Xác định Công Suất, Momen Và Số Vòng Quay Trên Các Trục

Có thể bạn quan tâm

Trang chủ
Đăng ký
Đăng nhập
Liên hệ

Tài liệu - Ebook

Thư viện tài liệu, ebook, đồ án, luận văn, giáo trình tham khảo cho học sinh, sinh viên

Xác định công suất, momen và số vòng quay trên các trục

A. MỞ ĐẦU 1

B. TÍNH TOÁN HỆ DẪN ĐỘNG .

Phần 1.Tính toán hệ dẫn động . 2

I.Chọn động cơ

1.Xác định công suất cần thiết của đọng cơ .

2.Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ .

II.Phân phối tỷ số truyền 3

III.Xác định công suất,momen và số vòng

quay trên các trục .

Phần 2.Tính toán thiết kế chi tiết máy . 4

A.Thiết kế bộ tuyền ngoài

I.Bộ truyền xích .

II.Tính toán bộ truyền bánh răng trong

hộp giảm tốc . 7

A.Tính toán bộ truyền cấp chậm . 7

B.Tính toán bộ truyền cấp nhanh 12

III.Tính toán thiết kế trục . 16

IV.Chọn ổ lăn 26

1.Chọn ổ lăn cho trục 1 27

2.Chọn ổ lăn cho trục 2 28

3.Chọn ổ lăn cho trục 3

V.Thiết kế võ hộp giảm tốc ,bôi

trơn và điều chỉnh ăn khớp . 30

VI.Bản thiết kế các kiểu lắp và dung sai . 31

45 trang | Chia sẻ: huong.duong | Lượt xem: 78396 | Lượt tải: 1

Bạn đang xem trước 20 trang tài liệu Xác định công suất, momen và số vòng quay trên các trục, để xem tài liệu hoàn chỉnh bạn click vào nút DOWNLOAD ở trênđược xỏc định theo cụng thức 5.4 : Theo bảng 5.9 số lần va đập cho phộp với loại xớch đang xột là : [i] = 25 >> i 3.Tớnh kiểm nghiệm xớch về độ bền Kiểm nghiệm vệ độ quỏ tải của bộ truyền theo hệ số an toàn : Với Q là tải trọng phỏ hỏng .Tra bảng 5.2 tương ứng với bước xớch 44,45mm được Q = 172400N Hệ số tải động lấy bằng 1,2 Lực vũng Lực căng do lực ly tõm gõy ra : F = qv2 Tra bảng 5.2 ta cú khối lượng của 1m xớch q = 3,8 kg ịFv = 3,8.0,44 = 1,672 (N) Fo là lực căng do trọng lượng nhỏnh xớch bị động sinh ra , được xỏc định theo cụng thức 5.16 (Tài liệu I ) : Fo = 9,81kfqa Với khoảng cỏch trục a = 1273 mm ,q = 3,8 kg . Bộ truyền làm việc nghiờng tõm 1 gúc a= 300 < 400 nờn lấy kf = 4. ị Fo = 9,81.4.3,8.1273 = 190 (N) Vậy : Theo bảng 5.10 (Tài liệu I ) với n1 = 23,88 v/p và p = 44,45 thỡ hệ số an toàn cho phộp : [s] = 89,3 < s Vậy bộ truyền làm việc an toàn. 4.Tớnh toỏn đường kớnh đĩa xớch Theo cụng thức 5.17 (Tài liệu I ),đường kớnh vũng chia đĩa xớch được xỏc định : Tra cỏc kớch thước cũn lại của bộ truyền theo bảng 14.4 (Tài liệu II ) Đường kớnh đỉnh răng: -Đường kớnh đỏy răng Với r = 0,5025d1 + 0,05 ( d1 = 19,05 – Bảng 5.2 (Tài liệu I ) ) = 0,5025.19,05 + 0,05 = 9,6226 ị df1 = 354,65 – 2.9,6226 = 334,75 ( mm) df2 = 1061,5 – 2.9,6226 = 1042 5.xác định lực tác dụng lên trục: Fr=KxFt=1,15.8788=13182 N II. TíNH Bộ TRUYềN BáNH RĂNG TRONG HộP GIảM TốC: Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hoá trong các khâu thiết kế nên ở đây ta chọn vật liệu 2 cấp bánh răng là như nhau. A.Tính toán bộ truyền cấp chậm (bánh trụ răng thẳng). 1.Chọn vật liệu. Bánh nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241 á 285 có: sb1 = 850 MPa; sch 1 = 580 MPa. Chọn HB1 = 245 (HB) Bánh lớn : Thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192...240 có: sb2 = 750 Mpa; sch 2 = 450 MPa. Chọn HB2 = 230 (HB) 2. Xác định ứng suất cho phép. ; SH : Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc: SH =1,1. : ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở; SF : Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc:tra bảng 6.2 .SF=1,75 :ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở Chọn sơ bộ ZRZVKxH = 1 ị = 2.HB + 70. ị s°H lim1 =2. 245 + 70 = 560 MPa. s°H lim2 = 2.230 + 70 = 530 MPa. KHL= với mH = 6. mH: Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc. NHO: Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc: NHO = 30. H HHB : độ rắn Brinen. NHE: Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương: c: Số lần ăn khớp trong một vòng quay. Ti , ni, ti : Lần lượt là mômen xoắn , số vòng quay và tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét. ta có : NHE1 > NHO1 => KHL1 = 1 ị[sH]1 = ; [sH]2= Với bộ truyền cấp nhanh bánh trụ răng thẳng ta có: Với bộ truyền cấp chậm bánh trụ răng thẳng ta có: Như vậy KHL2 = 1 Do đó: Và Vì NFE1 = 3,9.107 > NFO = 4.106 và NFE2 = 1,1.107 > NFO = 4.106 nên KFL1 = 1, KFL2 = 1. Do đó theo thiết kế với bộ truyền quay một chiều KFC = 1, ta được: [sF1] = 441.1.1 / 1,75 = 252 MPa, [sF2] = 414.1.1 / 1,75 = 237 MPa, ứng suất quá tải cho phép: theo 6.13 và 6.14 ta có: 3. Xác định sơ bộ khoảng cách trục: aw2 = Ka(u2+1) Với: T2: Mômen xoắn trên trục bánh chủ động, T1= 455862 Nmm . Ka : hệ số phụ thuộc vào loại răng, Ka = 49,5 (răng thẳng). Hệ số Yba = bw/aw; chọn theo dãy tiêu chuẩn ta có Yba = 0,4 Tra ở sơ đồ 5 (bảng 6.7, trang 98) ta được KHb2 = 1,02; u2= 3,18; [sH]=482 MPa Thay số ta định được khoảng cách trục tính sơ bộ: aw2= 49,5.(3,18+1). mm 4. Xác định các thông số ăn khớp * Môđun : m m = (0,01 á 0,02). aw2 = (0,01 á 0,02).240,6 = 2,4 á 4,8 Chọn m = 3 Số răng của bánh răng nhỏ tính sơ bộ: Z3 = 2 aw2/ [m(u1 +1)] = 2.220,6/ [3.(3,18+1] = 38,4 ta chọn Z3 = 38 răng. Vậy số răng bánh răng lớn: Z4 = u2 Z3= 3,18.38 = 120,84 chọn Z4 = 121răng. Tổng số răng của cả hai bánh răng: Zt2 = Z3 + Z4 = 38 +121 = 159; Do đó tỉ số truyền thực sẽ là: Sai số tỷ số truyền: Khoảng cách trục tính lại: aw2 = m.(z3+z4)/2 = 3.(38+121)/2 = 220 5. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc. Yêu cầu cần phải đảm bảo sH [sH] , sH = ZM ZH Ze (1.1); Trong đó : - ZM: Hệ số xét đến ảnh hưởng cơ tính vật liệu, ZM = 274 Mpa1/3 (bảng 96) - ZH: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc; - Ze : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng; - KH: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc; - bw: Chiều rộng vành răng: bw2 = Yba. aw2 = 0,2. 238,5 =47,7 mm ; Ta lấy bw2=48 mm - dw: Đường kính vòng lăn của bánh nhỏ (bánh chủ động); - T2 = 455862 Nmm ; Góc prôfin răng bằng góc ăn khớp : ZH = = = 1,76; ea ; Như vậy hệ số kể đến ảnh hưởng của sự trùng khớp răng: Ze2 = . Đường kính vòng lăn bánh nhỏ: dw3 = 2aw2 /(um+1) = 2.238,5/(3,18 + 1) = 114,11 mm. Vận tốc vòng: v = . Theo bảng 6.14 ta chọn cấp chính xác 9, khi đó theo trị số tra được tại bảng 14 ta có: KHa = 1,13. với các trị số: -: trị số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp, tra bảng ta có: = 0,004 g0 :hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng ta tra bảng 6.16 có: go =73 Ta có KHv: hệ số kể đến ảnh hưởng của tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp: KHb :Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng.Tra bảng 6.7 ta có: KHb=1,13 Khi đó hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc: KH = KHb.KHVKHa = 1,02.1,006.1,13 = 1,16 Thay số vào (1.1): sH = 274.1,76.0,862.Mpa Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép : [sH] = [sH]. ZRZVKxH. Với v =0,47 m/s ị ZV = 1 (vì v < 5m/s), Cấp chính xác động học là 9, chọn mức chính xác tiếp xúc là 8. Khi đó cần gia công đạt độ nhám là Ra = 2,5...1,25mm. Do đó ZR = 0,95. Với da <700 mm ị KxH = 1. [sH] = [sH]. ZRZVKxH = 495,4.1.0,95.1 = 471 MPa , Như vậy sH < [sH] do đó ta có thể lấy chiều rộng răng là bw2 =48(mm) 6. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn: Yêu cầu sF [sF] ; sF = 2.T1.KF.Ye.Yb.YF1/( bw.dw3.m) Tính các thông số: Theo bảng 6.7 ta có KFb = 1,03; với v < 2,5 m/s tra bảng 6.14 (trang 107) cấp chính xác 9 thì KFa = 1,37. Tra bảng 6.16 chọn go= 73 Theo bảng 6.15 => dF =0,011 => KF = KFb.KFa.KFV = 1,03.1,37.1,025 = 1,45 Với ea = 1,77 ị Ye = 1/ea = 1/1,77 = 0,565 Với ZV3 = 38, ZV4 = 121 tra bảng 6.18 trang 109 thì YF3= 3,70, YF4= 3,60; Với m = 2, Yb = 1-b0/140 với b=0 ị Yb=1 Chế tạo bánh răng theo phương pháp phay: YR = 1 Do da < 400mm nên KxF = 1 khi đó: Thay vào công thức: sF = 2.T1.KF.Ye.Yb.YF /(bw.dw.m), ta có: sF3 = 2.455862.1,45.0,565.1.3,70/ (95,5.114,1.3) =84,5 Mpa sF3 < [s1]1 =253 Mpa; sF4 = sF3.YF4/YF3 = 84,5.3,60/3,70= 82 MPa; sF4 < [s2]2 =237 Mpa. 7. Kiểm nghiệm răng về quá tải. ứng suất quá tải cho phép : [sH]max = 2,8 sch2 = 2,8. 450 = 1260 MPa; [sF1]max = 0,8 ; sch1 = 2,8. 580 = 464 MPa; [sF2]max= 0,8 ; sch2 = 0,8. 450 = 360 MPa; Hệ số quá tải: Kqt= Tmax/T = 1,3; sH1max=sH .MPa < [sH]max = 1260 MPa; Để đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng ta kiểm nghiệm: sF1max = sF1. Kqt = 84,5.1,3 = 109,85MPa; sF2max = sF2. Kqt = 82.1,3 = 106,6 MPa vì sF1max < [sF1]max ,sF2max < [sF2]max nên răng thoả mãn điều kiện bền khi quá tải. B.Tính toán bộ truyền cấp nhanh (bánh trụ răng thẳng). 1.Chọn vật liệu: Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hoá trong các khâu thiết kế nên ở đây ta chọn vật liệu 2 cấp bánh răng là như nhau: Bánh nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241 á 285 có: sb1 = 850 MPa; sch 1 = 580 Mpa, HB1 = 245 (HB), [sF1] = 252 MPa, Bánh lớn : Thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn MB 192...240 có: sb2 = 750 Mpa; sch 2 = 450 Mpa, HB2 = 230 (HB), [sF2] = 237 MPa, 2. Xác định các thông số ăn khớp: Do yêu cầu cấu trúc của hộp giảm tốc đồng trục ta tính với giá trị khoảng cách trục của bộ truyền động cấp chậm bằng với bộ truyền động cấp nhanh. aw2 = aw1 * Modul : m = (0,01 á 0,02). aw1 = (0,01 á 0,02).238,5 = 2,38 á 4,76 và theo quan điểm thống nhất hoá trong thiết kế, ta chọn modul tiêu chuẩn của cặp bánh răng cấp chậm bằng modul ở cấp nhanh: m = 3. Tính số răng của bánh răng: Số răng của bánh răng nhỏ tính sơ bộ: Z1 = 2 aw1/ [m(u1 +1)] = 2.238,5./ [3.(5,66+1] = 23,87 Ta chọn Z1 = 24 răng Vậy số răng bánh răng lớn: Z2 = u1 Z1 = 5,66.20 = 135.84 chọn Z2 = 136 răng Tổng số răng của cả hai bánh răng: Zt = Z1 + Z2 = 24 + 136 = 160; Do đó tỉ số truyền thực sẽ là: Sai số tỷ số truyền: 3. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: Yêu cầu cần phải đảm bảo sH [sH] , sH = ZM ZH Ze (1.1); Trong đó : - ZM: Hệ số xét đến ảnh hưởng cơ tính vật liệu, ZM = 274 Mpa1/3 (bảng 65) - ZH: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc; - Ze : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng; - KH: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc; - bw : Chiều rộng vành răng. - dw : Đường kính vòng lăn của bánh chủ động (bánh răng nhỏ); - T1 =78104,7 Nmm ; Với hệ số chiều rộng vành răng: ,khi đó ta chọn theo dẫy tiêu chuẩn:; khi đó chiều rộng vành răng sẽ là: bw = . aw1 = 0,21 238,5= 50,08mm , chọn bw1 = 50 (mm). ZH = = = 1,76 ea ; Như vậy hệ số kể đến ảnh hưởng cụă trùng khớp răng: Ze = Đường kính vòng lăn bánh nhỏ: dw1 = 2aw1 /(um+1) = 2.238,5/(5,65 + 1) =71,73 mm Vận tốc vòng: v = Theo bảng 6.14 ta chọn cấp chính xác 9, khi đó theo trị số tra được tại bảng 14 ta có: KHa = 1,13 với các trị số: -: trị số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp, tra bảng ta có: = 0,002 -g0 :hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng ta tra bảng 6.16 có:go =73 với: theo bảng 6.7 ta có KHb = 1,03 Khi đó hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc: KH = KHb.KHVKHa = 1,03.1,03.1,13 = 1,2 Thay số vào (1.1): sH = 274.1,76.0,74.Mpa Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép : [sH] = [sH]. ZRZVKxH. Với v = 1,79 m/s ị ZV = 1 (vì v < 5m/s ). Cấp chính xác động học là 9, chọn mức chính xác tiếp xúc là 8. Khi đó cần gia công đạt độ nhám là Ra = 2,5...1,25 mm. Do đó ZR = 0,95, với da < 700mm ị KxH = 1. [sH] = [sH]. ZRZVKxH = 495,5.1.0,95.1 =470,7 MPa , Như vậy sH < [sH] nên điều kiện bền tiếp xúc của cặp bánh răng thoả mãn. Do cặp bánh răng này thừa bền nên ta có thể giảm bớt chiều rộng vành răng, nhưng độ sai lệch này nhỏ chỉ vào khoảng 1,7% nên theo điều kiện công nghệ chế tạo theo dãy tiêu chuẩn ta vãn giữ nguyên bw = 30 (mm). 4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn: Yêu cầu sF [sF] ; sF = 2.T1.KF.Ye .Yb.YF1/( bw.dw3.m) Tính các thông số : Theo bảng 6.7 ta có KFb = 1,16 ; với v < 2,5 m/s tra bảng 6.14(trang 107) cấp chính xác 9 thì KFa = 1,37. Tra bảng 6.16 chọn go= 73 Theo bảng 6.15 => dF =0,006 => KF = KFb.KFa.KFV = 1,37.1,13.1,04 = 1,61 Với ea = 1,83 ị Ye = 1/ea = 1/1,83 = 0,55; b = 0ị Yb = 1 - b/140 = 1 Số răng tương đương: ZV1 = 24. răng ZV2 = 136 răng. Với ZV1 = 24, ZV2 = 136 tra bảng 6.18 trang 109 thì YF1= 4, YF2= 3,60; Với m = 3, YS = 1 Chế tạo bánh răng theo phương pháp phay: YR = 1 Do da < 400mm nên KxF = 1 khi đó: Thay vào công thức: sF = 2.T1.KFYeYbYF/( bwdw.m), ta có: sF1 = 2.78104,7.1,61.0,55.1.4,0/ (30.71,73.3) = 85,7 MPa => sF1 < [sF1]1 = 253 Mpa; sF2 = sF1.YF2 / YF1 = 85,7.3,6/ 4,0 = 77 MPa; à sF2 < [sF2]2 = 238 Mpa 5. Kiểm nghiệm răng về quá tải. ứng suất quá tải cho phép: Hệ số quá tải: Kqt= Tmax/T = 1,3 sH1max=sH .MPa < [sH]max = 1260 MPa; Để đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng ta kiểm nghiệm: sF1max= sF1. Kqt = 85,7.1,3 = 111,4 MPa ; sF2max= sF2. Kqt = 77.1,3 = 100 MPa ; vì sF1max < [sF1]max ,sF2max < [sF2]max nên răng thoả mãn điều kiện bền khi quá tải. Từ đó lập được bảng các giá trị cơ bản của hai bộ truyền như sau: Các thông số cơ bản của hệ truyền động bánh răng. Kí hiệu Bộ truyền cấp nhanh Bộ truyền cấp chậm Bánh răng nhỏ Bánh răng lớn Bánh răng nhỏ Bánh răng lớn Modul. Số răng. Hệ số chiều rộng vành răng Chiều rộng vành răng. Đường kính chia. Đường kính lăn. Đường kính đỉnh răng. Đường kính đáy răng. Góc profile gốc. Hệ số dịch chỉnh. Cấp chính xác. m z bw d dw da df xt ccx 3 24 0,21 50 71,73 71,73 77,73 75,23 200 0 9 3 136 0,2 48 405,27 405,27 411,27 408,77 200 0 9 3 38 0,21 50 114,11 114,11 120,11 117,61 200 0 9 3 121 0,2 48 362,9 362,9 368,9 366,4 200 0 III. tính toán thiết kế trục: 1. Thông số khớp nối trục đàn hồi: Khớp nối trục đàn hồi truyền công suất từ trục 3 đến tang quay. Do khớp nối truyền công suất tương đối lớn nên ta chọn cách nối trục vòng đàn hồi. Tại trục III có mômem xoắn TIII = 1226543 (Nmm). Khi đó tra bảng 16.10a có các kích thước cơ bản của nối trục vòng đàn hồi được tra theo mômem xoắn. T =2000 (M.m) d = 63 (mm) D = 260 (mm) dm = 120 (mm) L = 175 (mm) l = 140 (mm) d1 = 110 (mm) Do = 200 (mm) Z = 8 nmax = 2300 B = 8 B1 =70 l1 = 48(mm) D3 = 48 (mm) l2 = 48(mm) Bảng 16.10b kích thước cơ bản của vòng đàn hồi T = 2000 (N.m) do = 24 (mm) d1 = M16 D2 = 32 (mm) l = 95 (mm) l1 = 52 (mm) l2 = 24 (mm) l3 = 44 (mm) h = 2 2.Thiết kế trục a. Chọn vật liệu: Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45, tôi cósb= 800 MPa. ứng suất xoắn cho phép [t] = 15..30 Mpa b. Xác định sơ bộ đường kính trục. Theo công thức 10.9 đường kính trục thứ k với k =1..3; (mm) => (mm) chọn sơ bộ d = 30, tra bảng 10.2 , ta được chiều rộng ổ lăn b0 = 19 mm. => (mm) chọn sơ bộ d = 50, tra bảng 10.2, ta được chiều rộng ổ lăn b0 = 27 mm. => (mm) chọn sơ bộ d = 65, tra bảng 10.2, ta được chiều rộng ổ lăn b0 = 33 mm. c, Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực. Chọn k1 = 9 (mm), k2 = 8 (mm), k3 = 10 (mm), hn = 20 (mm). Với hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp đồng trục: Với các kí hiệu: k: số thứ tự của trục trong hộp giảm tốc. i: số thứ tự của chi tiết trên trục trên đó lắp các chi tiết có tham gia truyền tải. lki: khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện thứ i trên trục thứ k. lmki: chiều dày mayơ của chi tiết quay thứ i (lắp trên tiết diện i) trên trục k. bki: chiều rộng vành răng thứ i trên trục k. lcki: khoảng côngxôn (khoảng chìa) trên trục thứ k, tính từ chi tiết thứ i ở ngoài hộp giảm tốc đến gối đỡ. lcki = 0,5.( lmki +b0) + k3 + hn lc33 = 0,5.(95 + 33) + 10 + 20 = 94 Chiều dài mayơ nửa khớp nối, đối với hệ thống ta thiết kế là nối trục vòng đàn hồi nên: lm33 = 100 mm Chiều dài mayơ bánh xích: lm12 = 35 mm Chiều dài mayơ bánh răng trụ: lm13 = 40 mm, lm22 = 60 mm, lm32 =80 mm Ta có: - Trục 1: l12 = - lc12 = 40 mm l13 = 0,5 (lm13 + b0) + k1 + k2 = 0,5.(40 + 19) + 9 + 8 = 46,5 l11 = 2.l13 =2.46,5 = 93 - Trục 2: l22 = 0,5.(lm22 + b0) + k1 + k2 = 0,5.(60 + 27) + 9+ 8 = 60,5 l23 = l11+l32 + k1 + b0 = 93 +73,5 + 9 + 25 = 200,5 l21 = l23 + l32 = 200,5+ 73,5,5 = 274 - Trục 3: l32 = 0,5.(lm32 + b0) +k1 + k2 =0,5.(80 +33) + 9 +8 =73,5 l31 = 2.l32 = 2.73,5 = 147 l33 = l31 + lc33 = 147 +94 = 211 d, Xác định trị số và chiều của các lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục: Ta có sơ đồ bố trí hộp giảm tốc như hình dưới: Các thành phần lực trong thiết kế được biểu diễn như hình vẽ phần trên. Lực tác dụng của khớp nối trục đàn hồi tạo ra: Fx33= (0,2 á 0,3) Fr ; Fr = 2TIII/D0 , Tra bảng 16.10a ta chọn D0 = 200 mm: Fx33 = 2500 N Lực tác dụng khi ăn khớp trong các bộ truyền được chia làm ba thành phần: Fx: Lực vòng. Fy: Lực hướng tâm. Fz: Lực dọc trục.vì bánh răng thẳng nên ta có thể bỏ qua lực dọc trục. Trong đó: Với trục 1: Fx13= - Fy13 = Với trục 2: Fx22 = - Fx13 = 2178 N Fy22 = - Fy13 = 793 N Với trục 3: Fx32 = - Fx23 = 7989 N Fy32 = - Fy13 = - 2908 N Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục. Khi đó ta có các biểu đồ Momen và các giá trị tương ứng trên các vị trí, khi tính toán momen uốn tổng và các momem tương đương tại các thiết diện em tiến hành làm tròn, các kết quả có sai số đó được bù bằng hệ số an toàn khi các trục được kiểm nghiệm. Tính phản lực tác dụng lên các gối đỡ: Với trục 1: = 15845,5 = 16370,5 N Flx11 = Flx10 = Khi đó ta có các sơ đồ biều thị giá trị mômen và các kích thước sơ bộ của trục (cuối cuốn thuyết minh). Momen uốn tổng tại các thiết diện và mômen tương ứng: đường kính trục tại các thiết diện tương ứng khi tính sơ bộ: Khi đó theo dãy tiêu chuẩn và điều kiện công nghệ ta chọn thông số các đường kính trục tại các thiết diện tương ứng là: d0 =20 mm, d1 = 18 mm và d3 = 25mm Khi tính toán lắp bánh răng và bánh xích lên trục 1 em dùng then bằng để truyền momen xoắn từ trục đến các chi tiết lắp trên nó. Khi đó theo TCVN 2261- 77 ta có các thông số về các loại then được lắp trên các trục như sau: Thiết diện Đường kính trục Kích thước thiết diện Chiều sâu rãnh then Bán kính góc lượn của rãnh b h t1 t2 nhỏ nhất lớn nhất 12 20 6 6 3,5 2,8 0,16 0,25 13 25 8 7 4 2,8 0,16 0,25 Với trục 2: = - 2303 N = - 1398 N = 5365 N = -(5365 + 2178 – 7989) = 446 N Khi đó ta có các biểu đồ Momen và các giá trị tương ứng trên các vị trí (được trình bày ở cuối cuốn thuyết minh). Momen uốn tổng tại các thiết diện và mômen tương ứng: đường kính trục tại các thiết diện tương ứng khi tính sơ bộ: Khi đó theo dãy tiêu chuẩn và điều kiện công nghệ ta chọn thông số các đường kính trục tại các thiết diện tương ứng là: d0 = d1 = 40 mm và d2 = 45 mm Để thống nhất tính toán trên trục 2 em cũng dùng then bằng để truyền momen. Khi đó theo TCVN 2261- 77 có các thông số về các loại then được lắp trên các trục như sau: Thiết diện Đường kính trục Kích thước thiết diện Chiều sâu rãnh then Bán kính góc lượn của rãnh b h t1 t2 nhỏ nhất lớn nhất 22 40 12 8 5 3,3 0,25 0,4 23 45 14 9 5,5 3,8 0,25 0,4 Với trục 3: = 1454 N = 1454 N = -7583 N = - (-7583+ 7989 + 2500) = - 2906 N Khi đó ta có các biểu đồ Momen, các giá trị tương ứng trên các vị trí và sơ bộ các kích thước của trục: Momen uốn tổng tại các thiết diện và mômen tương ứng: đường kính trục tại các thiết diện tương ứng khi tính sơ bộ: Khi đó theo dãy tiêu chuẩn và điều kiện công nghệ ta chọn thông số các đường kính trục tại các thiết diện tương ứng là: d30 = 55 mm, d32 = 60 mm, d33 = 50 mm. Các đường kính ở các đoạn trục này chỉ là tính sơ bộ nên ta chỉ sử dụng các số liệu này khi nó thoả mãn điều kiện bền và điều kiện an toàn khi kiểm nghiệm lại. Chọn kiểu lắp ghép: các ổ lăn lắp trên trục theo kiểu k6, lắp bánh răng, bánh xích nối trục theo k6 kết hợp với lắp then. Khi tính toán lắp bánh răng và bánh đai lên trục, dùng then bằng để truyền momen xoắn từ trục đến các chi tiết lắp trên nó. Khi đó theo TCVN 2261- 77 ta có các thông số về các loại then được lắp trên các trục như sau: Thiết diện Đường kính trục Kích thước thiết diện Chiều sâu rãnh then Bán kính góc lượn của rãnh b h t1 t2 nhỏ nhất lớn nhất 32 60 18 11 7 4,4 0,25 0,4 33 50 14 9 5,5 3,8 0,25 0,4 * Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi: - Trứơc khi tính kiểm nghiệm tại các thiết diện ta tiến hành chọn thông số của then trên các đoạn trục: - Trong quá trình tính kiểm nghiệm về độ bền của các trục, do không có yêu cầu gì đặc biệt nên ta chỉ tính kiểm nghiệm riêng cho trục thứ 3 vì là trục chịu momen lớn nhất còn các trục khác em lấy kết quả từ các bảng tra. a, Với thép 45 có: , và theo bảng 10.7 ta có: , Các trục trong hộp giảm tốc đều quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng do đó: và với nên: Trục quay một chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động, do đó: với nên: Với các thông số khi chọn then bằng theo tiêu chuẩn và kích thước các đoạn trục khi tính kiểm nghiệm ta có bảng giá trị như sau: Thiết diện 32 12,7 14,2 33 0 21,5 Xác định hệ số an toàn tại các thiết diện nguy hiểm của trục (kiểm tra điều kiện bền mỏi của trục khi thiết kế). Dựa theo kết cấu trục nhận được ta có các thiết diện nguy hiểm là thiết diện lắp bánh răng 4, thiết diện lắp ổ thứ 2 và thiết diện nối trục. Dựa theo sơ đồ momen ta thấy thiết diện nguy hiểm nhất là thiết diện lắp bánh răng nên khi thiết diện này thoả mãn các điều kiện bền thì kết cấu trục được đảm bảo. Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo được độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các thiết diện nguy hiểm đó thoả mãn điều kiện sau: Trong đó: [s] – hệ số an toàn cho phép, [s] = 1,5...2,5 khi cần tăng độ cứng thì [s] = 2,5... 3. ss , st - hệ số an toàn chỉ xét riêng cho trường hợp ứng suất pháp hoặc ứng suất tiếp, được tính theo công thức sau đây: ; trong đó : s-1, t-1: giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng. sa, ta, sm, tm là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện xét. * Xét tại tiết diện lắp bánh răng 4. Phương pháp gia công trên máy tiện , tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt Ra = 2,5 0,63 mm, do đó theo bảng 10.8, hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt Kx = 1,1 Không dùng các phương pháp tăng bền bề mặt do đó hệ số tăng bền Ky =1 Theo bảng 10.12 khi dùng dao phay ngón , hệ số tập trung ứng suất tại rãnh then ứng với vật liệu sb = 800 MPa là Ks = 2,01 và Kt = 1,88. Từ bảng 10.10 với d = 60 mm, es = 0,78, et= 0,74 xác định được tỉ số Ks/es và Kt/et tại rãnh then trên tiết diện này Ks/es= 2,01/0,78 = 2,58 Kt/et= 1,88/0,74 = 2,54 Tra bảng 10.11 ứng với kiểu lắp đã chọn sb = 800Mpa và đường kính tiết diện nguy hiểm ta tra được tỉ số Ks/es = 2,97 Kt/et = 2,28 Xác đình các hệ số Ksd và Ktd theo công thức 10.25 và ct 10.26 và Khi đó tại thiết diện 32 tính toán được: ,, Với trục thép Cacbon => ys =0,1 ; yt = 0,05 Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp ss theo ct 10.20 Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp st theo ct 10.21 Hệ số an toàn s theo ct 10.19 Trục tại tiết diện lắp bánh răng 4 thoả mãn về độ bền mỏi. * Tính toán kiểm nghiệm độ bền của then: Kiểm nghiệm độ bền của then. Do trục truyền momen xoắn lớn nên với trục này ta sử dụng 2 then đối xứng nhau. Độ bền dập công thức 9.1: Độ bền cắt theo công thức 9.2: Tiết diện d (mm) lt (mm) bxh t1(mm) T(Nmm) sd (MPa) tc (MPa) 32 60 75 18x11 7 1121087 93 21 33 50 100 14x9 5,5 1121087 96 24 Theo bảng 9.5với tải trọng [sd] =100 (Mpa) và [tc] =6090 (Mpa) .Vậy mối ghép then thoả mãn độ bền đập và độ bền cắt. 3,Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh. Điều kiện trục thoả mãn về độ bền tĩnh là: . Trong đó : s =Mmax/(0,1.d3) = 160009/(0,1.603) = 7,4 MPa. t = Tmax/(0,2.d3) = 1226543/(0,2.603) = 28,4 MPa. [s] = 0,8 sch = 0,8.340 = 272 MPa; Thay số ta được: Trục thoả mãn độ bền tĩnh. iv. CHọn ổ LĂN. 1.Chọn ổ lăn cho trục vào (trục số 1) của hộp giảm tốc: Xét tỉ số lực dọc trục và lực dọc trục Fz32 = 0 nên ta chọn loại ổ là ổ bi đỡ một dãy, có sơ đồ bố trí như sau: Fy11 Fy10 Dựa vào đường kính ngõng trục d = 20 mm, tra bảng P2.7 chọn loại ổ bi đỡ cỡ nhẹ có kí hiệu 204, với các thông số đường kính trong d = 20 mm, đường kính ngoài D = 47 mm, khả năng tải động C = 10,0 kN, khả năng tải tĩnh Co = 6,30kN, chiều rộng ổ B =14 mm, r1 = r2 =21,5 mm Kiểm nghiệm khả năng tải : a, Khả năng tải động: Flx10 = 1070 N, Flx11 = 1070 N Ta kiểm nghiệm cho ổ chịu tải lớn hơn với Fz = Rz31 =1912 N. Theo công thức 11.3 Ta kiểm nghiệm cho ổ chịu tải lớn hơn với Fz = Rz31 =1912N. Theo công thức 11.3 Q = X.V.Fr.kt.kđ Trong đó : Đối với ổ đỡ chịu lực hướng tâm X= 1 V =1 khi vòng trong quay kt = 1 vì (nhiệt độ t Ê 100oC ) kđ = 1,2 Q = 1.1912.1,5 =2294 N Theo công thức 11.1 Khả năng tải động Tuổi thọ của ổ bi đỡ m = 3 Tuổi thọ của ổ lăn: L = Lh.n3.60.10-6 = 14000.23,88.60.10-6 = 20,06 triệu vòng Hệ số khả năng tải động: Cd = 2294 = 6,23 kN. Do Cd = 6,23 kN < C = 10,0 kN ị loại ổ lăn đã chọn đảm bảo khả năng tải động. b, Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh. Tải trọng tính toán theo ct 11.19 với Fa = 0 Q0 = X0.Fz Với X0 = 0,6 (tra bảng 11.6) Q0 = 0,6.1912 = 1147 N Theo công thức 11.20 thì Q1 = Rt = 1912 = 1,912 kN Chọn Q = Q1 để kiểm tra vì Q1 > Q0 , Q1 = 1,912 kN < C0 = 6,30 kN. ị loại ổ lăn này thoả mãn khả năng tải tĩnh. 2. Chọn ổ lăn cho trục trục số 2 của hộp giảm tốc: Do khôngcó lực dọc trục Fz = 0 nên ta chọn loại ổ là ổ bi đỡ một dãy, có sơ đồ bố trí như sau: Fy21 Fy20 Dựa vào đường kính ngõng trục d = 40m, tra bảng P2.7 chọn loại ổ bi đỡ cỡ nhẹ có kí hiệu 208với các thông số đường kính trong d = 40m, đường kính ngoài D = 80mm, khả năng tải động C = 25,6 KN khả năng tải tĩnh Co = 18,10 KN chiều rộng ổ B =18m, r1 = r2 =2,0mm Kiểm nghiệm khả năng tải : a, Khả năng tải động: Flx21 = 5365 N, Flx20 = 446 N Ta kiểm nghiệm cho ổ chịu tải lớn hơn với Fz = Rz31 =5838 N. Theo công thức 11.3 Q = X.V.Fr.kt.kđ Trong đó : Đối với ổ đỡ chịu lực hướng tâm X= 1 V =1 khi vòng trong quay kt = 1 vì (nhiệt độ t Ê 100oC ) kđ = 1,2 Q = 1.5838.1.1,2 =7006 N Theo công thức 11.1 Khả năng tải động Tuổi thọ của ổ bi đỡ m = 3 Tuổi thọ của ổ lăn: L = Lh.n3.60.10-6 = 14000.23,88.60.10-6 = 20,06 triệu vòng Hệ số khả năng tải động: Cd = 7006. = 19,04 kN. Do Cd = 19,04 kN < C = 25,6 kN ị loại ổ lăn đã chọn đảm bảo khả năng tải động. b, Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh. Tải trọng tính toán theo ct 11.19 với Fa = 0 Q0 = X0.

Các file đính kèm theo tài liệu này:

DA0408.DOC

Tài liệu liên quan

Báo cáo Thực tập tốt nghiệp tại nhà máy nhiệt điện Phả Lại
26 trang | Lượt xem: 1672 | Lượt tải: 3
Đồ án Thiết Kế Máy Phay Lăn Răng
105 trang | Lượt xem: 11405 | Lượt tải: 2
Đồ án Nghiên cứu tính năng kéo bám của máy kéo xích vạn năng T – 54
86 trang | Lượt xem: 5554 | Lượt tải: 1
Đề tài Hiệu quả sản xuất kinh doanh ở Công ty ươm cây xanh Hà Nội
40 trang | Lượt xem: 1653 | Lượt tải: 1
Đề tài Thiết kế, thay thế hệ truyền động chính máy doa toạ độ 2455
47 trang | Lượt xem: 1515 | Lượt tải: 2
Bài tập môn Cơ học máy
9 trang | Lượt xem: 673 | Lượt tải: 1
Đồ án Môn học Tính toán kết cấu động cơ ôtô
12 trang | Lượt xem: 3905 | Lượt tải: 5
Đồ án Thiết kế dây chuyền máy cán tôn tạo sóng
83 trang | Lượt xem: 11207 | Lượt tải: 2
Đồ án Thiết kế đường nối PÀ DẦU – THẠNH MỸ
206 trang | Lượt xem: 2656 | Lượt tải: 1
Bài giảng Tính toán thiết kế ô tô - Chương 1: Tải trọng và ứng suất tương đương
18 trang | Lượt xem: 1469 | Lượt tải: 2