.82.1,,3707.1,13 1

 KH = 1,07.1,13.1 = 1,21

Thay các giá trị vừa tính đợc vào ct6.33[1] :H = 274.1,74 0,768 72.3,37.82,372

= 469,121 (MPa)Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép : [H] = [H] ZRZVKxH.

Với v = 0,704 (m/s )  ZV = 1 (vì v < 5 m/s ) Cấp chính xác động học là 9,chọn mức chính xác tiếp xúc là 8 Khi đó cần gia công đạt độ nhám là

Ra = 2,5 1,25 m Do đó ZR = 0,95, với da< 700(mm)  KxH = 1.[H] = 495,41.0,95.1.1=471 MPa , H < [H]

Vậy thoả mãn điều kiện bền tiếp xúc.

II.2.2.6.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.

Theo ct6.43,6.44[1] : F3=2T3KFYF3YY/(bw34dw3m)  [F3]F4=F3 YF4/ YF3

18

Trong đó: Y là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Y=1/ ε=1/1,6975=0,59

Y= 1 - 10,48/140 = 0,93Số răng tơng đơng :

Theo bảng 6.18[1], có YF3= 3,8 ; YF4=3,6Theo bảng 6.7, KF = 1,16;

KF=1,37: theo bảng 6.14 với v3 < 2,5m/s và cấp chính xác 9.Theo công thức

oFF 

Trong đó theo bảng 6.15 [1], F= 0,006, theo bảng 6.16[1], g0= 73.Do đó theocông thức

=1+0,59.72.82,37/(2.255667,25.1,16 1,37)=1 KF= KF KF KFv =1,16.1,37.1=1,6

Vậy F3= 2.255667,25.1,6.0,59.0,93.3,8/(72.82,37.3) = 94,99 MPa F4=94,99 3,6/3,8=89,99 Mpa

tính chính xác ứng suất uốn cho phép:[F3] =[F3] YR Ys KxF

[F4] =[F4] YR Ys KxF

với m = 3 Ys= 1,08- 0,0695ln(3) = 1,003: YR=1: KxF=1(da< 400), do đó ứngsuất uốn cho phép thực tế là

[F3] = 252.1.1,003.1= 253 MPa[F4] = 236,5.1.1,003.1=237 MPa

F3, F4 đều nhỏ hơn các giá trị cho phép, vậy độ bền uốn của răng đảm bảo

II.2.2.7 Kiểm nghiệm răng về quá tải

Để tránh biến dạng d hoặc gẫy giòn lớp bề mặt, ứng suất cực đại không đợc vợtquá một giá trị cho phép

Hệ số quá tải: Kqt=Tmax/T1=1,3Theo 6.48[1] :

Hmax= H Kqt = 469,131 1,3 = 535 MPa < [H]]max= 1260 MPa;F3max=F3Kqt= 94,99.1,3 = 123,5 MPa < [F3]max= 464 MPa;Vậy răng đủ độ bền về quá tải.

II.2.2.8 Kiểm nghiệm điều kiện bôi trơn

Có dw2 =277,33 (mm) dw4 =277,63 (mm)

hệ số bôi trơn 1,00133

vậy 1≤ c ≤1,3 nên điều kiện bôi trơn đợc thỏa mãn

B Tính toán bộ truyền đai

- công suất tại trục chủ động P1đ= 4,25 kw

- số vòng quay của trục chủ động n1đ=nđc = 2900 v/ph- tỉ số truyền uđ = 3,1

- Làm việc 1 ca, tải trọng va đập nhẹ.I Chọn loại đai

Do chế độ làm việc yêu cầu đối với bộ truyền đai là làm việc ổn định trong một catơng đơng với 18 h Cho nên đai phải có độ bền cao thêm vào đó vẫn phải bảo đảm yêu cầu về kinh tế là là giá thành phải tối thiểu nhất Cho nên ta lựa chọn loại đai dẹt đợc làm bằng vải và cao su

II Xác định các thông số của bộ truyền Theo 4.1[1], d1đ=(5,2…0,02)a6,4).3

T = (5,2…0,02)a6,4).313988,35= 125…0,02)a154 mm ở đây T1 là mômen xoắn trên trục chủ động nên ta có T1 = Tdc = 13988,35 Nmm Chọn d1đ theo tiêu chuẩn d1đ= 160 mm.

Khi đó vận tốc đai đợc xác định bởi công thức nh sau:

1 1

 dn

Nhỏ hơn vận tốc cho phép vmax=25 m/s Xác định đờng kính bánh đai lớn:

20

Đờng kính đai lớn đợc xác định bởi công thức: d2 u.d1.1

 u < 4% đây là giá trị vẫn đáp ứng đợc điều kiện bộ truyền đai làm việc bình thờng tức là bảo đợc tỉ số chuyền cần thiết Cho nên đờng kính d2 đã tính toán trên đây đạt yêu cầu.

III Xác định khoảng cách giữa hai trục bánh đai a và chiều dài của đai L.

Khoảng cách giữa hai trục bánh đai a đợc xác định theo công thức : a(1,5…0,02)a2)(d1+d2)=990…0,02)a1320(mm) Từ đó chọn a=1000(mm) Khi đó L xác định theo công thức sau:

Thay số vào công thức trên ta thu đợc giá trị của L nh sau:

Theo bảng 4.13 chọn chiều dài đai tiêu chuẩn L=3150

Nghiệm lại số lần uốn của đai trong 1s Theo 4.15 i=v/L=24,295/3,124= 7,7 lần/s Ta tính lại khoảng cách trục :

a=(+ 282)/4

Với =L-3,14(d1+d2)/2=3150-3,14(160+500)/2=2113,274=(d2-d1)/2=(500-160)/2=170

Do đó a=1043 mm.

IV Tính góc ôm đai 1.

Góc ôm 1 trên bánh nhỏ đợc xác định bởi công thức sau: 1 = 

1800  0 2  1 .

Thay các giá trị của d1 và d2 vào công thức trên đây ta có:

Nhận thấy rằng 1 = 1610 > 1500 thỏa mãn yêu cầu về góc ôm đai.

Theo 4.9[1], Ft=1000P1đ/v=1000.4,25/24,295=174,84 N

Theo bảng 4.8[1], tỉ số (/d1)maxnên dùng là 1/40 (đai vải cao su ).

Do đó =d1/40=160/40=4 mm.Theo bảng 4.1[1] dùng loại đai KH-65 không có lớp lót,trị số  tiêu chuẩn là =4 mm (với số lớp là 4).

- ứng suất có ích cho phép,theo 4.10[1] :[F] =[F]o.Co.C.Cv (*)

b=Ft.Kđ/([F] )=174,84.1,1/(1,81.4)=27 (mm),trong đó Kđ=1,1 (tra bảng 4.7[1]).Theo bảng 4.1[1] lấy trị số tiêu chuẩn b=32 mm.

Từ giá trị của b tra bảng 21.16[2] có giá trị của chiều rộng bánh đai B=40mm22



VI Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục: Theo 4.12[1], F0= 0.b =2.32.4=256 N

 Theo 4.13[1], Fr= 2F0sin(1/2)=2.256.sin(1610/2)= 505,28 N  Vậy ta có các thông số của bộ truyền đai :

 Đờng kính bánh đai nhỏ : d1=160 mm  Đờng kính bánh đai lớn : d2=500 mm  Chiều rộng đai : b=32 mm Chiều rộng bánh đai : B=40 mm Chiều dài dây đai : L=3150 mm Khoảng cách trục : a=1043 mm  Góc ôm bánh đai nhỏ : 1=1610

Phần III T ính toán thiết kế trục

Lực ăn khớp trên các bánh răng nh sau:

zy x

w3w2

Theo 16.1[2] ta có mô men xoắn tính toán:Tt=k.T3 ; k_ hệ số chế độ làm việc, chọn k=1,2 Tt =1,2.832303,5 =998764,2 (Nmm)

Tra bảng 16.10a kích thớc cơ bản của nối trục vòng đàn hồi đợc tra theomômem xoắn :

T = 1000 (Nm) d = 50 (mm) D = 210 (mm)dm = 95 (mm) L=175 (mm) l=110 (mm)d1 = 90 (mm) Do= 160 (mm) Z = 8

nmax = 2850 B = 6 (mm) B1 = 70(mm)l1 = 40 (mm) D3 = 36 (mm) l2= 40

Trục I: TI=41085,93 ; [1] =20 MPa => 21,74

Trục II : TII=255667,25 Nmm ; [2] =28 MPa => 39,98

5,832303

3 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực.

Dựa vào đờng kính các trục ta chọn chiều rộng của các ổ theo bảng 10.2 (TTTKHTDĐCK.T1)

b01=15(mm) (bề dày các ổ lăn lắp trên trục 1) b02=19(mm) (bề dày các ổ lăn lắp trên trục 2) b03=23(mm) (bề dày các ổ lăn lắp trên trục 3) Chiều dài mayơ đĩa xích , bánh răng , khớp nối: Chiều dài mayơ đĩa xích lm33=90(mm) Chiều dài mayơ bánh răng nhỏ lm13=40(mm) Chiều dài mayơ bánh răng lớn lm22=60(mm) Chiều dài mayơ bánh răng nhỏ lm23=60(mm) Chiều dài mayơ bánh răng lớn lm32=90(mm) Chiều dài mayơ nửa khớp nối lm12=40(mm) Theo bảng 16.3 (TTTKHTDĐCK.T1) ta chọn

Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp là K1=8(mm)

Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp là K2=8(mm)

Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ là K3=10(mm)

Chiều cao nắp ổ và đầu bulong là hn=20(mm)

Khoảng cách từ gối trục 0 tới các chi tiết quay: Trục 1:

l12=-lc12=-[0,5.(lm12+b01)+K3+hn]=-[0,5.(40+17)+10+20]= - 58,5(mm) l13=l22= 57,5 (mm)

l11 =l21 =183 (mm) Trục 2

l22 =0,5(lm22+b02) +k1+k2

=0,5(60+23)+8+8 =57,5 (mm)

l23 = l22 +0,5(lm22+ lm23)+k1 = 57,5+ 0,5(60+60)+8=125,5 (mm)

26

l21=lm22 + lm23 +3k1 +2k2 + bo2 =60+60+3.8+2.8+23=183 Trục 3

l32=l23=125,5 (mm)l31=l21= 183 (mm)

l33 = l31+0,5(lm33+b03)+k3+hn

=183+0,5(90+31)+10+20=273,5 (mm)

4.Tính các lực tác dụng lên bộ truyền.

Các lực thành phần đợc biểu diễn trên sơ đồ trục nh trên.

a.Lực tác dụng lên trục từ khớp nối và bánh đai.

Frd= 505,28 (N)

12484,55()160

wt

5 Đờng kính và chiều dài các đoạn trục.Trục 1.

Các lực tác dụng lên trục gồm có:

Ft13=1926(N) Fa13 = 344,5 (N) l13=57,5 l11=183 X10 , X11=? Fr13=723,4 (N) Fk = 3121,14 (N) l12= 58,5 Y10 , Y11=? Xác định các phản lực tại các gối đỡ:

Suy ra X10 = 1316,58 (N) X11 = 603,21 (N) Y10 = 125 (N) Y11 = 345,45 (N)

28

zy x

Ta cã:

Fx Ft22  Ft23 X20X21 0 (1)

myo2 Ft22l22  Ft23.l23 X21.l21 0 (2)

Fy Fr22 Fr23Y20  Y21 0 (3)

 02

 

- Xác định các phản lực tại các gối đỡ:30