ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY

TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA HÀ NỘI KHOA CƠ KHÍ BỘ MÔN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY VÀ RÔBỐT ***** ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Thầy giáo hướng dẫn : Đỗ Đức Nam Sing viên : Dương Quốc Trạng Lớp : CĐT2-K49 Hà nội 3 - …. 1.1 Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền 1.1.1Xác định công suất đặt trên trục động cơ -Công suất trên trục động cơ điện được xác định theo công thức (2.8)[1]: Pyc = Ptd = Trong đó: Pyc : Công suất yêu cầu trên trục động cơ (kW) Ptd : Công suất trên trục máy công tác ç : Hiệu suất truyền động -công suất tính toán trên trục công tác Pct được tính theo công thức (2.11)[1]: Pct = Trong đó:F:lực kéo băng tải (N) v:vận tốc kéo băng tải (m/s) Pct = = (kW) -hiệu suất truyền động ç tính theo công thức(2.9)[1]: + ç = ni Theo sơ đồ của bài ra thỡ ç = khớp nối . 3ổ lăn . 2bỏnh răng . ổ trượt .xớch -Dựa vào bảng 2.3 [1] ta chọn được hiệu suất của các loại bộ truyền và ổ như sau: + khớp nối = 0,99 ; ổ lăn = 0,99 ; bánh răng = 0,95 ; xớch = 0,92 ổ trượt = 0.99 ç = 0,99. 0,92.0,993. 0,99. 0,952 = 0,79 -theo ct(2.14)[1] thì hệ số được xđ: = Công suất trên trục động cơ: Pyc= =4,77(kW) 1.1.2 Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ: -Số ṿng quay của trục công tác được xđ theo ct(2.16)[1]: nct = = = 26,86 (vũng/phỳt) Trong đó: v:vận tốc băng tải D:đường kính tang - tỷ số truyền sơ bộ của hệ thống dẫn động dùng cho bộ truyền xích là: usb= ubtng. usbh - Theo bảng 2.4 [1],chọn tỷ số truyền nờn dựng cho cỏc bộ truyền trong hệ: ubtng=2,0; usbh=20 số vòng quay sơ bộ của động cơ được xđ theo ct(2.18)[1]: nsb= nct.usb= nct. ubtng. usbh nsb = 26,86.20.2,0=1074,4 (vũng/phỳt) Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ:nđb=1000(vũng/phỳt) 1.1.3Chọn quy cách động cơ -Động cơ được chọn dựa vào bảng P1.3[1] và phải thỏa món điều kiện sau: Pđc ≥ Pyc ;nđbnsb ; Tk/Tdn ≥ Tmm/T1 Có Pyc =4,77 kW;nsb = 1074,4 (ṿng/phút);Tmm/T1 = 1,5 Ta chọn được động cơ 4A132S6Y3 có các thông số sau: Pđc =5.5 KW; nđc =960 (ṿng/phút); Tk/Tdn = 2,0; mđc = 77 (kg); Đường kính trục động cơ: dđc = 38 mm (tra theo bảng P1.7[1]) 1.1.4 Phân phối tỷ số truyền -Tỷ số truyền chung của hệ thống dẫn động xđ theo ct(2.18)[1]: uch = = = 35,74 - theo ct(2.15)[1] ta có : uch=uh.ubtng -Chọn ubtng=2,0 uh= = =17,87 -V́ hộp giảm tốc là loại 2 cấp phân đôi cấp nhanh nên: uh = u1. u2u1: tỉ số truyền bộ truyền cấp nhanh u2: tỉ số truyền bộ truyền cấp chậm theo kinh nghiệm ta có thể lấy : u1=1,3u2 thay vào pt trên ta được: 1,3u22=17,87 do đó: u2= 3,7 ;u1=4,83 tính lại :ubtng= = = 1,999 1.1.5Tính công suất, mômen và số ṿng quay trên các trục: -công suất trên trục công tác Pct = = (kW) - công suất trên các trục 3,2,1 và công suất thực của động cơ: P3 = (kW) P2 = (kW) P1 = (kW) Pđc = =(kW) -số vòng quay của các trục 1,2,3 và trục công tác là: n1 = = 960 (ṿng/phút) n2= = =198,76(vòng/phút) n3= = =53,72(vòng /phút) nct= = =26,86(vòng/phút) - mômen xoắn trên trục công tác,các trục 1,2,3 và động cơ là: Tct = 9,55.106.= 9,55.106.= 1439966,5 (Nmm) T3 = 9,55.106.= 9,55.106.= 791092,7 (Nmm) T2 = 9,55.106.= 9,55.106.= 227266,5 (Nmm) T1 = 9,55.106.= 9,55.106.= 52724 (Nmm) Tđc = 9,55.106.= 9,55.106.= 53718,8 (Nmm) - Bảng kết quả tính toán thu được: Thông sốTrục ĐCTrục 1Trục 2Trục 3Trục công tác P (kW)5,45,3/24,734,454,05 uuk=1u1 = 4,83u2 = 3,70ux = 2,0 n (vg/ph) 960960198,7653,7226,86 T (Nmm)53718,852724/2227266,5791092,71439966,5 1.2 Thiết kế cỏc bộ truyền 1.2.1 Tính toán thiết kế các bộ truyền trong hộp giảm tốc : Bộ truyền bánh răng a.bộ truyền bánh răng nghiêng cấp nhanh với các số liệu sau: P1=5,3/2=2,65(kW) ; tỉ số truyền u1=4,83 số vòng quay n1=960(vòng/phút) ; mômen xoắn T1=52724/2=26362(Nmm)

Trờng đại học Bách khoa hà nội

Thầy giỏo hướng dẫn : Đỗ Đức Nam

Sing viờn : Dương Quốc Trạng

Lớp : CĐT2-K49

Hà nội 3 - ….

1.1 Chọn động cơ và phõn phối tỷ số truyền

1.1.1 Xỏc định cụng suấ t đặt trên trục động cơ

-Cụng suất trờn trục động cơ điện được xỏc định theo cụng thức (2.8)[1]:

Trong đú: Pyc : Cụng suất yêu cầu trờn trục động cơ (kW)

Ptd : Cụng suất trờn trục mỏy cụng tỏc

η : Hiệu suất truyền động -công suất tính toán trên trục công tác Pct đợc tính theo công thức (2.11)[1]:

9000•

= 4,05(kW) -hiệu suất truyền động η tính theo công thức(2.9)[1]:

+ η = ∏ ηn

i Theo sơ đồ của bài ra thỡ

η = ηkhớp nối η3

lăn η2

bỏnh răng ηổ trợt.ηxớch -Dựa vào bảng 2.3 [1] ta chọn đợc hiệu suất của các loại bộ truyền và ổ nh sau:+ ηkhớp nối = 0,99 ; ηổ lăn = 0,99 ; ηbỏnh răng = 0,95 ; ηxớch = 0,92

51t

t.T

ck i 2

π = 320

45,0

⇒ số vòng quay sơ bộ của động cơ đợc xđ theo ct(2.18)[1]:

Đường kớnh trục động cơ: dđc = 38 mm (tra theo bảng P1.7[1])

1.1.4 Phõn phối tỷ số truyền

- Tỷ số truyền chung của hệ thống dẫn động xđ theo ct(2.18)[1]:

uh = u1 u2 u1:tỉ số truyền bộ truyền cấp nhanh

u2:tỉ số truyền bộ truyền cấp chậmtheo kinh nghiệm ta có thể lấy : u1=1,3u2

thay vào pt trên ta đợc: 1,3u22=17,87

do đó: u2= 3,7 ;u1=4,83

tính lại :ubtng=

u u

u

1

2.ch = 3,7.4,83

74,

ct

.η η

P

4,450,92.0,99

P2 = 0,95.0,994,45 4,73

ol br

3

.η η

ol br 2

2

.η η

P’đc =

k ol

1

.η η

P

0,99.0,99

3,

σb2 = 750 MPa, σch2 = 450 MPa

a.2) Xỏc định ứng suất cho phộp

theo bảng 6.2[1] với vật liệu làm bánh răng là thép 45,tôi cải thiện đạt độ rắn

HB ≤ 350 HBthì giơí hạn bền mỏi tiếp uốn của các bánh răng là:

σ°Hlim=2HB+70

σ°Flim = 1,8HB

SH=1,1 ; SF=1,75

+ σ°Hlim: ứng suất tiếp xỳc cho phộp ứng với số chu kỡ cơ sở

+ σ°Flim : ứng suất uốn cho phộp ứng với số chu kỡ cơ sở

+ SF: hệ số an toàn khi tớnh về uốn

+ SH: hệ số an toàn khi tớnh về tiếp xỳc

chọn HB1 = 245; HB2 = 230, suy ra:

σ°Hlim1 = 2.245 + 70 = 560 (MPa)σ°Hlim2 = 2.230 + 70 = 530 (MPa) σ°Flim1 = 1,8.245 = 441 (MPa)

σ°Flim2 = 1,8.230 = 414 (MPa) theo công thức (6.5)[1] ta có : NHO = 30H2,4

960.20000.[13

a.3)Tính toán c¸c th«ng sè cña bộ truyền b¸nh r¨ng nghiªng cấp nhanh:

a.3.1)Xác định sơ bộ khoảng cách trục theo ct(6.15)a[1]:

[ ]

3

1 2

1 1

'.

) 1 (

ba H

H a

w

u

K T u

K a

Ψ +

theo ct(6.16)[1]: ψbd = 0,53ψba(u1+1) = 0,53.0,15(4,83+1) = 0,463Theo bảng 6.7[1], KHβ tương ứng với sơ đồ 3 ⇒ KHβ = 1,056

056,1.263621)

Ta lấy aw1 = 145mm

a.3.2)Xác định các thông số ăn khớp

+ Theo (6.17)[1]: m = (0,01÷0,02)aw1 = (0,01÷0,02).145 = (1,45÷2,9) (mm)+ Theo bảng 6.8[1]chọn m«®un theo tiªu chuÈn m =2(mm)

+ Chọn sơ bộ β = 30°

+ theo c«ng thøc (6.31)[1] Số răng bánh nhỏ:

z1 =

1)m(u

a.3.3)kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

Theo ct(6.33)[1] Ứng suất tiếp xỳc xuất hiện trờn mặt răng của bộ truyền phải thỏa món:

( 2 )

11 1 1

1

`.2

w t w

t H H

M

u K T Z

+ ZM – hệ số kể đến cơ tớnh của vật liệu của cỏc bỏnh răng ăn khớp

Tra bảng 6.5[1], ta được ZM = 274 (MPa)1/3

cos.2

)26,18cos(

13,2 -1,88

13,2 -

60000

0π.49,83.96

=2,5(m/s)+ KH – hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc

w11 w1 H

KKT2

dbυ

'.

.

.

Với υ = δH H go v

t1

w

ua

2

83,49.75,21.0,2

1

2

w t w

t H H

M H

d u b

u K T Z

)182,4.(

234,1.26362

+ KxH = 1(v× da <700mm)

⇒ [σH]’ = 495,4.1.1.0,95 = 470,63 (MPa)

⇒ σH < [σH]’ ⇒ Thỏa mãn điều kiện tiếp xúc

a.3.4) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Ứng suÊt uốn sinh ra tại chân răng tính theo công thức (6.43)[1]:

σF1 =

.m.db

.Y.Y.Y'.K2T

w1 w

F1 β ε F 1

≤ [σF1]+ Yε – hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Yε = 1/εα

Với εα – hệ số trùng khớp ngang

εα = 1,5 ⇒ Yε = 1/1,5 = 0,67+ Yβ – hệ số kể đến độ nghiêng của răng

Yβ = 1 – β/140 = 1 – 28/140 = 0,8+ YF1, YF2 – hệ số dạng răng của bánh 1 và 2, phụ thuộc vào zv1, zv2

zv1 = z1/cos3β = 22/0,8833 = 31,96

zv2 = z2/cos3β = 106/0,8833 =153,97 Tra bảng 6.18[1] ta được: YF1 = 3,78 ; YF2 = 3,60

+ KF – hệ số tải trọng khi tính về uốn

* KFv – hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính

về uốn:

KFv = 1+

Fα Fβ 1

w1 w F

.K'.K2.T

.d.bυ

Với υ = δF F go v

t1

w

ua

⇒ KFv = 1+

37,1.13,1.26362

2

83,49.75,21.0,6

= 1,08

⇒ KF = 1,37 1,13 1,08= 1,672

⇒σF1 =

.m.db

.Y.Y.Y'.K2T

w1 w

F1 β ε F 1

= 2.26362.1,21,75.49,8672.0,67.03.2,8.3,78 = 82,4(MPa)

Dễ dàng thấy [σF1] > σF1 và [σF2] > σF2 ⇒ Thỏa mãn điều kiện uốn

a.3.5) Kiểm nghiệm răng về quá tải

+ Hệ số quá tải Kqt = Tmax/T = 1,5+ theo ct(6.48)[1]:

σH max = σH Kqt = 429,85 1 , 5 = 526,46 < [σH]max = 1260

+ theo ct(6.49)[1]:

σF1 max = σF1 Kqt = 82,4 1,5 = 123,6 < [σF1]max = 464

σF2 max = σF2 Kqt = 78,48 1,5 =117,72 < [σF2]max = 360

⇒ Thỏa mãn điều kiện về quá tải

a.3.6) Các thông số và kích thước bộ truyền:

theo bảng 6.2[1] với vật liệu làm bánh răng là thép 45,tôi cải thiện đạt độ rắn

HB ≤ 350 HBthì giơí hạn bền mỏi tiếp uốn của các bánh răng là:

σ°Hlim=2HB+70

σ°Flim = 1,8HB

SH=1,1 ; SF=1,75

+ σ°Hlim: ứng suất tiếp xỳc cho phộp ứng với số chu kỡ cơ sở

+ σ°Flim - ứng suất uốn cho phộp ứng với số chu kỡ cơ sở

+ SF: hệ số an toàn khi tớnh về uốn

+ SH: hệ số an toàn khi tớnh về tiếp xỳc

chọn HB1 = 280; HB2 = 265, suy ra:

σ°Hlim1 = 2.280 + 70 = 630 (MPa)σ°Hlim2 = 2.265 + 70 = 600 (MPa) σ°Flim1 = 1,8.280 = 504 (MPa)

σ°Flim2 = 1,8.265 = 477 (MPa) theo công thức (6.5)[1] ta có : NHO = 30H2,4

Do NHE1 = u1 NHE2 nên NHE1 > NHO1; do đú KHL1 = 1

nh vậy theo ct(6.1)[1] ta có:

[σH] = σ°Hlim KHL/SH

Vậy sơ bộ tớnh được :

[σH1] = 6301,1.1= 572,73 (MPa)

NFE2 = 60c

u2 2

n

ΣtiΣ(Ti/Tmax)6 ti /Σti = 60.1.198,763,70 20000.[16

b.3) tính toán các thông số của bộ truyền bánh răng thẳng cấp chậm:

b.3.1)xác định sơ bộ khoảng cách trục theo ct(6.15a)[1]:

[ ]

3

2 2

2 2

)

1 (

ba H

H a

w

u

K T u

K a

Ψ +

+ u2 = 3,70+ [σH] = 545,45 MPa

⇒ aw2=

3

.3,70.0,4545,45

03,1.5,2272661)

+ =32,34 ⇒ Chọn z1 =32 + số răng bánh lớn:

z2 = z1.u2 = 32.3,70= 118,4 ⇒ Chọn z2 = 118

⇒ Tỉ số truyền thực là ut2 = z2/z1 = 118/32 = 3,69

+ do đó khoảng trục :aw2 = m(z1+z2)/2 = 2,5(32+118)/2 = 187,5mm Lấy khoảng cách trục aw2 = 190mm do đó cần dịch chỉnh để tăng khoảng cách trục từ 187,5mm lên 190mm

= 0,927

⇒ αtw = 22°

+ Chiều rộng bỏnh răng bw2 = ψba aw2 =0,4.190 = 76 mm

b.3.3)Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xỳc:

Ứng suất tiếp xỳc xuất hiện trờn mặt răng của bộ truyền phải thỏa món: Theo ct(6.33)[1] ta có:

( 2 )

12 2 2

2

.2

w t w

t H H

M

u K T Z

+ ZM – hệ số kể đến cơ tớnh của vật liệu của cỏc bỏnh răng ăn khớp

Tra bảng 6.5[1], ta được ZM = 274 (MPa)1/3+ ZH – hệ số kể đến hỡnh dạng bề mặt tiếp xỳc

1z

13,2 -1,88

13,2 -

⇒ Zε =

3

753,1

190.2

+ = 81,02 (mm) +theo ct(6.40)[1] vận tốc vòng:

60000

nπ.d

⇒

60000

8,76π.81,02.19

w2 w H

.K.K2.T

.d.bυ

Với υ = δH H go v

t2

w2

ua

2

02,81.76.76,1

= 1,02

⇒ KH = 1,03 1,13 1,02 = 1,187

( 2 )

12 2 2

2

.2

w t w

t H H

M

u K T Z

+ Tính ZV: Khi v < 5 m/s, lấy ZV = 1

+ KxH = 1(da<700mm)

⇒ [σH]` = 545,45.1.1.0,95 = 518,18 (MPa)

⇒ σH < [σH]` ⇒ Thỏa mãn độ bền tiếp xúc

b.3.4)Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

Ứng suât uốn sinh ra tại chân răng tính theo công thức (6.43)[1]:

σF1 =

.m.db

.Y.Y.Y.K2T

w2 w

F1 β ε F 2

Với εα – hệ số trùng khớp ngang

εα = 1,753 ⇒ Yε = 1/1,753 = 0,57+ Yβ : hệ số kể đến độ nghiêng của răng

Yβ = 1 – β/140 =1+ YF1, YF2 : hệ số dạng răng của bánh 1 và 2, phụ thuộc vào zv1, zv2

zv1 = z1/cos3β = 32/13 = 32

zv2 = z2/cos3β = 118/13 = 118 Tra bảng 6.18[1] ta được: YF1 = 3,80 ; YF2 = 3,60

+ KF – hệ số tải trọng khi tính về uốn

w2 w F

.K.K2.T

.d.bυ

Với υ = δF F go v

t2

w2ua

Trong đó:

- v = 0,84 m/s

- go – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng 1 và 2Tra bảng 6.16[1], với m < 3,35, cấp chính xác 9 ⇒ go = 73

- δF – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớpTra bảng 6.15 [1]: δH = 0,004

⇒ υ = 0,004.73 0,84F .

69,3

190 =1,76

⇒ KFv = 1+

37,1.05,1.5,227266

2

02,81.76.76,1

= 1,017

⇒ KF = 1,05 1,37 1,017 = 1,463

⇒σF1 =

.m.db

.Y.Y.Y.K2T

w2 w

F1 β ε F 2

80,3

60,3 = 88,64(MPa)

⇒ Thỏa mãn điều kiện uốn

b.3.5) Kiểm nghiệm răng về quá tải:

+ Hệ số quá tải Kqt = Tmax/T = 1,5+ σH max = σH Kqt = 471,55 1,5 = 577,53 < [σH]max = 1624+ σF1 max = σF1 Kqt = 93,57 1,5 = 140,355 < [σF1]max = 464

σF2 max = σF2 Kqt = 88,64 1,5 = 132,96< [σF2]max = 464

⇒ Thỏa mãn điều kiện về quá tải

b.3.6) Các thông số và kích thước bộ truyền:

da1 = d1 + 2(1+x1–∆y)m = 80 + 2(1+0,237–0,0483)2,5 =85,94 mm

da2 = d2 + 2(1+x2–∆y )m = 295 + 2(1+0,811–0,0483)2,5 =303,81 mm

Đường kớnh đỏy răng:

df1 = d1 – (2,5–2x1)m = 80 – (2,5–2.0,237).2,5 = 74,94 mm

df2 = d2 –(2,5–2x2)m = 295 - (2,5–2.0,811).2,5 = 292,8 mm

*kiểm tra điều kiện bôi trơn:

+đờng kính vòng lăn bánh lớn của cấp nhanh là:

96,

+bộ truyền thoả mãn điều kiện bôi trơn khi c∋[1,1;1,3]

Vậy bộ truyền đã thoả mãn điều kiện bôi trơn

1.2.2Tớnh toỏn cỏc bộ truyền ngoài hộp: Bộ truyền xớch

*thiết kế bộ truyền xích với các số liệu sau:

n3=53,72(vòng/phút)

tải trọng êm ; góc nghiêng đờng nối tâm bộ truyền là 300

*Chọn loại xớch: vì vận tốc không cao nên ta chọn xớch con lăn

*chọn số răng đĩa nhỏ theo điều kiện :z1=29–2ux ≥19

k

.kP.k.k

-ka : hệ số xét đến chiều dài xích lấy ka = 1(vì khoảng cách trục a=40t)

-kđc : hệ số xét đến khả năng điều chỉnh lực căng xớch trục có thể điều chỉnh đợc nên: kđc = 1

-kđ : hệ số tải trọng động, lấy kđ = 1(tải trọng êm)-kb : hệ số xét đến điều kiện bôi trơn

vì bộ truyền bôi trơn nhỏ giọt nên kb = 1 ⇒ k = 1.1.1.1.1 = 1

+kx : hệ số xét đến số dãy xích x,ta chọn xích con lăn 1 dãy nên

50

=0,93 +công suất tính toán :

⇒ Rt=

1

93,0.1.1.45,4

=4,14(kW)Theo bảng 12.5[4], với n01 = 50 vg/ph, chọn bộ truyền xớch 1 dóy cú bước xớch t = 31,75 mm có ký hiệu ΠP31,75-88500* ,công suất cho

Fv = qv2 = 3,8.0,452 = 0,7695 N+ Fo : lực căng do trọng lượng nhỏnh xớch bị động sinh ra, N, tớnh theo cụng thức(5.16)[1]:

Fo = 9,81kf.qa

kf :hệ số fụ thuộc độ võng f của xích và vị trí bộ truyền kf=4

(bộ truyền nghiêng 1 góc 300<400 so với phơng ngang)

⇒ Fo = 9,81.4.3,8.1,269 = 189,22 N

*Do đó :

⇒ s =88500/(1.6262 + 189,22 + 0,7695) = 13,7

*Theo bảng 5.10[1],trị số của hệ số an toàn là: [s] = 8,5

Vậy s > [s]: bộ truyền xớch đảm bảo đủ bền

*kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích theo ct(5.18)[1]:

d

vd d

t rAk

E F k F

k ( ) [σ H] Trong đó:

- với z1=25 chọn kr=0,42

- E=2,1.105 Mpa (môđun đàn hồi)

-A:diện tích chiếu của bản lề ,mm2

10.1,2)235,21.6262(42,

Theo bảng 5.11[1]ta dùng thép 45Γ tôi ,ram đạt độ rắn HRC50 sẽ đạt đợc ứng suất tiếp xúc cho phép [σ H]=800MPa đảm bảo đợc độ bền cho răng đĩa1 tơng tự với σ H2≤[σ H] với cùng vật liệu và cách nhiệt luyện

*Xỏc định thụng số đĩa xớch và lực tỏc dụng lờn trục:

*Theo ct(12.1)[4] ta có:

+đường kớnh đĩa xớch dẫn:

d1 = t/sin(π/z1) = 31,75/sin(π/25) = 253 mm +đờng kính đĩa xích bị dẫn:

d2 = t/sin(π/z2) = 31,75/sin(π/50) = 506 mm +đờng kính vòng đỉnh răng và chân răng:

- đĩa dẫn:

da1 = t[0,5 + cotg(π/z1)] = 267,2 mm theo bảng 5.2[1]: d1’=19,05 mm

⇒ r = 0,5025d1’ + 0,05 = 0,5025.19,05 + 0,05 = 9,62 mm

1.3 Thiết kế trục

1.3.1 Chọn vật liệu: chọn vật liệu chế tạo các trục là thộp tôi cải thiện45

cú σb = 600 MPa,ứng suất xoắn cho phép [τ] = 8 20MPa

1.3.2 tính sơ bộ đường kớnh trục

Xỏc định sơ bộ đường kớnh trục theo cụng thức (10.9)[1] :

dk ≥ 3 k

]0,2[

T

τ với k = 1, 2, 3

T1 = 52724 Nmm ⇒ d1 ≥ 3

15.0,2

52724

= 25,99 mm

T2 =227266,5 Nmm ⇒ d2 ≥ 3

15.0,2

227266,5

= 42,31 mm

T3 = 791092,7Nmm ⇒ d3 ≥ 3

15.0,2

791092,7

= 64,1 mm+ Vỡ trục động cơ nối với trục vào của HGT bằng khớp nối :

⇒ d1 = (0,8 1,2)dđc = (0,8 1,2).38 = (30,4 45,6)mm

⇒ Chọn sơ bộ đờng kính các trục :

d1 = 35 mm; d2 = 55 mm; d3 = 65 mm

⇒ Chiều rộng ổ lăn tương ứng b01 = 21 ; b02 = 29 ; b03 = 33

1.3.3 Xỏc định khoảng cỏch giữa cỏc gối đỡ và điểm đặt lực:

Theo ct(10.10)[1] chiều dài mayơ đĩa xích và mayơ bánh răng trụ là:

+ l12 = 0,5(lm11 + b01) + k3 + hn

chän: k3 = 15mm ; hn = 20mm

⇒ l12 =0,5(49+21)+15+20 ⇒ l12 =70 mm+ l13 = 0,5(lm12 + b01) + k1 + k2

Chọn: k1 = 10mm ; k2 = 10mm

⇒ l13 =0,5(43+21)+10+10 ⇒ l13 =52 mm + l14 = l11 – l13=240 – 52=188 mm

2

w

d T = 298,96

7,791092

2

=5292,3 N + lùc híng t©m : Fr31=Ft31.tgαtw=5292,3.tg220 =2138,2 N

=946 N + Fr20= Fr20’= Ft20 tgαtw/cosβ=946.tg220/0,883=433 N

Fy11 = 433 N

1.3.5 Vẽ biểu đồ mômen uốn và mômen xoắn:

a) đối với trục I:

+ mômen tập trung tại B1 là: MB1 =Fa10.r=503.49,83/2=12532 Nmm

+ mômen tập trung tại C1 là: MC1 =Fa10’.r=503.49,83/2=12532 Nmm

*đối với trục ox:

Mox(B1trái)= Fy10.l13= 433.52=22516 Nmm

Mox(B1phải)= Fy10.l13 – MB1=22516– 12532=9984 Nmm

Mox(C1trái)= Fy10.l14 – MB1– Fr10.(l14–l13)=433.188 – 12532 –433.(188–52) ⇒ Mox(C1trái)=9984 Nmm

b)đối với trục II:

+ mômen tập trung tại B2 là: MB2 = Fa20.r = 503.240,18/2 = 60405 Nmm

+ mômen tập trung tại D2 là: MD2 = Fa20’.r = 503.240,18/2 = 60405 Nmm

*đối với trục ox:

Mox(B2trái)= Fy20.l22= 636.52=33072 Nmm

Mox(B2phải)= Fy20.l22 – MB2=33072– 60405 = –27333 Nmm

Mox(C2)= Fy20.l23 – MB2 + Fr20.(l24–l23)=636.120 – 60405 + 433.(188–120) ⇒ Mox(C2)= 45359 Nmm

Mox(D2 trái)= Fy20.l24 – MB2 + Fr20.(l24–l22) – Fr21(l23–l22)

c)đối với trục III:

*đối với trục ox:

Mox(B3)=Fx

y.lc33= 5965,4.91 =542760 Nmm

Mox(C3)= Fx

y.(l33–l32)– Fy30.l32 =5965,5.(331– 120) – 9296.120 ⇒ Mox(C3)= 143179 Nmm

Moy(C3)= Fx

x.(l33–l32)– Fx30.l32 = 3444,1.(331–120) – 7396.120 ⇒ Moy(C3)= –160815 Nmm

1.3.6 Tính chính xác đ ờng kính các đoạn trục:

*mômen uốn tổng Mj và mômen tơng đơng Mtđj tại các tiết diện j trên chiều dài

σ

tra bảng 10.5[1] trị số ứng suất cho phép là:

- đối với trục I: [ ]σ 1= 63 MPa

- đối với trục II: [ ]σ 2= 48 MPa

- đối với trục III: [ ]σ 3= 48 MPa

+ trục I:

d11 = 3

1

td11]0,1[

*xuất phát từ các yêu cầu về độ bền,lắp ghép và công nghệ ta chọn

đờng kính các đoạn trục nh sau (chọn theo tiêu chuẩn):

+ trục I: + trục II + trục III

Dựa theo kết cấu trục và biểu đồ mômen tơng ứng, ta có thể thấy các tiết diện sau đây là tiết diện nguy hiểm cần đợc kiểm tra về độ bền mỏi.Trên trục 1 đó là tiết diện lắp bánh răng (12); Trên trục 2 đó là tiết diện lắp bánh răng (22) ;Trên trục 3 đó

71088

=11,3 Khi trục quay 2 chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ đối xứng do đó:

τm= 0 ; τa= WT

o12 12 theo bảng 10.6[1] công thức tính mômen xoắn Woj là:

Kσd 12=(Kσ/ εσ+ Kx – 1)/ Ky

Kτd 12=(Kτ/ ετ + Kx – 1)/ Ky

Tra bảng 10.11[1]ta có: Kσ/ εσ=2,06 ; Kτ/ ετ=1,64