ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

Động cơ điện được chọn phải tận dụng được toàn bộ công suất động cơ. Khi làm việc không quá nóng,

GVHD : PGS.TS Phạm Phú Lý

LỜI MỞ ĐẦU

Kính thưa thầy giáo

Môn cơ sở thiết kế máy là một trong những môn chuyên ngành quan trọng của ngành cơ khí chế tạo máy Việc thiết kế một cái máy là một quá trình rất phức tạp đòi hỏi người thiết kế phải vận dụng những kiến thức đã học để tính toán các thông số của máy , tìm phương án tối ưu trong việc thiết kế , chế tạo sao cho đảm bảo tính năng hoạt động và hiệu quả kinh tế của máy

Quá trình thiết kế đồ án Cơ sở thiết kế máy là lần đầu tiên sinh viên bắt tay vào một công việc mới mẻ , rèn luyện , vận dụng nhiều kiến thức và lý thuyết để giải quyết các vấn đề liên quan đến thực tế Đồ án này là sản phẩm thiết kế đầu tay tuy còn mang nặng tính lý thuyết nhưng có tính chất đào sâu chuyên ngành giúp cho mỗi sinh viên có ý thức sâu sắc về công việc cũng như nghiên cứu và tính toán

Do kiến thức và thời gian có hạn nên không thể tránh khỏi những sai sót trong quá trình tính toán thiết kế Kính mong quý thầy cô chỉ dẫn thêm cho em để rút kinh nghiệm cho đồ án tiếp theo được tốt hơn

Đà Nẵng ngày 20 / 03 / 2011Sinh viên thực hiện : Nguyễn PhiHùng

1 CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VĂ PHĐN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

1.Chọn động cơ điện

Chọn động cơ điện bao gồm những việc chính là chọn loại, kiểu động cơ; chọn cộng suất điện áp và số vòng quay của động cơ

Chọn loại, chọn kiểu động cơ đúng thì động cơ sẽ có tính năng làm việc phù hợp với yêu cầu làm việc của máy , phù hợp với môi trường bên ngoài ,vận hành được an toàn và ổn định

Ta có công suất làm việc của động cơ :

td

lv

1000

v p N

     Với  td : Hiệu suất truyền động bằng tích số hiệu suất các bộ truyền và của các cặp ổ trong thiết bị , tra theo

bảng 2-1 ( TKCTM - Nguyễn Trọng Hiệp )

Hiệu suất bộ truyền xích: 1  0 , 96

Hiệu suất bộ truyền bánh răng 2  0 , 97

Hiệu suất bộ truyền trục vít 3  0 , 82

Hiệu suất của 1 cặp ổ lăn 4  0 , 99

Hiệu suất khớp nối 5  1

Suy ra td  0 , 96  0 , 97  0 , 82  0 , 99 4  1  0 , 73

Thay vào ta có N lv 3 , 6kW

73 , 0 1000

4 , 1 1875







Cần phải chọn công suất động cơ lớn hơn công suất cần thiết Chọn sơ bộ động cơ điện che kín có quạt gió Tra bảng 2P ( TKCTM - Nguyễn Trọng Hiệp ) , chọn động cơ điện có kí hiệu : A02 - 41 - 4

Có công suất động cơ :Ndc  4 (kW)

Số vòng quay động cơ ndc= 1450 (vòng/phút)

GVHD : PGS.TS Phạm Phú Lý

2 Phđn phối tỉ số truyền

a Tính tỉ số truyền

ảnh hưởng rất lớn đến kích thước, chất lượng của bộ

truyền cơ khí , do đó ta phải nghiên cứu phân phối tỉ số

truyền cho hợp lý theo 2 nguyên tắc sau :

Phân phối tỉ số truyền đảm bảo bộ truyền có kích

thước và khối lượng nhỏ gọn

Phân phối tỉ số truyền phải đảm bảo bộ truyền được bôi trơn tốt nhất tức là có hiệu quả và đơn giản

Tỉ số truyền động chung:

n D

i

b v

/ 355 , 1 3 10

65 , 40

iv: tỷ số bộ truyền trục vít

ib : tỷ số bộ truyền bánh răng

ix : tỷ số bộ truyền xích

b Tính công suất cho các trục

Trục I : N1= Nlv   5   4 =3,6  1  0,99 = 3,56 (kW) )

Trục II : N2 = N1   4   3 = 3,56  0,99  0,82 = 2,89 (kW) ) Trục III : N3 = N2  2   4 = 2,89  0,97  0,99 =2,78 (kW) ) Trục IV : N4 = N3   1   4 =2,78  0,96  0,99 = 2,64 (kW) )

c Tính số vòng quay mỗi trục

n

n2 (vòng/phút) Trục III : 48 , 33

n

Trục IV : 35 , 67

355 , 1

33 , 48

3

x i

n

d.Tính momen xoắn trên mỗi trục

N mm

n

N M

55 ,

55 ,

1

1 6

mm N n

N M

mm N n

N M

x

x

x

45 , 706812 67

, 35

64 , 2 10 55 , 9 10

55 , 9

54 , 549327 33

, 48

78 , 2 10 55 , 9 10

55 , 9

38 , 190341 145

89 , 2 10 55 , 9 10

55 , 9

6 4

4 6

6 3

3 6

6 2

2 6

II TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN

A THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH

GVHD : PGS.TS Phạm Phú Lý

Truyền động xích thường dùng trong trường hợp : các trụccó khoảng cách trung bình yêu cầu khối lượng tương đói nhỏ

gọn hoặc tỷ số truyền (trung bình) không đổi

So với truyền động đai , truyền động xích có kích thước

nhỏ gọn hơn, khi làm việc không có trược, hiệu suất khá cao nếu chăm sóc tốt, lực tác dung lên trục nhỏ Tuy nhiên nó đòi hỏi lắp ráp và chế tạo phức tạp hơn, cần thường xuyên bôi trơn và giá thành cao

Để thiết kế bộ truyền xích ta cần chọn loại xích, số dãyxích, số răng đĩa xích, khoảng cách trục, số mắt xích và tính lực tác dung lên trục

1 Chọn loại xích

Vì xích làm việc với vận tốc v = 1,4 (m/s) nên ta dùng xíchống con lăn

2 Định số răng đĩa xích

Số răng đĩa xích ít thì xích càng bị mòn nhanh, va đập của mắt xích vào răng đĩa càng tăng và xích làm việc càng ôn ö, nhưng số răng đĩa xích lớn thì tăng kích thước đĩa xích và dễ gây tuột xích Do đó cần hạn chế số răng nhỏ nhất của đĩaxích , theo bảng

6 - 3 ( TKCTM ) với tỉ số truyền i = 1,355 ta chọn số răng đĩa xích nhỏ : Z1 = 30 răng

Suy ra số răng của đĩa lớn Z2 = i  Z1 = 1,355 30 = 41 răng

Để tìm bước xích t trước hết định hệ số điều kiện sử dung :

k = kd  kA  k0  kdc  kb  kc

Trong đó :

kd = 1 : Hệ số xét đến tính chất của tải trọng ngoài

( Tải trọng không đổi , êm )

kA = 1: Hệ số xét đến chiều dài xích chọn A = (30 50) t

ko = 1 : Hệ số xét đến cách bố trí bộ truyền

Chọn đường nối hai tâm đĩa xích làm với đường nằm ngang một góc < 600

kdc = 1,1 : Hệ số xét đến khả năng điều chỉnh lực căng xích Dùng đĩa xích căng xích hoặc con lăn căng xích

kb = 1,5 : Hệ số xét đến điều kiện bôi trơn , bôi trơn định kỳ

kc = 1,25 : Hệ số xét đến chế độ làm việc của bộ truyền Bộ truyền làm việc ngày 2 ca ( Do mỗi ngày làm việc 16 giờ , mỗi ca làm việc 4 + 4 = 8 giờ )

1 1

ta chọn được xích ống con lăn một dãy có bước xích t = 31,75 mm ( ΓOCT 10947 – 64 ) , OCT 10947 – 64 ) , diện tích bản lề 262,2 mm2 , có côngsuất cho phép [N] = 6,1 kW) Với loại xích này theo bảng

6 - 1 ( TKCTM ) tìm được kích thước chủ yếu của xích tải , tải trọng phá hỏng : Q = 70000 N , khối lượng 1 mét xích q

= 3,73 kg

Kiểm nghiệm số vòng quay của đĩa dẫn theo điều kiện n1

 ngh Với ngh là số vòng quay giới hạn của đĩa dẫn , tra bảng

6 - 5 ( TKCTM ) với t = 31,75 mm và số răng đĩa dẫn Z1 = 28 , số vòng quay giới hạn ngh của đĩa dẫn có thể đến 780

(vòng/phút) Như vậy điều kiện trên được thỏa mãn ( n1 = 48,33 vòng/phút )

4 Khoảng cách trục và số mắt xích

a) Tính số mắt xích

t A

58 , 115 40

1 14 , 3 2

30 41 40 2 2

41 30 2

2 2

2 2

1 2 2

A Z Z

X



Chọn số mắt xích X = 115

GVHD : PGS.TS Phạm Phú Lý

Kiểm nghiệm số lần va đập trong 1giây:

 u

X

n Z L

Trong đó : Z , n số răng và số vòng quay trong một phút của đĩa xích

Theo bảng 6 - 7 ( TKCTM ) số lần va đập cho phép trong một giây là [u] =25

X

n Z

33 , 48 30 15

Suy ra thoả mãn điều kiện

b) Tính khoảng cách trục A theo số mắt xích đã chọn

mm

A

Z Z Z

Z X Z

Z X t A

1261 14

, 3 2

30 41 8 2

41 30 115 2

41 30 115 4

75 , 31

2

8 2

2 4

2 2

2 1 2 2

2 1 2

c) Tính đường kính vòng chia của đĩa xích

Đường kính vòng chia của đĩa xích dẫn :

75 , 31 180

sin

0 1

75 , 31 180

sin

0 2

0

d) Tính lực tác dung lên trục

Lực R tác dung lên trục được xác định theo công thức:

 N n

t Z

N k p

k

33 , 48 75 , 31 30

78 , 2 15 , 1 10 6 10

B THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRỤC VÍT BÂNH VÍT

Bộ truyền trục vít - bánh vít dùng để truyền chuyển

động giữa hai trục chéo nhau, nó có rất nhiều ưu điểm như:

có kích thước nhỏ, tỷ số truyền lớn , truyền động êm, vận

tốc đầu ra rất bé, có tính chất tự hãm (không quay ngược

trở lại) Tuy nhiên cũng có nhược chủ yếu như : hiệu suất

thấp , cần dùng vật liệu đắt tiền

1 Chọn vật liệu, cách chế tạo và nhiệt luyện

Trục vít : Chế tạo bằng thép 45 thường hóa

Tra bảng 3 - 8 ( TKCTM ) ta có :

 ch = 300 (N/mm2)  bk = 600 (N/mm2)

Bánh vít : Dự đoán vận tốc trược của bánh vít vt > 5

(m/s) nên dùng đồng thanh thiết Бpo10_1 để làm bánh vít

Cách đúc : khuôn đúc kim loại (cách đúc ly tâm)

Tra bảng 4 - 4 ( TKCTM ) ta có :

 ch =170(N/mm2)  bk = 290 (N/mm2)

2 Định ứng suất cho phép

a) Ứng suất tiếp xúc cho phép

Do tải trọng không đổi , êm nên Ntd = N

Ntd : số chu kỳ tương đương

10 10

7

7 8

7 8

25

10

7 6

N k

Do dó [ ]u = (0,25   ch + 0,08   bk)  kN” = (0,25  170 + 0,08  290)  0,5 = 32,85(N/

mm2)

của bánh vít :

Chọn số mối ren của trục vít Z1 = 3

Số răng của bánh vít : Z2 = i  Z1 = 10  3 = 30

GVHD : PGS.TS Phạm Phú Lý

Kiểm nghiệm số vòng quay thực :

4.Chọn sơ bộ hiệu suất , hệ số tải trọng và tính

công suất trên bánh vít

Chọn số mối ren Z1 = 3 , trục vít dẫn động , hiệu suất

sơ bộ v = 0,84

Công suất trên trục vít : N1 = 3,56 (kW) )

Công suất trên bánh vít : N2 = v  N1 = 0,84  3,56 = 2,9904(kW) )

Chọn sơ bộ hệ số tải trọng K = 1,1

5 Định mođun m và hệ số đường kính q theo điều kiện sức bền tiếp xúc

Tính m 3 q theo công thức

 

3

2 2 2

3

2 6

m thoả mản điều kiện

6 Kiểm nghiệm vận tốc trược, hiệu suất và hệ số tải trọng

a)Vận tốc trượt v t có phương theo phương tiếp tuyến của ren trục vít

19100

1450719100

2 2 2

2 1





b) Hiệu suất  của bộ truyền trục vít trong trường hợp trục vít dẫn động

tg )

98 , 0 96 , 0 (

’ : góc ma sát tương đương

Dựa vào bảng 4 - 7 ( TKCTM ) với Z1 = 3 ; q = 9 ta

, 0 961

d

1000 60

145 30 7 14 , 3 1000 60 1000

60

2 2 2

Với : v2 = 1,59 < 3 (m/s) nên chọn Kđ = 1,1

 K = Ktt  Kđ = 1  1,1 = 1,1 Phù hợp với dự đoán Với v2 = 1,59 < 2 (m/s) Do vậy chọn cấp chính xác của bộ truyền trục vít là 9

7 Kiểm tra sức bền uốn của răng bánh vít

Ta tiến hành kiểm tra sức bền uốn sinh ra tại chân bánh răng vít theo công thức

n q y Z m

N K

3

2 6

1015Số răng tương đương của bánh vít :

18,435 35,14

cos

30cos 3 3

Để bánh răng được thiết kế ra vẫn đủ sức bền uốn khi răng mòn 20 ta nhân ứng suất uốn ban đầu với hệ số Kn = 1,5 rồi kiểm nghiệm theo sức bền uốn cho phép

7 , 65 /  35 , 14

145 9 464 , 0 30 7

89 , 2 1 , 1 10

GVHD : PGS.TS Phạm Phú Lý

Nếu bộ truyền trục vít phải làm việc quá tải với hệ số quá tải kqt ta cần kiểm nghiệm ứng suất tiếp tiếp xúc và ứng suất uốn quá tải

qt u

uqt

txqt qt

tx txqt

K K

3 2

2

1 512000

n

N K A

q Z

q

Z tx

89 , 2 1 , 1 44 , 155 9 30

512000 1

9 30 512000

2

3

2 2 2

2

n N K q

Z q

89 , 2 1 , 1 32 , 120

1 9 30

9 30

512000

mm N

Ưïng suất tiếp xúc khi quá tải đột ngột

Vật liệu làm bánh vít là đồng thanh thiếc nên :

txqt qt

tx txqt

mm N K

mm N K

/ 24 , 177 3 , 1 45 , 155

9 Định các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền

Số mối ren của trục vít : Z1 = 3

Số răng của bánh vít : Z2 = 30

Mô đun của trục vít : m = 7 (mm)

Bước ren của trục vít : t =   m = 3,14  7 = 21,98 (mm)Góc profin của trục vít đo trong mặt cắt dọc :  = 200

Góc vít  trên mặt trụ chia của trục vít :  = 18,4350

Hệ số chiều cao răng : f0= 1

Hệ số khe hở đường tâm : c0 = 0,2

Tií số truyền : iv = 10

Hệ số đường kính trục vít : q = 9

Đường kính vòng chia trục vít : dc1 = q  m = 7  9 = 63 (mm)

Đường kính vòng chia bánh vít : dc2 = Z2  m = 30  7 = 210 (mm)

PP

, 0

10 Tính lực truyền tác dụng lên trục vít

Để tính trục ta có thể phân tích lực tác trong bộ

truyền trục vít ra làm 3 phần : lực vòng , lực dọc trục và

lực hướng tâm tác dụng lên trục vít và bánh vít

Lực vòng P1 trên trục vít có trị số bằng lực dọc trục

Pa2 trên bánh vít :

P1 = Pa2 = 1

d M

2 

GVHD : PGS.TS Phạm Phú Lý

M1 : momen xoắn trên trục vít ; M1= 23446 , 9 (N/mm) d1 = 63 (mm)

P1= Pa2 = 744 , 3 N

63

9 , 23446 2

210

41 , 208677 2

Vì trục vít một đầu được lắp 2 ổ côn đỡ chặn còn đầu kia lắp ổ lăn tuỳ động nên độ võng của thân trục vít phải thoả mãn điều kiện sau :

 f J

E

l P l

d P l

1 2

2 1 2 3

Trong đó:

F : độ võng lớn nhất của trục vít (mm)[f]: là độ võng cho phép của trục vít : [f] = (0,005  0,01) m

E : mô đun đàn hồi của trục vít : E = 2,1  105(N/mm2)

P1, P2, Pr là lực võng trên trục vít và bánh vít và lực hướng tâm

dc1 : đường kính vòng chia của trục vít

l : khoảng cách giửa 2 gối tựa trục vít

J : momen quán tính tương đương tiết diện thân trục vít

 44

1 1

4

2,46

77625,0375,064

2,4614,3625

,0375,0

D D

J

i

e i

Do đó

2 , 316654 10

1 , 2 768

2 , 179 3 , 744 7 2

, 179 63 4 , 1987 3

2 , 179 4 , 723

7

5

2 3 2

2 2

Vậy f < [f] Thỏa mãn điều kiện

C THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÂNH RĂNG TRỤ RĂNG THẲNG

Bộ truyền bánh răng thẳng là bộ truyền cấp chậm , nó thực hiện truyền chuyển động hay biến đổi chuyển động nhờ sự ăn khớp giữa các rang trên bánh rang Hệ thống làm việc ở đây với tải không đổi , êm , so với truyền động cơ khí khác có nhiều ưu điểm nỗi bật :

Kích thước nhỏ gọn, khả năng tải lớn

Hiệu suất cao

Tuổi thọ cao, làm việc chắc chắn

Tií số truyền cố định

Làm việc trong phạm vi công suất , tốc độ và tií số

truyền khá rộng

Tuy nhiên cũng có những nhược điểm nỗi bậc:

Đòi hỏi chế tạo chính xác cao

Có nhiều tiếng ồn khi làm việc với vận tốc lớn

Chịu va đập kém (vì độ cứng của bộ truyền khá cao)

1 Chọn vật liệu và cách chế tạo

Ded

Do

GVHD : PGS.TS Phạm Phú Lý

Chọn vật liệu làm bánh răng phải thoả mản yêu cầu về sức bền bề mặt (tránh tróc, rổ khí, mài mòn, dính răng v.v )và sức bền uốn

1 Ưïng suất tiếp xúc cho phép

Giới hạn mỏi dài hạn về tiếp xúc tỉ lệ thuận với độ rắn , vì vậy có thể xác định ứng suất mỏi cho phép đối với bánh răng thép làm việc dài lâu theo công thức :

Số chu kỳ làm việc của bánh nhỏ:

N1 = i  N2 = 3  128171160 = 384513480

Vì N1 và N2 đều lớn hơn số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc và đường cong mỏi uốn nên đối với bánh răng nhỏ và lớn đều lấy: kN’ = kN” = 1

Ưïng suất tiếp xúc cho phép của bánh răng nhỏ

2 Ưïng suất uốn cho phép :

Định ứng suất uốn cho phép lấy hệ số an toàn n = 1,5

và hệ số tập trung ứng suất ở chân răng k = 1,8 (vì phôi đúc, thép thường hoá)

Giới hạn mỏi của thép 45:  -1= 0,43  580 = 249,4

(N/mm2)

Giới hạn mỏi của thép 35:  -1 = 0,43  480 = 206,4

(N/mm2)

Ưïng suất uốn cho phép của bánh nhỏ

' 1

8 , 1 5 , 1

1 4 , 249 5 , 1 5

, 1

mm N k

8 , 1 5 , 1

1 4 , 206 5 , 1 k

n

k 5

, 1

5 Tính khoảng cách trục A

Xác định khoảng cách trục A theo công thức sức bền tiếp xúc:

 

89 , 2 3 , 1 3

364

10 05 , 1 1 3 10

05 , 1

2 6 3

2

2 6

6 Tính vận tốc vòng và chọn cấp chế tạo chính xác

Vận tốc vòng của bánh răng trụ :

i

n A n

d

1 3 1000 60

145 7 , 225 14 , 3 2 1 1000 60

2 1000 60

1 1

hiện những tải trọng phụ thêm , đồng tải trọng có ích phân bố không đều trên chiều dài răng Aính hưởng của các yếu tốtrên đến sức bền của răng được xét đến trong tính toán

 K = 1  1,1 = 1,1

Vì trị số khác nhiều so với trị số chọn sơ bộ nên cần tính lại khopảng cách trục A

GVHD : PGS.TS Phạm Phú Lý

K

K A

sb

3 , 1

1 , 1 7 ,

225 3





8 Xác định mođun, số răng , chiều rộng bánh răng

Mô đun được xác định theo khoảng cách trục A

mn = (0,01  0,02)  A = (0,01  0,02)  213,5 = (2,135  4,27)

Theo bảng (3-1) TKCTM chọn m = 4 (mm)

Số răng bánh dẫn là:

  4 3 1 27

5 , 213 2 1

A Z

b = 85,4 - 6 = 79,4(mm)

9 Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng

Trong quá trình ăn khớp điểm đặt lực di động trên bề mặt rang , xét trường hợp lực tác dụng tại đỉnh rang , lúc đó ứng suất sinh ra trong tiết iện nguy hiểm của răng (chân răng) là lớn nhất vì cánh tay đòn của lưüc lớn nhất

Ta kiểm nghiệm sức bền uốn theo công thức 3 - 33

( TKCTM ) :

u  u

b n Z m y

N K

89 , 2 1 , 1 10 1 , 19

mm N

438 , 0 9 ,

y

y u

10 Kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chiûu quá tải đột ngột

Trong quá trình làm việc bộ truyền có thể bị quá tải chẳng hạn lúc mở máy , hãm máy với hệ số quá tải Kqt=

2

3 6

/ 364 33

, 48 4 , 85

89 , 2 1 , 1 1 3 3 5 , 213

10 05 , 1 1

b

N K i

Thoả mản điều kiện

Ưïng suất uốn quá tải:

Bánh nhỏ :  uqt1=  u1 kqt <[ ]uqt

Trong đó: [] uqt1 = 0,8   ch = 0,8  290 = 232 (N/mm2) Suy ra: [ uqt1] = 24,2  1,3 = 31,46 (N/mm2) < [ ]uqt1

Bánh lớn :  uqt2=  u2 kqt <[ ]uqt

Trong đó: [] uqt2 = 0,8   ch = 0,8  240 = 192 (N/mm2) Suy ra: [ uqt2] = 20,7  1,3 = 26,91 (N/mm2) < [ ]uqt2

11 Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền

bánh răng :

Theo các tính toán trên và dựa vào bảng 3 - 2 , 3 - 5

( TKCTM ) và quan hệ hình học chủ yếu của bộ truyền bánh răng của răng trụ dịch chuyển không ăn khớp người ta xây

dựng các thông số hình học như sau:

Đường kính vòng lăn dc1= d1 , dc2= d2

Khoảng cách trục A = 216( )

2

3241082

GVHD : PGS.TS Phạm Phú Lý

Đường kính vòngđỉnh răng:

De1= dc1 + 2  m = 108 + 2 4 = 116 (mm)

De2= de2 + 2  m = 324 + 2 4 = 332 (mm)

Tính lực tác dụng lên bánh răng

Khi bộ truyền làm việc các răng của bánh dẫn và bánh bịdẫn chịu lực pháp tuyến pn vuông góc với bề mặt răng, do đó đi qua tâm ăn khớp Để thuận tiện cho việc tính toán ta dời lực pr về tâm ăn khớp và phân ra các lực thành phần : lực vòng , lực hướng tâm , lực dọc trục

Lực vòng p tác dụng lên bánh dẫn theo chiều ngược với vận tốc còn bánh bị dẫn thì cùng chiều

P = P1’ = P2’ =  N

d

M x

8 , 3524 108

38 , 190341 2

Ta tính đường kính sơ bộ theo công thức:

3

n

N c

d Trong đó: d : đường kính trục

N : công suất truyền n: số vòng quay trong một phút của trục c: hệ số tính toán thuộc ứng suất xoắn cho phép

Vì vật liệu làm trục là thép 45 nên đối với đầu trục vào và trục truyền chung ta có thể lấy : c = 130

Đối với trục 1 (trục vít ) ta có:

n1 = 1450 (vòng/phút)N1 = 3,56 (kW) )

mm

n

N c

1450

56 , 3

130 3 3

n2 = 145 (vòng/phút)N1 = 2,89 (kW) )

mm

n

N c

145

89 , 2

130 3 3

n

N c

33 , 48

78 , 2

130 3 3

thực tế lực phân bố trên cả chiều dài may ơ, ổ, nhưng để đơn giản ta coi như lực tập trung ở giữa may ơ hoặc ổ

Định các kích thước dài của trục, kích thước này do các chi tiết lắp trên nó quyết định Ta chọn sơ động của hộp giảm tốc như hinh vẽ Dựa vào bản vẽ phát thảo sơ đồ độngtrên ta xác định các kích thước

- Khe hở giữa các bánh răng (khoảng cách giữa các chi tiết quay): c = 10(mm)

- Khe hở giữa cạnh của bánh răng và thành trong của hộp là  = 10(mm)

- Khoảng cách từ thành trong của hộp đến mặt bên của

ổ lăn l2 = 8(mm)

- Chiều rộng ổ B = 25(mm)

- Chiều rộng bánh vít là 56(mm)

- Chiều rộng bánh răng là 85,4(mm)

- Chiều dài phần mayơ lắp trên trục l5 = (1,2  1,5)d = 75(mm)

- Chiều cao của nắp và đầu bulông l3 = 16(mm)

- Khoảng cách từ nắp ổ đến chi tiết quay: l4 = 14(mm).Tổng hợp các kết quả trên ta tìm được chiều dài các đoạn cần thiết và khoảng cách giũa các gối đỡ trục:

a = Bv / 2 + l2 + B/ 2 + khoảng cách từ thành trong đến bánh răng

GVHD : PGS.TS Phạm Phú Lý

- Xác định điểm đặt, phương chiều của các lực tác

dụng, vị trí gối đỡ

- Tính phản lực ở các gối đỡ

- Vẽ biểu đồ momen uốn trong mặt phẳng ngang và

đứng, vẽ biểu đồ momen xoắn

- Tính các giá trị momen uốn tổng cộng ở các chi tiết chịu tải

+ Mx = 23446,9(N.mm)

+ P1 = Pa2 = 744,3(N)

+ Pr1= Pr2 = 723,4 (N)

+P2 = Pa1 = 1987,4 (N)

a) Trục I (Trục vít) :

Tính phản lực gối đỡ trục:

2.179

5,314,19876

,894,7232

1

1 2 1 1

15 , 372 2

, 179

6 , 89 3 , 744

1

1 1

Tính momen tại những tiết diện nguy hiểm :

Tại tiết diện n_ n tacó:

N mm

d P h R

2

63 4 , 1987 6

, 89 05 , 711 2

1 1

M

mm N M

M M

x u

td

uy ux

u

n

n

5 , 39056 9

, 23446 75

, 0 33363 75

, 0

33363 98

, 1106 64

, 33344

2 2

2 1 2

2 2

2 2

5 , 39056 1

Chọn đường kính chân ren : d = 45 (mm)

Chọn đường kính ngỗng trục lắp ổ là : d = 40 (mm)Đường kính đầu trục lắp với ngỗng trục : d = 32 (mm)

2

r

P 2

e

GVHD : PGS.TS Phạm Phú Lý

d P a P b a P R

d P c b a R b a P a P m

a r r

Dy

a Dy

r r Cy

78 , 73 2

, 73 7 , 80 5 , 58

2

324 3 , 744 5 , 58 4 , 723 7

, 80 5 , 58 8 , 1282

2

0 2

2 2 2

' 1

2 2

' 1 2

a P b a P R

c b a R b a P a P

m

Dx

Dx Cx

4 , 2857 2

, 73 7 , 80 5 , 58

5 , 58 4 , 1987 7

, 80 5 , 58 8 , 3524

0

2

' 1

' 1 2

*) Tại tiết diện e - e :

Muy = RCy a + Pa2d2/ 2 = 485,62  58,5 + 744,3  324/ 2 =

148985,37 (N.mm)

Mux = RCxa = 2654,8  58,5 = 155306 (N.mm)

N.mm

215213 37

, 148985 155306

M M

uy

2 ux e)

M t u e e 0,75 2x 2152132 0,75 190341,382 271089

) (

M d



 đ ; [] = 50(N/mm2): ứng suất uốn cho phép

 d 37 , 8mm

50 1 , 0

271089



Chọn đường kính trục tại tiết diện e - e lớn hơn so với tínhtoán vì trục có rãnh then: d = 40 (mm)

*) Tại tiết diện i - i:

Momen uốn tương đương:

N mm

M M

M d



 đ ; [] = 50(N/mm2): ứng suất uốn cho phép

 d 37 , 6mm

50 1 , 0

266365



Chọn đường kính trục tại tiết diện i - i lớn hơn so với tính toán vì trục có rãnh then : d = 40(mm) chọn đường kính lắp ổ lăn d = 35 (mm)

l c b a R b a

P

R

c b a R l c b a R b a

P

m

x r

Fy

Fy x

r

Ey

6577 2

, 73 7 , 80 5 , 58

80 2 , 73 7 , 80 5 , 58 89 , 4166 7

, 80 5 , 58 8

,

1282

0

1 1