Hệ thống dẫn động cơ khí

ệu quả kinh tế cũng như tính khả thi người ta chỉ chế tạo ra các động cơ điện có công suất và vận tốc quay là một giá trị cụ thể nào đó đã được lập trong các bảng tiêu chuẩn. Trong khi đó, các chuyển động cơ học trong các máy móc lại cần những công suất bất kì, không theo một dẫy số tiêu chuẩn nào. Vì vậy, các động cơ điện không thể truyền trực tiếp công suất sang cho các hệ thống chuyển động mà phải thông qua thiết bị chuyển đổi công suất dễ chế tạo hơn. Một trong các thiết bị như vậy là hộp giảm tốc. Hộp giảm tốc là cơ cấu truyền động bằng ăn khớp trực tiếp, có tỉ số truyền không đổi và được dùng để giảm vận tốc góc và tăng mômen xoắn . Như vậy, ta thấy rằng, một hệ thống máy móc chuyển động cần phải có động cơ, bộ truyền, hộp giảm tốc (hoặc hộp tăng tốc) và hệ thống tải. Một hệ thống như vậy được gọi là hệ thống dẫn động cơ khí . Trên thực tế , khi thiết kế một hệ thống dẫn động cơ khí ta phải khảo sát tất cả các số liệu kĩ thuật phục vụ cho đề tài thiết kế. Nhưng trong đồ án môn học Chi Tiết Máy này, các số liệu đã được cho trước và ta chỉ phải thiết kế hệ thống mà thôi . Mục lục Tiêu đề Trang Phần I : Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền. : Chọn động cơ. : Tính các thông số. 3 3 5 Phần II : Thiết kế các bộ truyền. I ) : Thiết kế cấp nhanh. II) : Thiết kế bộ truyền cấp chậm. III): Thiết kế bộ truyền xích. 6 6 13 19 Phần III : Chọn khớp nối. 22 Phần IV : Thiết kế trục. : Tính toán trục II. : Tính toán trục I. : Tính toán trục III. 24 26 32 38 Phần V : Tính toán và chọn ổ lăn. : Tính ổ lăn cho trục I. : Tính ổ lăn cho trục II. : Tính ổ lăn cho trục III. 44 44 45 46 Phần VI : Tính kết cấu vỏ hộp và các chi tiết khác. 48 Phần VII : Bảng kê các lắp ghép trị số của sai lệch giới hạn và dung sai lắp ghép 51 Tài liệu tham khảo 1) PGS.PTS. Trịnh Chất ; PTS. Lê Văn Uyển : Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí ( Tập 1 và 2 ). Nhà xuất bản Giáo dục. Hà nội - 2001 Nguyễn Trọng Hiệp : Chi tiết máy , tập I và II .Nhà xuất bản Giáo dục. Hà Nội - 1994. PGS . TS . Ninh Đức Tốn : Nhà xuất bản Giáo dục. Hà nội – 2004. ........ Thiết kế hệ dẫn động xích tải (đề 7) Phần I) Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền (hoặc tính toán động học). I)Chọn động cơ. 1. Lực kéo xích tải : F=5500N. 2. Vận tốc xích tải : V=0.5 m/s. 3. Số răng đĩa xích : z=9. 4. Bước xích tảI : p=63 mm. 5. Thời hạn phục vụ: lh=15000 giờ. 6. Số ca làm việc : soca=1. 7. Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài =90o. 8. Đặc tính làm việc va đập nhẹ. 1)xác định công suất của động cơ. Ta có từ công thức (2.8) và (2.9) sách tính toán hệ dẫn động cơ khí tập 1 ta có. Pct = Pt/. Với : Pct công suất cần thiết trên trục động cơ. Pt công suất tính toán trên trục máy công tác. hiệu suất truyền động. Trong đó: là hiệu suất của trục nối trục đàn hồi. là hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ. là hiệu suất của các cặp ổ lăn. là hiệu suất của bộ xích tải. Tra trong bảng 2.3 trong sách (TTTKHDĐCK tập 1 ) ta có. = 0.99 = 0.97 = 0.99 = 0.92 Vậy ta có hiệu suất truyền động là: 0,99.(0,97)2.(0,99)4 .0,92 = 0,82 Mặt khác với tải trọng không đổi thì công suất tính toán là công suất làm việc trên trục máy công tác. Với F : lực kéo xích F = 5500N(đề cho). V : vận tốc xích tải V = 0.5m/s (đề cho). Vậy Ta có công suất cần thiết trên trục động cơ là: 2) xác định tốc độ của động cơ nsb = nlv.ut Trong đó nsb là số vòng quay sơ bộ của động cơ ut là tỷ số truyền của hệ dẫn động. nlv là số vòng quay của của trục máy công tác. Ta có : Trong đó Z là số răng đĩa xích Z = 9 . P là bước xích tải P = 63 mm Vậy = Ta có tỷ số truyền sơ bộ của hệ dẫn dộng được xác định theo công thức sau : Ut = Ung.Uh . Trong đó : Ung là tỷ số truyền của bộ truyền xích Uh là tỷ số truyền của hộp giảm tốc. Theo bảng 2.4 sách tttkhdđ tập I ta có : Vì hộp giảm tốc 2 cấp nên chọn Uh = (840), Chọn Uh = 20 Chọn Ung = (25), chọn Ung = 2.5 Vậy Ut = 2.5.20 = 50 Do đó ta có : nsb = 53.50 = 2650 (vg/ph) Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ là: n = 3000(vg/ph) Tra bảng P1.2 và bảng P1.6 ta chọn động cơ loại DK51-2 các thông số của động cơ là: Vận tốc quay n = 2900vg/ph. Công suất p = 4.5kw Đường kính trục d = 35. Hệ số tải Tk/Tdn = 1.6 Khối lượng động cơ m = 84Kg 3)phân phối tỷ số truyền: a)xác định tỷ số truyền ut của hệ dẫn động: ndc là số vòng quay của động cơ dã chọn Ndc = 2900vg/ph nlv = 53vg/ph. b)phân phối tỷ số truyền của hệ dẫn động cho các bộ truyền. Ut = Uh.Ung Trong đó : Ung tỷ số truyền của bộ truyền Ngoài hộp Ung = 2,5 . Vậy Uh = Theo bẳng 3.1 sách tttkhdđ cơ khí ta có với uh = 22 ta có tỷ số truyền bánh răng –bánh răng u1 là U1 = 6,48 U2 = 3,39 II) tính các thông số: Tính tốc độ quay của trục Tốc độ quay của trục I là :nI = ndc = 2900 Tốc độ quay của trục II là : nII = nI/u1 = 2900/6.48 = 447(v/ph). Tốc độ quay của trục III là : nIII = nII/u2 = 447/3.39 = 132 (v/ph) Tốc độ quay của trục cộng tác:nct = nIII/uxích = 132/ 2.5 = 53 (v/ph) Tính công suất danh nghĩa trên trục : PtrụcIII = Pxích/ = 2,75/(0,92.0,99) = 3,02 (KW) PtrụcII = PtrụcIII / = 3,02/(0,99.0,97) = 3,14 (KW) PtrụcI = PtrụcII / = 3,14/(0,99.0,97) = 3,27 (KW) Pđộngcơ = PtrụcI / = 3,27/0,99 = 3,30 (KW) Tính mô men xoắn trên các trục : *Txích = (9,55.106.Pxích)/nxích = (9,55.106.2,75)/53 = 0,4955.106 (Nmm). * TtrụcIII = (9,55.106.PtrụcIII)/ntrụcIII = (9,55.106.3,02)/132 =0,2185.106 Nmm *TtrụcII = (9,55.106.PtrụcII)/ntrụcII = (9,55.106.3,14)/447 = 0,0671.106 Nmm *TtrụcI = (9,55.106.PtrụcI)/ntrụcI = (9,55.106.3,27)/2900 = 0,0108.106 Nm. *Tđc = (9,55.106.Pđc)/nđc = (9,55.106.3,30)/2900 = 0,0109.106 Nmm. 4)Ta có bảng kết quả : Phần II) Thiết kế các bộ truyền I) thiết kế bộ truyền cấp nhanh A) Thiết kế bộ truyền: 1) chọ vật liệu: + Chọn vật liệu chế tạo bánh răng nhỏ :Theo bảng 6.1(I) do không có yêu cầu gì đặc biệt nên ta chọn bánh răng nhỏ được chế tạo bằng thép 45 có tôi cải thiện đạt độ rắn có chỉ số như sau : + Chọn vật liệu chế tạo bánh răng to : Chọn thép 45 tôi cải thiện có các chỉ số là : 2) Xác định ứng xuất cho phép : Theo bảng 6.2(I) ta có : Với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn : HB 180…350. Thì ta có : Chọn độ rắn bánh răng nhỏ HB1 = 245 Chọn độ rắn bánh răng lớn :HB2 = 237.5 Vậy : Với : + lần lượt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở. + SH và SF là hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn. Theo công thức (6.5) [I] chu kì thay đổi ứng suât cơ sở khi tính về tiếp xúc: NHO 30. Trong đó HHB là độ cứng Brinen NHO1 = 30.2452,4 = 1,63.107 NHO2 = 30.237,52,4 =1,51.107 Theo công thức (6.7) [I] ta có chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương NHE : NHE = : Với - c, n lần lượt là số lần ăn khớp trong một vòng quay và số vòng quay trong một phút . Ti , ni, ti, : lần lượt là mô men xoắn , số vòng quay , tổng số giờ làm việc ở chế độ I của bánh răng đang xét . NHE2 = = 60.1.447.15000.() = 0,3045.109 NHE1 = = 60.1.2900.1500.( ) = 1,97316.109 Thấy NHE1 > NHO1 vậy lấy NHE1 = NHO1 và KHL1 = 1. NHE2 > NHO2 vậy lấy NHE2 = NHO2 và KHL2 =1 Với : -HKL : hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền . Vậy theo công thức (6.1) [I] ta có thể xác định sơ bộ ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất cho phép theo công thức : = = = = = Theo (3.8) [I] ta có : NFE = Chọn : C = 1. Ta có : = 60.447.15000.() = 0.254.109 Mặt khác có với mọi loại thép : NFE = 4.106 NFE2 > NFE Nên Tượng tự ta có . Xác định ứng suất cho phép : Theo công thúc (6.2.a) [I] ta có : = Trong dó : - KFC : hệ số kể đến ảnh hưởng đặt tải, vì đặt tải một phía nên KFC = 1 - KFL : là hệ số tuổi thọ . Vậy ta có : = = ứng suất quá tải cho phép + ứng suất tiếp xúc :với bánh răng tôi cải thiện; thường hoá Vậy + ứng suất uốn : vì Vậy : 3) tính toán bánh răng thẳng : a) Xác định sơ bộ khoảng cách trục : theo công thức (6.15.a) [I] trang 96 ta có : “+” vì ăn khớp ngoài . Ka : hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng . T1 : mô men xoắn trên trục bánh chủ động U1 : tỷ số truyền của của bộ truyền 1. : hệ số chiều rộng vành răng . hệ số kể đến sự phân bố không đều tảI trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc . Ta có : Tra bảng (6.5) [I] ta có : Ka = 49,5 (MPa). Tra bảng (6.6) [I] ta có Theo công thức (6.16) [I] có Theo bảng (6.7) [I] có : với sơ đồ 3 và =1.2 Vậy Chọn aw = 112 (mm). m = Vậy theo (6.8) [I] ta lấy m theo tiêu chuẩn chọn m = 2 (mm). Ta có theo (6.18) [I] có : aw = Vì bộ truyền bánh răng trụ thẳng nên có : Z1 = Vậy chọn Z1 = 15 (răng). Mặt khác Z2 = U1.Z1 = 6,48.15 = 97,2 lấy Z2 = 97 (răng). Vậy Tra bảng (6.9) [I] hệ số dịch chỉnh là : b) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc : Theo công thức (6.3) [I] ta có : + ZM : Hệ số kể đến cơ tính của vật liệu của bánh răng ăn khớp, theo bảng (6.5) [I] ta có ZM = 274 (MPa)1/3 + ZH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, theo công thức (6.34) [I] ta có Theo bảng (6.1) [I] ta có Mặt khác ta có : với Vậy + : là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng , ta có theo công thức (6.3a) [I] Có với xác định theo công thức sau: + K :Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc : : Đường kính bánh răng nhỏ là: Theo công thức (6.40) [I] ta có : Ta thấy : V<6(m/s). theo bảng (6.13) [I] ta chọn cấp chính xác của bánh răng là : cấp 8. - : là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời cùng ăn khớp. Tra bảng (6.14) [I] - : là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng , theo bảng (6.7) [I] ta có -: là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vòng ăn khớp: Theo công thức (6.14) [I] ta có: Với v : là vận tốc vòng. là hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp tra bảng (6.15) [I] ta có : g0: hệ số kể đến sai lệch bước răng bánh 1 và bánh 2, tra bảng (6.16) [I] ta có :g0 = 56 . bw: là chiếu rộng vánh răng : Vậy KH = 1,23.1,2.1,09 = 1,61 . ứng suất tiếp xúc bánh răng là : Mặt khác ta có ZR: là hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc chọn Ra =2,5...1,25 ZR = 0,95. - ZV: là hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng, có V = 4,55(m/s) nên chọn ZV = 1. ZXH: là hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng,ZXH =1. Vậy Bánh răng đảm bảo đủ độ bền tiếp xúc c) Kiểm nghiệm bánh răng về độ bền uốn: Theo công thức (6.43) [I] ta có : Với : - T1 : là mô men xoắn trên bánh chủ động , T1 = 10800 (N.mm). m : mô đun phát, m = 2 (mm). bw: là chiếu rộng vành răng (mm), bw = 34 (mm). dw: đường kính vòng lăn bánh chủ động (mm), . : là hệ số kể đến độ nghiêng của răng : = 1. : là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng ,có với là hệ số trùng khớp ngang = 1,634 : là hệ số rạng răng của bánh răng 1 : ta có theo trên aw = awt =112 , hệ số dịch chỉnh : tra bảng (6.18) [I] KF : là hệ số tải trọng khi tính về uốn, theo công thức (6.7) [I] * : là hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn : tra bảng (6.7) [I] ta có : = 1,41. * : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn : tra bảng (6.14) [I] với v = 4,55(m/s) < 5(m/s), cấp chính xác 8 = 1,27. * : hệ số kể đến tải trọng suất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn theo công thức (6.46) [I] có : Với : - Trong đó : * : hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp theo bảng (6.15) [I] có: = 0,016. * g0 : hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng bánh 1 và 2 tra bảng (6.16) [I] có : g0 = 56. Vậy KF = 1,45.1,27.1,.41 = 2,5965. - . Vậy ta có : mà * có Vậy thoả mãn điều kiện bền uốn. Bảng kết quả : Khoảng cách trục = 112(mm) Môđun m = 2 (mm) Tỷ số truyền u = 6,48 Góc nghiêng của răng = 0 Số răng bánh răng Z1 = 15 Z2 = 97 Hệ số dịch chỉnh X1 = 0,3 X2 = -0,3 chiều rộng vành răng = 34(mm) II) thiết kế bộ truyền cấp chậm 1) Chọn vật liệu : + Chọn vật liệu chế tạo bánh răng nhỏ :Theo bảng 6.1(I) do không có yêu cầu gì đặc biệt nên ta chọn bánh răng nhỏ được chế tạo bằng thép 45 có tôi cải thiện đạt độ rắn có chỉ số như sau : + Chọn vật liệu chế tạo bánh răng to : Chọn thép 45 tôi cảI thiện có các chỉ số là : 2) Xác định ứng xuất cho phép : Theo bảng 6.2(I) ta có : Với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn : HB 180…350. Thì ta có : Chọn độ rắn bánh răng nhỏ HB1 = 245 Chọn độ rắn bánh răng lớn :HB2 = 237.5 Vậy : Với : + lần lượt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở. + SH và SF là hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn. Theo công thức (6.5) [I] chu kì thay đổi ứng suât cơ sở khi tính về tiếp xúc: NHO 30. Trong đó HHB là độ cứng Brinen NHO1 = 30.2452,4 = 1,63.107 NHO2 = 30.237,5 =1,51.107 Theo công thức (6.7) [I] ta có chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương NHE : NHE = : Với : - c, n lần lượt là số lần ăn khớp trong một vòng quay và số vòng quay trong một phút . Ti , ni, ti, : lần lượt là mô men xoắn , số vòng quay , tổng số giờ làm việc ở chế độ I của bánh răng đang xét . NHE2 = = 60.1.132.15000.() = 0,0898.109 NHE1 = = 60.1.447.15000.( ) = 0,3041.109 Thấy NHE1 > NHO1 vậy lấy NHE1 = NHO1 và KHL1 = 1. NHE2 > NHO2 vậy lấy NHE2 = NHO2 và KHL2 =1 Với : - HKL : hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền . Vậy theo công thức (6.1) [I] ta có thể xác định sơ bộ ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất cho phép theo công thức : = = = = = Theo (3.8) [I] ta có : NFE = Chọn C = 1. Ta có : = 60.447.15000.() = 0.254.109 Mặt khác có với mọi loại thép : NFE = 4.106 NFE1 > NFE Nên Tượng tự ta có . Xác định ứng suất cho phép : Theo công thúc (6.2.a) [I] ta có : = Trong dó : - KFC : hệ số kể đến ảnh hưởng đặt tải, vì đặt tải một phía nên KFC = 1 - KFL : là hệ số tuổi thọ . Vậy ta có : = = ứng suất quá tải cho phép + ứng suất tiếp xúc :với bánh răng tôi cải thiện; thường hoá Vậy + ứng suất uốn : vì Vậy : 3) tính toán bánh răng thẳng : a) Xác định sơ bộ khoảng cách trục : theo công thức (6.15.a) [I] trang 96 ta có : “+” vì ăn khớp ngoài . Ka : hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng . T1 : mô men xoắn trên trục bánh chủ động U1 : tỷ số truyền của của bộ truyền 1. : hệ số chiều rộng vành răng . hệ số kể đến sự phân bố không đều tảI trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc . Ta có : - T1 = 67100 (Nmm) Tra bảng (6.5) [I] ta có : Ka = 49,5 (MPa). Tra bảng (6.6) [I] ta có Theo công thức (6.16) [I] có Theo bảng (6.7) [I] có : với sơ đồ 5 và =1,04 Vậy Chọn aw = 140 (mm). m = Vậy theo (6.8) [I] ta lấy m theo tiêu chuẩn chọn m = 2 (mm). Ta có theo (6.18) [I] có : aw = Vì bộ truyền bánh răng trụ thẳng nên có : Z1 = Vậy chọn Z1 = 32 (răng). Mặt khác Z2 = U1.Z1 = 32.3,39 = 108.48 lấy Z2 = 108 (răng). Vậy Kiểm nghiệm lại khoảng cách trục = = aw b) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc : Theo công thức (6.3) [I] ta có : + ZM : Hệ số kể đến cơ tính của vật liệu của bánh răng ăn khớp, theo bảng (6.5) [I] ta có ZM = 274 (MPa)1/3 + ZH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, theo công thức (6.34) [I] ta có Theo bảng (6.1) [I] ta có Mặt khác ta có : với Vậy + : là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng , ta có theo công thức (6.3a) [I] Có với xác định theo công thức sau: + K :Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc : : Đường kính bánh răng nhỏ là: Theo công thức (6.40) [I] ta có : Ta thấy : V<2(m/s). theo bảng (6.13) [I] ta chọn cấp chính xác của bánh răng là : cấp 9 - : là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời cùng ăn khớp. Tra bảng (6.14) [I] - : là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng , theo bảng (6.7) [I] ta có -: là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vòng ăn khớp: Theo công thức (6.14) [I] ta có: Với v : là vận tốc vòng. là hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp tra bảng (6.15) [I] ta có : g0: hệ số kể đến sai lệch bước răng bánh 1 và bánh 2, tra bảng (6.16) [I] ta có :g0 = 73 bw: là chiếu rộng vánh răng : Vậy KH = 1,07.1,04.1,13 = 1,26 ứng suất tiếp xúc bánh răng là : Mặt khác ta có ZR: là hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc chọn Ra =2,5...1,25 ZR = 0,95. - ZV: là hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng, có V = 4,55(m/s) nên chọn ZV = 1. ZXH: là hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng,ZXH =1. Vậy Bánh răng đảm bảo đủ độ bền tiếp xúc c) Kiểm nghiệm bánh răng về độ bền uốn: Theo công thức (6.43) [I] ta có : Với : - T1 : là mô men xoắn trên bánh chủ động , T1 = 67100 (N.mm). m : mô đun phát, m = 2 (mm). bw: là chiếu rộng vành răng (mm), bw = 42 (mm). dw: đường kính vòng lăn bánh chủ động (mm), . : là hệ số kể đến độ nghiêng của răng : = 1. : là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng ,có với là hệ số trùng khớp ngang = 1,75 : là hệ số rạng răng của bánh răng 1 : ta có theo trên aw = awt =140 , hệ số dịch chỉnh : tra bảng (6.18) [I] KF : là hệ số tải trọng khi tính về uốn, theo công thức (6.7) [I] * : là hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn : tra bảng (6.7) [I] ta có : = 1,11 * : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn : tra bảng (6.14) [I] với v = 1,5(m/s) < 2,5(m/s), cấp chính xác 9 = 1,37. * : hệ số kể đến tải trọng suất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn theo công thức (6.46) [I] có : Với : - Trong đó : * : hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp theo bảng (6.15) [I] có: = 0,016. * g0 : hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng bánh 1 và 2 tra bảng (6.16) [I] có : g0 = 73 Vậy KF = 1,11.1,37.1,15 = 1,75. - . Vậy ta có : mà * có Vậy thoả mãn điều kiện bền uốn. Bảng kết quả III) thiết kế bộ truyền xích Chọn loại xích : Do tải trọng nhỏ và vận tốc thấp nên chọ xích con lăn. Đặc điểm : độ bền mòn của xích con lăn cao xích ống, chế tạo không phức tập do đó loại xích con lăn được dùng rộng rãi. Xác đinh các thông số bộ truyền : Theo bảng (5.6) [I] ta có : với u = 2,5 chọn số răng đĩa xích là: Z1 = 25 Z2 = u.Z1 = 2,5.25 = 52,5 Vậy chọn Theo công thức (5.3) [I] có : Pt = P.K.KZ.Kn Trong đó: - Pt : công suất tính toán. P : công suất cần truyền, P = 3,02 (Kw) KZ : hệ số số răng : Kn : hệ số vòng quay : Với : n1 : là số vòng quay đĩa nhỏ. n01 : là số vòng quay tiêu chuẩn chọn gần n1 nhất. Theo công thức (5.4) [I] và nấy bảng (5.6) [I] có : K = K0.Ka.Kdc.Kđ.Kbt.Kc Trong đó : - K0 : là hệ số ảnh hưởng vị trí bộ ruyền vì theo bài ra góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài là =900 , (thẳng đứng) K0 = 1,25 - Ka : là hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích, chọn a = 40.p Ka = 1 - Kdc : là hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích Kdc = 1 - Kc : là hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền, theo đề ra số ca làm việc = 1 Kc = 1 - Kbt : là hệ số kể đến ảnh hưởng của việc bôi trơn, chọn loại Kbt = 1,3 bôi trơn cấp II. K = 1,25.1.1.1,25.1.1,3 = 2,03125. Vậy : pt =3,02.2,03125.1.0,862 = 5,288 (Kw). Theo bảng (5.5) [I] với n01 =50, chọn bước xích p = 38,1 có thoả mãn điều kiện pt < [p] Vậy a = 38,1.40 = 1524 (mm) Theo công thức (5.12) [I] số mắy xích X = Vậy chọn số mắt xích là X = 124 Tính lại khoảng cách trục theo công thức (5.13) [I] có: a* = = Để xích không chịu lực căng quá lớn giảm a đi một lượng là : Vậy chọn a = 1512(mm). Theo (5.14) [I] số lần va đập của xích : Theo bảng (5.9) [I] : [i] = 25 i < [i] 3)Tính kiểm nghiệm xích về độ bền theo (5.15) [I] S = trong đó : - Q : là tải trọng phá hỏng (N), theo bảng (5.2) [I] :Q = 127000(N) khối lượng 1 mét xích là : q = 5,5(Kg) Ka : là hệ số tải trọng động Kđ = 1,7(với tải làm việc nặng) Ft : lực vòng : FV : lực quay do lực ly tâm gây ra : FV = q.v2 = 5,5.0,52 = 1,375 Fo : là do trọng lượng nhánh xích bị động gây ra: Fo = 9,81.kf.q.a Với :Kf là hệ số phụ thuộc độ võng của xích :Kf = 1 Fo = 9,81.1.5,5.1,512 = 81,58 Theo bảng (5.10) [I] Với Vậy s <[s] đảm bảo điều kiện bền. Đường kính đĩa : Theo công thức (5.17) [I] có Có : r = 0,5025.d10+0,05 theo bảng (5.2) [I] d10 = 22,23 r = 11,22 Vậy : df1 = d1 + 2.r =303,99-2.11,22 = 281,55 df2 = d2 + 2.r = 752,23 - 2.11,22 = 729,79 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa : Theo công thức (5.18) [I] có : Trong đó : - : là ứng suất tiếp xúc cho phép , với thép 45 tôi cải thiện Ft : là lục vòng (N). Fvđ : là lực va đập trên m dãy xích Fvđ =13.10-7.n1.p3.m = 13.10-7.38,13.145.1 = 10,43(N) Kr : là hệ số ảnh hưởng của số răng đĩa xích phụ thuộc vào Z : Kr = 0,42. kđ : là hệ số tải trọng tra bảng (5.6) [I] Kd : là hệ số phân bố tải trọng không dều cho các dãy E = 2,1.105 (MPa). A : là diện tích mặt cắt tựa bản lề, theo bảng (5.12) [I] có : E = 395(mm2). Mặt khác có với thép 45 tôi ram chọn Vậy đảm bảo điều kiện bền Tính lực tác dụng nên trục : Theo công thức (5.20) [I] có Fr = Kx.Ft Với : Kx : hệ số kể đến trọng lượng của xích, với Ft = 6040.1,05 = 6342(N) phần III) Chọn khớp nối Xuất phát từ công thức : Ttính = K.Td với : Td =10800(Nmm) K = 1,5 Ttính = 16200(Nmm) Do mô men xoắn cần truyền từ trục động cơ không lớn lắm nên để giảm va đập và chấn động, để phòng cộng hưởng dao động xoắn gây nên và bù lại độ lệch trục . Chọn nối trục là nối trục vòng đàn hồi, do nó có cấu trúc đơn giản, dễ chế tạo, dễ thay thế và làm việc tin cậy. Dựa vào Ttích và đưòng kính trục động cơ dđc = 35mm ta chọn: = 36mm Tra bảng (16.10a)[II] : Theo bảng (16.10.b)[II] ta có kích thước cơ bản của vòng đàn hồi là: Kiểm nghiệm điều kiện bền của vòng đàn hồi và chốt Điều kiện bền dập của vòng đàn hồi : Với : - Z : là số chốt Z = 4 -D0 = 50(mm) - l3 =28 (mm) - l0 = l1 +l2/2 = 34 + 15/2 = 41,5(mm) - T : mô men xoắn tính toánT = 16200(Nmm) -dc : đường kính chốt dc = D3 = 17(mm) - :ứng suất dập tính toán. - : là ứng suất dập cho phép, lấy = chọn = 3MPa - K : hệ số chế độ làm việc phụ thuộc vào máy công tác, do là xích tải K = chọn K = 1,8 Vậy vòng đàn hồi đảm bảo điều kiện bền dập. Điều kiện bền của chốt : Với : - : là ứng suất tính toán của chốt. - : là ứng suất cho phép, ta lấy = 70(MPa). Vậy thoả mãn bền Nối trục đàn hồi đảm bảo bền. phần IV) thiết kế trục Chọn vật liệu : chọn vật liệu cho các trục là thép 45 có , ứng suất xoắn cho phép Xác định sơ bộ đường kính trục : Theo công thức (10.9) [I] đường kính trục thứ K với K = 1..3 là: Chọn Do đó ta tính được đường kính sơ bộ là : Vậy chọn : Xác định lực tác dụng nên bánh răng : vì là bánh răng thẳng nên các lực tác dụng nên bánh răng là :theo công thức (10.1) [I] Với - có : có với : Ta có sơ đồ đặt lực chung là A)Tính toán trục II : 1) Ta có d2 = 30mm theo bảng (10.2) [I] chọn chiều rông ổ lăn b01 =19(mm) Chiều dài may ơ bánh răng trụ là : lm13 = (công thức (10.10) [I]) chọn : l22 = 1,4.d = 1,4.30 = 42(mm). l23 = 1,4.d = 1,4.30 = 42(mm Theo bảng (10.3) [I] chon các khoảng cách là: Khoảng cách giữa hai gối đỡ là: Theo bảng (10.4) [I] : - l02 = 0,5.(lm22 + b0) +k1 +K2 = 0,5.(42+19)+10+15 = 55,5(mm) - l03 = l02 +0,5.(lm22 + lm23) + K1 = 55,5+ 0,5.(42 +42) +10 = 107,5(mm) - l01 = lm22+lm23+3.K1+2.K2+b0 = 42 + 42 + 3.10 + 2.15 + 19 = 163(mm). Kết cấu trục và lực tac dụng vào trục: Có Trục chịu tác dụng của mô men xoắn là : T1 = T2 =67100(Nmm). *Xét mô men tại điểm O ta có : - Vậy chiều giả sử là đúng. Vậy chiều giả sử là đúng. - Vậy chiều giả sử là sai. vậy Vậy chiều giả sử là sai. Kết luận : Từ đồ thị trên ta thấy có hai mặt cắt nguy hiểm 2 và 3 Tại :2 Ta có : = Tại 3 ta có : Vậy diện tích nguy hiểm nhất của ổ là tại vị trí 3 : Xác định kiện trục tại 3 : Có : Theo bảng (6.5) [I] chọn Vậy chọn d3 = 32(mm) Tại các vị trí khác có : - tại vị trí 2 : 2) Định kết cấu trục : chọn đường kính của trục tại 2 vị trí lắp ổ là: chọn đường kính của trục tại vị trí lắp bánh răng là : tại vai trục là : 3)Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi : Tại tiết diện nguy hiểm nhất 3: Có theo công thức (10.19) [I] : Trong đó : Với : - : là gới hạn mỏi uốn ứng với chu kỳ đối xứng - : là gới hạn mỏi xoắn ứng với chu kỳ đối xứng - : là trị số trung bình của ứng suất pháp, mặt khác do trục quay ứng suất thay đổi theo chu kỳ đối xứng - : là ứng suất phát tại tiết diện đang xét : có : Với : W3 theo bảng (10.6) [I] ta có : chọn then bằng Theo bảng (9.1) [I] ta có : Vậy Do trục quay một chiều nên ứng suất thay đổi theo chu kỳ mạch động nên theo công thức (10.23) [I] Theo bảng (10.6) [I] : Và : T = 67100(N.mm) - : lần lượt là hệ số kể đến trị số của ứng suất trung bình đến độ bền mỏi: theo bảng (10.7) [I]ta có với nên có : - : là hệ số xác định theo công thức (10.25) [I] và (10.26) [I] Theo bảng (10.12) [I] ta có : mặt khác theo bảng (10.10) [I] có : Theo bảng (10.11) [I] có : Vì do lắp có độ rôi nên chọn = 2,06 do lắp then nên = 1,93 - Theo bảng (10.8) [I] có : Kx = 1,06 ( Với = 600(MPa) và tiện có Ra = ) - Theo bảng (10.9) [I] có : Ky : hệ số tăng bền chọn Ky = 1 Vậy : Mặt khác có [S] là hệ số an toàn cho phép chọn [S] = 2,0 S3> [S] vậy đảm bảo điều kiện bền mỏi. 4) Kiểm nghiệm độ bền then : (chọn then lắp là then bằng) Chiều rộng của mayơ bánh răng là : lm = 42(mm). Lấy chiều dài l = 0,8.lm = 0,8.42 = 33,6(mm). Ta có theo công thức (9.5)[I] Theo bảng (9.5) [I] ta có : vì va đập nhẹ. Theo bảng (9.1) [I] * Kiểm nghiệm độ bền cắt : Có Mặt khác ưng suất cắt cho phép chọn Vậy đảm bảo điều kiện bền Tính toán trục I : 1) Ta có d1 = 17 theo bảng (10.2) [I] chọn chiều rông ổ lăn b01 =15(mm) Chiều dài may ơ nửa khớp nối là: lm12 = (công thức (10.13) [I] ) chọn lm12 = 2d = 34(mm). Chiều dài may ơ bánh răng trụ là : lm13 = (công thức (10.10) [I]) chọn lm13 = 1,4.d = 23,8(mm). Theo bảng (10.3) [I] chon các khoảng cách là: Khoảng cách giữa hai gối đỡ là: Theo bảng (10.4) [I] : l12 = -lc12 Theo (10.14) [I] có : lc12 = 0,5.(lm12 + b0) + K3 + hn = 0,5.(34 +15) +10 + 18 = 52,5(mm) Vậy Kết cấu trục và lực tac dụng vào trục: Có : Trục chịu tác dụng của mô men xoắn là : T1 = T2 =10800(Nmm). * Tính lực Fnt :lực tác dụng nên bộ truyền. Fnt = Với Ft : là lực tác dụng nên khớp nối Fnt = Với Dt : là đường vòng tròn qua tâm các chốt Tra bảng (16.10a)[II] ta có : Dt = 90 Ft = vậy : Fnt = chọn Fnt = 70(N). *Xét mô men tại điểm O ta có : - vậy chiều giả sử đúng vậy chiều giả sử đúng - vậy Kết luận : Từ đồ thị trên ta thấy có hai mặt cắt nguy hiểm 1 và 3 Tại 3: Ta có : = Tại 1 ta có : Xác định kiện trục tại 3 : Có : Theo bảng (6.5) [I] chọn Vậy chọn d3 = 20(mm) Tại các vị trí khác có : - tại vị trí 1 : 2) Định kết cấu trục : chọn đường kính của trục tại 2 vị trí lắp ổ là: chọn đường kính của trục tại vị trí lắp bánh răng là : tại vai trục là : tại vị trí số 2 là : 3)Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi : Tại tiết diện nguy hiểm nhất 3: Có theo công thức (10.19) [I] : Trong đó : Với : - : là gới hạn mỏi uốn ứng với chu kỳ đối xứng - : là gới hạn mỏi xoắn ứng với chu kỳ đối xứng - : là trị số trung bình của ứng suất pháp, mặt khác do trục quay ứng suất thay đổi theo chu kỳ đối xứng - : là ứng suất phát tại tiết diện đang xét : có : Với : W3 theo bảng (10.6) [I] ta có : chọn then bằng Theo bảng (9.1) [I] ta có : Vậy Do trục quay một chiều nên ứng suất thay đổi theo chu kỳ mạch động nên theo công thức (10.23) [I] Theo bảng (10.6) [I] : Và : T = 10800(N.mm) - : lần lượt là hệ số kể đến trị số của ứng suất trung bình đến độ bền mỏi: theo bảng (10.7) [I]ta có với nên có : - : là hệ số xác định theo công thức (10.25) [I] và (10.26) [I] Theo bảng (10.12) [I] ta có : mặt khác theo bảng (10.10) [I] có : Theo bảng (10.11) [I] có : Vì do lắp có độ rôi nên chọn = 2,06 do lắp then nên = 1,98 - Theo bảng (10.8) [I] có : Kx = 1,06 ( Với = 600(MPa) và tiện có Ra = ) - Theo bảng (10.9) [I] có : Ky : hệ số tăng bền chọn Ky = 1 Vậy : Mặt khác có [S] là hệ số an toàn cho phép chọn [S] = 2,0 S > [S] vậy đảm bảo điều kiện bền mỏi. 4) Kiểm nghiệm độ bền then : (chọn then lắp là then bằng) Chiều rộng của mayơ bánh răng là : lm = 23,8(mm). Lấy chiều dài l = 0,8.lm = 0,8.23,8 = 19,04(mm). Ta có theo công thức (9.5)[I] Theo bảng (9.5) [I] ta có : vì va đập nhẹ. Theo bảng (9.1) [I] * Kiểm nghiệm độ bền cắt : Có Mặt khác ưng suất cắt cho phép chọn Vậy đảm bảo điều kiện bền. * Kiểm tra điều kiện làm bánh răng liền trục: - Đường kính tại điểm lắp liền trục là d = 20(mm) - Đường kính bánh răng lắp tại vị trí này là d1 = 30(mm) - Then bằng chọn lắp có các thông số là : khoảng cách từ chân răng đến rãnh then là : X = df1 – (dtrục + t2). Với : + df1 = 30 - (2,5 – 2.0,3 ).2 = 26,2. X = 26,2 – (20 + 2,8) = 3,4 < 5. Vậy có thể làm bánh răng liền trục được . Tính trục III : 1) Ta có d3 = 40(mm) theo bảng (10.2) [I] chọn chiều rông ổ lăn b03 =23(mm) Chiều dài mayơ đĩa xích và mayơ bánh răng trụ là : lm = (công thức (10.10) [I]) lm = (mm). Chọn lm = 50(mm). Theo bảng (10.3) [I] chon các khoảng cách là: Khoảng cách giữa hai gối đỡ là: Theo (10.14) [I] có : lc12 = 0,5.(lm12 + b0) + K3 + hn = 0,5.(50 +23) +15 + 18 = 69,5(mm) Kết cấu trục và lực tac dụng vào trục: Có : Trục chịu tác dụng của mô men xoắn là : T1 = T2 =218500(Nmm). * Tính lực Fr2 :lực tác dụng nên bộ truyền,ta có góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài là :900 lực tác dụng vào trục là : Fr2 = 6342(N) *Xét mô men tại điểm O ta có : - vậy chiều giả sử sai vậy chiều giả sử sai - chiều giả sử sai. vậy chiều giả sử đú._.