bánh răng trụ răng thẳng xích 2 (2) inbox để nhận bản vẽ

PHẦN I : XÁC ĐỊNH CÁC SỐ LIỆU BAN ĐẦU I a Chọn động phân phối tỉ số truyền Công suất cần thiết xác định theo công thức Pct Trong : Pct : Công suất cần thiết trục động ( kw ) Pt : Công suất tính toán trục máy công tác ( kw ) η : Hiệu suất truyền động β : Hệ số tải trọng b Hiệu số truyền động η = theo bảng 2.3 ta có Bộ truyền Hiệu xuất 0,99 0,98 0,96 Vậy 0,98 0.96 0,99 = 0,9 - Tính Pt = = = 6.38 kw = = 0,69 ậy công suất cần thiết là: Xác định số vòng sơ hợp lý động điện 0.99 Xác định tỷ số truyền : Trong : Ut tỷ số truyền toàn hệ thống Ux tỷ số truyền truyền xích Uh tỷ số truyền hộp giảm tốc Theo bảng 2.4 sách ( TTTKHDDDDCK1) ta có Ux =3, Uh =3→ Ut = - Số vòng quay sơ động nsb = nlv Ut = 158,32 = 1424,88vòng/ phút Chọn quy cách động chọn phải thỏa mãn điều kiện Pđc>Pct : nđc > nsb ; > Do ta chọn đông Kiểu động Công suất kw Vận tốc quay v/ph cosϕ η% 4A132M4Y3 15 1458 0,87 87,5 2,2 2,0 II Xác định tỷ số truyền động ut toàn hệ thống phân phối tỷ số truyền cho phận truyền hệ dẫn động, lập bảng công suất, mô men xoắn, số vòng quay trục - Xác định tỷ số truyền uc == = 9,21 -Phân phối tỉ số truyền hộp giảm tốc : Chọn tỷ số truyền : Ubr = ⇒ Ux = U c 9,21 = = 3,07 U br Vậy ta có: Uc = 9,21 Ux = 3,07 Ubr = 3,0 III Xác định thông số trục : 3.1 Số vòng quay Số vòng quay trục động là: ndc = 1458 (vòng/phút) Số vòng quay trục I : Số vòng quay trục II: Số vòng quay trục công tác: n1=ndc=1458 (vòng/phút) n2 = * ct n = n1 ubr n2 ux = = 1458 486 3,07 =486 (vòng/phút) =158,3 (vòng/phút) 3.2 Công suất trục Công suất trục công tác: Công suất trục II: Công suất trục I: Pct =10,27 (KW) P2= P1= Pct η ol η x P2 η ol η br = = 10,27 0,92.0,99 11,28 0,99.0,97 =11,28 (KW) =11,75 (KW) Pdc* = Công suất thực trục động cơ: P1 η ol η kn = 11,75 = 12 0,99.0,99 (KW) 3.3 Tính momen xoắn trục Áp dụng công thức : Ti=9,55.106 Pi ni ta có: Mô men xoắn trục động : Tđc = 9,55 106 Pdc 12 = 9,55.10 = 235802 ,47 n dc 1458 (N.mm) Mô men xoắn trục I: 9,55.10 T1= P1 11,75 = 9,55.10 = 76963,3 n1 1458 (N.mm) Mô men xoắn trục II: 9,55.10 T2 = P2 11,28 = 9,55.10 = 86398 ,44 n2 486 (N.mm) Mô men xoắn trục công tác: Tct = 9,55 106 Pct 10,27 = 9,55.10 = 619573,59 n ct 158,3 (N.mm) 3.4 Bảng thông số động học Từ kết tính toán ta có bảng sau: Trục Động I II Thông số Công tác 3,07 T.S truyền n (vg/ph) 1458 1458 486 158,3 P (KW) 15 11,75 11,28 10,27 T (N.mm) 253802,47 76963,3 8639844 619573,59 PHẦN TÍNH TOÁN, THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY I TÍNH BỘ TRUYỀN XÍCH Các thông số ban đầu: P2= 11,28 KW; n2= 486 vòng/phút ; T2= 8639844 N.mm ; ux= 3,07 ; β =0 1.1Chọn loại xích Vì tải trọng không lớn vận tốc nhỏ, nên ta chọn xích ống lăn.Xích ống lăn có ưu điểm là: độ bền mòn xích ống lăn cao xích ống, chế tạo không phức tạp; đó, dùng rộng rãi kĩ thuật 1.2.Chọn số đĩa xích Với ux= 3,07 Ta chọn số đĩa xích nhỏ là: Z1 = 29-2 ux=29-2.3,07 =22,86 > Zmin =19 Chọn Z1 = 23 (răng) Số đĩa xích lớn: Z2 = ux.Z1 =3,07.23 = 70,61 ≤ Zmax =120 Chọn Z2 = 90 (răng) 1.3.Xác định bước xích p Để đảm bảo tiêu độ bền mòn truyền xích ta có: ≤ Pt= P.k.kn .kz [P] Với + P : Là công suất cần truyền qua truyền xích.P= P2=9,76 KW +kn:Là hệ số vòng quay Chọn số vòng quay đĩa sở đĩa nhỏ là: n01=400 (vòng/phút) → kn=n01/n2=400/486 = 0,82 + kz:Là hệ số : kz = Z 01 25 = = 1,087 Z1 23 +k = kđ.k0.ka.kđc.kbt.kc ; đó: kđ: hệ số tải trọng động Đề cho tải trọng va đập êm, nên ta chọn kđ = k0 : hệ số ảnh hưởng kích thước truyền.Do đường nối tâm đĩa xích trùng với phương ngang Nên k0 = ka: hệ số kể đến khoảng cách trục chiều dài xích ;chọn a = 38.p; suy ka = kđc: hệ số kể đến việc điều chỉnh lực căng xích Do điều chỉnh đĩa xích Nên kđc = kbt: hệ số kể đến ảnh hưởng bôi trơn Vì môi trường làm việc có bụi, bôi trơn đạt yêu cầu nên chọn kbt =1,3 kc : hệ số kể đén chế độ làm việc truyền ; kc = 1,25 (làm việc ca) ⇒ k = 1 1 1,3 1,25 = 1,625 Như ta có : Pt = 9,76.1,625.1.0,84= 18,8 kW Tra bảng 5.5 tttk hdđck, với n01 =400 vòng/phút.chọn truyền xích dãy có: bước xích : p = 25,4 mm ; đường kính chốt : dc = 7,95 mm ; chiều dài ống : B = 22,61 mm ; công suất cho phép : [P]=19,0 kW ≤ Thỏa mãn điều kiện mòn: Pt [P]= 19,0 kW Đồng thời nhỏ bước xích cho phép : p < pmax 1.4.Xác định khoảng cách trục số mắt xích Khoảng cách trục sơ bộ: a=40p=40.25,4=1016 mm Theo công thức 5.12 số mắt xích: Lấy số mắt xích chẵn : Xc =146 Tính lại khoảng cách trục theo công thức 5.13: a*=  0,25 p  X c − 0,5( Z + Z ) +   [ X c − 0,5( Z1 + Z ) ]  Z − Z1  − 2.   π      2  23 + 90    90 − 23   a * = 0,25.25,4.146 − 0,5.( 23 + 90) + 146 − −    = 750,843  π      (mm) Để xích không chịu lực căng lớn ta phải giảm khoảng cách trục lượng ∆a = 0,003 a* = 0,003 750,843=2,253 mm Vậy lấy khoảng cách trục : a = a* - ∆a= 750,843 – 2,253 = 748,59 (mm) Số lần va đập lề xích giây, tính theo công thức (5.14): Z n 23.242 = = 2,54 15 X 15.146 i= < imax=35 (bảng 5.9) 1.5.Tính kiểm nghiệm độ bền xích Kiểm nghiệm tải theo hệ số an toàn (chịu tải trọng lớn mở máy chịu va đập vận hành) Q k d Ft + F0 + Fv ≥ Theo công thức (5.15) : S = [S] Trong Theo bảng ( 5.2 ) tttk hdđ ck T1, ta có: Q = 56700 N ; q1 = 2,6 kg ; Hệ số tải trọng động: kđ = 1,2 Ft –lực vòng ; Z1 Pn2 60000 v= = 23.25,4.474,92/60000=2,356 m/s Ft =1000P/v = 1000.9,76/2,356 = 2087,3 N Fv :lực căng lực li tâm gây ra: Fv = q.v2= 2,6 2,3562 = 14,4 N F0 :lực căng trọng lượng nhánh xích bị động gây : F0 = 9,81.kf q.a = 9,81.6.2,6 0,74859 = 114,56 N (hệ số võng : kf = truyền nằm ngang) s= 56700 = 21,53 1,2.2087 ,3 + 114,56 + 14,4 Do ⇒ S >[S] = 9,3 (theo bảng 5.10) Vậy truyền xích làm việc đủ bền 1.6 Xác định thông số đĩa xích Theo công thức ( 5.17 ) bảng (3.4), Đường kính vòng chia: 25,4 d1 = = 183,6 180 sin( ) 23 mm d = 727,8 mm Đường kính vòng đỉnh đĩa xích: da1 = p.[0,5 + cotg(180/Z1)] =25,4.[ 0,5 + cotg(180/23)] = 197,5 mm da2 = p.[0,5 + cotg(180/Z2)] = 25,4.[ 0,5 + cotg(180/90)] = 740,1 mm Bán kính đáy: r = 0,5025dl + 0,05 =0,5025.15,88+0,05 = 8,03 mm Với dl = 15,88 mm ( tra bảng 5.2/78) Đường kính vòng chân đĩa xích: df1 = d1- 2r = 183,6 – 2.8,03 = 167,54 (mm) df2 = d2- 2r = 726.38- 2.8,03 = 711,74 (mm) -Kiểm nghiệm đĩa xích độ bền tiếp xúc: Theo công thức (5.18) : K r ( Ft K d + Fvd ).E A.k d σ = 0,47 ≤ [σH1 ] Trong đó: [σH1 ]- Ứng suất tiếp xúc cho phép Chọn vật liệu thép 45 , cải thiện đạt độ rắn HB=210 ta có [σH1]=600 Mpa Lực va đập : Fvd = 13.10-7.n2.p3.m = 13.10-7.474,92.25,43.1 = 5,16 N Hệ số tải trọng động : Kđ=1,0 (bảng 5.6) kđ=1(sử dụng dãy xích) Hệ số ảnh hưởng số đến đĩa xích : Kr = 0,48 (vì Z1 =23 ) H1 Diện tích lề : A = 180 mm2 (tra bảng (5.12)với p=25,4 mm, xích ống lăn dãy) Mô dun đàn hồi: E = 2,1.105 Mpa ⇒ σ H = 0,47 0,48.( 2087 ,3.1,0 + 5,16) 2,1.10 180 ⇒ =508,77 MPa σH1 [ S ] =1,5÷2,5 Trục I thỏa mãn điều kiện mỏi 6.2 Kiểm tra trục II: Thay số liệu vào 10.20a 10.21a ta có: Sσ S τ2 = = 261,6 2,54.26,7 151,7 2,23.11,99 = 3,85 = 5,67 39 3,85 5,67 S = S ⇒ 3,85 + 5,67 =3,18 > [ S = 3,18 ] =1,5÷2,5 Trục II thỏa mãn điều kiện mỏi Tính kiểm nghiệm độ bền tĩnh: Đề phòng khả bị biến dạng dẻo lớn phá hỏng tải đột ngột (chẳng hạn mở máy) cần tiến hành kiểm nghiệm trục độ bền tĩnh 7.1 Kiểm nghiệm trục I: (tại bánh 3) σ tđ σ + 3τ ≤ = [σ] Trong đó: [σ] ứng suất cho phép, [σ]= 0,8.σch = 0,8 340 = 272 (MPa) M max 3 0,1.d σ= T max 3 = 0,2.d τ= ⇒ σ σ tđ ⇒ tđ = 41452,8 0,1.403 = 15,35 (MPa) 71920,97 0,2.403 = 13,3 (MPa) 15,352 + 3.13,32 = =27,7 (MPa) = 27,7 < [σ] = 272 (MPa) Trục I thỏa mãn điều kiện bền tĩnh 7.2 Kiểm nghiệm trục II: (tại bánh 2) 40 σ tđ σ + 3τ ≤ = [σ] Trong đó: [σ] ứng suất cho phép, [σ]= 0,8.σch = 0,8 340 = 272 (MPa) M max 0,1.d σ= T max = 0,2.d τ= ⇒ σ σ tđ ⇒ tđ = 518256 0,1.533 = 34,8 (MPa) 276436,98 0,2.533 = 9,28 (MPa) 34,8 + 3.9,28 = = 38,33 (MPa) = 38,33 < [σ] = 272 (MPa) Trục II thỏa mãn điều kiện bền tĩnh Kiểm nghiệm độ bền dập của then 8.1 Kiểm nghiệm trục I: -Kiểm nghiệm điều kiện bền then tiết diện lắp bánh b×h = 18×11 ; t1 = -Tra bảng 9.5 chọn [σd]=100 (MPa) Chiều dài then: lt = 1,35.d3 = 1,35.38 = 51,3 mm 2T 2.71920,97 = d l t (h − t1 ) 38.51,3.(11 − 7) σd = => σd < [σd] = 18,45 MPa Vậy then thỏa mãn điều kiện bền dập Tương tự trục II thỏa mãn với chiều dài then : lt = 87,75 mm Chọn ổ lăn 41 a Chọn ổ lăn cho trục Với thông số đầu vào n =474,92 v/p , thời gian phục vụ 17000 h , tải trọng tĩnh ⇒ Ft10 = Fx210 + Fy210 = 43182 + 3023,52 = 5271,3( N ) ⇒ Ft11 = Fx211 + Fy211 = 1117,12 + 782 ,2 = 1363,7( N ) Đường kính ngõng trục 35 mm * Chọn loại ổ lăn Với tải trọng nhỏ có lực hướng tâm ta dùng ổ bi đỡ dãy cho gối đỡ * Chọn sơ đồ kích thước ổ Với kết cấu trục vẽ đường kính ngõng trục 35mm tra bảng P2.7 trang 254/Q1 Chọn ổ bi đỡ dãy cỡ trung 307 với thông số sau : đường kính d = 35mm, đường kính D= 80 mm, chiều rộng ổ B = 21mm, r=2,5, đường kính bi = 14,29 mm , khả tải động C = 26,2kN , khả tải tĩnh C0 = 17,90 kN * Tính kiểm nghiệm khả tải ổ - Tính tải trọng quy ước Q , với lực dọc trục Fa = (N) X V Fr kt k d = 1.1.2769,8.1 = 2,7698( kN ) Q= Trong đó: - X: hệ số tải trọng hướng tâm; X=1 , 42 - V: hệ số kể đến vòng quay (vòng quay ) nên V=1 - kt: hệ số kể đến ảnh hưởng nhiệt độ, nhiệt độ làm việc ổ ta chọn kt = (nhiệt độ ≤100 0C ), -kđ: hệ số kể đến đặc tính tải trọng,kđ=1 (tải trọng tĩnh) - tính khả tải động ổ Cd = Q m L = 2,76983 134,4 = 14,19 < C = 37,8( kN ) Trong : m: bậc đường cong mỏi; m=3; L: tuổi thọ ổ bi đỡ Với; Lh=10000 Tuổi thọ ổ lăn: L= Lh.n1.60.10-6= 10000.224.60.10-6= 134,4 triệu vòng - kiểm nghiệm khả tải tĩnh ổ với lực dọc trục Fa = (N) Q0 = Fr = 2769,8( N ) = 2,7698( kN ) < C0 = 26,7( kN ) b Chọn ổ lăn cho trục Với thông số đầu vào n = 138,3 v/p , thời gian phục vụ 17000h , tải trọng tĩnh ⇒ Ft 20 = Fx220 + Fy220 = 3810 ,74 + 1384 ,9 = 4054,6( N ) ⇒ Ft 21 = Fx221 + Fy221 = 4945,252 + 1384 ,9 = 5135,5( N ) Đường kính ngõng trục 45 mm * Chọn loại ổ lăn 43 Với tải trọng nhỏ có lực hướng tâm ta dùng ổ bi đỡ dãy cho gối đỡ * Chọn sơ đồ kích thước ổ Với kết cấu trục vẽ đường kính ngõng trục 45 mm tra bảng P2.7 trang 254/Q1, chọn ổ bi đỡ dãy cỡ trung 209 với thông số sau : Đường kính d = 45 mm , đường kính D = 85 mm , chiều rộng ổ B= 19mm , r= 2,0 , đường kính bi = 12,7 mm , khả tải động C= 25,7 kN , khả tải tĩnh C0 =18,1 kN * Tính kiểm nghiệm khả tải ổ Chọn lại chiều Fx cho phản lực sinh ổ lớn Nhận thấy chọn chiều Fx tính trục thỏa mãn yêu cầu Vậy ta tiến hành kiểm nghiệm cho ổ chịu tải trọng lớn Fr=Ft20=4054,6 (N) - Tính tải trọng qui ước Q, với lực dọc trục Fa=0 (N) X V Fr k t k d = 1.1.4054,6.1 = 4,0546( kN ) Q= Trong với ổ đỡ chịu lực hướng tâm X= , V=1 (vòng quay ), kt =1 nhiệt độ < 1000C ) , kd =1 ( tải trọng tĩnh ) - tính khả tải động ổ C d = Q m L = 4,05463 48,798 = 10,12( kN ) < C = 56( kN ) Trong : M: bậc đường cong mỏi; m=3; L: tuổi thọ ổ bi đỡ Với; Lh=17000 Tuổi thọ ổ lăn: L= Lh.n2.60.10-6= 17000.81,33.60.10-6= 48,798 triệu vòng - kiểm nghiệm khả tải tĩnh ổ với lực dọc trục Fa =0 (N) 44 Q0 = Fr = 4054,6( N ) = 4,0546( kN ) < C0 = 42,6( kN ) Thỏa mãn điều kiện PHẦN V: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ VỎ HỘP Các phần tử cấu tạo hộp giảm tốc: Vỏ hộp giảm tốc có nhiều loại khác nhau, song chúng phải đảm bảo nhiệm vụ chung sau: bảo đảm vị trí tương đối chi tiết phận máy, tiếp nhận tải trọng chi tiết lắp vỏ truyền đến, đựng dầu bôi trơn, bảo vệ chi tiết máy tránh bụi bặm Chỉ tiêu mà hộp giảm tốc cần thoả mãn độ cứng vững cao đồng thời có khối lượng nhỏ Để đảm bảo yêu cầu trên, hộp giảm tốc chế tạo phương pháp đúc Vật liệu thường 45 sử dụng để đúc hộp giảm tốc gang xám, ta chọn loại gang xám có kí hiệu GX15-32 Hộp giảm tốc cấu thành hai phận thân nắp hộp Để xác định kích thước phận này, người ta thường kích thước truyền để tính toán theo bảng 18.1 [1], kết tính toán kích thước hộp giảm tốc trình bày theo bảng đây: Bảng Kích thước vỏ hộp giảm tốc Tên gọi Công thức Kích thước Chiều dày thân hộp δ = 0,03.a + > δ = 7,5 Chiều dày nắp hộp δ = 0,9.δ δ1 = 8,3 Chiều dày gân tăng cứng e = ( 0,8 ÷ 1).δ e= Chiều cao gân tăng cứng h < 58 50 Độ dốc Khoảng độ Đ/k bu lông d1 > 0,04.a + 10 > 12 d1= 20 Đ/k bu lông cạnh ổ d = ( 0,7 ÷ 0,8).d1 d2= 14 Đ/k bu lông ghép bích nắp thân d = ( 0,8 ÷ 0,9).d d3= 12 Đ/k vít ghép nắp ổ d = ( 0,6 ÷ 0,7 ).d d4= Đ/k vít nắp cửa thăm d = ( 0,5 ÷ 0,6 ) d d5=8 Chiều dày mặt bích thân hộp S = (1,4 ÷ 1,8).d S3=18 Chiều dày mặt bích nắp hộp S = ( 0,9 ÷ 1).S S4= 12 46 K = K − ( ÷ 5) Bề rộng bích nắp thân K3= 40 Đường kính mặt bích ổ D3= 80 Đường kính tâm lỗ vít D2= 65 Bề rộng mặt ghép bu lông cạnh ổ K2= 45 Chiều dày mặt đế S1 = (1,4 ÷ 1,7 ).d1 S1= 30 ∆ ≥ (1 ÷ 1,2 )δ 10 Khe hở chi tiết: Giữa bánh với thành hộp Giữa đỉnh bánh lớn với đáy hộp ∆ ≥ ( ÷ 5) δ Giữa mặt bên bánh với 40 11 ∆ ≥δ K1 = 3.d1 Bề rộng mặt đế Số lượng bu lông K1= 60 Z=4 2.Một số kích thước khác liên quan đến cấu tạo hộp giảm tốc: Bulong vòng móc: để nâng vận chuyển hộp giảm tốc (như gia công ,lắp ghép …)trên lắp thân thường lắp thêm bulong vòng móc Kích thước bulong chọn theo trọng lượng hộp giảm tốc Tra bảng 18-3btrang 89/Q2 Ta có trọng lượng hộp :240kg Chốt định vị : Để đảm bảo vị trí tương đối nắp thân trước sau gia công lắp ghép dùng chốt định vị Nhờ có chốt định vị , xiết bulong không làm biến dạng vòng ổ (do sai lẹch vị trí tương đối giữu nắp thân)do loại trừ số nguyên nhân làm ổ chóng bị hỏng 47 Nắp cửa thăm: Để kiểm tra quan sát tiết máy hộp lắp ghép để đổ dầu vào hộp Nút thông hơi: Khi làm việc, nhiệt độ bên hộp giảm tốc tăng lên Để giảm áp suất điều hoà không khí bên bên hộp, ta lắp thêm lỗ thông nắp quan sát 48 Nút tháo dầu: Sau thời gian làm việc dầu bôi trơn hộp bị bẩn, bụi bặm hạt mài, bị biến chất không đủ khả bôi trơn cần phải tiến hành thay dầu Để tháo dầu cũ ra, đáy hộp ta bố trí lỗ tháo dầu, lúc làm việc lỗ tháo dầu bịt kín nút tháo dầu Kích thước nút tháo dầu lựa chọn sở bảng 18.8 [1] Nắp ổ: gồm hai loại nắp ổ kín nắp ổ thủng sử dụng với mục đích che kín ổ, đồng thời thông qua cách lắp ghép nắp ổ ổ điều chỉnh ăn khớp truyền nhờ điều chỉnh độ dày mỏng đệm Kích thước nắp ổ xác định thông qua kích thước mặt bích nắp ổ vỏ hộp giảm tốc đường kính ổ 3.Bôi trơn hộp giảm tốc Để giảm mát công suất ma sát ,giảm mài mòn ,đảm bảo thoát nhiệt tốt đề phòng chi tiết máy bị han gỉ cần phảI bôi trơn liên tục truyền hộp giảm tốc 49 1.Phương pháp bôi trơn hộp giảm tốc - Với vận tốc vòng 2.8324(m/s) chọn phương pháp bôi trơn ngâm dầu - Bánh ngâm dầu ,với chiều sâu ngâm dầu =(0,75 ~2)h=22mm với h=16,962 (chiều cao răng) - với công suất truyền =5,5 kw lượng dầu cần thiết khoảng lít :P 2.Dầu bôi trơn hộp giảm tốc Với vật liệu làm bánh thép 45 có độ bền =600MPa dựa vào bảng 18-11,18-3 trang 100,101 /Q2 chọn loại dầu bôi trơn cho hộp giảm tốc AK-20 50 [...]... -Khoảng cách trục chia: a=( d1+d2) /2= (65,77+197,33) /2= 131,55 (mm) -Đường kính chân răng : df1 = d1 2, 5.m=70- 2, 5 .2, 5 = 64 (mm) df2 = d2 - 2, 5.m =21 0 -2, 5 .2, 5 =20 4(mm) -Theo 6 .27 ,tính góc ăn khớp: 20 Z m cosα 2a t Cosαtw= ⇒ w = (28 + 84 ) .2, 5 cos 20 o 2. 140 =0,939 αtw = 20 o 7.Ta có bảng tóm tắt các thông số của cặp bánh răng: Thông số Giá trị Bánh nhỏ Bánh lớn Số răng Z1 = 28 (răng) Z2 = 84 (răng) Đường... 733,97 = 22 4 ,27 (N) -Các phản lực: Fx0 = 7198 N Fx1 = 5091,8 N Fy0 = 22 4 ,27 N Fy1 = 733,97 N d Mômen uốn và mômen xoắn trên trục II: * Mx0 = Mx1 = Mx3 = 0 M M ph x2 tr x2 = Fy0 l 22 = 22 4 ,27 72 = 16147,44 (Nmm) = -Fy1.(l21 + l 22) = -733,97 (94 – 72) = -16147,44 (Nmm) * My0 = My3 tr y2 M = Fx0 l 22 = 7198 72 = 51 825 6 (Nmm) ph y2 M = Fx1.(l21 – l 22) – Fx3 (l21 – l 22 + l23) = =5091,8 (94 – 72) –4738,9.(94... – 72 + 47) = -21 4964,5 (Nmm) 32 * Mz2 = Mz3 = T2 = 76963,3(Nmm) Fy0 Fx3 Fy1 Fx1 Fx2 Fy2 l 22 l21 l23 16147,44Nmm Mx 51 825 6Nmm My 27 6436,98Nmm T 5 Xác định chính xác đường kính trục 5.1 Trục I: 0,75.T - Tiết diện 2: M2 = 0 ; M2tđ = (Nmm) 3 M 0,1.[σ ] Do đó: d2 = 2 tđ 3 2 1 0,75.( 76963,3) 2 = = 622 85,39 622 85 ,39 0,1 .20 = = 30,16 (mm) Với [σ] = 20 Mpa, tra bảng 10.5 và nội suy 414 52, 8 2 + 23 933,4 2 -Tiết... 25 2 MPa ] σF 2 max = σ F2 k qt = 83,14 .2, 2 = 1 82 ,9[ MPa ] ≤ [σ F 2 ] max = 23 6,65MPa ] 2. 7 Các thông số hình học của cặp bánh răng: - Đường kính vòng chia : d1 = m.Z 1 = 2, 5 .28 = 70[mm] d 2 = m.Z 2 = 2, 5.84 = 21 0[ mm] d a1 = d1 + 2. m = 70 + 2. 2,5 = 75mm - Đường kính đỉnh răng : d a2 = d 2 + 2. m = 21 0 + 2. 2,5 = 21 5mm -Đường kính vòng cơ sở: db1=d1cosα=70.cos200=65,77 mm db2=d2cosα =21 0.cos200=197,33 mm... ∑mx0 = Fx2 l 22 – Fx1 l21 - Fx3 (l21 + l23) = 0 F l x2 ⇒ Fx1 = 22 − F x 3 (l 21 + l 23 ) l 21 = 26 32, 7. 72 − 4738,9.( 94 + 47) 94 = -5091,8 (N) ∑Fx = Fx0 - Fx2 + Fx3 + Fx1 = 0 ⇒ Fx0 = Fx2 - Fx3 - Fx1 = 26 32, 7 - 4738,9 - 5091,8 = -7198 (N) 31 - Trong mặt phẳng Oyz: ∑my0 = Fy2 l 22 – Fy1 l21 = 0 F l l y2 ⇒ Fy1 = 21 22 = 958 ,24 . 72 94 = 733,97 (N) ∑Fy = Fy0 - Fy2 + Fy1 = 0 ⇒ Fy0 = Fy2 - Fy1 = 958 ,24 – 733,97... 36 323 ,01Nmm 23 933,4Nmm 36 323 ,01Nmm 71 920 ,79Nmm 4 .2 Trục II: a Lực từ khớp nối: Fx3 = 0,3 2T d k 2 = 0,3 2. 19 626 0,4 35 = 4738,9 (N) Với dk là đường kính vòng qua tâm chốt Tra bảng (15.10) ⇒ dk = 35 mm b Lực từ bánh răng: Các lực tác dụng khi ăn khớp bánh răng: + Lực vòng: Ft1 = Ft2 = 26 32, 7 (N) + Lực hướng tâm: Fr1 = Fr2 = 958 ,24 (N) + Lực dọc trục: Fa1 = Fa2 = 0 (Do là bánh răng trụ răng thẳng) -Ta có: + Trục... = 1 + Bánh răng bị động: cb = -1 30 + Răng hướng trái: hr = -1 + Tọa độ điểm đặt lực nằm dưới Oz nên r < 0 d 2 2 r= = 21 0 2 = 105 (mm) r r + Khi đó: Fx2 = 105 105 cq.cb.Ft2 = − 105 105 r r Fy2 = - 1.(-1) .26 32, 7 = -26 32, 7 (N) Fr2 = 958 ,24 = -958 ,24 (N) Fz2 = 0 -Phương và chiều của các lực được biểu diễn: F0 y F0 y F3 F1 x y F1 x F2 x F2 y l 22 l21 l23 c Xác định các phản lực và vẽ biểu đồ mômen trục II:... 1; xích là số 2; bánh răng là số 3 - Số thứ tự các chi tiết trên trục II: ổ lăn bên trái là số 0; ổ lăn bên phải là số 1; bánh răng là số 2; khớp nối là số 3 - Chiều dài mayơ đĩa xích và bánh răng trụ trục I: lm=(1 ,2 1,5)dsb=>lm13=(1 ,2 1,5)d1=(1 ,2 1,5 )28 =(33,6… 42 ) mm Chọn lm13= 35 mm lmx=(1 ,2 1,5)d2=(1 ,2 1,5).38= (45,6…57) mm Chọn lmx= 51 mm -Chiều dài may ơ khớp nối: lm 12= (1,4 2, 5)d1=(1,4 2, 5) .28 =... 561069,5 2 + 16147,4 42 -Tiết diện 2: M2 = = 561301,84 (Nmm) 561301,84 2 + 0,75.( 27 6436,98) 2 M2tđ = 3 Do đó: d2 = = 61 022 3,57 (Nmm) 61 022 3,57 0,1.30 = 58,8 (mm) Với [σ] = 30 Mpa, tra bảng 10.5 34 ( M y )2 -Tiết diện 1: M1 = = 21 4964,5 (Nmm) ; 21 4964, 52 + 0,75.( 27 6436,98) 2 M1tđ = 3 = 321 749,6 (Nmm) 321 749,6 0,1.30 Do đó: d1 = = 47,5 (mm) 0,75.( 27 6436,98) 2 -Tiết diện 3: M3 = 0 ; 3 M3tđ = = 23 9401,45... 6.31 ta có: Số răng bánh nhỏ: Z1 = 2. a w 2. 140 = = 28 m ( u + 1) 2, 5.( 3 + 1) Chọn Z1 =28 (răng) Số răng bánh lớn Z 2 = u.Z 1 =3 .28 =84 (răng) Chọn Z2= 84 (răng) Tỷ số truyền thực ut=: Z2/ Z1=84 /28 = 3 Sai lệchtỷ số truyền ∆U = ut − u 3−3 100% = 100% = 0% u 3 Vì ∆U = 0%< 4% , suy ra thoả mãn 15 Tính lại khoảng cách trục theo(6 .21 ) aw = m( Z1 + Z 2 ) 2, 5 (28 + 84 ) = = 140 2 2 (mm) 2. 5 Xác định các hệ ... x F2 x F2 y l 22 l21 l23 c Xác định phản lực vẽ biểu đồ mômen trục II: - Trong mặt phẳng Oxy: ∑mx0 = Fx2 l 22 – Fx1 l21 - Fx3 (l21 + l23) = F l x2 ⇒ Fx1 = 22 − F x (l 21 + l 23 ) l 21 = 26 32, 7. 72. .. -Khoảng cách trục chia: a=( d1+d2) /2= (65,77+197,33) /2= 131,55 (mm) - ường kính chân : df1 = d1 2, 5.m=7 0- 2, 5 .2, 5 = 64 (mm) df2 = d2 - 2, 5.m =21 0 -2 ,5 .2, 5 =20 4(mm) -Theo 6 .27 ,tính góc ăn khớp: 20 Z ... trục II: * Mx0 = Mx1 = Mx3 = M M ph x2 tr x2 = Fy0 l 22 = 22 4 ,27 72 = 16147,44 (Nmm) = -Fy1.(l21 + l 22) = -7 33,97 (94 – 72) = -1 6147,44 (Nmm) * My0 = My3 tr y2 M = Fx0 l 22 = 7198 72 = 51 825 6