Ta chọn đai thang là A dạng đai thường có:
b1=11(mm) ; b=13(mm) h=8(mm) ; y0=2.8(mm) d1=100(mm) Vận tốc của đai là: V=𝜋∗𝑑1∗𝑛 60000=3.14∗100∗945 60000 =4.9(m/s) <vmax=25(m/s) Với 𝜀=0.02 đường kính bánh đai lớn là:
d2=d1*ud*(1- 𝜀)=100*2.55*(1-0.02) =249.9 (mm)
Theo bảng 4.26 trang 67 [2] ta chọn đường kính chuẩn d2=250(mm) Tỷ số truyền thực tế:
ut= 𝑑2
𝑑1∗(1−𝜀)= 250
100∗(1−0.02)=2.55
Theo bảng 4.14 trang 60 [2], ta chọn sơ bộ khoảng cách trục a= 300 (mm) Chiều dài đai:
l=2a+0.5𝜋*(d2-d1) +(𝑑2−𝑑1)2
4𝑎 =2*300+0.5*𝜋*(250-100) +(250−100)2
4∗300 =1168.25 mm theo bảng 4.13 trang 59 [2], ta chọn chiều dài đai chuẩn l=1120mm
số vòng chạy của đai trong 1 giây: i=𝑣
𝑙=4.9
1,12=4.375<10 thoả mãn điều kiện khoảng cách trục a theo chiều dài chuẩn là
a=λ+√λ2−8∆2
4 =570.5+√570.52−8∗752
4 =275(mm)
(thoả mãn điều kiện (0.55*(d1+d2)+h ≤a≤2*(d1+d2))
λ= l-0.5𝜋(d1+d2) =1120-0.5𝜋*(100+250) =570.5
∆=0.5*(d2-d1) =0.5*(250-100) =75
→ chiều dài đai l=1119.9 chọn chiều dai đai tiêu chuẩn l=1120mm Góc ơm: 𝛼1 =180-57∗(𝑑2−𝑑1) 𝑎 =180-57∗(250−100) 275 =148°54’ >𝛼𝑚𝑖𝑛=120° 3.1.2. Xác định số đai z= 𝑃1∗𝑘đ [𝜌0]∗𝐶𝛼∗𝐶𝑙∗𝐶𝑢∗𝐶𝑧 (Kđ=1 bảng 4.7 trang 55 [2]) • P1=Pđc=3 • [𝜌0]=2.2 (bảng 4.19 trang 62 [2])
• 𝐶𝛼=0.91: hệ số ảnh hưởng đến góc ơm (bảng 4.10 trang 57 [2]) • 𝐶𝑙=0.975 (với l/l0=1120/1600=0.7 bảng 4.16 trang 61 [2]) • 𝐶𝑢=1.135: hệ số ảnh hưởng đến tỷ số truyền (bảng 4.17 trang 61 [2]) • P1/[𝑃0]=3/1.08≈2.78 do đó Cz=0.93 (bảng 4.18 trang 61 [2]) Vậy z= 3∗1 2.2∗0.91∗0.975∗1.135∗0.95=1.42 Ta chọn z=1 Chiều rộng bánh đai B=(z-1)*t+2e=(1-1)*15+2*10=20(mm) Đường kính ngồi bánh đai dẫn
da1=d1+2h0=100+2*3.3=106.6 (mm) chọn da1=100 (mm) Đường kính ngồi bánh đai bị dẫn
da2=d2+2h0=250+2*3.3=256.6(mm) chọn da2=250 (mm)
3.1.3. xác định lực căn ban đầu và lực căng tắc dụng lên trục
Lực căng đai: F0=780∗𝑃1∗𝐾đ
𝑣+𝐶𝛼∗𝑧 +Fv= 780∗3∗1
4.9+0.91∗1+2.5=402.75(N)
Fv=qm*v2=0.105*4.92=2.5 (N)(với qm=0.105 bảng 4.22 trang 64 [2])
Lực tác dụng lên trục: Fr=2*F0*z*sin(𝛼1/2)=2*402.75*1*sin(148.9/2)=776.02(N)
3.2. Thiết kế bộ truyền xích 3.2.1. Chọn loại xích 3.2.1. Chọn loại xích
Vì tải trọng nhỏ và va đập nhẹ nên chọn xích con lăn.
3.2.2. Xác định các thơng số của xích và bộ truyền
Với tỷ số truyền u=1
Theo bảng 5.4 trang 80 [2] chọn số răng đĩa nhỏ (đĩa tải) và đĩa bị tải z2=z1=31 - Cơng suất tính tốn Pt=p*k*kz*kn Trong đó P=2.68 (KW) Kz=𝑧01 𝑧1=25 31 Kn=𝑛01 𝑛1=50 90=0.55
Với n01=50 (tra bảng 5.5 trang 81 [2]) n1=90: số vịng quay xích tải Theo cơng thức 5.4 và bảng 5.6 [2]:
K=k0*ka*kđc*kbt*kđ*kc Trong đó:
K0=1: đường nối 2 tâm đĩa xích so với phương ngang <60° Ka=1.25: a nằm trong khoảng a<25p (chọn a=12p)
Kđc=1: vị trí trục được điều chỉnh bằng một trong các đĩa xích Kđ=1.2 tải trọng va đập nhẹ
Kc=1.25 bộ truyền làm việc 2 ca
Kbt=1.3 mơi trường làm việc có bụi, chất lượng bơi trơn II Vậy k=1*1.25*1*1.3**1.2*1.25=2.43
Pt=2.68*2.43*0.55*25
Theo bảng 5.5 [2] với n01=50(v/ph) chọn bộ truyền xích 1 dãy có bước xích 25.4 (mm), thoả mãn điều kiện mòn:
Pt<[𝑃]=3.2 (KW) - Khoảng cách trục a=30p=30*25.4=762 (mm) - Số mắt xích: Theo cơng thức (5.12), [2] X=2𝑎 𝑝+1 2*(z1+z2)+(𝑧2−𝑧1) 2∗𝑝 4𝜋2𝑎 =2∗762 25.4 +1 2*(31+31) =91 Lấy số mắt xích chẵn x=92
Tính lại khoảng cách trục theo cơng thức 5.13 trang 85 [2]
a=0.25*p*{𝑥𝑐 − 0.5 ∗ (𝑧2+ 𝑧1) + √[𝑥𝑐 − 0.5 ∗ (𝑧2+ 𝑧1)]2− 2 ∗ [(𝑧2− 𝑧1)/𝜋]2} =0.25*25.4*{92 − 0.5 ∗ (31 + 31) +
√[92 − 0.5 ∗ (31 + 31)]2− 2[(31 − 31)/𝜋]2}=448.35(mm)
Chọn a=447 (mm) (để xích khơng chịu lực căng q lớn nên cần giảm khoảng cách trục ((0.002-0.004)*a) )
- Số lần va đập của xích: theo cơng thức (5.14) trang 85 [2] i=𝑧1∗𝑛1
15∗𝑥=31∗90
15∗92=2.02<[𝑖]=30 (theo bảng 5.9 trang 85 [2])
3.2.3. tính kiểm nghiệm xích về độ bền
Theo cơng thức 5.15 trang 85 [2]
S= 𝑄
𝑘đ∗𝐹𝑡+𝐹0+𝐹𝑣
Theo bảng 5.2 trang 78 [2] với p=25.4(mm) ta chọn tải trọng phá huỷ Q=56700 (N) Khối lượng 1m xích q=2.6 kg Kđ=1.7 chế độ làm việc nặng Ft: lực vịng: Ft=1000∗𝑃 𝑉 Ta có v=𝑧1∗𝑝∗𝑛1 60000 =31∗25.4∗90 60000 =1.18(m/s) Ft=1000∗2.68 1.18 =2271(N)
Fv: lực căng do lực ly tâm sinh ra: Fv=q*v2=2.6*1.182=3.62(N) F0: lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra
F0=9.81*kf*q*a=9.81*1*2.6*0.772=19.69(N) Kf=1: bộ truyền nằm ngang
S= 56700
1.7∗2271+19.69+3.62=14.59
Theo bảng 5.10 trang 86 [2] với n=90v/ph chọn [𝑠]=8.2 S=14.59>[𝑠]=8.2
Vậy bộ truyền xích đảm bảo độ bền. 3.2.4. Đường kính đĩa xích d2=d1= 𝑝 𝑠𝑖𝑛(𝜋 𝑧1) = 25.4 𝑠𝑖𝑛(31𝜋)=251(mm) da1=da2=p*(0.5+cotg𝜋 𝑧1)=25.4*(0.5+cotg𝜋 31)=262.47 (mm) Với r=0.5025*dl+0.05=0.5025*15.88+0.05=8,03(mm)
Tra bảng 5.2 trang 78 [2] vơi p=25.4 ta có dl=15.88 (mm) df1=df2=d1-2*r=251-2*8.03=234.94 (mm)
Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc của đĩa xích Theo công thức 5.18 trang 87 [2]:
𝜎𝐻=0.47*√𝑘𝑟∗(𝐹𝑡∗𝑘đ+𝐹𝑣đ)∗𝐸
𝐴∗𝑘𝑑 ≤ [𝜎𝐻] [𝜎𝐻]: ứng suất tiếp xúc cho phép MPa
Fvđ: lực va đập trên 1 dãy xích (m=1 số dãy xích)
Fvđ=13*10-7*n1*p3*m=13*10-7*90*25.43*1=1.9(N) Kđ=1 hệ số phân bố khơng đều tải trọng cho 1 dãy
E=2.1*105 (MPa) Modun đàn hồi
Kr=0.36 hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích (z1=31) A=180 (mm2) diện tích chiếu mặt tựa bản lề A
𝜎𝐻=0.47*√0.36∗(2271∗1+1.9)∗2.1∗105
180∗1 =459.21(MPa)
Như vậy dùng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB170 sẽ đạt ứng suất tiếp xúc cho phép [𝜎𝐻]=500MPa đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho răng đĩa 1.
Tương tự với 𝜎𝐻<[𝜎𝐻] với cùng vật liệu và nhiệt luyện.
3.2.5. Lực tác dụng lên trục
Theo công thức 5.20 trang 88, [2] ta có: Fr=kx*Ft Trong đó:
Kx=1.15 hệ số kể đến trọng lượng xích khi bộ truyền nằm ngang hoặc nghiêng một góc <40°
Ft=2271(N)
Fr=1.15*2271=2611.65(N)
3.3. Tính tốn thiết kế bộ truyền bánh răng
Vì truyền động bánh răng hở và không được bôi trơn kiên tục nên ta thiết kế bộ truyền bánh răng theo sức bền uốn.
3.3.1. Chọn vật liệu
Vì tải trọng va đập nhẹ và cơng suất nhỏ thì chọn vật liệu có độ rắn HB≤350. Bánh răng được thường hố hoặc tơi cải thiện.
Bánh nhỏ Thép 45 tôi cải thiện Độ rắn HBI=241÷285
σbI = 850MPa σchI = 580MPa
Bánh lớn Thép 45 tơi cải thiện Độ rắn HBII=192÷ 240
σbII = 850MPa σchII = 450MPa
Bảng 3. 2Thông số vật liệu bánh răng
- Chọn độ rắn bánh răng nhỏ HBI=250 - Chọn độ rắn bánh răng lớn HBI=240
3.3.2. Xác định ứng suất cho phép
❖ Ứng suất tiếp xúc cho phép
Theo công thức 6.33 trang 222 [3]: [𝜎𝐻]=𝜎0𝐻𝑙𝑖𝑚*0.9∗𝐾𝐻𝐿
𝑆𝐻
Với 𝜎0𝐻𝑙𝑖𝑚: giới hạn mỏi tiếp xúc tương ứng với chu kì cơ sở NHO=30HB2.4
Ta có: 𝜎0𝐻𝑙𝑖𝑚=2HB+70
𝜎0𝐻𝑙𝑖𝑚𝐼=2*250+70=570(MPa) 𝜎0𝐻𝑙𝑖𝑚𝐼𝐼=2*240+70=550(MPa)
SH=1.1: hệ số an tồn tra bảng 6.2 trang 94 [2] KHL: Hệ số tuổi thọ
KHL= √𝑁𝐻𝑂 𝑁𝐻𝐸
𝑚𝐻
Với mH=6: bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc NHO: số chu kì làm việc cơ sở, NHO=30HB2.4
NHOI=30*2502.4=1.71*107 NHOII=30*2402.4=1.55*107
NHE: Số chu kì làm việc tương đương Với chế độ làm việc tải trọng thay đổi liên tục.
NHE=KHE*𝑁𝚺 (công thức 6.10 trang 95 [2]) KHE=0.125 (bảng 6.4 trang 95 [2]) 𝑁𝚺=60*c*n*t
c: số lần ăn khớp trong một vòng n: số vòng quay trong một phút t= 5*365*2=3650 (giờ)
𝑁𝚺𝐈=60*1*370*3650=81030000 𝑁𝚺𝐈𝐈=60*1*90*3650=19710000 NHEI=0.125*81030000=1.01*107 NHEII=0.125*19710000=2.4*106 Vậy KHLI= √𝑁𝐻𝑂𝐼 𝑁𝐻𝐸𝐼 𝑚𝐻 =√1.71∗107 1.01∗107 6 =1.1 KHLII= √𝑁𝐻𝑂𝐼 𝑁𝐻𝐸𝐼 𝑚𝐻 =√1.55∗107 2.4∗106 6 =1.36 Suy ra, ứng suất tiếp xúc cho phép:
[𝜎𝐻𝐼]=570*0.9∗1.1
1.1 =513(MPa) [𝜎𝐻𝐼𝐼]=550*0.9∗1.36
1.1 =612(MPa)
❖Ứng suất uốn cho phép [𝜎𝐹]=𝜎0𝐹𝑙𝑖𝑚*𝐾𝐹𝐿 𝑆𝐹 Theo bảng 6.2 trang 94 [2]: 𝜎0𝐹𝑙𝑖𝑚=1.8HB 𝜎0𝐹𝑙𝑖𝑚𝐼=1.8*250=450(MPa) 𝜎0𝐹𝑙𝑖𝑚𝐼𝐼 =1.8*240=432(MPa) SF=1.75, bảng 6.2 trang 94 [2] Hệ số tuổi thọ: KFL= √𝑁𝐹𝑂 𝑁𝐹𝐸 𝑚𝐹
NFO=4*106: hệ số chu kì cơ sở
mF=6: bậc của đường cong mỏi khi thử về uốn NFE=KFE*𝑁𝚺: số chu kì làm việc tương đương KFE=0.038, Bảng 6.4 trang 95 [2]
Tương tự tính ở ứng suất tiếp xúc
NFEI=0.038*81030000=3*106 NFEII=0.038*19710000=0.75*106 Vậy KFLI=√4∗106 3∗106 6 =1.05 ; KFLII=√ 4∗106 0.75∗106 6 =1.32 Suy ra ứng suất uốn cho phép
[𝜎𝐹𝐼]=450*1.05
1.75=270 (MPa) [𝜎𝐹𝐼𝐼]=432*1.32
1.75=325.8 (MPa) Vậy chọn ứng suất uốn cho phép [𝜎𝐹]=270 (MPa)
3.3.3. Chọn số răng z
3.3.4. Tính tốn hệ số dạng răng
Theo công thức 6.80 trang 236 [3] YF= 3.47+13.2 𝑍 -27.9𝑥 𝑍 +0.092x2 X=0: hệ số chỉnh dịch Bánh bị dẫn: YFI= 3.47+13.2 30=3.91 Bánh dẫn: YFII= 3.47+13.2 120=3.58 So sánh đặc tính độ bền uốn: Bánh dẫn: [𝜎𝐹𝐼] 𝑌𝐹𝐼=270 3.91=69.05 Bánh bị dẫn: [𝜎𝐹𝐼𝐼] 𝑌𝐹𝐼𝐼=325.8 3.58 =91
Vậy ta tính tốn thiết kế theo bánh dẫn vì có độ bền thấp hơn bánh bị dẫn
3.3.5. Chọn hệ số chiều rộng bánh răng 𝛙𝒃𝒅 và hệ số xét đến sự phân bố tải trọng không đều theo chiều rộng vành răng 𝑲𝑭𝜷 trọng không đều theo chiều rộng vành răng 𝑲𝑭𝜷
Theo bảng 6.16 trang 236 [3], 𝛙𝒃𝒅=0.8
Theo bảng 6.4 trang 210 [3], 𝐾𝐹𝛽=1.05
3.3.6. Xác định momen theo độ bền uốn
Theo cơng thức tính 6.79b trang 236 [3] m=1.4√ 𝑇1∗𝐾𝐹𝛽∗𝑌𝐹 𝑧1∗𝛙𝑏𝑚∗[𝜎𝐹] 3 =1.4√𝑇1∗𝐾𝐹𝛽∗𝑌𝐹𝐼 𝑍12∗𝛙𝒃𝒅∗[𝜎𝐹𝐼] 3 =1.4√73560.8∗1.05∗3.91 302∗0.8∗270 3 =1.62 Theo tiêu chuẩn chọn m=2
3.3.7. Xác định kích thước bộ truyền bánh răng
- Đường kính vịng chia d1=z1*m=30*2=60 (mm) d2=z2*m=120*2=240 (mm) - Khoảng cách trục aw=𝑑1+𝑑2 2 =60+240 2 =150 (mm) - Đường kính vịng lăn: dw1=2∗𝑎𝑤 𝑈+1 =2∗150 4+1=60 (mm) - Chiều rộng bánh răng: Bánh bị dẫn: b2= 𝛙𝒃𝒅*dw1=0.8*60=48 (mm) Bánh dẫn: b1=b2+5=48+5=53 (mm)
3.3.8. Chọn cấp chính xác và vgh Theo bảng 6.3 trang 204 [3], chọn cấp chính xác 9, vgh=3 (m/s) Theo bảng 6.3 trang 204 [3], chọn cấp chính xác 9, vgh=3 (m/s) 3.3.9. Xác định lực tác dụng lên bộ truyền Lực vòng: Ft1=Ft2=2∗𝑇1 𝑑1 =2∗73560.8 60 =2452.02(N) Lực hướng tâm: Fr1=Fr2=Ft1*tg𝛼𝑤=2452.02*tg20=892.46(N) Lực pháp tuyến tại đỉnh răng
Fn= 𝐹𝑇
𝑐𝑜𝑠20=2452.02
𝑐𝑜𝑠20 =2609.38(N) Theo bảng 6.2 trang 196 [3]
Bảng 3. 3 thơng số hình học bánh răng
3.3.10. Tính tốn giá trị ứng suất uốn tại chân răng
Theo công thức 6.78 trang 235 [3] 𝜎𝐹=𝑌𝐹∗𝐹𝑡∗𝐾𝐹𝑉 𝑏𝑤∗𝑚 =3.91∗2452.02∗1.58 80∗2 =94.67(MPa)< [𝜎𝐹]=270(MPa) KFV=1.58 (tra bảng 6.5 trang 211 [3]) Đảm bảo độ bền uốn 3.4. Tính trục 3.4.1. Chọn vật liệu
Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 tơi có 𝜎𝑏=600 MPa Ứng suất uốn cho phép [𝜏]=12÷20 MPa
3.4.2. Xác định sơ bộ đường kính trục cắt chính
Theo cơng thức 10.9 trang 188 [2] đường kính trục thứ k với k=1÷3 d≥ √ 𝑇 0.2∗[𝜏] 3 T1=73560.8 N.mm; [𝜏]=30 MPa T2=284377.78 N.mm T3=272705.5 N.mm Do đó ta có đường kính sơ bộ các trục: d1=√73560.8 0.2∗30 3 =23.05 (mm)
d2=√284377.78 0.2∗30 3 =36.18 (mm) d3=√272705.5 0.2∗30 3 =35.68 (mm)
3.4.3. xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực
- chiều dài mayo bánh răng trụ trục 1 (trục dao)
lm= (1.2÷1.5) *d1= (1.2÷1.5) *23.05= (27.66÷34.575) → chọn lm=30 (mm) - Khoảng cách giữa các chi tiết quay: k1=10 (mm)
- Khoảng cách giữa các gối đỡ và đai:
lc12=0.5*(lm12+b0) +k3+hn=0.5*(30+17) +10+15=48.5(mm), chọn l=80 (mm) - Khoảng cách giữa bánh răng và gối đỡ:
lc12=0.5*(lm13+b0) +k3+hn=0.5*(30+17) +10+15=48.5(mm), chọn l=50 (mm) - Khoảng cách giữa các ổ bi trên trục:
L11=ldao+b0+k1+k2=280+17+10+15=322 (mm), chọn l11=340 (mm) Với k3=k2=15; hn=15 tra bảng 10.3 trang 189 [2]
b0=17 mm: bề rộng ổ lăn, bảng 10.2 trang 189 [2] Chọn ldao=280 (mm)>bề rộng họng thái b=250(mm)
3.4.4. Xác định trị số và chiều các lực tác dụng lên trục
❖TRỤC DAO
Chọn chiều quay và đặt lực như hình vẽ: