ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY

Phần I : Chọn động cơ điện và phân phối tỉ số truyền. I.Chọn động cơ : 1.Công suất cần thiết : a.Xác định động cơ : Pct = Ta có yêu cầu Pdc > PYC PYC= Trong đó : ç _ hiệu suất của bộ truyền . ç= çol3çbr2çk. .çx..çot çk =1. Hiệu suất của khớp nối . çbr =0.97. Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ . çx=0,96. Hiệu suất bộ truyền xchs để hở . çol=0,993. Hiệu suất của cặp ổ lăn . çot=0,98. Hiệu suất của cặp ổ trượt . ç = 0,99330,9720,96.0,98.1 = 0,867 Pct – Công suất cần thiết trên trục động cơ . Với tải trọng thay đổi ta có : â = = = 0,93. Pct = = 4.851(kw). Pyc = =5,2(kw). b.Xác định động cơ điện: Ta có:nsb=nct.usb. nct_số vòng quay trên trục công tác. với: nct = v_vận tốc của băng tải . D_đường kính tang quay. Thay số ta được: nct= = 35,4 (vg/ph). usb=usbhộp.usb btn chọn: usb btn=2,26 usb hộp=12 vậy:usb=2,26.12=27,12 như thế ta có: nsb=35,4.27,12=960(vg/ph). 2.Chọn động cơ : Cần thoả mãn Pđc > PYC nđc nsb = K > = 1,4 = 1,4 Từ các thông số tính toán ở trên tra bảng P1.3 /T237. ta chọn đông cơ điện có các thông số sau : Kí hiệu :4A132S6Y3 Tốc độ : n = 968(v/ph) Công suất động cơ : Pđc=7,5kw =2 Đường kính trục động cơ : ddc=38mm II.Phân phối tỷ số truyền : uch=ndc/nct thay số:uch= chọn ung=2,28. Lúc đó uhộp= Theo yêu cầu bôi trơn , sử dụng hình 3.19(TTTKHDĐCK_T2/43) với c3= 1,3 ta chọn được u1 = 4,26 u2= 12/4,26 = 2,82. III. Tính toán các thông số động học : 1.Tốc độ quay trên các trục : Trục I : n1= nđc = 968 v/ph. Trục II : n2= n1/u1 = 968/4,26 = 227,23 v/ph . Trục III : n3= n2/u2 = 227,23/2,82 = 80,58 v/ph . Trục của tang quay: n4= n3/ux= 80,58/2,28 = 35,34 v/ph . 2.Công suất trên các trục : Trục III : P3= = = 5,16(kw). Trục II : P2= = = 5,36(kw). Trục I : P1= = =5,74(kw). Trục động cơ: Pdc=P1/nol.nk=kw 3.Momem trên các trục : Ti=. Tdc == = 57024(Nmm). T1 = =56629(Nmm). T2 = = 225270(Nmm) T3 = = 611541(Nmm) Tct = = 1310896(Nmm) Từ đó ta có bảng: Trục T.số Động cơ Trục I Trục II Trục III Trục CT U 1 4,26 2,82 2,28 P(Kw) 5,78 5,74/2 5,36 5,16 4,851 n(vg/ph) 968 968227,2380,5845,34 T(Nmm)5702456629/22252706115411310896 Phần II .Tính toán thiết kế các chi tiết máy : I.Thiết kế các bộ truyền : 1.Thiết kế bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc : 1.1.Tính cấp nhanh : a.Chọn vật liệu : Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hoá trong thiết kế , ở đây ta chọn vật liệu cho 2 cấp bánh răng như nhau . Cụ thể theo bảng 6.1 ta chọn : Bánh nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241…285 có ób1=850 MPa , óch1= 580 MPa . Bánh lớn : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192…240 có ób2=750 MPa , óch2= 450 MPa . b.Xác định ứng suất cho phép : b.1.Ứng suất tiếp xúc cho phép : Ứng suất tiếp xúc cho phép được xác địng theo công thức sau : [óH] = (óHlim/ SH).ZR.Zv.KXH Trong đó : SH là hệ số an toàn khi tiếp xúc ZR là hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt . ZV là hệ số xét đến ảnh hưởng của vạn tốc vòng . KXH là hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng . Ta có: óHlim= ó0Hlim.KHL. Chọn sơ bộ ZR.ZV.KXH=1 nên ta có : [óH] = ó0Hlim.KHL/SH Trong đó : ó0Hlim là giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bề mặt bánh răng . KHL là hệ số xét đến ảnh hưởng của chu kì làm việc . Theo bảng 6.2/94 TTTKHDĐCK-T1 với thép 45 tôi cải thiện và thường hoá đạt độ rắn HB 180…350 MPa , ta có : ó0Hlim=2.HB + 70 ; SH = 1,1 ó0Flim=1,8.HB ; SF =1,75 Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1=245 ; bánh lớn HB2=230, ta có : ó0Hlim1=2.245 + 70 = 560 (MPa) ó0Flim1=1,8.245 = 441(MPa) ó0Hlim2= 2.230 + 70 = 530 (MPa) ó0Flim2= 1,8.230 = 414 (MPa)

Phần I : chọn động cơ điện và phân phối tỉ số truyền

ηk =1 Hiệu suất của khớp nối

ηbr =0.97 Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ

ηx=0,96 Hiệu suất bộ truyền xchs để hở

ηol=0,993 Hiệu suất của cặp ổ lăn

ηot=0,98 Hiệu suất của cặp ổ trợt

⇒η = 0,99330,9720,96.0,98.1 = 0,867

Pct – Công suất cần thiết trên trục động cơ

Với tải trọng thay đổi ta có :

β =

ck

t

t T T t T

1 2 + 2 = 0,93.

Pct =

1000

63,0

7700 = 4.851(kw).

Pyc =

867,0

93,0.851,4

63 , 0 60000

= 35,4 (vg/ph)

usb=usbhộp.usb btn

chọn: u =2,26

968 =chọn ung=2,28.

Lúc đó uhộp= 12

28 , 2

34 ,

27 =Theo yêu cầu bôi trơn , sử dụng hình 3.19(TTTKHDĐCK_T2/43) với λ

n4= n3/ux= 80,58/2,28 = 35,34 v/ph

2.Công suất trên các trục :

Trục III : P3=

ot x

Pct

η

η = 0 , 96 0 , 98

851 ,

4 = 5,16(kw)

Trục II : P2=

br ol

P

η

η 3 = 0 , 993 0 , 97

16 ,

5 = 5,36(kw)

Trục I : P1=

br ol

=5,74(kw)

Trục động cơ:

P’dc=P1/nol.nk= 5 , 78

993 , 0

74 ,

P

10 55 ,

=

968

78 , 5 10 55 ,

=56629(Nmm)

T2 =

23 , 227

36 , 5 10 55 ,

= 225270(Nmm)

T3 =

58 , 80

16 , 5 10 55 ,

= 611541(Nmm)

Tct =

34 , 35

851 , 4 10 55 ,

Bánh lớn : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192…240 có σb2=750 MPa , σch2= 450 MPa

b.Xác định ứng suất cho phép :

b.1.ứng suất tiếp xúc cho phép :

ứng suất tiếp xúc cho phép đợc xác địng theo công thức sau :

KHL là hệ số xét đến ảnh hởng của chu kì làm việc Theo bảng 6.2/94 TTTKHDĐCK-T1 với thép 45 tôi cải thiện và thờng hoá đạt độ rắn HB 180…350 MPa , ta có :

σ0

Hlim=2.HB + 70 ; SH = 1,1

σ0

Flim=1,8.HB ; SF =1,75Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1=245 ; bánh lớn HB2=230, ta có :

Ti là momen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét

ti là tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xétVậy với bánh răng lớn ( lắp trên trục II ) ta có :

NHE2 = 60.c∑(T i /Tmax )3

.ti.ni

Thay số vào công thức trên ta có :

3 8 ,

3 8 ,

0 3 3 968.19000 = 9,01.108

Với NHE1 > NHO1 nên ta lấy KHL1= 1

Với NHE2 > NHO2 nên ta lấy KHL2= 1

Vậy sơ bộ xác định đợc:

[σH]1 =

H

HL H

S

K 1

1 lim

σ

= 5601,1.1 = 509(MPa)

[σH]2 =

H HL H

S

K 2

2 lim

σ

= 5301,1.1 = 481,8(MPa)Với cấp nhanh sử dụng răng nghiêng:

[σH]=

2

] [ ] [ σH 1+ σH 2

=

2

8 , 481

Trong đó :

σFlim là giới hạn bền mỏi uốn ứng với chu kì tải trọng NEF

SF là hệ số an toàn lấy bằng 1,75 do bề mặt đợc tôi cải thiện

KFL là hệ số xét đến ảnh hởng của chu kì làm việc

Hệ số chu kì làm việc của bánh răng đợc xác định nh sau :

KFL = 6 N FO /N FE

Số chu kì cơ sở NFO= 6.106 đợc xác định cho mọi loại thép

Còn số chu ki ứng suất thay đổi tơng đơng NFE đợc xác nh sau :

NFE= 60.ci.∑(T i / Tmax )mF

ti.ni

Trong đó :

c là số lần ăn khớp trong 1 vòng quay ta có c = 1

Ti là momem xoắn ở chế độ thứ icủa bánh răng đang xét

n là số vòng quay ở chế độ thứ I của bánh răng đang xét

mF là bậc của đờng cong mỏi khi thử về uốn , ở đây mF = 6 Vậy với bánh răng lớn ( lắp với trục II) ta có :

3 8 ,

S

K 1

1 lim

σ

= 4411,75.1 = 252(MPa)

[σF]2=

H

FL F

S

K 2

2 lim

σ

= 4141,75.1 = 236,57(MPa)ứng suất quá tải cho phép :

Theo (6.10) và (6.11) :

[σH]max=2,8.σch2=2,8.450 = 1260(MPa)

[σF1]max=0,8.σch1=0,8.580 = 464(MPa) [σF2]max=0,8.σch2=0,8.450 = 360(MPa)

c.Tính khoảng cách trục :

♠.Xác định sơ bộ khoảng cách trục , theo (6.15)_I :

aω = ka(u12+1)

ba H

H

u

k T

Ψ

] [

.

12 2

1

σ

β

.Trong đó :

Ka là hệ số phụ thuộc vào vật liệucủa cặp bánh răng và loại răngtra theo bảng 6.5_I ta đợc ka = 43

⇒aω = 43(4,26+1)3

2 4 , 26 0 , 2 4

, 495

046 , 1 5 , 28314

= 117,9(mm)

Lấy aω = 125mm

♠.Xác định các thông số ăn khớp :

Môđun pháp : m = (0,01– 0.02) aω = (0,01– 0,02)125 = 1,25–2,5Theo bảng 6.8 chọn m=2

Chọn sơ bộ góc β = 320 ⇒cos β=0,848

Số răng bánh nhỏ : z1=

) 1 (

cos 2

+

u m

aω β =

) 1 26 , 4 ( 2

32 cos 125

+ = 20,15Chọn z1 = 20

125 2

) 20 85 ( 2

2

) ( 1+ 2 = + =

w

a

Z Z m

) 1 (

Ta có : αt=αtw=arctg(tgα/cosβ)

⇒ αt=αtw= arctg(tg20/cos32,860)=23,270.Vậy βb= arctg(tgβ.cos α

65 , 30 cos

∏

β .Với bw= Ψba.aw=0,2.125=25mm

⇒ εβ=

2 14 , 3

86 , 32 sin

=2,16>1,1

Do đó hệ số trùng khớp đợc tính theo công thức:

ε =[ 1,88 – 3,2 1 + 2  ]

1 1

1 ]cos32,860 α

ε =1,413

⇒ Zε =

413 , 4

1

= 0,841Theo trên ta có KHβ = 1,046

KHα _ hệ số kể đến sự phân bố không đều các tải trọng cho các đôi răng

Với cấp chính xac 9 , bánh răng nghiêng và v = 2,14m/s

Tra bảng 6.14 ta có KHα = 1,13

K

α β

υ

H H

d b H HV

K K T

w W

2

1

1

ư 1

+

=Trong đó:

Chiều rộng vành răng:bw= Ψba.aw=0,2.125=25

u

a v

o H

H δ

υ =Tra bảng 6.15 và bảng 6.16 ta đợc :

002 , 0

125 =1,91Vậy KHV=1+

13 , 1 046 , 1 5 , 28314 2

25 62 , 47 91 ,

⇒KH = KHβ.KHα.KHV =1,046.1,13.1.034 = 1,222.

⇒σH =

62 , 47

841 , 0 536 , 1 274

25 , 4 25

) 1 25 , 4 ( 222 , 1 5 , 28314

= 434,64(MPa)

♠.Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép :

Theo (6.1) với v=2,41m/s,cấp chính xác động học là 8, chọn cấp chính xác về tiếp xúc là 8 khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra = 2,5…1,25μm Do

σ

σ

σ −

=436,84436−,84434,63=0,005

→bộ truyền cấp nhanh đạt độ bền tiếp xúc

e.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn :

ω ω

β ε

υ

F F

d b F

FV T K K

w W

2

1

1

ư 1

o F

F δ

υ =Tra bảng 6.15 và bảng 6.16 ta đợc :

006 , 0

125 =5,725Vậy KFV=1+

157 , 1 137 , 1 5 , 28314 2

25 62 , 47 725 ,

⇒KF = KFβ.KFα.KFV =1,076.1,137.1.157 = 1,415.

Với εα = 1,413

Hệ số trùng khớp của răng Y :

76 , 42 25

76 , 3 765 , 0 707 , 0 415 , 1 5 , 28314 2

F F

Y

59,6576

,3

6,3.51,68

Vậy σF1< [σF1] và σF2<[σF2] Hai bánh răng thoả mãn điều kiện bên uốn

f.Kiểm nghiệm răng về quá tải :

Khi làm việc răng có thể bị quá tải với hệ số quá tải kqt = Tmax/Tdn =2,2 Kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại và ứng suất uốn cực đại

+ σHmax = σH k qt ≤ [σH]max

σH = 434,63MPa

2 , 2 63 , 434

Theo bảng 6.1 ta chọn vật liệu cho cấp chậm Nh sau :

Bánh nhỏ và Bánh lớn: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241…285

có σb=850 MPa , σch= 580 MPa

b.Xác định ứng suất cho phép :

b.1.ứng suất tiếp xúc cho phép :

ứng suất tiếp xúc cho phép đợc xác địng theo công thức sau :

K là hệ số xét đến ảnh hởng của chu kì làm việc

Theo bảng 6.2/94 TTTKHDĐCK-T1 với thép 45 tôi cải thiện và thờng hoá đạt độ rắn HB 180…350 MPa , ta có :

σ0

Hlim=2.HB + 70 ; SH = 1,1

σ0

Flim=1,8.HB ; SF =1,75Chọn độ rắn bánh nhỏ HB3=265 ; bánh lớn HB4=250 , ta có :

Ti là momen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét

ti là tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xétVậy với bánh răng lớn ( lắp trên trục III ) ta có :

3 8 ,

3.8,

0 3 3 227,23.19000 = 2,12.108

Với NHE3 > NHO3 nên ta lấy KHL3= 1

Với NHE4 > NHO4 nên ta lấy KHL4= 1

Vậy sơ bộ xác định đợc:

[σH]3 =

H

HL H

S

3 lim

σ

= 1,1

1.600 = 545,45(MPa)

[σH]4 =

H

HL H

S

4 lim

σ

= 1,1

1.570 = 518,18(MPa)Với cấp chậm sử dụng răng thẳng:

[σH]= min([σH]3 ,[σH]4 )=518,18(MPa)

b.2.ứng suất uốn cho phép đợc xác định bởi công thức sau :

Trong đó :

σFlim là giới hạn bền mỏi uốn ứng với chu kì tải trọng NEF

SF là hệ số an toàn lấy bằng 1,75 do bề mặt đợc tôi cải thiện

YS = 1,08 – 0,16lgm là hệ số xét đến ảnh hởng của kích thớc răng

KXF là hệ số xét đến ảnh hơng của kích thớc bánh răng Với bộ truyền quay 1 chiều KFC=1

Chọn sơ bộ YR.YS.KXF =1 ⇒[σF] = σFlim/SF

Do giới hạn bền mỏi uốn ứng với chu kì chịu tải NFE đợc xác định nh sau :

σFlim = σ0

Flim.KFL

Trong đó :

σ0 Flim là giới hạn bền mỏi uốn của bề mặt răng

KFL là hệ số xét đến ảnh hởng của chu kì làm việc

Hệ số chu kì làm việc của bánh răng đợc xác định nh sau :

KFL = 6 N FO /N FE

Số chu kì cơ sở NFO= 6.106 đợc xác định cho mọi loại thép

Còn số chu ki ứng suất thay đổi tơng đơng NFE đợc xác nh sau :

NFE= 60.ci.∑(T i / Tmax )mF

ti.ni

Trong đó :

c là số lần ăn khớp trong 1 vòng quay ta có c = 1

Ti là momem xoắn ở chế độ thứ icủa bánh răng đang xét

ni là số vòng quay ở chế độ thứ I của bánh răng đang xét

mF là bậc của đờng cong mỏi khi thử về uốn , ở đây mF = 6 Vậy với bánh răng lớn ( lắp với trục III) ta có :

3 8 ,

S

K 3

3 lim

σ

= 4771,75.1 = 272,57(MPa)

[σF]4=

H

FL F

S

K 4

4 lim

σ

= 4501,75.1 = 257,14(MPa)ứng suất quá tải cho phép :

Theo (6.10) và (6.11) :

[σ ] =2,8.σ =2,8.580 = 1624(MPa)

[σF3]max=0,8.σch=0,8.580 = 464(MPa) [σF4]max=0,8.σch=0,8.580 = 464(MPa).

c.Tính khoảng cách trục :

♠.Xác định sơ bộ khoảng cách trục , theo (6.15)_I :

aω = ka(u23 + 1)

ba H

H

u

K T

ψ σ

β 23 2

2

] [

, 518

021 , 1 225270

= 172,51(mm)

♠.Xác định các thông số ăn khớp :

Môđun pháp : m = (0,01– 0.02) aω = (0,01– 0,02)172,51 = 1,72–3,45

Theo bảng 6.8 chọn m=2,5

Với bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng , ta có β = 00

Số răng bánh nhỏ : z3=

) 1 (

cos 2

23 +

u m

aω β =

) 1 82 , 2 ( 5 , 2

0 cos 51 , 172

+ = 36,13Chọn z3 = 36

4 3

1 1

⇒ Zε =

3

842 , 1

K

α β

υ

H H

d b H HV

K K T

w W

2

1

2

ư 3

+

=Trong đó:

Chiều rộng vành răng:bw= Ψba.aw=0,4.175=70

.

u

a v

o H

H δ

υ =Tra bảng 6.15 và bảng 6.16 ta đợc :

006 , 0

175 =3,75Vậy KHV=1+

1 021 , 1 225270

2

70 38 , 91 75 ,

⇒KH = KHβ.KHα.KHV =1,052.1.1,021= 1,074.

σH = 274.191,693,38.0,848

83 , 2 70

) 1 83 , 2 ( 074 , 1 225270

= 401,77(MPa)

♠.Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép :

Theo (6.1) với v=1,09m/s,cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về tiếp xúc là 8 khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra = 2,5…1,25μm Do

σ

σ

σ −

=421,87421−,87401,77 =0,05

→bộ truyền cấp nhanh đạt độ bền tiếp xúc

e.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn :

Theo (6.43)_ I :

F

σ = T b K F d Y Y m Y F

.

2

1

1 1

ω ω

β ε

υ

F F

d b F FV

K K T

w W

2

1

2

. ư 3

+

=Trong đó:

a v

o F

F δ

υ =Tra bảng 6.15 và bảng 6.16 ta đợc :

016 , 0

175 =10,01Vậy KFV=1+

09 , 1 1 225270

2

70 38 , 91 01 , 10

, 2 38 , 91 70

294 , 3 765 , 0 707 , 0 23 , 1 225270

Y

σ =

25,65294

,3

478,3.8,61

Vậy σF3< [σF3] và σF4<[σF4]

Hai bánh răng thoả mãn điều kiện bên uốn

f.Kiểm nghiệm răng về quá tải :

Khi làm việc răng có thể bị quá tải với hệ số quá tải kqt = Tmax/Tdn =2,2 Kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại và ứng suất uốn cực đại

+ σHmax = σH k qt ≤ [σH]max

σH = 421,88MPa

2 , 2 88 , 421

255 = 1,26 ∈(1,1 – 1,3)

⇒Tho¶ m·n ®iÒu kiÖn vÒ b«i tr¬n

2.ThiÕt kÕ bé truyÒn ngoµi Bé truyÒn xÝch

TÝnh l¹i tû sè truyÒn cña bé truyÒn xÝch :

u ch

=

83 , 2 25 , 4

34 , 27

= 2,27C¸c th«ng sè cña bé truyÒn :

P = P3 =5,16Kw

n = n3= 80,58 v/ph

Ka hệ số xét đến khoảng cách trục và chiều dài xích : Ka = 1( a = 40p )

Kđc hệ số xét đến ảnh hởng của việc điều chỉnh lực căng xích : Kđc=1

Kb hệ số xét đến ảnh hởng của điều kiện bôi trơn , lấy Kb=1

Kc hệ số xét đến chế độ làm việc của bộ truyền Với bộ truyền làm việc 2

ca Kc=1,25

Kđ hệ số tải trọng động , kể đến tính chất của tải trọng

Với tải trọng va đập vừa Kđ=1,2

2

2 1 2

4 Π

−

=

75 , 31

1270

75 , 31 ) 25 57 (

2

2

Π

−

−

2 1 2

2 2 1 2

2 2

Z Z Z

Z X Z

+

−

2 2

25 57 2 2

57 25 122 2

57 25 122

58 , 80 25

s =

32 , 4 67 , 189 4640 7 , 1

88500

+

Nh vậy s > [s] , xích đảm bảo về quá tải

2.4.Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc của xích :

σH =

d

vd d t r

K A

E F K F K

E môđun đàn hồi của vật liệu E=2,1.105(MPa)

A diện tích chiếu của bản lề Bảng 5.12 ⇒với p =31,75 ta có A =

446(mm2)

Thay các thông số trên vào công thức ta có :

σH1 = 0,47

7 , 1 446

10 1 , 2 ).

7 , 6 2 , 1 4840 ( 42 ,

σH2= 0,47

7 , 1 446

10 1 , 2 ).

95 , 2 2 , 1 4840 ( 226 ,

Ta chọn theo chiều dài tiêu chuẩn d1 = 40mm

♣.Đờng kính trục 2 là trục trung gian chọn [τ 2]=15MPa:

d2sb ≥ 3

2

2

] [ 2 ,

225270

= 42,18(mm)Chọn d2= 50mm

♣.Đờng kính trục 3 là trục ra của hộp giảm tốc chọn [τ 3]=18MPa :

d3sb ≥ 3

3

3

] [ 2 ,

0 τ

T

= 3

18 2 , 0

611541

= 55,38(mm)Chọn d3sb = 60mm,

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

♣.Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm dặt lực :

Chiêu dài trục cũng nh khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực phụ thuộc vào sơ đồ động , chiều dài may ơ của các chi tiết quay , chiều rộng ổ

Lấy lm32=75mm

-nửa khớp nối:

lm12=(1,4…2,5)d1sb=(1,4…2,5)40

lấy lm12=70mm

♣.Các kích thớc liên quan đến chiều dài trục chọn :

Khoảng cách từ mặt cạnh chi tiết quay đến thành trong của hộp k1 = 10mm

Khoảng cách từ mặt cạnh ổ đến thành trong của hộp k2 = 10mm

Khoảng cách từ mặt cạnh chi tiết quay đến nắp ổ k3 = 15mm

Chiều cao nắp ổ và đâu bulông hn=18mm

Dựa vào các công thức trong bảng 10.4 và hình 10.7 ta xác định khoảng cách các điểm đặt lực cho trục hai rồi dựa vào kết cấu của hộp giảm tốc ta xác định khoảng cách các điểm đặt lực cho các trục còn lại

=

62,47

5,28314

2

=1189,2(N)Víi αtw=23,4270;β =32,860

Fr1=F’r1=

β

α cos

427,23.2,

1189 tg

=613,43(N)TÝnh lùc t¹i khíp nèi:

t1 13 t1

l

Fk.l l

F'

­ l

Thay sè:Fx1=

290

80 3 , 297 ) 65 225 (

2 ,

F

ư F' l + l

=

290

) 65 225 (

43 ,

47 =18290,84(Nmm)Xét mô men uốn MY:

47 =28314,9(Nmm)Tại B có bớc nhảy lên:M= MC=28314,9(Nmm)

Ta nhận thấy đờng kính trục d=35mm,đờng kính chân răng

Tính mô men tơng đơng :Tại các mặt cắt nguy hiểm.

Tại A:

4

3

Z

M =56629,8 0,75=49042,8(Nmm)Tại 0:

3

Z Y

M + + = 39872,952 +826282 +0,75.28314,92

Mtd=94966(Nmm)

Tại 1: Mtd=0.Vậy tại 0 chịu mô men xoắn lớn

Tại bánh răng B chịu mô men xoắn lớn nhất

Tại trục nối A cũng chịu mô men xoắn

Vậy ta tính chính xác đờng kính trục và chọn các then:

d ≥20,2(mm)

Dựa vào bảng 9(sách tập I TTTKHD ĐCK) ta chọn then nh sau:

d tiết diện then chiều sâu rãnh(t1;t2)

T

t − ≤ [σd] (ứng suất cho phép )

b l d

T

t c

.

T1: momen xoắn trên trục I T1 = 28314,5Nmm

lt : chiều dài then

T

t − = 25 56 ( 7 4 )

5 , 28314 2

− = 13,48MPa <[σd]

b l d

5 , 28314

2 = 5,06MPa <[τc]

Điều kiện bền dập và điều bền cắt của then đợc thoả mãn

4.2.Trục II :

Sơ đồ động phân tích lực:

3 2

2.225270

l

.lF.lF'

­.l

⇒ Fx1=

290

145.4,4930225

.2,118965

.2,

Fr3 Ft3

.

F

ư F' l + l −F r l

=

290

145 04 , 2006 )

65 225 (

43 ,

202 =120335,15(Nmm)

Do tính đối xứng ta có đợc mô men nh hình:

Tính mô men tơng đơng :Tại các mặt cắt nguy hiểm.

Ta có: Mtd0=Mtd1=0

Tại A:

4

3

Z Y

3

Z Y

M + + = 21696 , 81 2 + 446644 2 + 0 , 75 120335 , 15 2

Mtd=459153,58(Nmm)

Xét tại những điểm có tập trung mô men xoắn lớn

Tính chính xác đờng kính trục và chọn các then:

=45,12Dựa theo yêu cầu độ bền ,công nghệ,đặc tính lắp ghép ta chọn đờng kínhtrụcvà then nh sau:

Đờng kính lắp chỗ lắp bánh răng B d=45mm

Đờng kính lắp chỗ lắp ổ lăn: d=35mm

Đờng kính lắp chỗ lắp bánh răng A và C d=40mm

Dựa vào bảng 9(sách tập I TTTKHD ĐCK) ta chọn then nh sau:

d tiết diện then chiều sâu rãnh(t1;t2)

− ≤ [σd] (ứng suất cho phép )

b l d

T

t c

.

T1: momen xoắn trên trục II T2 = 225270Nmm

lt : chiều dài then

T

t − = 45 60 ( 9 5 , 5 )

225270

2

− = 47,676MPa <[σd]

b l d

T

t c

.

225270

2 = 18,54MPa <[τc]Với d=40m

T

t − = 40 52 ( 8 5 )

225270

2

− = 72,2MPa <[σd]

b l d

T

t c

.

225270

2 = 27,08MPa <[τc]

Điều kiện bền dập và điều bền cắt của then đợc thoả mãn

4.3 trục III:

Sơ đồ phân tích lực: