Đang tải... (xem toàn văn)
PHẦN I CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN Chọn động cơ Xác định công suất trên trục động cơ điện Công suất trên trục công tác 6000 1,1 6,6 1000 1000 Fv P kW Công suất tính Pt = P (tải trọn.
PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN Chọn động cơ: Xác định công suất trục động điện: Công suất trục công tác: P Fv 6000.1,1 6, kW 1000 1000 Cơng suất tính: Pt = P (tải trọng tĩnh) Cơng suất truyền trục công tác: Pt = 6,6 kW Công suất trục động điện: Pct Pt (1) Hiệu suất truyền động: 𝜂=𝜂1.𝜂2.𝜂3 =𝜂nt.𝜂br.𝜂đ.𝜂ổ3 Từ bảng 2.3 ta có: Hiệu suất truyền đai thang : 𝜂đ = 0,96 Hiệu suất nối trục di động: Hiệu suất cặp ổ lăn: 𝜂nt = 𝜂ổ= 0,99 Hiệu suất truyền bánh trụ: 𝜂br =0,98 => 1.0,98.0,96.0,993 = 0.913 Thay vào (1) ta : Pct Pt 6,6 7, 229 (kW) 0,913 Số vòng quay sơ động điện: Tốc độ quay trục công tác: n 60000v 60000.1,1 70 (v/ph) D 300 Hệ truyền động khí có truyền đai thang hộp giảm tốc cấp bánh trụ nghiêng, theo bảng 2.4 ta sơ chọn : uh = ; uđ = ux = Tỉ số truyền chung sơ bộ: usb = uđ uh = 5.2 = 10 nsb = n.usb = 70.10 = 700 (vòng/phút) Chọn động điện thỏa điều kiện : - Pđc > Pct - nđc ~ nsb = 700 (vòng/phút) Tmm T d T Tdm Tra phụ lục bảng P1.3, ta chọn : Pđc = 7,5 kW nđc = 730 (vịng/phút) Kiểu động 4A160S8Y3 Cơng suất (kW) Vận tốc quay(vg/ph) cosΦ 7,5 730 0,75 (%) Tmax Tdn Tk Tdn 86 2,2 1,4 Phân phối tỷ số truyền: Tỷ số truyền thực: u nđc 730 10, 429 n 70 Phân tỷ số truyền hệ dẫn động: Với uđ = 2,5 (đã chọn) Tỉ số truyền truyền bánh trụ nghiêng hộp giảm tốc : uh u 10, 429 4,172 ud 2,5 Theo cơng thức thực nghiệm ta có: ut uđ uh 2,5.4,172 10, 43 ∆u= ut u 10,43 10.429 0,001 (thỏa điều kiện) Xác định cơng suất, moment số vịng quay trục: Dựa vào Pct sơ đồ hệ dẫn động: Đối với trục I: P1 n1 P2 6, 67 6,87 (kW) ô br 0,99.0,98 ndc 730 292 (v/ph) ud 2, T1 9, 55.106 P1 6,87 9, 55.106 224, 687.103 (Nmm) n1 292 Đối với trục II: P2 n2 P ô 6, 6, 67 (kW) 0,99 n1 292 70 uh 4,172 T2 9, 55.106 (v/ph) P2 6, 67 9, 55.10 909, 979.103 (Nmm) n2 70 Đối với trục III: P3 P 6, (kW) n3 n2 70 (v/ph) T3 9, 55.106 P3 6, 9, 55.106 900, 429.103 (Nmm) n3 70 Đối với trục động Pm P1 dô ndc 730 6,87 7, 23 (kW) 0,96.0,99 (v/ph) Tm 9,55.106 Pm 7, 23 9,55.106 94,584.103 (Nmm) ndc 730 Trục Thơng số Động Tỷ số truyền u Số vịng quay n (v/ph) Công suất P(kW) Momen xoắn T (Nmm) I Unt= II Uh= 4,172 III Uđ= 2,5 730 292 70 70 7,23 6,87 6,67 6,6 94,584.103 224,687.103 909,979.103 900,429 103 PHẦN II: TÍNH TỐN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI CỦA HỘP GIẢM TỐC Thiết kế truyền đai thang Các thông số yêu cầu : Công suất bánh đai dẫn Pm =P1= 7,23 𝑘𝑊 Tốc độ quay bánh đai dẫn nđc= 730 (v/ph) Tỉ số truyền uđ = 2,5 Số ca làm việc ngày ca (1 ca = 6h) Số ngày làm việc năm 300 ngày/năm Chọn loại đai tiết diện đai Dựa theo thông số yêu cầu, ta chọn đai hình thang thường Tiết diện đai Ƃ Tra bảng 4.13 trang 59 (Tính tốn thiết kế hệ dẫn động khí tập một: PGS.TS.Trịnh Chất - TS Lê Văn Uyển) ta có thơng số: - Kích thước tiết diện: 𝑏 = 17 (𝑚𝑚); ℎ = 10,5 (𝑚𝑚) - Diện tích tiết diện: 𝐴 = 138 (𝑚𝑚2) Chọn đường kính bánh đai Đường kính bánh đai nhỏ (bánh dẫn d1) Chọn đường kính bánh đai nhỏ (bánh dẫn): 𝑑1 = 200 (𝑚𝑚) Kiểm nghiệm vận tốc đai: Vận tốc đai: v1 d1ndc 60000 200.730 60000 7,64 (m/s) < vmax=25 (m/s) Vậy ta chọn 𝑑1 =200 (𝑚𝑚) Đường kính bánh đai lớn (bánh đai bị dẫn d2) Đường kính bánh đai lớn (bị dẫn): 𝑑2 = 𝑑1.ud.(1 − 𝜀) (trong đó, ta lấy hệ số trượt đai thang 𝜀 = 0,02) Suy : 𝑑2= 𝑑1.ud.(1 − 𝜀) = 200.2,5.(1 − 0,02) = 490 (𝑚𝑚) Dựa vào bảng 4.21(Tính tốn thiết kế hệ dẫn động khí tập một: PGS.TS.Trịnh Chất - TS Lê Văn Uyển) ta chọn đường kính tiêu chuẩn d2 = 500 mm Tỉ số truyền thực tế: ut d2 500 2,551 d1 (1 ) 200.(1 0,02) u ut ud 2,551 2,5 100% 2.04% 4% (Thỏa điều kiện ud 2,5 giới hạn cho phép) Khoảng cách trục a Theo tỉ số truyền ut = 2,551 bảng 4.14 (Tính tốn thiết kế hệ dẫn động khí tập một: PGS.TS.Trịnh Chất - TS Lê Văn Uyển, trang 60) ta tính được: a = d2 = 500 mm Giá trị a cần thỏa điều kiện: 0,55(𝑑1 + 𝑑2) + ℎ ≤ 𝑎 ≤ 2(𝑑1 + 𝑑2) 0,55(200+500) + 10,5 ≤ 𝑎 ≤ 2(200+500) 395,5 ≤ 𝑎 ≤ 1400 Vậy a = 500 mm (thỏa điều kiện trên) Chiều dài đai l = 2a + 0,5 π (d1+d2) + (d2 - d1)2 / (4a) = 2.500 + 0,5 π (200+500) + (500 - 200 ) / (4.500) = 2145 mm Chọn theo tiêu chuẩn l = 2240 mm (bảng 4.13, Tính tốn thiết kế hệ dẫn động khí tập một: PGS.TS.Trịnh Chất - TS Lê Văn Uyển, trang 59) Kiểm nghiệm đai tuổi thọ: số vòng chạy đai giây : i v1 7,64 3, 411 (lần/s) < [i]=imax = 10 l 2, 24 Thỏa điều kiện bền Tính lại khoảng cách trục a theo công thức a 8 Trong : 1140, 44 (1140, 44)2 8.1502 549,76 550 mm l (d1 d ) 2240 (200 500) d d1 500 200 150 2 1140, 44 Tính góc ơm α1 bánh đai dẫn Góc ơm α1 phải thỏa điều kiện sau: α1 ≥ [𝛼] = 120° (𝑑2 − 𝑑1 )57𝑜 (500 − 200) 57𝑜 𝑜 𝑜 𝛼1 = 180 − = 180 − 𝑎 550 o o 149 120 (thỏa điều kiện góc ơm) Xác định số đai z Số đai z tính theo cơng thức z PK d P0 C C1Cu Cz Trong đó: Kđ = 1,0+0,1=1,1 hệ số tải trọng động (động làm việc ca nên ta cộng thêm 0,1) bảng 4.7 P1 = 7,23 kW, [Po ] = 4,55 kW với đai B , v = 7,64m/s (bảng 4.19) Cα = 0,92 với α1 = 149o (Bảng 4.15) Cl = 0,89 với l 2240 0,6 (Bảng 4.16) l0 3750 Cu = 1,14 với u = 2,551 (Bảng 4.17) Cz = 0,95 (ứng với z sơ ) z 7, 23.1,1 1,971 4,55.0,92.0,89.1,14.0,95 Chọn z = (đai) Chiều rộng bánh đai Chiều rộng bánh đai tính theo cơng thức : B = (z - 1)t + 2e = (2 - 1).25,5 + 2.17 = 59,5 (mm) Với t e tra Bảng 4.21 Đường kính ngồi bánh đai dẫn : 𝑑a1 = 𝑑1 + 2ℎ0 = 200 + 2.5,7 = 211,4 (𝑚𝑚) Đường kính ngồi bánh đai bị dẫn : 𝑑a2 = 𝑑2 + 2ℎ0 = 500 + 2.5,7 = 511,4 (𝑚𝑚) Tính lực tác dụng lên trục Lực căng đai F0 : F0 780 PK 780.7, 23.1,1 d Fv 17,511 458,791 (N) vC z 7,64.0,92.2 Fv qm v 0,3.(7,64) 17,511 (N) Trong : Fv lực căng lực ly tâm sinh qm khối lượng mét chiều dài đai (Với tiết diện đai loại B, tra Bảng 4.22 trang 64 => qm =0,3 kg/m) Lực tác dụng lên trục : Fr F0 z sin( 1 149 ) 2.458,791.2.sin( ) 1768, 42 (N) 2 *Bảng thông số truyền đai thang tính được: Thơng số Kí hiệu Trị số Tiết diện đai A 138 mm2 Vận tốc đai v1 7,64 m/s Đường kính bánh đai dẫn d1 200 mm Đường kính bánh đai bị dẫn d2 500 mm Tỉ số truyền thực tế ut 2,551 Khoảng cách trục a 550 mm Chiều dài đai l 2240 mm Cơng suất cho phép [P0] 4,55 kW Góc ơm đai dẫn 𝛼1 1490 Số đai z Chiều rộng bánh đai B 59,5 mm Lực căng đai F0 458,791 N Lực căng tác dụng lên trục Fr 1768,42 N PHẦN III : TÍNH TỐN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN HỘP GIẢM TỐC Chọn vật liệu Nguyên tắc chọn vật liệu để thiết kế truyền bánh cho hộp giảm tốc chọn vật liệu đảm bảo cho bánh không bị gãy tải đột gột tác dụng tải trọng va đập, khơng bị tróc mỏi ứng suất tiếp xúc thay đổi gây Dựa vào sơ đồ tải trọng điều kiện làm việc truyền ta thấy truyền làm việc tải trọng lớn cũn khơng có điều kiện đặc biệt Ta tiến hành chọn vật liệu theo hàm mục tiêu sau: + Bền + Kích thước nhỏ + Giá thành rẻ +Thuận lợi cho trình gia cơng khí Do chọn vật liệu theo bảng (6.1) ta chọn vật liệu bánh sau: Bánh nhỏ: Thép 45 cải thiện đạt độ rắn HB = 241 285, có b1 = 850 MPa , ch1 = 580 MPa Bánh lớn: Thép 45 cải thiện đạt độ rắn HB = 192 240 , có b = 750 MPa, ch = 450 MPa Ứng suất cho phép Xác định ứng suất cho phép:Theo bảng 6.2 trang 94 thép C45 cải thiện đạt độ rắn HB = 180÷350 0 𝜎𝐻𝑙𝑖𝑚 = 2.HB + 70 ; SH = 1,1 ; 𝜎𝐹𝑙𝑖𝑚 = 1,8.HB ; SF = 1,75 Với SH SF hệ sơ an tồn tính tiếp xúc uốn - Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1 = 255, độ rắn bánh lớn HB2 = 230 * Ứng suất tiếp xúc cho phép với chu kỳ sở: σHlim1 = 2.HB1 + 70 = 2.255 + 70 = 580 MPa σHlim2 = 2.HB2 + 70 = 2.230 + 70 = 530 MPa * Ứng suất uốn cho phép với chu kỳ sở: σFlim1 = 1,8.HB1 = 1,8.255 = 459 MPa σFlim2 = 1,8.HB2 = 1,8.230 = 414 MPa - m[H], m[F] : bậc đường cong mỏi thử tiếp xúc uốn, HB NHO1 KHL1 = NFE1 > NFO1 KFL1 = NHE2 > NHO2 KHL2 = NFE2 > NFO2 KFL2 = [σH1 ] = [σH2 ] = 𝜎𝐻𝑙𝑖𝑚1 𝐾𝐻𝐿1 𝑆𝐻 𝜎𝐻𝑙𝑖𝑚2 𝐾𝐻𝐿2 𝑆𝐻 = 580.1 = 527,27 MPa 1,1 = 530.1 = 481,81 MPa 1,1 Với cấp chậm sử dụng bánh nghiêng [σH ] = [σF1 ] = [σF2 ] = H H 𝜎𝐹𝑙𝑖𝑚1 𝐾𝐹𝐿1 𝐾𝐹𝐶 𝑆𝐹 𝜎𝐹𝑙𝑖𝑚2 𝐾𝐹𝐿2 𝐾𝐹𝐶 𝑆𝐹 = 527, 27 481,81 = 504,54 MPa = 459.1.1 = 262,28 Mpa 1,75 = 414.1.1 = 236,57 Mpa 1,75 Ứng suất tải cho phép theo công thức 6.13 6.14 trang 95-96 Sách Tính tốn thiết kế hệ dẫn động khí tập một: PGS.TS.Trịnh Chất - TS Lê Văn Uyển [ H ]max = 2,8 ch = 2,8.450 = 1260 MPa [ F ]max = 0,8 ch1 = 0,8.580 = 464 MPa [ F ]max = 0,8 ch = 0,8.450 = 360 MPa Xác định sơ khoảng cách trục - Khoảng cách trục xác định theo công thức : aw = Ka (uh + 1) √ 𝑇1 𝐾𝐻𝛽 [𝜎𝐻 ]2 𝑢ℎ 𝜓𝑏𝑎 Trong : Ka – hệ số, phụ thuộc vào vậ liệu cặp bánh loại ( nghiêng, chữ V) => Ka = 43 (theo bảng 6.5) T1 – momen xoắn trục bánh đà chủ động Nmm [σH ] - ứng suất tiếp xúc cho phép uh – tỉ số truyền bánh trụ nghiêng 𝜓𝑏𝑎 – hệ số ( Tra bảng 6.6 trang 97, sách Tính tốn thiết kế hệ dẫn động khí tập một: PGS.TS.Trịnh Chất - TS Lê Văn Uyển ta chọn 𝜓𝑏𝑎 = 0,3 ) 𝐾𝐻𝛽 hệ số kể đến phân bố không tải trọng chiều rộng vành tính tiếp xúc Với: 𝜓𝑏𝑑 = 0,53 𝜓𝑏𝑎 (uh + 1) = 0,53.0,3.(4,172 + 1) = 0,822 - Tra bảng 6.7 trang 98, sách Tính tốn thiết kế hệ dẫn động khí tập một: PGS.TS.Trịnh Chất - TS Lê Văn Uyển ta 𝐾𝐻𝛽 = 1,05 224,687.103.1,05 aw = 43.(4,172 + 1) = 201,2 mm 504,542.4,172.0,3 lấy aw = 201 mm Xác định thông số ăn khớp Theo công thức 6.17, mođun tính : m = (0,01 ÷ 0,02)aw =(0,01 ÷ 0,02).201=2,01 ÷ 4,02 Theo bảng 6.8 , chọn mơđun pháp m = 2,5 mm - Chọn sơ 𝛽 = 15o => cos 𝛽 = 0,966 - 2aw cos 2.201.cos150 30, 03 , Số bánh nhỏ: z1 = m u 1 2,5 4,172 1 lấy z1 = 30 - Số bánh lớn: z2 = uh.Z1 = 4,172.30 = 125,16 , lấy z2 =125 => zt = z1 + z2 = 30 + 125 = 155 Do tỷ số truyền thực: um = z2/z1 = 125/30 = 4,167 - Sai số tỉ số truyền: u um uh 4,167 4,172 0,12% 2% (thỏa sai số cho phép) uh 4,172 - Tính lại góc 𝛽 : cos mzt 2,5.155 0,964 => 𝛽 = 15o26’ 2aw 2.201 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc Theo (6.33) ứng suất tiếp xúc mặt làm việc: H Z M Z H Z 2.T1 K H (u 1) H bw u1 d w21 Trong đó: + ZM – hệ số kể đến tính vật liệu bánh ăn khớp Theo bảng 6.5, Tính tốn thiết kế hệ dẫn động khí tập một: PGS.TS.Trịnh Chất - TS Lê Văn Uyển => ZM = 274 Mpa1/3 + ZH: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc - Góc profin gốc 𝛼 = 20o theo TCVN 1065-71 tan cos t tw arctan tan 20 arctan 0,964 20 41' - Góc nghiêng hình trụ sở: tan𝛽𝑏 = cos𝛼𝑡 tan𝛽 = cos(20o41’).tan(15o26’) = 0,258 => 𝛽𝑏 = 14o28’ 2.cos 140 28' 2.cos b ZH 1, 712 sin 2 tw sin 2.200 41' - Chiều rộng vành răng: bw = 𝜓𝑏𝑎 aw = 0,3.201 = 60,3 mm - Hệ số trùng khớp dọc: bw sin b 60,3.sin(140 28') 1,92 𝜀𝛽 = m 2,5 - Hệ số trùng khớp ngang: Theo công thức 6.38b trang 105, sách Tính tốn thiết kế hệ dẫn động khí tập một: PGS.TS.Trịnh Chất - TS Lê Văn Uyển 𝜀𝛼 = [1,88 – 3,2(1/Z1 + 1/Z2)]cos 𝛽 = [1,88 – 3,2(1/30 + 1/125)].0,964 = 1,7 - Z𝜀: Hệ số kể đến trùng khớp Theo cơng thức 6.36c Vì 𝜀𝛽 > => Z𝜀 = 0,767 1,7 - Đường kính vịng lăn bánh nhỏ: dw1 = 2aw 2.201 77,8 mm um 4,167 - Vận tốc vòng bánh răng: v= d w1n1 60000 77,8.292 60000 1,19 m/s Tra bảng 6.13 chọn cấp xác động học cấp - Tra bảng 6.14 với vận tốc v = 1,19 < 2,5 m/s cấp xác ta chọn KH𝛼 = 1,13 ; KF𝛼 = 1,37 - Tra bảng 6.15 6.16 ta : go = 73, 𝛿 H = 0,002, 𝛿 F = 0,006 - Theo công thức 6.42: vH = 𝛿 H gov aw 201 0,002.73.1,19 1, 21 m/s um 4,167 - Theo công thức 6.41 : K Hv vH bw d w1 1, 21.60,3.77,8 1 1, 01 2.T1.K H K H 2.224, 687.103.1, 05.1,13 - KH = 𝐾𝐻𝛽 𝐾𝐻𝛼 𝐾𝐻𝑣 = 1,05 1,13 1,01 = 1,2 H Z M Z H Z 2.T1.K H (u 1) 2.224, 687.103.1, 2.(4,172 1) 274.1, 712.0, 767 bw u.d w21 60,3.4,172.(77,8) => 𝜎𝐻 = 486,93 MPa - Xác định xác ứng suất tiếp xúc cho phép Theo (6.1) với v = 1,19 m/s < m/s, Zv = 1, với cấp xác động học 9, chọn cấp xác mức tiếp xúc 8, cần gia công đạt độ nhám Ra = 2,51,25 m , ZR = 0,95, với da 700 mm, KxH =1 Theo công thức 6.1 6.1a trang 91 & 93 sách Tính tốn thiết kế hệ dẫn động khí tập một: PGS.TS.Trịnh Chất - TS Lê Văn Uyển [H ] = [H ] Zv ZR KxH = 504,54.1.0,95.1 = 479,3 Mpa Như σH = 486,93 MPa > [σH] =479,3 MPa , Tuy nhiên trường hợp lượng chênh lệch với ứng suất cho phép < 4%, thỏa điều kiện độ bền tiếp xúc Kiểm nghiệm độ bền uốn Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh chân xác định theo công thức (6.43) (6.44): F1 F2 2.T1.K F Y Y YF bw d w1.m F 1.YF YF F F với bd = 0,822 tra bảng 6.7 trang 98 sách Tính tốn thiết kế hệ dẫn động khí tập một: PGS.TS.Trịnh Chất - TS Lê Văn Uyển, ta được: 𝐾𝐹𝛽 = 1,07 Theo bảng 6.14 với v < 2,5 m/s cấp xác 9, KF =1,37 Theo công thức 6.47 : vF F g0 v aw 201 0,006.73.1,19 3,618 u 4,172 Do theo công thức 6.46 : K Fv vF bw d w1 3, 618.60,3.77,8 1 1, 026 2.T1.K F K F 2.224, 687.103.1, 07.1,37 => Theo công thức 6.45 : KF= KFβ.KFα KFv = 1,07.1,37.1,026 = 1,504 1 Y 0,588 - Hệ số kể đến trùng khớp răng: 1, 0 150 26 ' 1 0,9 - Hệ số kể đến độ nghiêng răng: Y 140 140 - Số tương đương: zv1 z1 30 33,5 3 o cos cos (15 26 ') zv z2 125 139, cos3 cos3 (15o 26 ') Vì sử dụng khơng dịch chỉnh nên hệ số dịch chỉnh x = Tra bảng 6.18 trang 109 , ta được: YF1 = 3,8; YF2 = 3,6 Với môđun pháp m = 2,5 mm Ys =1,08− 0,0695ln(2,5) =1,016 YR =1, da 400 mm nên KxF =1 Thay giá trị vừa tính vào (6.2) ta được: [𝜎𝐹1 ] = [σF1] YR.Ys.KxF = 262,28.1,016 1 = 266,48 MPa [𝜎𝐹2 ] = [σF2] YR.Ys.KxF = 236,57 1,016 1 = 240,36 MPa F1 2.T1.K F Y Y YF bw d w1.m 2.224, 687.103.1,504.0,588.0,9.3,8 60,3.77,8.2,5 115,884 MPa σF1 = 115,884 MPa < 266,48 MPa = [σF1] σF2 = F YF 3, = 115,884 =109,785 MPa < 240,36 MPa = [σF2] 3,8 YF Như thỏa điều kiện độ bền uốn Kiểm nghiệm tải: Tmax K 1,8 - Hệ số tải: qt T - Ứng suất tiếp xúc cực đại: 𝜎𝐻𝑚𝑎𝑥 = 𝜎𝐻 √𝐾𝑞𝑡 = 486,93.√1,8 = 653,285 Mpa < [𝜎𝐻𝑚𝑎𝑥 ]= 1260 Mpa Vậy thỏa mãn điều kiện biến dạng dư gãy dòn lớp bề mặt - Ứng suất uốn cực đại: 𝜎𝐹1𝑚𝑎𝑥 = 𝜎𝐹1 Kqt = 115,884.1,8 = 208,6 Mpa < [𝜎𝐹1𝑚𝑎𝑥 ] = 464 Mpa 𝜎𝐹2𝑚𝑎𝑥 = 𝜎𝐹2 Kqt = 109,785.1,8 = 197,6 Mpa < [𝜎𝐹2𝑚𝑎𝑥 ] = 360 Mpa Vậy thỏa mãn điều kiện biến dạng dư phá hỏng tĩnh mặt lượn chân -Đường kính vịng chia : d1 mz1 2,5.30 77,8 mm cos cos(150 26 ') d2 mz2 2,5.125 324, mm cos cos(150 26 ') -Đường kính vòng đỉnh răng: da1 = d1 + 2m = 77,8 + 2.2,5 = 82,8 mm ; da2 = d2 + 2m = 324,2 + 2.2,5 = 329,2 mm -Đường kính đáy răng: df1 = d1 – 2,5m = 77,8 – 2,5.2,5 = 71,55 mm df2 = d2 – 2,5m = 324,2 – 2,5.2,5 = 317,95 mm *Bảng tóm tắt số liệu phần tính tốn thiết kế truyền HGT Khoảng cách trục aw = 201 mm Môđun pháp m = 2,5 mm Chiều rộng vành bw = 60,3 mm Tỉ số truyền u = 4,172 Góc nghiêng β = 15o26’ Số bánh z1 = 30 ; z2 = 125 Hệ số dịch chỉnh x1 = x2 = Đường kính vịng chia d1 = 77,8 mm ; d2 = 324,2 mm Đường kính vịng đỉnh da1 = 82,8 mm ; da2 = 329,2 mm Đường kính vịng đáy df1 = 71,55 mm; df2 = 317,95 mm PHẦN IV: THIẾT KẾ TRỤC Chọn vật liệu Chọn vật liệu chế tạo trục thép C45 tơi, thường hóa có giới hạn bền b 600MPa giới hạn chảy ch 340MPa Ứng suất xoắn cho phép : [𝜏] = 15 ÷ 30 MPa Xác định tải trọng tác dụng lên trục Lực tác dụng lên trục : Fr F0 z sin( 1 149 ) 2.458,791.2.sin( ) 1768, 42 N 2 Do cặp bánh trụ nghiêng: Xác định theo công thức 10.1 sách Tính tốn thiết kế hệ dẫn động khí tập một: PGS.TS.Trịnh Chất - TS Lê Văn Uyển 2T1 2.224, 687.103 Ft1 5776, 015 ( N ) d w1 77,8 Ft1.tan tw 5776, 015.tan 20o 41' Fr1 2262, 23 ( N ) cos cos15o 26' Fa1 = Ft1.tanβ = 5776,015.tan(15026’) = 1594,6 (N) Tính thiết kế trục - Xác định sơ đường kính trục Theo cơng thức 10.9 sách tính tốn thiết kế hệ dẫn động khí tập một: PGS.TS.Trịnh Chất - TS Lê Văn Uyển Đường kính trục thứ k (k = 1,2,3) dk Tk 0,2 T1 224, 687.10 42,15mm chọn [𝜏] = 15 => d1 0, 0.2.15 Tra bảng 10.2 ta Đường kính sơ trục I : d1 = 45 mm , bo = 25 mm - Xác định khoảng cách gối đỡ điểm đặt lực Tra bảng 10.3 : Khoảng cách từ mặt mút chi tiết quay đến thành hộp:K1 = 10 Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành hộp:K2 = Khoảng cách từ mặt mút chi tiết quay đến nắp ổ:K3 = 10 Chiều cao nắp ổ đầu bulông: hn = 15 Chiều dài mayơ bánh trụ trục I Xác định theo cơng thức 10.10 trang 189 sách Tính tốn thiết kế hệ dẫn động khí tập một: PGS.TS.Trịnh Chất - TS Lê Văn Uyển lm12 = (1,2 ÷ 1,5)d1 = (1,2÷1,5).45 = 54 ÷ 67,5 mm Chọn lm12= 57 mm Chiều dài mayơ đai trục I: lm13 = (1,2 ÷ 1,5)d1 = (1,2 ÷ 1,5)45 = 54 ÷ 67,5 Chọn lm13 = 60 mm Chiều dài đoạn trục Trục lc13 = (0,5(lm13 + b0) + K3 + hn ) = 0,5(60 + 25) + 10 + 15 = 67,5 mm => Chọn lc13 = 68mm l12 = 0,5(lm12 + b0) + K2 + K1 = 0,5(57 + 25) + +10 = 56 mm l11 = 2l12 = 2.56 = 112 mm l13 = l11 + lc13 = 112 + 68 = 180 mm Tính toán thiết kế trục 𝐹đ𝑦 = 𝐹𝑟 sin(180 − @) = 1768,42.sin(180 − 135) = 1250,46 (N) 𝐹đ𝑥 = 𝐹𝑟 cos(180 − @) =1768,42.cos(180 −135) = 1250,46 (N) Ma1 = 𝐹𝑎1 𝑑1 = 1594,6 42,15 = 33606,2 Nmm Xét phương trình mơmen C: ∑ MC (Fiy ) = ⇔ −YA l11 − Ma1 + Fr1 (l11 − l12 ) + Fđy (l13 − l11 ) = ⇒ YA = −Ma1 + Fr1 (l11 − l12 ) + Fđy (l13 − l11 ) l11 33606, 2262, 23.56 1250, 46.68 112 1590, 27 (N) Phương trình tổng lực theo phương Y: ∑Y = Fr1 - YA – Fđy - YC = => YC = Fr1 - YA - Fđy = 2262,23 – 1590,27 – 1250,46 = - 578,5 (N) < ( đổi chiều YC) Xét phương trình mơmen C: ∑ Mc (Fix ) = ⇔ −XA l11 + Ft1 (l11 − l12 ) + Fđx (l13 − l11 ) = ⇒ XA = = Ft1 (l11 − l12 ) + Fđx (l13 − l11 ) l11 5776,015.56 1250, 46.68 112 2128,8 (N) < ( đổi chiều XA ) ∑X = Ft1 - XA – Fđx - XC = => XC = Ft1 - XA - Fđx = 5776,015 – 2128,8 – 1250,46 = 2396,755 (N) 𝑑1 T = Ft1 = 5776,015 42,15 = 121729,52 Nmm Vẽ biểu đồ nội lực Xác định đường kính chiều dài đoạn trục: Moment tương đương: M𝑡𝑑 = √Mux + Muy + 0,75T Tại A: MtdA = Tại B: MtdB = √MBx + MBy + 0,75T = √122661,322 + 119212,82 + 0,75 121729,522 = 200925,48 (Nmm) Tại C: MtdC = √MCx + MCy + 0,75T = √85031,562 + 85031,242 + 0,75 121729,522 = 159919,46 (Nmm) Tại D: MtdD = √MDx + MDy + 0,75T = √02 + 02 + 0,75 121729,522 = 105420,86 (Nmm) Đường kính trục với bảng 10.5 với đường kính sơ d1 = 45 mm , ta chọn = 52MPa d1j ≥ √ d1B Mtdj 0,1[σ] 200925,48 MtdB ≥√ =√ = 33,81 (mm) 0,1[σ] 0,1.52 Chọn d1B = 34 (mm) 159919,46 M tdC d1C ≥ √ =√ = 31,33 (mm) 0,1[σ] 0,1.52 Chọn d1C = 31 (mm) d1D 105420,86 MtdD √ ≥ =√ = 27,27 (mm) 0,1[σ] 0,1.52 Chọn d1D = 27 (mm) Vì để phù hợp với kết cấu lắp đặt nên ta chọn đường kính A với đường kính C: d1A = d1C = 31 (mm) Tài liệu tham khảo PGS.TS.Trịnh Chất - TS Lê Văn Uyển : Tính tốn thiết kế hệ dẫn động khí tập NXB Giáo dục Việt Nam ( 2010) ... từ mặt mút chi tiết quay đến thành hộp:K1 = 10 Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành hộp:K2 = Khoảng cách từ mặt mút chi tiết quay đến nắp ổ:K3 = 10 Chi? ??u cao nắp ổ đầu bulông: hn = 15 Chi? ??u dài... một: PGS.TS.Trịnh Chất - TS Lê Văn Uyển) ta có thơng số: - Kích thước tiết diện:
