Công suất trên từng trục được xác định như sau :
− Công suất trên trục I: là công suất của hộp chạy dao :Ncd = 0,04.Ntđ
N1= 0,04.Ntc ì ηổl x η br = 0,04.2,47 ì 0,99 ì 0,95 = 0,093 (Kw)
− Công suất trên trục II:
N2=N1 ì η br ì ηổl = 0,093 ì 0,95 ì 0,99 = 0,087 (Kw)
− Công suất trên trục III :
N3= N2 ì ηbr ì η ổl = 0,087 ì 0,952 ì 0,99 = 0,078 (Kw)
− Công suất trên trục IV :
N4 = N3 ì η br ì η ổl = 0,078 ì 0,95 ì 0,99 = 0.073 (Kw)
− Công suất trên trục V :
N5 = N4 ì η bv ì η ổl = 0,073 ì 0,9 ì 0,99 = 0,065 (Kw) Tính toán sơ bộ trục :
Số vòng quay nhỏ nhất trên các trục : nI = ntc.25/65 = 25
5 , 65 8 . 25 25 . min
min = I I−II = =
II n i
n (vòng/phút)
54 5 . 36 5 , 8 . min
min
min = II II−III = =
III n i
n (vòng/phút)
63 2 . 25 5 . min
min
min = III III−IV = =
IV n i
n (vòng/phút)
04 , 50 0 . 1 2 . min
min
min = IV IV−V = =
V n i
n (vòng/phú)
Số vòng quay lớn nhất trên các trục :
nI = n0 = ntc. 25/65 = 28 (vòng/phút)
65 11 . 25 28 . max
max = I I−II = =
II n i
n (vòng/phút)
45 =
=
= II II−III
III
36 16 . 54 11 . max
max
max = III III−IV = =
IV n i
n (vòng/phút)
3 , 50 0 16 1 . max
max
max = IV IV−V = =
V n i
n (vòng/phút)
Tốc độ tính toán động lực học cho các trục : Ta có : ntính = nmin.4
min max
n n Tính mômen xoắn trên các trục :
Ta có : Mx = 9,55 . 106 ntênh
N Tính đường kính sơ bộ các trục :
Theo công thức thiết kế chi tiết máy ta có : Dsb ≥ C .3
ntênh
N ; (mm)
Vì mômen xoắn trên trục cuối hộp chạy dao lớn nên ta tính đường kính sơ bộ theo công thức :
Dsb ≥ .3 0,1.(1M−βx 4)[ ]δ (mm)
Với C : hệ số tính toán ; C = 110 ÷ 130 ; ta chọn : C = 120 Bảng động lực học hộp tốc độ :
Tổng hợp các số liệu vừa tính trên ta lập được bảng động lực học hộp tốc độ như sau :
Bảng 3.2 : bảng động lực học hộp tốc độ
Trục nmin(v/ph) nmax(v/ph) ntính(v/ph) N(KW) Mx(N.mm) Dsb(mm) Dchọn(mm)
I 25 28 25,7 0,093 34558 18.4 20
II 8,5 11 9 0,087 92316 24,5 25
III 5 11 6,1 0,078 122114 28 30
IV 2 16 3,4 0,073 205044 33 35
V 0,04 0,3 0,07 0,065 3867857 37 40
Do yêu cầu truyền mômen xoắn lớn, làm việc êm và độ bền cao. Nên ta chọn loại đai hình thang cho máy thiết kế.
Sơ đồ tiết diện đai thang :
Hình 3.1 : sơ đồ tiết diện đai 3.3.1.Chọn loại đai
a0 = 14 a = 17
h0 = 4,1 h = 10,5 f = 138
3.3.2. Định đường kính bánh đai :
Đường kính D1 của bánh đai nhỏ được chọn theo bảng 5.14 D1 = 100 (mm)
Kiểm nghiệm vận tốc của đai theo điều kiện sau đậy : V (30 35)(m/s)
1000 . 60
n . D
V= π. 1 1 ≤ max = ÷ Ta có :
VA = 7,6
1000 . 60
1430 . 100 . 14 ,
3 = <Vmax = (30÷35) (m/s) Vậy điều kiện được thỏa mãn .
Đường kính bánh đai lớn được tính theo công thức . D2 =
n0
ndc
. D1 (1 - ξ) . Trong đó :
nđc = 1430 (vòng/phút)
ξ= 0,02 . Hệ số trượt của đai hình thang . Vậy :
D2 = 1038
1430. 100(1 - 0,02) = 140 (mm) Kiểm nghiệm lại số vòng quay :
Với đường kính đã có ta xác định lại số vòng quay thực n2' của bánh bị dẩn trong 1 phút theo công thức 5 - 8 [ ]4 :
'
n2 = (1 -ξ)
2 1
D D .n1
Ta có :
'
n2 = (1 - 0,02) . .1430 1011( / ). 140
100 = v ph
Xét sai số giữa số vòng quay tính được so với số vòng quay đã có . Ta có sai số :
% 6 . 2
% 100 1038 .
1011
% 1038 100
2 . 2
2 − = − =
=
∆ n
n n n
∆n = 0,3 % < 5 %
Vậy việc chọn đường kính đai là hợp lý . 3.3.3. Sơ bộ chọn khoảng cách trục A :
Khoảng cách trục A phải thoả mãn điều kiện : 0,55(D1 + D2) + h ≤ A ≤ 2(D1 + D2) i = 1 ⇒ A = 1,5 D2
i = 2 ⇒ A = 1,4D2
⇒A= 1,4. D2 = 1,36 . 140 = 194(mm) . 0,55(100 + 140) + 10,5 ≤193≤2(100 + 140) Hay : 142,25 ≤193≤ 480 là đúng
Vậy điều kiện được thỏa mãn .
3.3.4. Định chính xác chiều dài đai L và khoảng các trục A : Chiều dài đai được xác định theo công thức 5 - 1 [4] :
A 4
) D D ) ( D D 2( A 2
L= +π 2 + 1 + 2 − 1 2 L = 2 . 194
194 . 4
) 100 140 ) ( 140 100 2 ( 14 ,
3 + + − 2
L = 763 (mm) .
Chiều dài đai qua lớp trung hoà:
L = 763 + 40 = 803(mm)
Chiều dài đai chọn phải thỏa mãn điều kiện số vòng chạy của đai trong một giây phải nhỏ hơn 10(m/s) công thức kiểm tra 5 - 20 [4] :
L
u = 70,,85 =9,1 < umax = 10(m/s) . Vậy chiều dài đai chọn được thừa món .
Khoảng cách trục A được tính chính xác theo chiều dài đai dựa vào : ( công thức 5 - 2 [1] ) :
8
) D D ( 8 ) D D ( L 2 ) D D ( L A 2
2 1 2 2
1 2 1
2 + + − + − −
= −π π
A =
8
) 100 140 ( 8 )]
100 140 ( 14 , 3 803 . 2 [ ) 100 140 ( 14 , 3 803 .
2 − + + − + 2 − − 2
A = 210 (mm) .
3.3.5. Xác định và kiểm nghiệm góc ôm :
Góc ôm của dây đai xác định theo công thức 5 – 3[4] : α1 = 1800 - D2A−D1.570
α2 = 1800 + D2A−D1570
Kiểm nghiệm góc ôm theo điều kiện α1/ 2 ≥ 1200 . Ta có :
α1 = 1800 - .570 210
100 140−
= 1690 > 1200 α2 = 1800 + .570
210 100 140+
= 191> 1200 Vậy ta xác định được góc ôm và thỏa mãn điều kiện . 3.3.6. Xác định số đai cần thiết :
Số đai được xác định theo điều kiện tránh xảy ra trượt trơn giữa đai và bánh đai theo công thức 5 – 22[4] :
F C C C V
Z N
V t
p] . . .
[
1000
α
σ 0
≥ Trong đó :
F . Diện tích tiết diện đai , (mm) . F = 138 (mm2) .
V . Vận tốc đai (m/s) . V = 10,6 (m/s) .
[σP]0 . Ưng suất có ích cho phép (N/mm2) . Ct - Hệ số xét đến ảnh hưởng của tải trọng . Cα - Hệ số xét đến ảnh hưởng của góc ôm . CV - Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc . N - Công suất truuyền (KW)
N = 3(KW)
D1 = 100 ⇒ [SP]0 = 1,51 Tra bảng 5 – 18[4] ta xác định được :
Cα = 0,98 CV = 1 Ct = 0,7 Vậy ta có :
Z = 10,5.1,51.01000,8.0,.953.1,02.138 =2,5 Chọn : Z = 3.
Số đai Z không nên lấy quá 8 đai vì càng nhiều đai thì tải trọng phân bố cho mỗi đai không đều . Do đó ta chọn loại đai khi sử dụng là hợp lý.
3.3.7. Xác định các kích thước chủ yếu của bánh đai : Vật liệu làm bánh đai là gang GX28-48.
Hình 3.2 : kích thước bánh đai Các kích thước tra theo bảng 10 - 3 Ta có :
Loại đai € h0 = 5 e = 16 t = 20 S = 12,5 K = 7,5(mm2) Các kích thước khác tính theo công thức . Chiều rộng đai :
B = (Z - 1)t + 2S (mm)
B = (3 - 1).20 + 2.12,5 = 65(mm) .
Đường kính ngoài của bánh đai : Dn = D + 2h0(mm) D n1 = 100 + 2. 5 = 110(mm)
Đường kính trong của bánh đai : Dt = Dn - 2e Dt1 = D n1 - 2e = 100 - 2.16 = 68 (mm) . Dt2 = D n2 - 2e = 139 - 2.16 = 107(mm) . 3.3.8. Tính lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục :
Lực căng ban đầu đối với mỗi đai :
S0 = σ0 . F = 1,3 . 138 = 179 (N) . Lực tác dụng lên trục :
R = 3 .S0.Zsin(α1/2) = 3.179.3.sin(85,70) = 968 (N) . 3.4. THIẾT KẾ MỘT BỒ TRUYỀN BÁNH RĂNG
Chọn cặp bánh răng i5 = 54 36 : 3.4.1. Chọn vật liệu :
Bánh răng nhỏ : Thép 40 thường hoá
σb = 560 N/mm2 ; σch = 280 N/mm2 ; HB = 190
( Giả thiết đường kính phôi dưới 120 mm ) (bảng 3.8 [1]) Bánh răng lớn : Thép 35 thường hoá
σb = 500 N/mm2 ; σch = 260 N/mm2 ; HB = 150
( Giả thiết đường kính phôi từ 120 đến 150 mm ) (bảng 3.8 [1]) 3.4.2. Định ứng suất cho phép :
Ứng suất tiếp xúc :
[σ ]tx = [σ ]Notx . K’n (công thức 3.1[1]) Trong đó :
[σ ]Notx - ứng suất tiếp xúc cho phép (N/mm2) khi bánh răng làm việc lâu dài , phụ thuộc vào độ rắn HB, HRC
K’n - Hệ số chu kì ứng suất tiếp xúc , tính theo công thức : K’n =
td o
N N Với :
No - Số chu kì cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc Ntđ - Số chu kì tương đương
Ntđ = 60.u.n.T (công thức 3.3[1])
Trong đó :
u = 1 - Số lần ăn khớp của 1 răng khi bánh răng quay 1 vòng T - Tổng thời gian làm việc (giờ)
Giả sử thời gian làm việc là 6 năm, mỗi năm 300 ngày mỗi ngày 8 giơ 2 ca . Vậy T = 6.300.8.2 = 28800 ( giờ )
n = 28 - Số vòng quay trong 1 phút của bánh răng
Vậy số chu kì làm việc của bánh lớn :N2 = 60.1.28.28800 = 48,3.107 Số chu kì làm việc của bánh nhỏ : N1 = i.N2 = 1,5.48,3.107 = 72,6.107
No = 20.107 (bảng 3 . 6[1]) Như vậy N1,N2 đều lớn hơn No nên ta lấy k’n = 1 Ưng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ :
[σ ]tx1 = [σ ]Notx.k’n
Với : [σ ]Notx = 2,6.HB = 2,6.170 =442 (N/mm2 ) Suy ra : [σ ]tx1 = 442.1 = 442 ( N/mm2 )
Ưng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn : [σ ]tx2 = 2,6.150.1 = 390 ( N/mm2 ) Ứng suất uốn :
[σ ]u =
σ
σ k n
kN .
. . 6 ,
1 −1 '
( công thức 3.5[1]) Giới hạn bền mỏi :σ -1 = 0,45.σbk
Bánh nhỏ : σ-1 = 0,45.560 = 240 N/mm2 Bánh lớn : σ-1 = 0,45.500 = 215 N/mm2 Hệ số an toàn n=1,5
Hệ số dập chân răng : Kσ=1,8
K’n - Hệ số chu kì ứng suất tiếp xúc , tính theo công thức :
td o
N N
m N k" = Với :
m - bậc đường cong mỏi uốn.
No - Số chu kì cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc Ntđ - Số chu kì tương đương
Ntđ = 60.u.n.T (công thức 3.3[1]) Trong đó :
u = 1 - Số lần ăn khớp của 1 răng khi bánh răng quay 1 vòng T - Tổng thời gian làm việc (giờ)
Giả sử thời gian làm việc là 6 năm, mỗi năm 300 ngày mỗi ngày 8 giơ 2 ca . Vậy T = 6.300.8.2 = 28800 ( giờ )
niv = 28 - Số vòng quay trong 1 phút của bánh răng
Vậy số chu kì làm việc của bánh lớn :N2 = 60.1.28.28800 = 48,4.107 Số chu kì làm việc của bánh nhỏ : N1 = i.N2 = 1,5.48,4.107 = 72,6.107 Số chu kì cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc
No =107 (bảng 3.6[1])
Như vậy N1,N2 đều lớn hơn No nên ta lấy k’’n = 1
Bánh nhỏ :[ ] 124( / )
8 , 1 . 5 , 1
1 . 240 . 3 ,
1 2
1u = = N mm
σ
Bánh lớn : [ ]σ u2 =1,13,.5215.1,8.1=112(N/mm2) 3.4.3. Sơ bộ chọn hệ số tải trọng :
Ksb = 1,3÷1,5 Chọn ksb = 1,4