Đồ án Thiết kế hệ thống truyền động cơ khí trong ngành cơ khí

Lời nói đầu T hiết kế và phát triển những hệ thống truyền động là vấn đề cốt lõi trong cơ khí. Mặt khác, một nền công nghiệp phát triển không thể thiếu một nền cơ khí hiện đại. Vì thế tầm quan trọng của các hệ thống dẫn động cơ khí là rất lớn. Hiểu biết lý thuyết và vận dụng nó trong thực tiễn là một yêu cầu cần thiết đối với một người kỹ sư. Để nắm vững lý thuyết và chuẩn bị tốt trong viểc trở thành một người kỹ sư trong tương lai. Đồ án môn học thiết kế hệ thống truyền động cơ khí trong ngành cơ khí là một môn học giúp cho sinh viên ngành cơ khí làm quen với những kỹ năng thiết kế, tra cứu và sử dụng tài liệu được tốt hơn, vận dụng kiến thức đã học vào việc thiết kế một hệ thống cụ thể. Ngoài ra môn học này còn giúp sinh viên cũng cố kiến thức của các môn học liên quan, vận dụng khả năng sáng tạo và phát huy khả năng làm việc theo nhóm. Trong quá trình trình thực hiện đồ án môn học này, chúng em luôn được sự hướng dẫn tận tình của thầy LÊ TRỌNG TẤN và các thầy bộ môn trong khoa cơ khí. Em xin chân thành cảm ơn các thầy đã giúp đỡ chúng em hoàn thành đồ án môn học này. Lê Bảo Nam Chương 1 : CHỌN ĐÔNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN I: Chọn động cơ : 1: các kết quả tính toán trên băng tải : Pbt= Ta có -P: lực kéo băng tải V: vận tốc băng tải P= 1100 KG = 1100. 9,81= 10791N pbt= = 2,125 (KW) 2. chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ: Số vòng quay của trục công tac trong một phút (băng tải) Nct= = (vg/ph) nsb= nlv.ut Với Ut tỷ số truyền của toàn bộ hệ thống dẫn động Ut=Ubr. UX Tra bảng 2.4 được Ubr=29 ;Ux=4 V: vận tốc băng tải D : đường kính băng tải nct=nlv nsb=12.29.4=1392 (vg) 3. hiệu suất toàn bộ hệ thống : nht=nk .nol4. nbr3.nx trong đó: - nk= 0,09 hiệu suất nối trục di động nbr=0,97 hiệu suất một cặp bánh răng nol=0,99 hiệu suất một cặp ổ lăn nx=0,97 hiệu suất bộ truyền xích . nht=1. 0,994 . 0,973 . 0,97 = 0,85 Xác định công suất của động cơ: Pct= =2,158 (KW) Trong đó: - Pct: công suất cần thiết trên trục động cơ . - pt: công suất tính toán trên máy - nht: hiệu suất toàn bộ hệ thống. Vì khi động cơ mở máy thì động cơ chạy với tải trọng không đổi nên khi đó ta có: Pt=Ptd ptd = Ta có Plv= P2 = kw Với P2= 2,185 kw . : t1=3s= 8,33.104 h Ptd = 2,158 kw Từ các thong số ta có thể chọn động cơ mang nhẵn hiệu 4A100L4Y3. Từ bảng P1.1 trang 234 tài liệu tính toán hệ dẫn động cơ khí ta có bảng thông số kỹ thuật như sau: Kiểu động cơ Công suất Vận tốc quay n% cos 4A100S4Y3 3,0 1420 84 0,82 2,2 2,0 4. kiểm tra động cơ đã chọn: a.kiểm tra điều kiện mở máy động cơ khi mở máy thì : (2.6 /22 DDCK). Ta có Tmn=Tqt=1,3T. 1,3<2,0 thỏa mãn điều kiện bài toán . b. kiểm tra điều kiện làm việc: khi động cơ làm việc thì ta có. Tmaxqt đc<Tđc Tđc= nht. Mônem động cơ: T= N.m Tmm=2.20,17=40,34 N.m Tmax=20,17.2,2=44,37 N.m Mônem quán tính lớn nhất của động cơ Tmaxqt đc= Kqt.Tcam=Kqt. N.m Nhận thấy rằng : 44,8>22,178 Nm Tmaxqt đc<Tđc II: phân phối tỷ số truyền: Tỷ số truyền của hệ thống truyền động: Trong đó: nđc: số vòng quay của động cơ (vg/ph) -nlv: số vòng quay của trục máy(vg/ph) Nlv=nbt=12 vg/ph. Ut=. Mặt khác ta lại có: ut= uh.ung (3.24/48/hdđck) Với uh : tỷ số truyền giảm tốc -ung: tỷ số truyền hộp ngoài. Ung= ukn.uxich2 ukn: tỷ số truyền của khớp nối . ukn=1 uxich: tỷ số truyền của bộ truyền xích ta có ung=uxich theo bảng 2.4 (21/hdđck) ta có uxich=2......5 ta chọn uxich=3,9 Nhận thấy uh= 30 ta tra bảng 3.1 (43)TLI ta được Uh= 30 uxich=3,9 Vậy bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng 1: u1=7,45 Bội truyền bánh răng trụ răng nghiên 2 : u2=4,03 III: xác định các thong số động học và lực của các trục 1: tính toán tốc độ quay của các trục trục động cơ : nđc=1420 vg/ph trục I: nI= vg/ph trục II: nII= vg/ph. -truc III: nIII= vg/ph. -trục IV: nIV= vg/ph. 2. công suất trên các trục động cơ: - công suất trên trục IV: P4=Plv=Ptd=2,158 kw. -công suất trên trục III: PIII=PIV/(nol.nbr2)= 2,158/(0,97.0,99)= 2,247 kw -công suất trên trục II: PII=PIII/(nbr1.nol)= 2,247/(0,972.0,99)=2,412 kw -công suất trên trục I: PI= PII/(nbr.nol.nkn)=2,412/(0,97.0,99.1)=2,511 kw. 3. tính toán mônem xoắn trên trục đông cơ: -trục I: TI= Nm -trục II: TII= Nm. -trục III: TIII= Nm Ta có bảng động học , lực trên các trục của hệ thống dẫn động như sau: Thông trục số Tỷ số truyền Tốc độ quay vg/ph Công suất kw Mômen xoắn Nm Truc đc 1420 3 Trục I Un =7,45 1420 2,511 16887,3 Trục II Uc=4,03 190,6 2,412 120853,09 Trục III Ux=4 47,3 2,247 453675,47 Chương 2 :Tính toán thiết kế các bộ truyền Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng chọn vật liệu: Tên Vật liệu HB Bánh 1 Thép tôi 45 cải thiện 750 450 200 Bánh 2 Thép tôi 45 cải thiện 600 340 170 xác định ứng suất cho phép: theo bảng 6.2 (94/ hdđck). Thép tôi cải thiện đạt chế độ rắn HB 180…350 ta có. Sh=1,1. SF=1,75 . Chọn bánh răng nhỏ : HB=241 Bánh răng lớn 2: có HB=240 Theo bảng 6.5 (93/ hdđck). NHO= 30.HHB2,4 NHO1= 30. 2002,4= 0,99.107. số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử uốn . NFO=4.106 khi bộ truyền chịu tải trọng tĩnh: NHE=NFE=N=60.c.n.tΣ (6.6/93/ hdđck). NHE,NFE: là số chu kỳ thay đổi ứng suất tác dụng C: số lần ăn khớp trong 1 vòng quay n số vòng quay trong 1 phut tΣ: tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét tΣ= 5 năm .12 tháng.292 ngày.8h.1ca NHE=NFE=60.1.1420.292.5.8=9,95.108 NHE>NHO2 do vậy KHL2=1 Suy ra ta có: NHE1>NHO1 do đó KHL1=1 KHL1=1 ;KFL1=1 KHL2=1 ; KFL2=1 Các ứng suất cho phép theo công thức (6.1). [ 93].TL1. [σH]1 = Mpa [σH]2 = = =372,72 MPa Vậy ứng suất tiếp cho phép: [бH]= ( бH1)+ (бH2)/ 2 = (427,27 +372,72)/2 = 399,9 Mpa. ứng suất pháp cho phép: [σF]= (σ0Flim1 .KFC .KFL1 / SF) (6.2a).[93] .TL1. Vì bộ truyền quay một chiều lên KFC =1 . [σF1]= (σ0Flim1 .1.1/ SF). =360.1.1/1,75 =205,71 Mpa [σF2] = (σ0Flim2 . KFC .KFL1 / SF) = 306/1,75 = 174,85 Mpa ứng suất tải cho phép theo (6.14) [93]. TL1. [σH]max1 = 2,8 . σch1 = 2,8.450 = 1125 Mpa. [σH]max2 = 2,8 . σch2 = 2,8 .340 = 952 Mpa. [σF]max1 = 0,8 . σch1 = 0,8.340 = 272 Mpa. [σF]max2 = 0,8 . σch2 = 0,8. 450 =360 MPa 3. tính toán cấp nhanh bộ truyền bánh răng trục răng nghiêng. a. xác định khoảng cách trục: aw1 = Trong đó: Ka =43: Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng (theo bảng 6.5) T1 = 16887,3 Nm. [σH] = 399,9 MPa u = u1 =7,45 : Tỷ số truyền cấp nhanh của hộp giảm tốc. ψba = 0,33 theo bảng (6. 6). [93].TL1. KHB = 1,24 ứng với sơ đồ 3 theo bảng (6-7) .[98] /[TL1]. ψbd = 0,5 ψba (u1 ± 1) = 1,4 . Þ aw1 = mm. Lấy aw = 136,7 mm. b. xác định các thông số ăn khớp: theo (6.17).[93]/ TL1. ta có modun ăn khớp m=(0,01÷0,02) 136,7 = 1,37÷2,74 . chọn m= 2. Chọn sơ bộ β= 100 . cosβ = 0,9848 Số răng bánh nhỏ: Z = = = 15,96 răng. Lấy Z1=16 - Số bánh răng lớn (theo công thức (6-20) trang 99/[TL1] Z2= Z.u1 = 16.7,45 = 119. Do đó tỷ số truyền thực sự: Um= 119/17 = 7,44 . Cosβ = . β = 90 48`. c. kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc. ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc: σH = ZM.ZH.Zε. trong đó: ZM = 274 (MPa) Chiều rộng bánh răng nhỏ: mm. αt=αtw= arc(tg )= arc (tg 200/ 0,9745)= 20,272. Theo (6.35).[105] / TL1. Có tgβb=cos at.tgβ = cos 20,272. Tg9,8 βb= 9,2. Do vậy ta có: ZH = =1,742. Hệ số trùng khớp dọc: = = 1,629 Z===0,783. Đường kính vòng lăn bánh nhỏ: dw1= 2.aw / (u1+1) = 2.137 / (7,45+1) = 32,42 mm v=. Với v= 2,4 m/s . theo bảng (6.13).[106] TL1. ta có cấp chính xác là 9 . KHα=1,13 VH = Có σH=0,02; g0= 73 Hệ số tải trọng xuất hiện trong vung ăn khớp: KHV= 1+ VH. bw. dw1/ (2.T1.KHβ.KHα)= 1+ 1,5 . 0,33.137.32,42 /(16887,3 .1,24.1.13)=1,046 Ta có : KH = Từ các tính toán trên ta được: σH = ZM.ZH.Zε = 274.1,742.0,783=405,6 σH =405,6 Mpa ta có ZV= 1,1 ZR= 0,95 KXH= 1 Do đó ta có: [σH]= [σH] .ZV.ZR.KXH= 399,9.1,.0,95.1 = 379, 9 Mpa Nhận thấy rằng [σH] <σH. ta phải chọn lại aw . cần tăng thêm khoảng cách trục và tiến hang kiểm nghiệm lại . Kết quả khi kiểm nghiệm lại là: aw= 150 mm theo (6.17).[93]/ TL1. ta có modun ăn khớp m=(0,01÷0,02) 150 = 1,5÷3 . chọn m= 2. Chọn sơ bộ β= 100 . cosβ = 0,9848 Số răng bánh nhỏ: Z = = = 17,48 răng. Lấy Z1=17 - Số bánh răng lớn (theo công thức (6-20) trang 99/[TL1] Z2= Z.u1 = 17.7,45 = 127. Do đó tỷ số truyền thực sự: Um= 127/17 = 7,47 . Cosβ = . β = 160 15`=16,26 d. kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc. ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc: σH = ZM.ZH.Zε. trong đó: ZM = 274 (MPa) Chiều rộng bánh răng nhỏ: mm. αt=αtw= arc(tg )= arc (tg 200/ 0,96)= 20,763. Theo (6.35).[105] / TL1. Có tgβb=cos at.tgβ = cos 20,763. Tg9,6 βb= 15,254. Do vậy ta có: ZH = =1,7. Hệ số trùng khớp dọc: = = 1,599 Z===0,79. Đường kính vòng lăn bánh nhỏ: dw1= 2.aw / (u1+1) = 2.150 / (7,45+1) = 35,42 mm v=. Với v= 2,4 m/s . theo bảng (6.13).[106] TL1. ta có cấp chính xác là 9 . KHα=1,13 VH = Có σH=0,02; g0= 73 Hệ số tải trọng xuất hiện trong vung ăn khớp: KHV=1+VH.bw.dw1/(2.T1.KHβ.KHα)=1+1,723.0,33.150.35,42/(16887,3.1,24.1,13)=1,046 Ta có : KH = Từ các tính toán trên ta được: σH = ZM.ZH.Zε = 274.1,7.0,79=357,06 σH =357,06 Mpa ta có ZV= 1,1 ZR= 0,95 KXH= 1 Do đó ta có: [σH]= [σH] .ZV.ZR.KXH= 399,9.1,.0,95.1 = 379, 9 Mpa Nhận thấy rằng [σH] >σH. e: kiểm nghiệm răng về độ bền uốn; ứng suất uốn: theo công thức(6-43) .[98]/ TL1. Ta có: ,4 Theo bảng (6.14) [107]/ TL1.có được KHα=1,37 Theo (6.47) [109] TL1. VF= = 0.006 . g0 =73. KFv=1+VH.bw.dw1/(2.T1.KHβ.KHα)=1+5,17.49,5.35,42 /(2.16887,3 .1,5.1,37)=1,13 hệ số trùng khớp bánh răng. Với β = 420 11` Yβ= 1+ (16,26/ 140) = 0,88 Số răng tương đương là: ZV1= Z1./ cos3β= 19,2 ZV2= Z2/ cos3β = 143,5 Theo bảng (6.18).[109] TL1. có Y F1= 4,05 ; Y F2= 3,6 Với m= 1,5 Ys= 1,08- 0,695.ln( 2)= 1,032 YR=1. KXF =1 Theo các công thức (6-43) và (6-44) trang 108/[1] ta có: Vậy: σF1 = 44,77 < [σF1] = 212,3 MPa σF2 = 99MPa < [σF2] = 180,4MPa KL: Răng thỏa mãn điều kiện bền uốn. f. kiểm nghiệm về các giá trị quá tải: ứng suất tiếp xúc cực đại: Hệ số quá tải : kqt = [σH1]max = σH.= 379,9.1,14=433,15 MPa Ta có : [σH1]max >[σH]1. Theo (6.49).[110]/ TL1. ta có Bảng Thông Số Hình Học của bộ Truyền Bánh Răng Cấp Nhanh: Bảng 3:Các thông số của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng Thông số Giá trị Môdum m1 = 2 Tỷ số truyền cấp nhanh u1 = 7,45 Góc nghiêng β = 16015` Số răng Z1 = 17 răng Z2 = 127răng Khoảng cách trục aw1 = 150 mm Chiều rộng răng bw1 = 49,5 mm Góc Profin gốc α = 20° Góc ăn khớp αtw = 20,763° Đường kính vòng chia d1 = 35, 42 mm d2 = 264,58 mm Hệ số dịch chỉnh x1 = 0; x2 = 0 Đường kính vòng đỉnh răng da1 = 42,42mm da2 = 268,58mm Đường kính vòng chân răng df1 = d1 -(2,5-2. x1)m =30,42 mm df2 = d2 -(2,5-2. x2) m=259,58 mm 4 . tính bộ truyền cấp chậm: a. xác định khoảng cách trục: . Tra bảng (6-5) với vật liệu 2 bánh là : Thép – Thép ta được : ka = 43 Tra bảng (6-6) trang 97 /[1] ta được ψba = 0,39 (lấy hơn bộ cấp nhanh 20 ÷ 30% ) Þ ψbd = 0,5. ψba.(u2 + 1) = 0,5.0,39.(4,03+ 1) =1 Do vậy theo bảng (6.7) có KHβ=1,15 T2= 120853,09 N.mm ; U2=4,03 T’2=T2/2=60426,545 N.mm [σH]= 399,9 Mpa. Þ aw2 = 43.(3,77+ 1). =140,9 mm b. xác định thông số ăn khớp: Xác định mô dun ăn khớp : m2 = (0,01 ÷ 0,02).aw2 = (0,01 ÷ 0,02).141=(1,41÷2,82) . chọn m= 2.5 Số răng bánh nhỏ theo công thức (6-31) trang 103 /[1] : Z1=2. aw2 / [ m (u+1)] = 2.141. / [ 3(4,03+1)] = 22,08 Lấy Z2=22 Þ Số răng bánh lớn : Z2 = u2.Z1 =4,03.22= 88,66 lấy Z2=89 Tỷ số truyền thực sự: Um = 89/ 22 = 4,04 Cos β= m(Z1+ Z2)/ [ 2. aw2] = 3.(22+889) / [2.141] = 0,9840 β = 100 14`=10,249. c. kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: ứng suất tiếp xúc làm việc σH trong đó: ZM = 274 (MPa)1/3 theo bảng (64.34).[105] .TL1 có: Ta có : Þ βb = 9,6247 20,2988 Vì theo tiêu chuẩn profin α = 20° 1,74 : Là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng : Mà bw 54,99 Þ εβ Theo công thức (6.36).[105] .TL1. Mà Theo công thức (6-15b) trang 96 /[1] ta có : v=. Với v= 0,556 m/s . theo bảng (6.13).[106] TL1. ta có cấp chính xác là 9 . Có: KHα=1,13. theo (6.42).[107]/ TL1. VH = Có σH=0,002. g0= 73 Hệ số tải trọng xuất hiện trong vung ăn khớp: KHV=1+VH.bw.dw1/(2.T1.KHβ.KHα)=1+0,479.0,39.141.55,295/(2.60426,545.1,15.1.13)=1 Ta có : KH = Từ các tính toán trên ta được: σH = ZM.ZH.Zε =274.1,74.0,773 σH =393,168Mpa ta có ZV= 1 ZR= 0,95 KXH= 1 Do đó ta có: [σH]= [σH] .ZV.ZR.KXH= 399,9.1.0,95.1 =379, 9Mpa Nhận thấy rằng [σH] <σH. ta phải chọn lại aw . cần tăng thêm khoảng cách trục và tiến hang kiểm nghiệm lại . Kết quả khi kiểm nghiệm lại là: aw= 165 mm Xác định mô dun ăn khớp : m2 = (0,01 ÷ 0,02).aw2 = (0,01 ÷ 0,02).165=(1,65÷3,3) . chọn m= 2,5 Số răng bánh nhỏ theo công thức (6-31) trang 103 /[1] : Z1=2. aw2 / [ m (u+1)] = 2.165. / [ 2,5(4,03+1)] = 25,8 Lấy Z2=26 Þ Số răng bánh lớn : Z2 = u2.Z1 =4,03.26= 104,78 lấy Z2=104 Tỷ số truyền thực sự: Um = 104/ 26 = 4,04 Cos β= m(Z1+ Z2)/ [ 2. aw2] = 3.(26+104) / [2.165] β = 90 159`=19,9865. d. kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: ứng suất tiếp xúc làm việc σH trong đó: ZM = 274 (MPa)1/3 theo bảng (64.34).[105] .TL1 có: Ta có : Þ βb = 9,358 20,283 Vì theo tiêu chuẩn profin α = 20° 1,74 : Là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng : Mà bw 61,05 Þ εβ Theo công thức (6.36).[105] .TL1. Mà v=. Với v= 0,61 m/s . theo bảng (6.13).[106] TL1. ta có cấp chính xác là 9 . Có: KHα=1,13. theo (6.42).[107]/ TL1. VH = Có σH=0,002. g0= 73 Hệ số tải trọng xuất hiện trong vung ăn khớp: KHV=1+VH.bw.dw1/(2.T1.KHβ.KHα)=1+0,568.0,37.165.66,/(2.60426,545.1,15.1.13)=1,014 Ta có : KH = Từ các tính toán trên ta được: σH = ZM.ZH.Zε =274.1,74.0,785 σH =328,3Mpa ta có ZV= 1 ZR= 0,95 KXH= 1 Do đó ta có: [σH]= [σH] .ZV.ZR.KXH= 399,9.1.0,95.1 =379, 9Mpa Nhận thấy rằng [σH] >σH. Thoả mãn e. kiểm nghiệm răng về độ bền uốn: ứng suất uốn: Tra bảng (6-7) trang 98 /[1] ta được : KFβ = 1,15 KFα = 1,37 ; KHα = 1,16 Hệ số tải trọng động vùng ăn khớp: K Fv= 1,023 Do vậy : KF 1,61 Hệ số trùng khớp ngang: εα=1,621 Hệ số trùng khớp của răng: Yε 0,616 Với β = 9,9865° Þ Yβ = 0,9 Số răng tương đương là: Zv1 Þ Lấy Zv1 =27 Zv2 Þ Lấy Zv2 =108 Theo bảng (6.18).[109].TL1 có YF1 = 3,89 YF2 = 3,61 Ys = 1,08 – 0,0695.ln(m) = 1,08 – 0,0695.ln2,5 =1,016 YR=1; KXF=1. σF1 MPa σF2 = Vậy ta thấy: σF1 = < [σF]1 σF2 = < [σF]2 f. kiểm nghiệm răng về quá tải: ứng suất tiếp xuc cực đại: σH1max = σH. Trong đó: kqt = ,3 σH1max = σH.= 399,9.=MPa<[ σH1max]=1125 MPa ứng suất uốn cực đại: σF1max MPa σF2max =83,54 Mpa<[σF2max]= 272 MPa Vậy ta thấy: σF1 = < [σF]1 σF2 = < [σF]2 Bảng4: Bảng Thông số về bộ truyền bánh răng cấp chậm Thông số Giá trị Môdum m2 = 2,5 Tỷ số truyền cấp nhanh u2 = 4,03 Góc nghiêng răng β = 90,59’ Số răng Z1 = 26răng Z2 = 104răng Đường kính vòng chia d1 = 66 mm d2 = 264mm Khoảng cách trục aw2 = 165 mm Chiều rộng răng bw2 = 61,05 mm Góc Profin gốc α = 20° Góc ăn khớp αtw = 20,283° Hệ số dịch chỉnh x1 =0 ;x2 =0 Đường kính vòng đỉnh răng da1 = 71 mm da2 = 269mm Đường kính vòng chân răng df1 = 59,75mm df1 =257,75mm 5. lực tác động lên các bộ truyền: a. bộ truyền cấp nhanh: - Xác định lực vòng Lực hướng kính của bánh răng: Lực chiều trục trên bánh 1 và 2 : Fa11=Fa21= Ft1.tgβ=935,45.tg16,26=272,85N b. bộ truyền bánh răng cấp chậm: - lực vòng : Lực hướng kính của bánh răng: Lực chiều trục trên bánh : Fr3=Fr4=Ft3.tgβ=1965,09.tg9,89=168,28N. Dành cho hình vẽ PHẦN III: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH 1. chọn loại xích: Vì tải trọng nhỏ , vận tốc thấp , nên ta dùng xích con lăn. 2. xác định các thông số của bộ truyền xích: Ta có Uxich= 4 Chon Z1=23 . khi đó Z2= U.Z1= 4.223 = 92< Zmax. Công suất tính toán: Trong đó: k = 2,925 Như vậy :Pt = 2,925.1,087.1,057.2,247=7,75 kw Theo bảng (5.5).[81] / TL1 với n0 = 50 vg/ph chọn bộ truyền xích một dãy có bước xích p= 38,1 mm Thỏa mãn điều kiện mòn PT< [P]= 10,5kw khoảng cách trục: a= 30.p = 30.38,1= 1143mm theo công thức (5.12).[85] TL1. có số mắt xích: x= 2a/p +0,5(Z1+Z2)+(Z2-Z1)2/4..a x= 2.30+0,5(23+92)+(92-23)2/ 4..1143=121,53 tính lại khoảng cách trục theo công thức. (5.13).[85]/ TL1. a= 0,25.p{xc-0,5(Z1+Z2)+ } a=0,25.38,1.{122-0,5(92+23)+ a=11152,5 mm . Để xích không chịu lực căng quá lớn, khoảng cách trục A được giảm bớt một lượng. Δa=0,003a= 0,003.1152,5= 3,5 Do vậy a= 1149 mm Số lần va đập của xích. Theo (5.14).[85]/ TL1. có i= Z1.n3 / (15.x)= 23. 47,32/(15.122)= 1 3. tính kiểm nghiệm xích về độ uốn: Theo (5.14).[85]./TL1. có S=Q/ Kđ.Ft+F0+FV Ta có Q=127 KN Khối lượng 1 mét xích q=5,5 kg Kđ= 2 V= Z1.t.n3 / 60000= 23. 38,1.47,3/ 60000= 0,7 m/s Ft= 1000.P/ V= 1000. 2,247 / 0,7 = 3210 N FV= q.v2 = 5,5 . 0,632= 1,51N . F0= 9,81.Kf..q.a= 9,81.5,5.1,1.49.2=123,9N S= 127.103 /(2.3210+123,9+2,695)=19,4 Theo bảng (5.10).[86].TL1.với n= 50 vg/ph . có [S] =7 Vậy s> [s] bộ truyền xích đảm bảo độ bền 4. đường kính đĩa xích. Theo (5.17).[86]/ TL1. có : d1= P/ sim() d1= 38,1/ sin (3,14/23)= 279,94 mm d2= p / sin (/ z2)= 38,1/ sin(3,14/93 )= 1128,6 mm r = 0,5025.d1+0,05 = 0,5025.22,23+0.05=11,22 độ bền tiếp xúc của đĩa xích. Theo (5.18)[87].TL1. σH1= 0,47. Z1= 223 . E=2,1.105 Mpa ; A=262mm2 -Kđ=1,5 . Lực va đập trên 1 dãy xích theo (5.19)[87].TL1. FVđ= 13.10-7 .n1.p3.m = 13.10-7.47,32.38,13.1= 3,4 N Dùng thép tôi 45 cải thiện đạt độ rắn HB210 , sẽ đạt được ứng suất tiếp xúc cho phép [σH]= 600Mpa . đảm bảo độ bền tiếp xúc cho răng đĩa. Có σH1=0,47. σH1<[σH]. thỏa mãn điều kiện tương tự có σH2=365,88 Mpa . σH2 <[σH2] 5. xác định lực tác dụng lên trục: Theo (5.20)/[88].TL1. có: Fr= Kx.Ft. Với Kx=1,15 Fr= 1,05.3210 = 3370,5 N PHẦN IV : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC 1. VẬT LIỆU CHẾ TẠO: Chọn vật liệu chế tạo là thép C45 có: -σb=800 Mpa ứng suất xoắn cho phép là [τ] = 15……50 Mpa 2.xác định sơ bộ đường kính trục: theo (10.9) [188] / TL1. có : d = TK : mônem xoắn [τ] : ứng suất xoắn cho phép. Đường kính sơ bộ trục I: -d1 Lấy d1=20 mm Đường kính sơ bộ trục II: - d2 Lấy d2=45 mm Đường kính sơ bộ trục III: -d3 lấy d3=50 mm 3.xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực - chiều dài mayor bánh răng: +trục II: lm23=lm13= ( 1,2-1,5)d2= (1,2-1,5)45= 54-67,5mm Chọn lm23=lm13=54mm lm22=(1,2….1,5)d=(1,2…1,5)45=54..63mm Lấy lm22=62 mm Chon lm23=54mm Chọn lm32=lm32=lm33=62mm chiều dài khớp nối động cơ: lm14= (1,4-1,5)d1= (1,4-1,5)20= 28-50 mm chọn lm14= 50mm lc14=0,5.( lm14 + b0) +k3 +hn hn=15…..20 . theo (10.3) .[189]. TL1 k3= 10…….20 theo bảng (10.3). [189]/ TK1 b0 = 15mm ta có lc12=0,5(50+25) +15+18= 70,5 mm - chiều dài mayor đĩa xích: Lc34 = 0,5(lm33 +b0 ) +k3 +hn = 0,5(61+25) +18+15= 76mm - khoảng cách giữa các gối đỡ: l22= 0,5(lm22 +b0) + k2 =0.5(62+25)+8=51,5 mm Theo bảng (10.3) [189]/ TL1. ta có K1= 8…………15 K2= 5…………15. b0= 25 - l23=l22 + 0,5(lm22 +lm23) + k1= 51,5 +0,5( 62+ 54) +10 = 119,5 mm - l24=l33= l23 + 0,5 (lm24 +lm23 ) +k1 l24=l33= 119,5+ 0,5(62+54) +10= 187,5 mm - l21= l11=l31= l24 + 0,5(lm24 +b0) + k2 = 187,5 + 0,5( 62+25) + 8= 239 mm 4. tải trọng tác dụng lên trục: 4.1 trục I: Gồm lực xoáy của động cơ và lực do bánh răng truyền động: lực vòng F t13 = 935,5 N lực hướng tâm: Fr13= 369,45N lực dọc trục: Fa13= 272,85N ta có: Fk = (0,2- 0,3) = Dt = D0=71 : Đường kính vòng tròn đi qua tâm các chốt của nối trục đàn hồi Mônem uốn do trục Fa1 sinh ra là M = Fa1. Phản lực tại các gối đỡ : Trong mặt phẳng xoz ta có: ΣMA= Fx.c+ Ft13.a – FBx.(a+b) =0 (1) ΣFx= -FKx - FAx- FBx +Ft1= 0 (2) Từ (1 ) ta có: FKx. 70,5 + Ft1. 119,5 - FBx. 239 = 0 FBx= Từ (2) ta có: FAx= Ft1 - ( FKx+ FBx) =935,5-( 509,84+ 142,7) = 282,96N Tại mặt cắt 1- 1: 0 < x < c. Mx= FKx.x Với x= 0 Mx= 0 Với x =c=70,5 Mx = 142,7. 70,5 = 100