Đồ án Thiết kế động cơ công suất 6,19kw với số vồng quay là 2935 vòng/phút

MỤC LỤC TÍNH ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG Chọn động cơ Công suất Công suất động cơ chọn cần thỏa mãn yêu cầu: Pđc > Pyc với Pyc = Ptđ = Pct Ta có: Pct = (kW) Từ công thức 2.9[1] ta có: Với Theo bảng 2.3[1] ta có: Với lần lượt là hiệu suất của cặp ổ lăn, ổ trượt, xích, cặp bánh răng và cặp trục vít – bánh vít. Hiệu suất nối trục di động Vậy η = 0,99 . 0,99 . 0,993 . 0,96 . 0,97 . 0,8 = 0,71. Do đó: Pyc = (kW). Xác định sơ bộ số vòng quay động cơ điện Theo công thức 2.16[1] nct=(vòng/phút) Theo công thức 2.15[1], tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống dẫn động là: usb= usbhộp. usbxích= usbbánh răng. usbtrụcvít. usbxích Từ bảng 2.4[1] chọn usbbánh răng =2; usbtrụcvít = 20; usbxích = 2; usb = 2.20.2 = 80. Theo công thức 2.18[1] số vòng quay sơ bộ động cơ là: nsb = usb . nct = 80.35,49 = 2839 (vòng/phút) Vậy chọn số vòng quay đồng bộ động cơ là nđb = 3000 (vòng/phút) Từ bảng P1.1[1] với Pyc = 6,19 kW, nđb = 3000 (vòng/phút) Ta chọn động cơ có ký hiệu K160S2 có Pđc = 7,5kW, nđc = 2935 vòng/phút, dđc = 38 mm Phân phối tỉ số truyền Tỉ số truyền chung Ta có công thức tính tỉ số truyền chung: uch = = uhộp . ungoài chọn sơ bộ ungoài = 2 uhộp = Phân phối tỉ số truyền Theo công thức kinh nghiệm, tỉ số truyền của trục vít trong bộ truyền bánh răng – trục vít trong khoảng (10 – 20), chọn utrục vít = 17 ubánh răng = Khi đó ungoài = Xác định công suất, mômen và số vòng quay trên các trục Kí hiệu: Trục 1 là trục nối bánh răng – động cơ Trục 2 là trục trục vít nối bánh răng Trục 3 là trục bánh vít Ta có: (kW) (kW) (kW) (kW) n1 = nđc = 2935 (vòng/phút) n2 = n3 = nct = (N.mm) (N.mm) (N.mm) (N.mm) (N.mm) Ta có bảng sau: Trục Thông số Động cơ 1 2 3 Công tác Tỉ số truyền u 1 2,43 17 2,00 Công suất P, kW 6,89 6,75 6,48 5,13 4,88 Số vòng quay n, vòng/phút 2935 2935 1208 71 35,5 Momen xoắn T, N.mm 22419 21963 51228 690021 1313159 THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN Thiết kế bộ truyền bánh răng Các thông số bộ truyền bánh răng u1 = 2,43 P1 = 6,75 kW P2 = 6,48 kW n1 = 2935 vòng/phút, n2 = 1208 vòng/phút T1 = 21936 N.mm, T2 = 51228 N.mm Chọn vật liệu Do bánh răng chế tạo không có yêu cầu gì đặc biệt nên chọn vật liệu là thép. Bộ truyền chịu công suất trung bình , ta dùng thép nhóm І. Với bánh nhỏ (bánh 1), chọn thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB241...285 có σb1 = 850 MPa, σchảy1 = 580 MPa Với bánh lớn (bánh 2), chọn thép 45 ,tôi cải thiện đạt độ rắn HB192...240 có σb2 = 750 MPa, σchảy2 = 450 MPa Xác đinh ứng suất cho phép Theo công thức 6.1[1], 6.1[2], ứng suất cho tiếp xúc cho phép [σH] và ứng suất uốn cho phép [σF] xác định như sau: Chọn sơ bộ =1 = 1 Do đó ta có: Theo bảng 6.2[1], với thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn 180...350 HB thì = 2HB + 70, SH = 1,1; = 1,8HB; SF = 1,75. Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1 = 245, bánh lớn HB2 = 230 Khi đó = 2HB1 + 70 = 245.2 + 70 = 560 MPa = 1,8HB1 = 1,8.245 = 441 MPa = 2HB2 + 70 = 2.230 + 70 = 530 MPa =1,8HB2 = 1,8.230 = 414 MPa Theo công thức 6.5[1] ta có: NHO = 30. NHO1 = 30. = 30.2452,4 = 1,6.107 NHO2 = 30. = 30.2302,4 = 1,39.107 Từ công thức 6.7[1] = KHL2 = 1 NHE1 > NHO1 KHL1 = 1. Vậy Do bộ truyền sử dụng bánh răng thẳng = min(,) = 481,8 (MPa) Theo công thức 6.7[1] = Do NFO = 4.106 NFE1 > NFO, NFE2 > NFO Vậy: Ứng suất quá tải cho phép Theo công thức 6.10[1] và 6.11[1] ta có: max = 2,8.σchảy = 2,8.450 = 1260 (MPa) 0,8.σch1 = 0,8.580 = 464 (MPa) 0,8.σch2 = 0,8.450 = 360 (MPa) Xác định thông số bộ truyền Xác định sơ bộ khoảng cách trục Theo công thức 6.15a[1] ta có: Với Ka : hệ số phụ thuộc vật liệu Theo bảng 6.5[1], ta có Ka = 49,5 , theo bảng 6.6[1] tacó =0,3. Theo công thức 6.16[1] ta có : hệ số kể đến sự phân bố không đồng đều tải trọng trên chiều rộng vành răng. Theo bảng 6.7[1], với =0,55 = 1,02 Vậy Lấy aw1 = 90 (mm) Xác định môđum m1 = (0,01 ÷ 0,02)aw1 = (0,01 ÷ 0,02).90 = 0,9 ÷ 1,8 Theo tiêu chuẩn chọn m1 = 1,5 Xác định số răng Số răng bánh nhỏ là: z1 = Chọn z1 = 35 z2 = 2,43.35 = 85,05. Chọn z2 = 85 Khi đó Đường kính vòng lăn bánh nhỏ là: Kiểm nghiệm Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc Theo công thức 6.33[1], ta có: Trong đó: ZM : hệ số kể đến cơ tính vật liệu Vật liệu là thép có ZM = 275 MPa1/3 ZH : hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc , với a = 90o => . Theo công thức 6.38b[1] ta có: = 1,88 – 3,2 => KH = KHv.KHβ trong đó: KHv : hệ số tải trọng động. theo bảng P2.3[1] chọn KHv = 1,21 Với v1 = , chọn cấp chính xác 7 KHβ : hệ số phân bố không đều tải trọng trên vành răng, KHβ =1,02 bω : chiều rộng vành răng bω = Vậy ta có: -Ứng suất tiếp xúc cho phép - : hệ số xét đến nhám bề mặt răng Cấp chính xác động học là 7, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 6, khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra = 0,4÷0,8 μm Tra bảng ta được = 1 Zv = 0,85v0,1. Với v = 8,06 m/s ta có Zv = 0,85.8,060,1 = 1,05 ZXH = 1 ( do da <700 mm) => = 481,8.1.1,05.1 = 505,89 (MPa) => H < Vậy vật liệu làm răng thoả mãn điều kiện về độ bền tiếp xúc. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn Theo công thức 6.43[1] ta có: Với T1 = 21963 Nmm, dω1 = 52,49 mm; bω1=27 mm; m1 = 1,5 mm. -Yε = : hệ số trùng khớp răng. Với =1,75 => Yε = -Yβ = 1 (răng thẳng) -YF1,YF2 : hệ số dạng răng. Theo bảng 6.18[1] ta có YF1 = 3,77 YF2 = 3,61 -KF = Với = 1 (răng thẳng) : theo bảng 6.7[1] tra được = 1,02 -KFv :hệ số tải trọng động. Theo bảng P2.3, chọn KFv = 1,62. Vậy: Theo công thức 6.44[1] ta có: [] =252 MPa, [] = 263,5 MPa => σF1 < [] , σF2 <[] => cặp bánh răng thoả mãn điều kiện về mỏi. Kiểm nghiệm răng về quá tải Theo công thức 6.48[1] với Kqt = (MPa) Theo công thức 6.49[1] Vậy bộ truyền thoả mãn điều kiện về quá tải. Các thông số của bộ truyền là -Khoảng cách trục: aω1 = 90 mm -Modum: m1 = 1,5 mm -Chiều rộng vành răng bω1 = 27 mm -Tỉ số truyền: u1 = 2,43 -Số răng z1 =35, z2 = 85 -Đường kính vòng chia d1 = mz1 = 1,5.35 = 52,5 (mm) d2 = mz2 = 1,5.85 = 127,5 (mm) -Đường kính vòng đỉnh răng da1 = d1 + 2m1 = 52,5+2.1,5 = 55,5 (mm) da2 = d2 + 2m1 = 127,5+2.1,5 =130,5 (mm) -Đường kính vòng lăn dω1 = 52,5 (mm) dω2 = dω1.u=52,49.2,43=127,5 (mm) -Đường kính vòng đáy răng df1=d1–2,5.m1 = 52,5 -2,5.1,5=48,75 (mm) df2=d2–2,5.m1=127,5-2,5.1,5=123,75(mm) Thiết kế bộ truyền trục vít Các thông số của bộ truyền trục vít: u2 =17 P2 = 6,48 kW, P3 = 5,13 kW n2 = 1208 vòng/phút; n3 = 71 vòng/phút T2 =51228 Nmm; T3 = 690021 Nmm. Chọn vật liệu Tính sơ bộ vận tốc trượt Theo công thức 7.1[1], ta tính vận tốc trượt sơ bộ: vs = 4,5.10-5n2 vs < 5 m/s. Sử dụng đồng thanh không thiếc ЬpЖH 10-4-4 để chế tạo bánh vít có σb= 600 MPa, σch = 200 MPa. Sử dụng thép 45 để chế tạo trục vít, tôi bề mặt đạt độ cứng HRC45 Xác định ứng suất cho phép Ứng suất tiếp xúc cho phép Theo bảng 7.2[1], với bánh vít làm bằng đồng thanh không thiếc ЬpЖH10-4-4. Ứng suất uốn cho phép Theo công thức 7.6[1] ta có: Trong đó : ứng suất uốn cho phép với 106 chu kỳ Bộ truyền quay 1 chiều, theo công thức 7.7[1] ta có: KFL: hệ số tuổi thọ. Theo công thức 7.9[1] ta có: Với = => NHE = => Vậy = 166.0,64 = 106,24 (MPa) Ứng suất cho phép khi quá tải Theo công thức 7.14[1], ta có: Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền Khoảng cách trục Với u2 = 17, chọn z1 = 2 => z2 = u2z1 = 17.2 = 34 (răng) Chọn sơ bộ q = 0,3.z2 = 0,3.34 = 10,2 Theo bảng 7.3[1], chọn q = 10 T3 = 690021 Nmm Chọn sơ bộ KH = 1,2 Theo công thức 7.16[1] ta có: => aω2 = Chọn aω2 = 180 mm. Mođum dọc trục vít Theo công thức 7.17[1]: m2 = Theo tiêu chuẩn chọn m2 = 8 Khi đó Lấy aω2 = 180 mm, khi đó hệ số dịch chỉnh là: x = thoả mãn điều kiện -0,7 < x < 0,7 Kiểm nghiệm Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc Tính lại vận tốc trượt Theo công thức 7.20[1]: Với dω2 = m2(q + 2x) = 8.(10 - 2.0,125) = 78 (mm) γω = arctg Do đó: Do vậy ta phải chọn lại vật liệu Sử dụng đồng thanh thiếc ЬрОЦС5-5-5 có σb= 245 MPa, σch = 90 MPa. Sử dụng thép 45 để chế tạo trục vít, tôi bề mặt đạt độ cứng HRC45. - Xác định ứng suất cho phép Ứng suất tiếp xúc cho phép Theo công thức 7.2[1] : Với: -: ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với 107 chu kỳ Theo ct 7.3[1]: =0,9σb = 0,9.245 = 220,5 (MPa) -KHL: hệ số tuổi thọ. Theo ct 7.4[1] trong đó : số chu kỳ thay đổi tương đương Theo công thức 7.5[1] ta có: = => NHE = Vậy = 220,5.0,79 = 174,2 (MPa) Ứng suất uốn cho phép Theo công thức 7.6[1] ta có: Trong đó : ứng suất uốn cho phép với 106 chu kỳ Bộ truyền quay 1 chiều, theo công thức 7.7[1] ta có: Với = => NHE = => Vậy = 68,45.0,64 = 41,75 (MPa) Ứng suất cho phép khi quá tải Theo công thức 7.13[1], ta có: -Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền Khoảng cách trục Với u2 = 17, chọn z1 = 2 => z2 = u2z1 = 17.2 = 34 (răng) Chọn sơ bộ q = 0,3.z2 = 0,3.34 = 10,2 Theo bảng 7.3[1], chọn q = 10 T3 = 690021 Nmm Chọn sơ bộ KH = 1,2 Theo công thức 7.16[1] ta có: => aω2 = Chọn aω2 = 180 mm. Mođum dọc trục vít Theo công thức 7.17[1]: m2 = Theo tiêu chuẩn chọn m2 = 8 Do đó Lấy aω2 = 180 mm, khi đó hệ số dịch chỉnh là: x = thoả mãn điều kiện -0,7 < x < 0,7 Kiểm nghiệm Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc Tính lại vận tốc trượt Theo công thức 7.20[1]: Với dω2 = m2(q + 2x) = 8.(10 + 2.0,5) = 88 (mm) γω = arctg Do đó: Theo bảng 7.6[1], với vt = 5,56 (m/s), chọn cấp chính xác cho bộ truyền trục vít là cấp 7. Với vt = 5,56 m/s, cấp chính xác 7, tra bảng 7.7[1] ta được KHv = 1,05 Theo công thức 7.24[1] Với θ : hệ số biến dạng trục vít. Theo bảng 7.5[1], với z1 = 2, q = 10 tra được θ =86 T3m: mômen xoắn trung bình trên trục vít Vậy: Theo công thức 7.23[1]: KH = KHvKHβ = 1,05.1,007= 1,06 Theo công thức 7.19[1] ta có: => < [] =179,2 (MPa) Xét Vậy bộ truyền thoả mãn điều kiện độ bền tiếp xúc Kiểm nghiệm độ bền uốn Theo công thức 7.26[1] Trong đó -mn2 = m2cosγ: môdum pháp của răng bánh vít Với γ = arctg => mn2 = 8cos11,3 =7,84 b2 : chiều rộng vành răng bánh vít Theo bảng 7.9[1] ta có b2 ≤ 0,75da1 = 0,75(q +2)m = 0,75.12.8 = 72 Lấy b2 = 72 mm d2 = m2z2 = 8.34 = 272 (mm) YF : hệ số dạng răng. Theo bảng 7.8[1] với Tra được YF = 1,63. KF = KFv.KFβ = KHv.KHβ = 1,06 Vậy: Vậy bộ truyền thoả mãn điều kiện bền uốn Các thông số cơ bản của bộ truyền -Khoảng cách trục aω = 180 mm -Hệ số đường kính q = 10 -Tỉ số truyền u2 = 17 -Số ren trục vít, răng bánh vít z1 = 2; z2 = 34 -Hệ số dịch chỉnh bánh vít x = 0,5 mm -Góc vít γ = 11o18’ -Chiều dài phần cắt ren trục vít b1 = (11 + 0,1.34).8 = 115,2 (mm) -Modum m2 = 8 mm -Chiều rộng bánh vít b2 = 72 mm -Đường kính vòng chia d1 = qm2 = 10.8 = 80 (mm) d2 = m2z2 = 8.34 = 270 (mm) -Đường kính vòng đỉnh da1 = d1 + 2m = 80 + 2.8 = 96 mm da2 = m(z2 + 2 + 2x = 8.(34 + 2 + 2.0,5) = 296 (mm) -Đường kính vòng đáy df1 = m(q – 2,4)=8.(10–2,4)=60,8 (mm) df2 = m(z2 -2,4 + 2x) =8.(34 – 2,4 + 2.0,5) = 260,8 (mm) -Đường kính ngoài bánh vít daM2 =da2+1,5m=296 +1,5.8=308 (mm) Tính nhiệt Bộ truyền lắp thêm quạt nguội ở đầu trục vít. Vậy theo 7.32[1], diện tích thoát nhiệt cần thiết của hộp giảm tốc là: Với: -: hệ số kể đến sự giảm nhiệt sinh ra trong một đơn vị thời gian Theo công thức 7.30[1]: -: hệ số kể đến sự thoát nhiệt qua đáy hộp, lấy = 0,25 -[td]: nhiệt độ cao nhất cho phép của dầu, lấy [td] = 90o -to: nhiệt độ môi trường, lấy to = 20o -Ktq: hệ số toả nhiệt phần bề mặt hộp được quạt Với n2 = 1208 vòng/phút => Ktq = 24 -Kt = 13 W/m2.oC -η: hiệu suất bộ truyền. Theo công thức 7.22[1] Vậy: Thiết kế bộ truyền ngoài Ta có bảng thông số của bộ truyền u = 2 P3 = 5,13 kW n3 = 71 vòng/phút Chọn loại xích Do vận tốc thấp, tải trọng trung bình nên ta dùng xích con lăn Xác định các thông số của bộ truyền xích Chọn loại xích Với u = 2, theo bảng 5.4[1] ta chọn z1 = 28 là số răng đĩa xích nhỏ z2 = u.z1 = 2.28 = 56 (răng) Từ công thức 5.3[1] ta có Pt = P.k.kz.kn Với Pt : công suất tính toán P: công suất cần truyền, P = 5,13 kW kz : hệ số răng, ta có kz = , kn: hệ số vòng quay kn =, với n01 = 50 vòng/phút Theo công thức 5.4[1] K= k0.ka.kbt.kđ.kc.kđc Với k0 : hệ số kể đến ảnh hưởng vị trí bộ truyền, chọn k0=1 ka: hệ số kể đến khoảng cách trục, chọn ka = 1 (a = 50p) kđc: hệ số kể đến ảnh hưởng của lực căng xích chọn cách điều chỉnh bằng con lăn căng xích kđc=1,1 kbt: hệ số kể đến ảnh hưởng bôi trơn, dùng cách bôi trơn nhỏ giọt, môi trường làm việc có bụi, chọn kbt = 1,3 kđ: hệ số kể đến tải trọng động, bộ truyền làm việc êm, chọn kđ = 1 kc: hệ số kể đến chế độ làm việc bộ truyền, bộ truyền làm việc 2 ca, kc=1,25 K = 1.1.1,1.1,3.1.1,25 = 1,79 Vậy Pt = 5,13.1,79.0,89.0,7= 5,72 (kW) Theo bảng 5.5[1], với n01 = 50 vòng/phút, chọn bộ truyền xích 1 dãy có bước xích p = 31,75 mm thoả mãn điều kiện bền mòn Pt < [P] = 5,83 (kW). Khoảng cách trục a= 40p = 40.31,75 = 1270 (mm) Theo công thức 5.12[1], số mắt xích x x = 122,497 Lấy số mắt xích chẵn xc = 122 Theo công thức 5.13[1], tính lại khoảng cách trục: a =1262 (mm) Để xích không phải chịu lực căng quá lớn, giảm a một lượng ∆a = 0,003a = 0,003.1262 = 4 (mm) Vậy a = 1258 mm. Số lần va đập của xích Theo ct 5.14[1], ta có số lần va đập I của bản lề xích trong 1 giây: i = Theo bảng 5.9[1], với p = 31,75 thì [i] = 25 Vậy i < [i] Tính kiểm nghiệm xích về độ bền mòn Theo công thức 5.15[1] ta có s = Theo bảng 5.2[1], với xích con lăn 1 dãy có p = 31,75 thì tải trọng phá huỷ Q = 88,5 kN, khối lượng 1m xích q = 3,8 kg kđ : hệ số tải trọng động. Do kđ = 1,2. v= Ft: lực vòng, Ft = Fv: lực căng do lực li tâm sinh ra Ta có Fv = qv2 = 3,8.1,052 =4,19 (N) Fv : lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động gây ra với Fv= 9,81kfqa trong đó kf: hệ số phụ thuộc độ võng f của xích, lấy kf = 4 Fv = 9,81.4.3,8.1,258 = 187,58 (N) Vậy s = Theo bảng 5.10[1] với n01= 50 vòng/phút có [s] = 7 Vậy s > [s] : bộ truyền xích đảm bảo đủ bền. Đường kính đĩa xích Theo công thức 5.17[1] ta có: d1 = , d2 = d1= (mm), d2= (mm) Vậy đường kính vòng chia của đĩa dẫn d1 =283,72 mm, đĩa bị dẫn d2 = 566,54 mm. Theo bảng 14.4b[1] ta có: Đường kính vòng đỉnh răng của: + Đĩa dẫn: da1 = p(0,5 + cotgmm + Đĩa dẫn: da2 = p(0,5 + cotgmm Đường kính vòng đáy răng của: + Đĩa dẫn: df1 = d1 – 2r + Đĩa dẫn: df2 = d2 – 2r Với r = 0,5025dl + 0,05. Theo bảng 5.2[1] tra được dl = 19,05 r = 0,5025.19,05 + 0,05 = 9,62 (mm) Do đó: df1 = 283,72 – 9,62.2 = 264,48 (mm) df2 = 566,54 – 9,62.2 = 547,3 (mm). Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc Theo công thức 5.18[1]: Ft : lực vòng, Ft = 4981 N Fvđ : lực va đập trên m dãy xích Fvđ = 13.10-7.n1.p3.m Fvđ = 13.10-7.71.31,753.1 = 2,95 (N) E = . Vật liệu dùng thép có E = 2,1.105 (Mpa) kđ : hệ sô tải trọng động, kđ = 1 kr : hệ số kể đến số răng đĩa xích, với z1 = 28 kr = 0,38 kd = 1 (do chỉ sử dụng 1 dãy xích) Theo bảng 5.12[1], với p = 31,75 có A = 262 mm2 Vậy: Như vậy dùng thép 45 tôi cải thiện, đạt độ rắn HB210, ứng suất tiếp xúc cho phép là = 600 Mpa. Xác định lực tác dụng lên trục Theo công thức 5.20[1]: Fr = kx.Ft Bộ truyền đặt nằm nghiêng góc β< 40o, chọn kx = 1,15 Vậy Fr = 1,15.4981 = 5728 (N) *Các thông số của bộ truyền xích: +Số răng z1 = 28 z2 = 56 +Đường kính vòng chia d1 = 283,72 mm d2 = 566,54 mm +Đường kính vòng đỉnh da1 = 297,81 mm da2 = 581,52 mm +Đường kính vòng đáy răng df1 = 264,48 (mm) df2 = 547,3 (mm) +Khoảng cách trục a =1258 mm +Số mắt xích x = 122 THIẾT KẾ TRỤC, LỰA CHỌN Ổ LĂN VÀ KHỚP NỐI Sơ đồ phân tích lực chung Thiết kế trục Tính các lực tác dụng lên trục do chi tiết quay Thiết kế trục 1 Tính sơ bộ đường kính trục Động cơ 160S2 có đường kính trục là D = 38 mm, do đó theo công thức kinh nghiệm lấy đường kính trục 1 là d1 = 0,8.D = 0,8.38 = 30,4. lấy d1 = 30 mm Với d1 = 30 mm, theo bảng 10.2[1], ta chọn sơ bộ chiều rộng ổ lăn cho trục 1 là b01 = 19 mm. Sơ đồ tính chiều dài các đoạn trục Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực Dựa vào bảng 10.13[1] và 10.14[1] ta tính được khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực như sau: Từ công thức 10.10[1],10.11[1],10.13[1] ta có: Chiều dài mayơ nửa khớp nối: lm12 = (1,4÷2,5)d1 = (1,4÷2,5).30 = 42 ÷ 75. Chọn lm12 = 50 mm Chiều dài mayơ bánh răng trụ: lm13 = (1,2÷1,5)d1 = (1,2÷1,5).30 = 36 ÷ 45. Chọn lm13 = 40 mm Khoảng côngxôn trên trục 1: lc12 = 0,5(lm12 + b01) + k3 + hn = 0,5.(50 + 19) + 15 +15 = 64,5 mm Khoảng cách từ ổ trục đến bánh răng thứ nhất là: l13 = 0,5(lm13 + b01) + k1 + k2 = 0,5(40 + 19) + 10 + 10 = 49,5 mm Với: k3 là khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ, lấy k3 = 15 mm. hn là chiều cao nắp ổ và đầu bulông, lấy hn = 15 mm. Theo bảng 10.14[1] ta có: l12 = lc12 = 64,5 mm l11 = 2l13 = 2.49,5 = 99 mm Xác định phản lực tại các gối đỡ: Kí hiệu các lực khớp và ổ trục như hình vẽ Với Fk = 0,2.Ft1 =0,2.837 = 167 (N) Ta có phương trình cân bằng lực và mômen Ta có biểu đồ mômen uốn xoắn: Xác định đường kính các đoạn trục Mômen uốn tương đương tại các tiết diện trục 1 là: Theo ct 10.15[1], 10.16[1] ta có: Từ công thức 10.17[1] ta có: Vật liệu là thép 45 có σb = 600 MPa, đường kính trục sơ bộ là d1 = 30 mm, theo bảng 10.5[1] có [σ] = 63 MPa Do đó ta có: Xuất phát từ yêu cầu về công nghệ, lắp ghép và độ bền, ta chọn đường kính các đoạn trục 1 như sau: d10 = 32 mm, d12 = 38 mm, d11 =d13 = 35 mm Ta có kết cấu trục 1 như hình vẽ Kiểm nghiệm Kiểm nghiệm về độ bền mỏi Dựa vào biểu đồ mômen trục 1, ta kiểm nghiệm tại tiết diện 12 là tiết diện nguy hiểm của trục 1 Theo công thức 10.19[1], trục thoả mãn về bền mỏi nếu: Trong đó sσ là hệ số an toàn chỉ xét riêng đến ứng suất pháp sτ là hệ số an toàn chỉ xét riêng đến ứng suất tiếp Theo công thức 10.20[1], 10.21[1] ta có: Với σ-1 , τ-1 : giới hạn mỏi uốn và mỏi xoắn ứng với chu kỳ đối xứng Trục làm bằng thép 45 có σb = 600 MPa. Do đó: σ-1 = 0,436.σb = 0,436.600 = 261,6 MPa τ-1 = 0,58.σ-1 = 0,58.261,6 = 151,73 MPa σa,τa : biên độ của ứng suất pháp và ứng suất tiếp σm,τm : trị số ứng suất trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp Do trục quay, theo công thức 10.22[1] ta có: Theo bảng 10.6[1] ta có: Theo bảng 9.1[1] với d12 = 38 mm, tra được then có t1 = 5 mm, b = 10 mm Do đó: Trục quay 1 chiều, ứng suất thay đổi theo chu kỳ mạch động => τm = τa = : hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi. Theo bảng 10.7[1] tra được: hệ số. theo công thức 10.25[1], 10.26[1] ta có: Theo bảng 10.8[1], 10.9[1] chọn được: Kx = 1,06 (trục gia công trên máy tiện với Ra = 2,5..0,63) Ky = 1 ( không tăng bền bề mặt) hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục. Theo bảng 10.10 ta có: Kσ, Kτ : hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn, xoắn Theo bảng 10.12[1], dùng dao phay ngón ta tra được: Kσ =1,76; Kτ = 1,54 Bánh răng lắp trên trục theo kiểu lắp , theo bảng 10.11[1] tra được: = 2,06; = 1,64 Ta lại có: Do vậy ta chọn = 2,07; = 2,08 Vậy ta có: => Do vậy trục 1 thoả mãn điều kiện về hệ số an toàn. Thiết kế trục 2 Tính sơ bộ đường kính trục Theo công thức 10.9[1] dk Chọn vật liệu làm trục là thép 45 có σb = 600 MPa, [τ] = 12..20 MPa Do đó: d2 Chọn sơ bộ d2 = 30 mm Theo bảng 10.2[1], ta chọn sơ bộ chiều rộng ổ lăn cho trục 2 là b02 = 19 mm Sơ đồ tính chiều dài các đoạn trục Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực Dựa vào bảng 10.13[1] và 10.14[1] ta tính được khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực như sau: Từ công thức 10.10[1],10.11[1],10.13[1] ta có: Chiều dài mayơ bánh răng trụ: lm22 = (1,2÷1,5)d2 = (1,2÷1,5).30 = 36 ÷ 45. Chọn lm12 = 40 mm Khoảng cách từ bánh răng đến ổ trục là: l22 = 0,5(lm22 + b02) + k1 + k2 = 0,5.(40+ 19) +10 +10 = 49,5mm Theo bảng 10.14[1] ta có: l21 = (0,9..1)daM2 = (0,9..1)308 = 277,2..308. Lấy l21 = 300 mm l23 = Xác định phản lực tại các gối đỡ: Kí hiệu các lực như hình vẽ Ta có phương trình cân bằng lực và mômen Ta có biểu đồ mômen xoắn và uốn của trục 2 Xác định đườn