Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí

LỜI NÓI ĐẦU Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí là nội dung không thể thiếu trong chương trình đào tạo kĩ sư cơ khí nhằm cung cấp các kiến thức cơ sơ cho sinh viên về kết cấu máy

LỜI NÓI ĐẦU

Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí là nội dung không thể thiếu trong chương trình đào tạo kĩ sư cơ khí nhằm cung cấp các kiến thức cơ sơ cho sinh viên

về kết cấu máy

Khi thiết kế hệ thống dẫn cơ khí chúng ta cần và phải nắm đươc những vấn đề

cơ bản về máy và hệ thống dẫn động.( tính toán theo các chỉ tiêu chủ yếu về khả năng làm việc ,thiết kế vỏ,khung Chọn cấp chính xác lắp ghép, tra dung sai,số liệu

và trình bày bản vẽ là nhũng thao tác cần thiết không thể thiếu được nhằm phục vụ cho công việc tính toán

Đối với mỗi sinh viên học nghành cơ khí đây có thể xem như là đồ án đầu tay của mình nhưng nó tổng hợp được các kiến thức cơ bản trong những năm học vừa qua Do vậy , tuy mỗi sinh viên có đầu đề thiết kế cụ thể, các hệ thống dẫn động

khác nhau nhưng chung quy lại nó đòi hỏi mỗi người cần phải có những kiến thức nhất định thì mới giải quyết được yêu cầu đặt ra.Đồng thời qua đồ án môn học này sinh viên được tiếp xúc dần với thực tế hơn và từ đó xác định rõ công việc thực tế của nghành nghề trong tưong lai để từ đó xác định rõ nhiệm vụ học tập của mình bây giờ

Trong quá trình bắt đầu làm đồ án cho đến lúc hoàn thành , dù nhận được sự tậntình giúp đỡ của thầy và các bạn nhưng em cũng không thể thiếu những sai sót.Em mong thầy tiếp tục chỉ dẫn để em có thể hoàn thành tốt đồ án của mình , em xin

MỤC LỤC

Lời nói đầu 2

PHẦN I : PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN VÀ LẬP BẢNG SỐ LIỆU 3

1.1 PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

1.2 TÍNH TOÁN CÁC THÔNG SỐ TRÊN TRỤC

1.3 BẢNG KẾT QUẢ TÍNH TOÁN

PHẦN II : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG 5

2.1 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN CẤP CHẬM BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG

2.2 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN CẤP NHANH BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG

2.3 BÔI TRƠN NGÂM DẦU BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

PHẦN III : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC 22

3.1 CHỌN VẬT LIỆU CHẾ TẠO TRỤC 3.2 TÍNH SƠ BỘ ĐƯỜNG KÍNH TRỤC 3.3 XÁC ĐỊNH KHOẢNG CÁCH GIỮA CÁC GỐI ĐỠ VÀ ĐIỂM ĐẶT LỰC 3.4 XÁC ĐỊNH TẢI TRỌNG TÁC DỤNG LÊN TRỤC 3.4 XÁC ĐỊNH ĐƯỜNG KÍNH VÀ CHIỀU DÀI CÁC ĐOẠN TRỤC 3.5 TÍNH KIỂM NGHIỆM TRỤC VỀ ĐỘ BỀN MỎI 3.7 TÍNH MỐI GHÉP THEN TRÊN TRỤC 3.8 BIỂU ĐỒ PHÂN TÍCH LỰC TÁC DỤNG LÊN CÁC BÁNH RĂNG 3.9 BIỂU ĐỒ MOMEN UỐN VÀ MOMEN XOẮN TRÊN CÁC TRỤC PHẦN IV : TÍNH CHỌN Ổ LĂN 39

4.1 TÍNH CHỌN Ổ LĂN CHO TRỤC I 4.2 TÍNH CHỌN Ổ LĂN CHO TRỤC II 4.3 TÍNH CHỌN Ổ LĂN CHO TRỤC III PHẦN V : TÍNH CHỌN KHỚP NỐI 46

5.1 CHỌN LOẠI VÀ KÍCH THƯỚC NỐI TRỤC 5.2 KIỂM NGHIỆM ĐIỀU KIỆN BỀN PHẦN VI : TÍNH THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC 48 6.1 KẾT CẤU VỎ HỘP GIẢM TỐC ĐÚC

ĐỒ ÁN THIẾT KẾ TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ

HỘP GIẢM TỐC BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG HAI CẤP ĐỒNG TRỤC

PHẦN I : PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN VÀ LẬP BẢNG SỐ LIỆU

1.1 PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

Tỷ số truyền động chung: u = n1

n3 = 1350100 = 13,5Trong đó : n1 là số vòng quay trên trục vào của hộp giảm tốc

n3 là số vòng quay trên trục ra của hộp giảm tốc

Ta có : u= u nh u ch

Trong đó : u nh : Tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng cấp nhanh

u ch : Tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng cấp chậm

Vì khoảng cách trục của bộ truyền bánh răng cập nhanh và cấp chậm trong hộp

giảm tốc đồng trục bằng nhau ⇒ tỷ số truyền của hai cấp nên được lấy như nhau:

u nh = u ch = √u = √13,5 = 3,674

Kết luận : u= 13,5 ; u nh =u ch= 3,674

1.2 TÍNH TOÁN CÁC THÔNG SỐ TRÊN TRỤC

1.2.1 TÍNH CÔNG SUẤT TRÊN CÁC TRỤC

Ta có công suất truyền động : p = 6,5 Kw

Tra bảng 2.3 trang 19 sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí(tập 1)

Ta có : η ol = 0,99 : Hiệu suất của một cặp ổ lăn

η br= 0,96 : Hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ

η k= 0,99 : Hiệu suất của khớp nối

Công suất trên trục III : p3 = η p

k η ol = 0,99 0,996,5 = 6,632 KwCông suất trên trục II : p2 = p3

η br η ol = 6,632

0,96 0.99 = 6,98 KwCông suất trên trục I : p1 = p2

η br η ol = 6,98

0,96 0.99 = 7,34 Kw

Công suất động cơ : p đc được lấy theo tiêu chuẩn p tc ≥ p η1

k = 7,340,99 = 7,42 KwTra bảng phụ lục P 1.3 trang 236 sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí(tập

1) , ta chọn được kiểu động cơ : 4A132S4Y3 với các thông số kỹ thuật : p đc= 7,5

Kw , n đc= 1455 ( vòng/phút) , T k

T dn = 2,0

1.2.2 TÍNH SỐ VÒNG QUAY TRÊN CÁC TRỤC

Theo đề bài đã cho :

Số vòng quay trên trục vào của HGT (trục I) : n1= 1350 (v/p)

Số vòng quay trên trục ra của HGT (trục III) : n3= 100 (v/p)

Ta có : Số vòng quay trên trục II : n2 = n1

u nh = 3,6741350 = 367,44(v/p)

1.2.3 TÍNH MOMEN XOẮN TRÊN CÁC TRỤC

Momen xoắn trên trục I : T1 = 9,55.106 p n1

1 = 9,55.106 7,34

1350 = 51924 N.mmMomen xoắn trên trục II : T2 = 9,55.106 p n2

2 = 9,55.106 6,98

367,44 = 181415 N.mmMomen xoắn trên trục III : T3 = 9,55.106 p n3

n (v/p) n1 = 1350 n2 = 367,44 n3 = 100

u u nh= 3,674 u ch= 3,674

p(Kw) p1= 7,34 p2= 6,98 p3= 6,632

T

(N.mm) T1 = 51924 T2 = 181415 T3 = 633356

PHẦN II : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

2 1 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN CẤP CHẬM BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG

2.1.1 CHỌN VẬT LIỆU CHẾ TẠO BÁNH RĂNG

Vì bộ truyền chịu công suất nhỏ( P= 6,5 Kw) và tải trọng rung động nhẹ nên ta

chọn vật liệu chế tạo bánh răng thuộc nhóm I (HB ≤ 350)

Tra bảng 6.1 trang 92 sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí(tập 1) ta chọn

được vật liệu chế tạo bánh răng như sau:

Bánh nhỏ: Vật liệu thép C45-tôi cải thiện

A Ứng suất tiếp xúc cho phép

Ứng suất tiếp xúc cho phép được xác định theo công thức :

[ σ H] = (σ Hlim0 /s H).Z R Z V K xH K HL

Trong đó:

Z R - hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc

Z V – hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng

K HL - hệ số tuổi thọ khi tính về tiếp xúc

K xH– hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng

Trong bước tính thiết kế sơ bộ : Z R.Z V.K xH = 1⇒ [ σ H] = (σ Hlim0 K HL/s H)

s H– hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc

σ Hlim0 – giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bánh răng

Tra bảng 6.2 trang 94 sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí(tập 1) ta có:

s H = 1,1 và σ Hlim0 = 2HB + ¿ 70

Suy ra : σ Hlim30 = 2.HB3 + ¿ 70 = 2 260 + 70 = 590 MPa

N HE – Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương

Với bộ truyền chịu tải trọng tĩnh : N HE= 60.c.n.∑t

[σ H]min= Min( [ σ H 3] , [ σ H 4] ) = 481,82 MPa

Suy ra điều kiện : [ σ H]≤ 1,25.[σ H]min = 602,275 MPa được thỏa mãn

Vậy [ σ H]= 509,09 MPa

Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải của mỗi bánh răng:

Bánh nhỏ : [σ H 3]max= 2,8 σ ch 3=2,8.580 = 1624 MPa

Bánh lớn : [σ H 4]max= 2,8 σ ch 4=2,8.450 = 1260 MPa

Vậy ta chọn [σ H]max= 1260 MPa

B Ứng suất uốn cho phép

Ứng suất uốn cho phép dược xác định theo công thức:

[ σ F] = (σ Flim0 /s F).Y R.Y S.K xF.K FC K FL

Trong đó :

Y R - hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng

Y S -hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất

K xF - hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng

K FC- hệ số xét đến ảnh hưởng của đặt tải

K FL - hệ số tuổi thọ khi tính về uốn

Trong bước tính thiết kế sơ bộ : Y R Y S.K xF = 1 ⇒ [ σ F] = (σ Flim0 K FC K FL/s F)

s F– hệ số an toàn khi tính về uốn ,

σ Flim0 – giới hạn bền uốn của bánh răng

Tra bảng 6.2 trang 94 sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí(tập 1) ta có:

N FO – Số chu kỳ thay đổi ư/s cơ sở khi thử về uốn , N FO= 4.106 (đối với mọi loại thép)

N FO 3= N FO 4= ¿4.106

N FE – Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương

Với bộ truyền chịu tải trọng tĩnh : N FE = N HE Suy ra N FE 2 = N HE 2= 43,2.106

Do bộ truyền làm việc một chiều nên: K FC= 1

Vậy ứng suất sơ bộ của bánh răng :

Trong đó: K a – hệ số phụ thuộc vào vật liệu cặp bánh răng

T2 – mômen xoắn trên trục bánh chủ động, T2=181415 N.mm

[ σ H] - ứng suất tiếp xúc cho phép

ψ a – hệ số chiều rộng bánh răng theo khoảng cách trục

u ch – tỉ số truyền của bộ truyền cấp chậm

K Hβ – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng

vành răng

Tra bảng 6.5,6.6 trang 96,97 sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí(tập 1) ta có:

K a=43, chọn ψ a = 0,4

Theo công thức 6.16 ta có :

Số răng bánh lớn Z4= u ch Z3=3,674.34= 124,92 Ta lấy Z4 = 125 răng

Tỷ số truyền tính lại của cấp chậm :u ch = Z4

Chiều rộng vành răng cặp răng cấp chậm: B2= ψ a a wt 2= 0,4.163 = 65,2 mm

C Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Điều kiện bền tiếp xúc :σ H ≤[σ H]

Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền được xác định theo công thức : σ H= Z M Z H Z ε.√2 T2 K H .(u ch+1)

α wt – góc ăn khớp răng

Ta có góc ăn khớp bằng góc prôfil thanh răng sinh : α wt=α t = arctg(tgα/cosβ)

Theo TCVN 1065-71, α= 20 0 Suy raα wt= α t= arctg(tg20 0 /cos12,84 0 )= 20,47 0

Khi đó tgβb = cosα t .tgβ = cos20,470

.tg 12,840= 0,21 ⇒ βb = 11,860

Suy ra Z H = √ 2 cosβb

sin (2 α wt) = √ 2 cos11,86 0

sin (2 20,470) = 1,728

Suy ra σ H lớn hơn [σ H] không vượt quá 4 % nên ta có thể giữ nguyên các kết quả

tính toán và chỉ cần tính lại chiêu rộng vành răng B2

Lúc này : σ H= ¿ [σ H] Vậy cặp bánh răng thỏa mãn điều kiện bền tiếp xúc

D Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Điều kiện bền uốn : σ F< ¿ [σ F]

Ứng suất uốn sinh ra tại chân răng được xác định theo công thức :

Trong đó : Y ε hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

Y β hệ số kể đến độ nghiêng của răng

Số răng tương đương : Z v3= Z3

cos3β = cos33412,84 0 = 36,68 răng

Z v 4= Z4

cos3β = cos3125

12,840 = 134,87 răng

Tra theo bảng 6.18 trang 109 tập 1 hoặc đối chiếu với đồ thị hình 10- 21trang 158 giáo trình chi tiết máy tập I của Nguyễn Trọng Hiệp ( với hệ số dịch chỉnh x =0 ) ta

có :

Y F 3= 3,75 và Y F 4 = 3,6

Ta có : K F = K F β.K F α.K F ν

K F β – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng

vành răng khi tính uốn

K F α – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính uốn

K F ν – hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn

Tra bảng 6.7 trang 98 tập I ta có K F

β= 1,23Tra bảng 6.14 trang 107 tập I với v¿ 2,5 và cấp chính xác 9 ta được K F α= 1,37

Vậy ứng suất uốn sinh ra tại chân răng :

σ F 3= 2T2 K F .Y ε .Y β Y F 3

B d wt 3. m n 2 = 2181415 1,736 0,58 0,91 3,7565,2.69,72.2 = 137,13 MPa

σ F 4= σ F 3 Y F 4

Y F 3 = 137,13 3,63,75 = 131,64 MPa

Ta có ứng suất uốn cho phép : [σ F] = [σ F]sb Y R Y S K xF

Thông thường khi không kể đến độ nhám bề mặt ta chọn Y R= 1

Y S = 1,08 – 0,0695.ln(m n 2) = 1,08 – 0,0695.ln(2) = 1.03

K xF= 1 ( vì d a< ¿ 400)

Suy ra [σ F 3] = [σ F 3]sb Y R Y S K xF = 267,43.1.1.03.1= 275,45 MPa

[σ F 4] = [σ F 4]sb Y R Y S K xF = 236,57.1.1.03.1= 243,67 MPa

Ta thấy σ F 3< ¿ [σ F 3] và σ F 4< ¿[σ F 4]

Vậy cặp bánh răng thỏa mãn điều kiện bền uốn

E Bảng thông số và kích thước bộ truyền cấp chậm

Thông số và kích thước Ký hiệu Kết quả

2 2 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN CẤP NHANH BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG

2.2.1 CHỌN VẬT LIỆU CHẾ TẠO BÁNH RĂNG

Ta chọn vật liệu chế tạo cặp bánh răng cấp nhanh giống cấp chậm

Bánh nhỏ: Vật liệu thép C45-tôi cải thiện

Có HB=241÷285 ; σb1=850MPa ; σch1=580MPa , chọn HB1=260

Bánh lớn: Vật liệu thép C45-tôi cải thiện

Có HB=192÷240 ; σb2 =750MPa ; σch2 =450MPa , chọn HB2=230

2.2.2 XÁC ĐỊNH ỨNG SUẤT CHO PHÉP

A Ứng suất tiếp xúc cho phép

[ σ H] = ( σ Hlim0 /s H) Z R Z V K xH K HL

Trong bước tính thiết kế sơ bộ : Z R Z V.K xH = 1 ⇒ [ σ H] = ( σ Hlim0 K HL/s H)

Tra bảng 6.2 trang 94 sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí(tập 1) ta có:

Với bộ truyền chịu tải trọng tĩnh : N HE= 60.c.n.∑t

Trong đó : c là số lần ăn khớp trong một vòng quay, c = 1,

n là số vòng quay trong một phút của bánh răng đang xét

Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải của mỗi bánh răng:

Bánh nhỏ : [σ H 1]max= 2,8 σ ch 1=2,8.580 = 1624 MPa

Bánh lớn : [σ H 2]max= 2,8 σ ch 2=2,8.450 = 1260 MPa

Vậy ta chọn [σ H]max= 1260 MPa

B Ứng suất uốn cho phép

[ σ F] = ( σ Flim0

/s F) Y R Y S K xF K FC K FL

Trong bước tính thiết kế sơ bộ : Y R Y S.K xF = 1 ⇒ [ σ F] = ( σ Flim0 K FC K FL/s F)

Tra bảng 6.2 trang 94 sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí(tập 1) ta có:

N FO= 4.106 (đối với mọi loại thép).Suy ra N FO 1= N FO 2= ¿4.106

Với bộ truyền chịu tải trọng tĩnh : N FE = N HE

Suy ra N FE 2 = N HE 2= 43,2.106 > N FO 2 Do đó : K FL2= 1

N FE 1= N FE 2 u ch= 43,2.106 3 674= ¿ 158,7.106> N FO 1 Suy ra K FL1= 1

Do bộ truyền làm việc một chiều nên: K FC= 1

Vậy [ σ F 1] = ( σ Flim 10 K FC K FL1/s F) = (468.1.1/1,75) = 267,43MPa

Ta lấy ψ a của cấp nhanh nhỏ hơn của cấp chậm khoảng 20…30%, chọn ψ a=0,25

Tỷ số truyền tính lại của cấp nhanh :u nh = u ch = 3,676

Từ Z t = Z1 + Z2 = 34 + 125 = 159 răng , ta tính lại góc nghiêng β :

C Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc :

Điều kiện bền tiếp xúc :σ H ≤[σ H]

Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền được xác định theo công thức : σ H= Z M Z H Z ε.√2 T1 K H .(u nh+1)

B u nh d wt 12

Ta có : T1= 51924 N.mm , B1= 40,75 mm , d wt 1= 69,72 mm

Tra bảng 6.5 trang 96 sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí(tập 1) ,ta có:

Ta thấy : σ H< ¿ [σ H] Vậy cặp bánh răng thỏa mãn điều kiện bền tiếp xúc

D Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Điều kiện bền uốn : σ F< ¿ [σ F]

Ứng suất uốn sinh ra tại chân răng được xác định theo công thức :

Ta được : K F ν = 1+ ν F B1 d wt 1

2 T1 K Fβ K Fα = 1+ 11,03 40,75 69,722.51924 1,08 1,27 = 1,22Nên K F = K F β.K F α.K F ν= 1,08.1,27.1,22 = 1,67

Vậy ứng suất uốn sinh ra tại chân răng :

σ F 1= 2T1 K F .Y ε .Y β Y F 1

B1 d wt 1. m n1 = 251924 1,67 0,58 0,91 3,7540,75.69,72 2 = 60,41 MPa

σ F 2= σ F 1 Y F 2

Y F 1 = 60,41 3,63,75 = 57,99 MPa

Ta có ứng suất uốn cho phép : [σ F] = [σ F]sb Y R Y S K xF

Thông thường khi không kể đến độ nhám bề mặt ta chọn Y R= 1

Vậy cặp bánh răng thỏa mãn điều kiện bền uốn

E Bảng thông số và kích thước bộ truyền cấp nhanh

Thông số và kích thước Ký hiệu Kết quả

2.3 BÔI TRƠN NGÂM DẦU BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

Vì vận tốc vòng của bộ truyền bánh răng v¿ 12 (m/s) nên ta chọn phương pháp bôi trơn ngâm dầu bánh răng

Chiều cao của mức dầu ngâm phải thỏa mãn điều kiện :

+ Mức dầu thấp nhất : Mỗi bộ truyền phải có ít nhất một bánh răng được ngâm hết chiều cao chân răng h f+ Mức dầu cao nhất : Đảm bảo không có bánh răng nào của

bộ truyền bị ngâm vượt quá 1/3 bán kính ( khi v nhỏ hơn 3 m/s ) hoặc vượt quá 1/4bán kính ( khi v từ 3÷5 m/s ) và không có ổ lăn nào bị ngâm vượt quá tâm con lăn

Ta có hai bánh răng nhỏ và hai bánh răng lớn ở bộ truyền bánh răng cấp chậm và cấp nhanh có các giá trị về bán kính giống nhau

Sự chênh lệch về bán kính giữa bánh răng bị dẫn của cấp chậm(bánh lớn) và bánh răng bị dẫn của cấp nhanh(bánh lớn) bằng 0 nên ta lấy chiều cao thấp nhất của

mức dầu ngập bằng chiều cao răng của bánh răng bị dẫn

Ta có chiều cao răng của bánh răng bị dẫn ở cả 2 cấp:

h2 = h4 = 260,4−251,42 = 4,5mm

Suy ra mức dầu ngập thấp nhất bằng 4,5 mm (tính từ đường kính vòng đỉnh răng)

Và mức dầu ngập cao nhất bằng 9,5 mm

Dựa vào bảng 18-11 và 18-13 trang 100 và 101 ta chọn loại dầu bôi trơn cho bộ

truyền bánh răng là dầu ôtô máy kéo AK-20 với độ nhớt ở 500C : Centistoc = 80 và Engle = 11

Dầu được đổ vào hộp giảm tốc với số lượng 0,4÷0,8 lít cho 1 Kw công suất truyền động

PHẦN III : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC

3.1 CHỌN VẬT LIỆU CHẾ TẠO TRỤC

Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45-tôi cải thiện có σb=750Mpa ;ứng suất xoắn cho phép [τ]=15÷30Mpa]=15÷30Mpa

3.2 TÍNH SƠ BỘ ĐƯỜNG KÍNH TRỤC

Đường kính trục được xác định theo công thức :

d t ≥ √3 0,2[τ ] T

Trong đó : T là momen xoắn trên trục trên trục đang xét

[τ ] là ứng suất xoắn cho phép trên trục, với thép 45 thì [τ ]= 15÷30 MPaTrục I : T1= 51924 MPa , [τ ] = 15 MPa ⇒ d t 1 ≥ 3

√519240,2.15 = 25,87 mmChọn sơ bộ d t 1=30(mm),tra bảng 10.2 trang 189 sách tính toán thiết kế hệ dẫn động

cơ khí(tập 1)⇒chiều rộng ổ lăn b01=19 mm

Trục II : T2= 181415 MPa , [τ ] = 20 MPa ⇒ d t 2 ≥ 3

√1814150,2.20 = 35,66 mmChọn sơ bộ d t 2=40(mm),tra bảng ⇒chiều rộng ổ lăn b02=23 mm

Trục III : T3= 633356 MPa , [τ ] = 30 MPa ⇒ d t 3 ≥ 3

√6333560,2.30 = 47,26 mmChọn sơ bộ d t 3=50(mm),tra bảng ⇒chiều rộng ổ lăn b03=27 mm

3.3 XÁC ĐỊNH KHOẢNG CÁCH GIỮA CÁC GỐI ĐỠ VÀ ĐIỂM ĐẶT LỰC

Chọn khoảng cách :

Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng

cách giữa các chi tiết quay : k1=10mm

Khoảng cách từ mặt mút đến thành trong của hộp : k2=8mm

Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết đến nắp ổ : k3=10mm

Chiều cao nắp ổ & đầu bulông : hn=20mm

cosβ = 1489,5.tg 20,470

cos12,480 = 569,47 (N) Lực dọc trục : F a 1 = F t 1 tgβ = 1489,5.tg12,480= 329,67 (N)

Trục II : Lực vòng : F t 2 = F t 1 = 1489,5 (N)

F t 3 = 2 T2

d w t 3 = 2.18141569,72 = 5204,1 (N) Lực hướng tâm: F r 2 = F r 1 = 569,47 (N)

F r 3 = F t 3 tg α wt

cosβ = 5204,1.tg 20,470

cos12,480 = 1989,64 (N) Lực dọc trục : F a 2 = F a 1 = 329,67 (N)

Tra bảng 16-10a trang 68 sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí(tập 2) ta có :

Tính mômen uốn tại những tiết diện nguy hiểm trên trục:

Tại tiết diện 0 trên trục: ( lắp ổ lăn)

M X 10 = F K 1 l12 = 288,47 62 = 17885,14 Nmm

M Y 10 = 0

Tại tiết diện 3 trên trục : ( lắp bánh răng)

M X 13 = F X 11.50 = 923,6.50 = 46180 Nmm

M Y 13 = F a 1 d wt1

2 – F Y 11.50 = 11492,3 – 399,66.50 = – 8490,7 NmmSuy ra : M10 = 17885,14 , M13 = √M X 132+M Y 132 = 46954,1 Nmm

⇒ M tđ 10 = √M102+0,75 T12 = √17885,14 2 +0,75 51924 2 = 48393,7Nmm

M tđ 13 = √M132+0,75 T12 = √46954,1 2

+ 0,75 51924 2 = 65013,6Nmm

M tđ 12 = √0,75.T12 = √0,75.519242 = 44967,5Nmm

Với thép 45-tôi cải thiện có : σb=750MPa ;đường kính trục dt1=30mm

Tra bảng 10.5 Trang195t ập 1 ta có [σ] =63MPa

Đường kính trục tại các tiết diện: d10≥ 3

√ M tđ 10 0,1.[σ ] = 3

√48393,70,1 63 = 19,73 mm

d12≥ 3

√ M tđ 12 0,1.[σ ] = 3

Ta lấy theo dãy số tiêu chuẩn d10 =d11= 25 mm , d12=22 mm , d13 = 26 mm

Định kết cấu trục : Ta có đường kính trục tại tiết diện lắp bánh răng d13 = 26 mm, tra bảng 9.1a trang 173 sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí(tập 1) ta chọn

then bằng có :

Kích thước tiết diện then : b = 8mm ; h = 7mm

Chiều sâu rãnh then : Trên trục t1 = 4 mm ; t2 = 2,8 mm

Bán kính góc lượn của rãnh : 0,16 mm ≤ r ≤ 0,25 mm

3.5.2 TÍNH THIẾT KẾ TRỤC II

Mômen uốn do lực F a 2 sinh ra: M2= F a 2. d wt 2

2 =329,67.256,232 = 42235,7 NmmMômen uốn do lực F a 3 sinh ra: M3= F a 3. d wt 3

2 =1151,81.69,722 = 40152,1 Nmm Tính phản lực tại các gối đỡ:

∑Y2 = 0 ⇔ F Y 20 + F Y 21 = F r 2 + F r 3 (1)

∑M20Y = 0 ⇔ F r 2.54,5 + F r 3 199,5 = F Y 21.266 + F a 2. d wt 2

2 +F a 3. d wt 3

2 (2)

Tính mômen uốn tại những tiết diện nguy hiểm trên trục:

Tại tiết diện 2 trên trục : ( lắp bánh răng lớn)

M X 22 = F X 20.54,5 = 116,71.54,5 = 6360,69 Nmm

M Y 22 = F Y 20.54,5 – F a 2 d wt2

2 = 1259,93.54,5 – 42235,7 = 26430,5 NmmTại tiết diện 3 trên trục : (lắp bánh răng nhỏ)

M X 23 = F X 21.66,5 = 3597,89.66,5 = 239259,7 Nmm

M Y 23 = F Y 21.66,5 + F a 3 d wt3

2 = 1299,18.66,5 + 40152,1 = 126547,6 NmmSuy ra : M22 =√M X 222

Với thép 45-tôi cải thiện có : σb=750MPa ;đường kính trục dt2=40mm

Tra bảng 10.5 Trang195t ập 1 ta có [σ] =63MPa

Đường kính trục tại các tiết diện: d22≥ 3

√ M tđ 22 0,1.[σ ] = 3