[block id=”bo-sung-1″]

– Vỏ hộp giảm tốc có nhiệm vụ đảm bảo vị trí tương đối giữa các chi tiết và các bộ phận của máy, tiếp nhận tải trọng do các chi tiết lắp trên vỏ truyền đến, đựng dầu bôi trơn và bảo vệ các chi tiết tránh bụi bẩn bám vào
– Vật liệu là gang xám GX15-32
– Chọn bề mặt lắp ghép giữa nắp hộp và thân hộp đi qua các trục để lắp các chi tiết thuận tiện và dễ dàng hơn.
– Bề mặt lắp nắp và thân được cạo sạch hoặc mài, dể lắp sít, khi lắp có một lớp sơn lỏng hoặc sơn đặc biệt.
– Mặt đáy lỗ dốc về phía lỗ tháo dầu với độ dốc từ 10.30, và ngay tại chỗ tháo dầu lõm xuống

thiet_ke_he_dan_dong_co_khi_nguyen_phuc_trai

Tải Thiết kế hệ dẫn động cơ khí – Nguyễn Phúc Trải

download1 google drive

LỜI NÓI ĐẦU
Tính toán thiết kế dẫn động cơ khí là nội dung quan trọng trong chương trình đào tạo kỹ sư. Với em là một sinh viên khoa nhiệt, đồ án môn học Chi tiết máy là môn giúp em học sinh hệ thống hóa lại kiến thức của các môn học như: Cơ sở thiết kế máy, sức bền vật liệu, vẽ kĩ thuật.Đồng thời giúp sinh viên có kĩ năng về làm đồ án hỗ trợ cho việc làm đồ án tốt nghiệp sau này.
Nhiệm vụ được giao là thiết kế hệ dẫn động cơ khí gồm có: Hộp giảm tốc khai triển có 2 cặp bánh răng trụ răng thẳng, tính chọn động cơ điện và bộ truyền đai dẹt. Yêu cầu có bản thuyết minh và bản vẽ lắp hộp giảm tốc được vẽ trên giấy A0.
Do lần đầu tiên làm quen với thiết kế và phải thực hiện một khối lượng kiến thức tổng hợp, tuy đã cố gắng tham khảo các sách và tài liệu có liên quan, cùng bài giảng của các thầy cô và sự nỗ lực của bản thân nhưng em vẫn không thể tránh được những sai sót. Vậy kính mong quý thầy cô giáo giúp đỡ em, chỉ bảo thêm cho em để em có thể nắm vững hơn kiến thức mà mình học được
Cuối cùng em xin gửi lời cảm ơn chân thành tới các cô thầy giáo bộ môn, đặc biệt là thầy Nguyễn Văn Yến đã giúp đỡ chỉ bảo tận tình cho em hoàn thành đồ án này.
Một lần nữa em xin chân thành cảm ơn!
Đà Nẵng, ngày.tháng.năm 2014
Sinh viên thực hiện đồ án:
Nguyễn Phúc Trải
MỤC LỤC
CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
Chọn động cơ điện:
Hiệu suất chung toàn hệ thống
= 0,972.0,993.0,96 = 0,87 Trong đó:
– là hiệu suất của một cặp bánh rang trụ =0,97.
– là hiệu suất của một cặp ổ lăn =0,99.
– là hiệu suất của bộ truyền đai dẹt =0.96.
Công suất cần thiết trên trục động cơ: (kw).
Xác định sơ bộ số vòng quay:
Chọn tỷ số truyền sơ bộ của hộp giảm tốc 2 cấp khai triển uh=14. Bộ truyền ngoài – bộ truyền đai dẹt: uđ=2.
Uch=uh.ud=14.2=28
Số vòng quay sơ bộ của động cơ:
Nđc=uch.n3=28.44=1232 (vòng /phút).
Chọn động cơ: Tra bảng phụ lục 1. Bảng P.12 sách tính toán thiết kế dẫn động cơ khí ta được động cơ sau:
Tên động cơ
Công suất (kw)
Số vòng quay (vòng/phút)
Hiệu suất
DK-62-4
P=10
1460
2,3
Cosφ =0,88
Phân phối tỷ số truyền, số vòng quay và momen xoắn:
Tỷ số truyền chung của hệ thống:
Chọn ih=14,4
Ih=in.ic mà in=1,2ich nên ich=3,6 và in=4.
Tính toán số vòng quay trên các trục:
Momen xoắn và công suất trên trục:
Công suất:
P1=Pđc.ηđ.ηol=8,3.0,96.0,99=7,9 (kw).
P2=P1.ηol.ηbr=7,9.0,97.0,99=7,6 (kw).
P3=P2.ηol. ηbr=7,6.0,97.0,99=7,2 (kw).
Momen xoắn:
Bảng số liệu:
Trục
Đại lượng
Đại lượng
Động cơ
I
II
III
Tỷ số truyền u
ing=2,3 in=4 ic=3,6
Số vòng quay n (v/p)
1460
635
159
44
Công suất P (kw)
8,3
7,9
7,6
7,2
Momen xoắn T (N.mm)
54291
118811
456478
1562727
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN
Bộ truyền đai dẹt:
Số liệu thiết kế:
Công suất trên trục P1=8,3kw; số vòng quay n1=1460 vòng/ phút; tỷ số truyền u=2,3; momen xoắn trên trục: T= 54291N.mm
Chọn vật liệu làm dây đai: bộ truyền quay với số vòng quay lớn nên dùng vật liệu làm dây đai là đai vải cao su vì chúng có các đặc tính sau: bền, dẻo, ít bị ảnh hưởng của độ ẩm và sự thay đổi nhiệt độ.
Đường kính bánh nhỏ:
chọn d1=250mm.
Đai có 4 lớp và có lớp lót
Đường kính bánh lớn:
D2=d1.u.(1-ԑ)=250.2,3.(1-0,015)=566mm
ԑ- là hệ số trượt ԑ=0,015
Tính lại tỷ số truyền thực:
vậy độ sai lệch
Thỏa mãn điều kiện cho phép.
Khoảnh cách trục:
a≥(1,5.2)(d1 + d2) và 15000 ≥ a ≥ 1,75(250+60)=1417,5(mm)
lấy a=1420mm.
Chiều dài dây đai:
.
Kiểm tra lmim=v/I với i=5
.
.
Vậy l > lmim thỏa mãn
Xác định lại khoảng cách trục:
Góc ôm α1:
α1 = 180 – (d2 – d1) . 57/a = 180 – (560 – 250) .57 / 1420=1680.
Thỏa mãn điều kiện là đai vải cao su có α1≥1500
Tiết diện đai:
Lực vòng: .
Chọn chiều dày dây đai sao cho: chọn =6mm.
Theo bảng 4.1 ta được số lớp là 4; đai có lớp lót; kí hiệu đai B800.
Ứng suất có ít cho phép:
[σF]= [σF]o.Cα.Cv.Co
[σF]o=k1-k2/d1
Đối với đai vải cao su, bộ truyền đặt thẳng đứng chọn σo=1,6Mpa
Vậy: k1=2,3; k2=9
[σF]o=2,3 – 9.6/250 = 1,8Mpa.
Cα- hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm α1 trên bánh đai nhỏ đến khả năng kéo của đai: Cα= 1-0,003(180-α)=1-0,003(180-168)=0,964.
Cv-hệ số kể đến ảnh hưởng của lực li tâm đến độ bám của đai trên bánh đai
Cv= 1- kv(0,01v2-1) kv=0,04 _ với đai vải cao su
Cv=1-0,004(0,01.19,1-1)=0,89
C0- hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền trong không gian và phương pháp căng đai; bảng 4.12 cho ta C0=1.
[σF]=1,8.0,964.0,89.1=1,54Mpa.
Bề rộng đai: chọn kd=1,5 bảng 4.7
chọn b=71mm
Lực tác dụng lên trục: Fr=2F0sin(α1/2) với F0=σ0δb=1,8.6.71=766,8N
→ Fr=2.766,8.sin(168/2)=1525N.
Bảng thông số:
Thông số
Ký hiệu
Giá trị
Loại đai
B800
Chiều dài dây đai
l
4130mm
Đường kính bánh nhỏ
d1
250mm
Đường kính bánh lớn
d2
560mm
Khoảng cách trục
a
1420mm
Góc ôm bánh nhỏ
α1
1680
Tiết diên đai
A
423,7mm
Lục vòng
Ft
435N
Chiều dày dây đai
6mm
Bề rộng bánh đai
B
85mm
Bề rộng dây đai
b
70,6mm
Thiết kế bộ truyền trong hộp giảm tốc:
2.2.1 Chọn vật liệu:
Vật liệu chế tạo bánh nhỏ là thép 45 tôi cải thiện có HB241285. Giới hạn bền σb=850MPa. Giới hạn chảy là σch=580MPa.
Vật liệu chế tạo bánh lớn là thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB192240. Giới hạn bền σb= 750MPa. Giới hạn chảy là σch=450MPa.
Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép, ứng suất uốn cho phép và ứng suất khi quá tải.
Ứng tiếp xúc cho phép: [σH]=σ0Hlim.kHL/Sh.
Ứng suất uốn cho phép: [σF]=σ0Flim..kFC .kHC/SF.
Ứng suất tiếp xúc khi quá tải: [σH]qt=2,8.σch.
Ứng suất uốn khi quá tải: [σF]qt=0,8 σch.
Tra bảng 6.2:
Bánh nhỏ: σ0Hlim1=2HB+50 (MPa), SH1=1,1; SF1=1,75. σ0Flim1=1,8HB.
Bánh lớn: σ0Hlim2=2HB+50 (MPa), SH2=1,1; SF2=1,75. σ0Flim2=1,8HB.
σ0Hlim1= 2HB+50 = 2.263+50 = 576(MPa).
σ0Flim1=1,8HB = 1,8.263 = 473(MPa).
σ0Hlim2= 2HB+50 = 2.235+50= 520(MPa).
σ0Flim2=1,8HB=1,8.235=423(MPa).
Chọn kFC=0,75- bộ truyền làm việc hai chiều và HB<350.
KHL, kFL- hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền:
Với mH=6 mF=6.
NFO1=NFO2=4.106.
NHE1=60.c.n1.tz=60.1.159.8700=83.106(chu kì).
NHE2=60.c.n2.tz=60.1.44.8700=23.106(chu kì).
NFE1=NHE1=83.106 chu kì.
NFE2=NHE2=23.106 chu kì.
Ta thấy: NHE > NHE kHL=1
NFE > NFO. kFL= 1.
Vậy ta có:
[σH]1= σ0Hlim1.kHL1/SH1=576.1/1,1=524(MPa).
[σH]2= σ0Hlim2.kHL2/SH2=520.1/1,1=472(MPa).
[σF]1=σ0Flim.1.kFC1 .kHC1/SF1=473.0,75.1/1,75=202,7(MPa).
[σF]2=σ0Flim2..kFC2 .kHC2/SF2=423.0,75.1/1,75=181(MPa).
Ứng suất tiếp xúc cho phép trung bình:
.
Ứng suất này thỏa mãn:
< 1,25=1,25.472=590(MPa).
Ứng suất uốn cho phép trung bình:
.
Ứng suất tiếp xúc khi quá tải:
[σH1]qt=2,8σch1=2,8.580=1624(MPa).
[σH2]qt=2,8σch2=2,8.450=1260(MPa).
Ứng suất tiếp xúc khi quá tải trung bình:
[σH]=1442(MPa)
Ứng suất uốn khi quá tải:
qt=0,8σch=0,8.580=464(MPa).
qt=0,8σch=0,8.450=360(MPa).
Ứng suất uốn khi quá tải trung bình:
[σ]qt=412(MPa).
2.2.2 tính thiết kế bộ truyền cấp chậm:
các thông số cơ bản:
Khoảng cách trục:
.
Với: ka=49,5 MPa1/3, tỷ số truyền u=3,6. Momen xoắn T1=456478Nmm.
KHB=1,07. φba=0,4.
φbd=0,53.φba.(u+1)=0,53.0,4.(3,6+1)=0,975.
Vậy aw=252mm.
Chọn a=225mm.
Modun: m=0,0012.aw=225.0,0111=2,5.
Số răng và hệ số dịch chỉnh:
. Lấy z1=39
z2=u.z1=39.3,6=140 răng
tính lại khoảng cách trục:
Cần dùng dịch chỉnh: hệ số dịch tâm:
Y= aw/m – (z1+z2)/2=225/2,5 – (39+140)/2=0,5
Hệ số ky=1000.y/zt=1000.0,5/(39+140) = 2,3.
Kx=0,032 (tra bảng 6.10).
Y=kxzt/1000=0,032.179/1000=0,0057.
Tổng hệ số dịch chỉnh:
Xt=y+ y= 0,5+0,0057=0,5057.
Hế số dịch chỉnh bánh nhỏ và bánh lớn:
X1=0,5[xt – (z1-z2).y/zt]=0,5[0,5057-(140-39).0,5/179]=0,11.
X2=xt-x1=0,5057-0,11=0,3957.
Góc ăn khớp:
Cosαtw=zt.m.cosα/2aw=179.2,5 cos20/(2.225)=0,934.
αtw=20,850.
2.2.2.2 kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
Ứng suất tiếp xúc thỏa mãn:
.
Zm- tra bảng 6.5 zm=274MPa1/3
Bánh răng trụ răng thẳng nên βb=0.
ZH=1,74; .
Ԑα=[1,88-3,2(1/z1+1/z2)cosβ=[1,88-3,2(1/36+1/130)]=1,766.
Vậy zԐ=0,86.
KH=kHBkHαkHV=1,07.1.1=1,07.
KHB,kHα tra bảng kHB=1,07; kHα=1.
KHV=1+vHbwdw1/(2T1kHBkHα)
VH=δH .g0.v.(aw/u)1/2
δH=0,004(tra bảng 6.15); g0=73(tra bảng 6.16);
Vận tốc vòng:
V=0,816m/s; dw1=98mm
Cấp chính xác 9.
VH=0.0175.
Chiều rộng vành răng bw=φba.aw= 0,4.225=90mm.
Vậy ta thấy [σH]=498(MPa)>σH=492MPa. Vậy liệu dảm bảo điều kiện bền tiếp xúc.
2.2.2.3 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:
; σF2=σF1.YF2/YF1.
YԐ=1/Ԑα=1/1,766=0,566.
Yβ=1-β/140=1 (răng thẳng nên β=0).
YF1,YF2 – tra bảng 6.18
Zv1=z1=39; x1=0,11 nên tra ra YF1=3,53.
Zv2=z2=140; x2=0,3957 nên tra ra YF2=3,53.
KF=kFβ.kFα.kFv tra bảng 6.7 ta có kFβ=1,16. kFα=1(bánh rang trụ rang thẳng)
VF=δF.g0.v.(aw/u)1/2 trong đó: δF=0,011
VF=0,011.73.0,774.(225/3,6)1/2=4,91.
KFv=1+(vF.bw.aw)/(2T1.kFβ.kFα)=1+(4,91.90.98)/(2.456478.1,16.1)=1,04.
KF=1,16.1.1,04=1,2064.
Vậy: .
Ta thấy: σF1<[σF2]=202,7(MPa)
σF2= 176,32.1/1=176,32(MPa)<[σF2]=181(MPa).
Nên bộ truyền thỏa bản điều kiện bền uốn.
2.2.2.4 Kiểm nghiệm răng về quá tải:
Kqt=Tmax/TT=2,3.
σHmax=σH.kqt1/2=492.2,31/2=746,15(MPa).
Ta thấy: [σH]=1442(MPa)> σHmax nên bộ truyền thỏa mãn điều kiện ứng suất tiếp xúc khi quá tải.
σFmax1=σF1 .kqt1/2=176,32.2,31/2=267,4(MPa)< [σFmax1] = 464(MPa).
σFmax2=σF2 .kqt1/2=176,32.2,31/2=267,4(MPa)< [σFmax2]=360(MPa).
Vậy bộ truyền thỏa mãn về điều kiện bền uốn khi quá tải.
2.2.2.5 bảng thông số các bộ truyền cấp chậm:
Thông số
Kí hiệu
Công thức tính
Khoảng cách trục chia
a
Khoảng cách trục
aw
aw=225mm
Đường kính vòng chia
d
d1 =mz1=2,5.39=97,5mm
d2=mz2=2,5.140=350mm.
Đường kính vòng lăn
dw
dw1=2aw/(u+1)=2.225/(3,6+1)=98mm
dw2=dw1.u=98.3,6=352,8mm
Đường kính đỉnh răng
da
da1=d1+2(1+x1-Δy)=97,5+2.(1+0,11-0,0057) =100 mm
da2=d2+2(1+x1-Δy)m; da2=350+2(1+0,3957-0,0057) .2,5 =357mm
Đường kính chân răng
df
df1=d1-(2,5-2.×1)m=97,5-(2,5-2.0,11)2,5=92mm
df2=d2-(2,5-2.×2)m=350-(2,5-2.0,3957)2,5=346mm
Đường kính cơ sở
db
db1=d1cosα=97,5.cos20=92mm
db2=d2cosα=350.cos20=329mm
Gốc prifin gốc
α
α=200
Gốc profin răng
αt
αt=20
Gốc ăn khớp
αtw
αtw=20,850
Tổng hệ số dịch chỉnh
xt
xt=0,5027
Hệ số trùng khớp ngang
Ԑα
Ԑα=1,766
Bề rộng bánh răng
bw
bw=90mm
2.2.3 tính thiết kế bộ truyền cấp nhanh
2.2.3.1 các thông số ăn khớp.
Khoảng cách trục:
.
Ka-tra bảng 6.5 được ka=49,5
T1=118811Nmm
KHβ-tra bảng 6,5 được kHβ=1,16.
φba=0,4
Vậy
Chọn lại là: aw= 180mm
Xác định modun:
(0,01÷0,02)aw=(1,5÷3) chọn m=2,5.
Số răng, góc nghiêng và hệ số dịch chỉnh:
Z1=2aw/m(u+1)=2.180/2,5(4+1)=28,8 →chọn z1= 29 răng.
Z2=z1.u=29.4=116 răng.
Góc nghiêng β=0.
Xác định lại khoảng cách trục: aw=m(z1+z2)/2cosβ=2,5.145/2=181mm.
Vậy chọn khoảng cách trục là aw=185mm và cần dùng dịch chỉnh.
Hệ số dịch tâm:
Y= aw/m – (z1+z2)/2=185/2,5 – (29+116)/2=1,5
Hệ số ky=1000.y/zt=1000.0,5/(29+116) = 3,44.
Kx=0,032 (tra bảng 6.10).
Y=kxzt/1000=0,032.145/1000=0,00464.
Tổng hệ số dịch chỉnh:
Xt=y+ y= 1,5+0,00464=1,50464.
Hế số dịch chỉnh bánh nhỏ và bánh lớn:
X1=0,5[xt – (z1-z2).y/zt]=0,5[1,50464 – (116-29).1,5/145]=0,5.
X2=xt-x1=1,50464-0,55=1.
Góc ăn khớp:
Cosαtw=(zt.m.cosα)/2aw=145.2,5.cos20/(2.185)=0,94.
Suy ra: αtw=20.
2.2.3.2 kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc:
σH=zM. zH.zԐ.[2T1.kH.(u+1)]/(bw.u.dw12)]1/2.
ZM- tra bảng 6.5 được zM=274MPa1/3.
ZH-tra bảng 6.12 được zH=1,67.
zԐ=[(4-Ԑα)/3]1/2 với Ԑα=[1,88-3,2(1/z1+1/z2)]cosβ=[1,88-3,2(1/24+1/96)]=1,71.
Nên zԐ=0,87.
KH=kHBkHαkHV.
KHB,kHα tra bảng 6.7 kHB=1,05; bánh răng thẳng nên kHα=1.
KHV=1+vHbwdw1/(2T1kHBkHα)
VH=δH .g0.v.(aw/u)1/2
δH=0,004(tra bảng 6.15); g0=73(tra bảng 6.16);
xác định đường kính vòng lăn: dw1=2aw/(u+1)=2.185/5=74mm.
Vận tốc vòng:
V=πdw1n1/60000=π.74.635/60000=2,5m/s.
Cấp chính xác 9.
VH=0,004.73.2.(185/4)1/2=4(m/s).
Chiều rộng vành bánh răng:
bw=φba.aw=0,4.185=74mm.
.
KH=1,07.1.1,04.=1,1.
σH=274.1,67.0,87.[2.118811.1,1.(4+1)/(74.742.4)]1/2=357,5(MPa).
Ta thấy: σH<[σH]=498(Mpa). Vậy bộ truyền đảm bảo điều kiền bền tiếp xúc.
2.2.3.3 thông số bộ truyền cấp nhanh:
Thông số
Kí hiệu
Công thức tính
Khoảng cách trục chia
a
a=0,5m(29+116)/cosβ=0,5.2,5.145=181mm
Khoảng cách trục
aw
aw=a+ym=181+1,5.2,5=185mm
Đường kính chia
d
d1=mz1/cosβ=2,5.29=72,5mm
d2=mz2/cosβ=2,5.116=290mm
Đường kính lăn
dw
dw1=2aw1/(u+1)=2.185/5=74mm
dw2=dw1 .u=74.4=296mm
Đường kính đỉnh răng
da
da1=d1+2(1+x1-Δy)m=72,5+2.(1+0,5-0).2,5=80mm
da2=d2+2(1+x2- Δy)m=290+2(1+1-0).2,5=300mm.
Đường kính đáy răng
df
df1=d1-(2,5-2×1)m=72,5-(2,5-2.0,5).2,5=66mm
df2=d2-(2,5-2×2)m=290-(2,5-2.1).2,5=288mm
Đường kính cơ sở
db
db1=d1cosα=72,5.cos0=72,5mm
db2=d2cosα=290.cos0=290mm
Gốc profin gốc
α
α=200
Góc profin răng
αt
αt=20
Góc ăn khớp
αtw
αtw=200
Bề rộng bánh răng
bw
bw=74mm
Kiểm tra điều kiện bôi trơn:
Mức dầu thấp nhất phải đủ ngập đoạn BC. Đường mức dầu min là đường AA’.
Mức dầu cao nhất ngập không quá 1/3 bán kính bánh răng.
Khoảng cách giữa mứa dầu max và min là khoảng 10÷15mm.
Lấy A’B’=AB=15mm.
OA=O’A’=129mm
Đường mức dầu max là đường AA’.
Đường mức dầu min là đường BB’. Thỏa mãn 3 điều kiện trên.
TÍNH THIẾT KẾ TRỤC
Chọn vật liệu chế tạo trục:
Vật liệu chế tạo trục là thép 45 tôi cải thiện có giới hạn bền là σb= 750MPa, giới hạn cháy σch=450MPa, ứng suất cho phép là [σ]=63MPa. Ứng suất xoắn cho phép [τ]=20÷25MPa.
Xác định tải trọng tác dụng lên trục:
Với bộ truyền bánh răng trụ nên ta có:
Trục 1:+ Ft11=2T1/dw11=2.118811/60=3960N.
Fr11=Ft11.tgαtw/cosβ=Fr21=3960.tg200/cos00=1441N.
Fa11=Ft11.tgβ=Fa21=3960.tg00=0N.
Trục II: + Ft22=2T2/dw22=2.456478/240=3804N
Fr22=Ft22.tgαtw/cosβ=3804.tg20/cos0=1384N
Fa=0.
+ Ft23=2T2/dw23=2.456478/98=9316N
Fr23=Ft23.tgαtw/cosβ=9316.tg20/cos0=3390N
Fa=0.
Trục III: + Ft32=2T3/dw31=2.1562727/352,8=8859N
Fr32=Ft32.tgαtw/cosβ=8859.tg20/cos0=3224N
Fa=0.
Xác định sơ bộ đường kính các trục và bề rộng ổ lăn:
Trục I: . Chọn d1=30mm, b1=19mm.
Trục II: Chọn d2=45mm, b2=25mm
Trục III: Chọn d3=65mm, b3=33mm.
Xác đinh khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực:
+ K1= 10mm: khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay dến thành trong của vỏ
hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay.
+ K2 = 8mm : khoảng cách từ mặt mút ổ dến thành trong của hộp.
+ K3 = 15mm : khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay dến nắp ổ.
+ h = 20mm : khoảng cách của nắp ổ và bulông .
TRỤC I:
Chọn sơ bộ chiều dài mayo bánh răng: lm13=(1,21,5)d1=(3645)mm
Chiều dài mayo tối thiểu bằng chiều rộng vành răng: theo phần tính toán bánh răng bw=60mm. vậy chọn lm12=60mm.
Chọn sơ bộ chiều dài mayo bánh đai: lm12=(1,21,5)d1=(3645)mm lấy lm12=40mm.
l12=lc12=0,5(lm11+b0)+k3+hn=0,5(40+19)+15+20=64,5mm.
l13=0,5(lm13+b0)+k1 + k2=0,5(60+19)+10+8=87,5mm
l11=l21=221mm
TRỤC II:
Chọn sơ bộ chiều dài mayo bánh răng: lm22=(1,21,5)d2=(5467,5)mm, chiều dài mayo bánh răng tối thiểu bằng bề rộng bánh răng: theo tính toán ở trên ta chọn lm22=60mm và lm23=90mm.
l21=lm22+lm23+3k1+2k2+b0=90+60+3.10+2.8+25=221mm.
l22=0,5(lm22+b0)+k1+k2=0,5(60+25)+10+8=60,5mm.
l23=l22+0,5(lm22+lm23)+k1=60,5+0,5(90+60)+10=145,5mm
TRỤC III:
Chọn sơ bộ chiều dài mayo bánh răng: lm32=90mm
Chọn sơ bộ chiều dài mayo của chiết quay nằm ở trục ra là lm33= 50mm.
Khoảng côngxôn trên trục 3:
lc33=0,5(lm33+b0)+k3+hn=0,5(50+33)+15+20=76,5mm
l32=l23=145,5mm
l31=l21=221mm
l33=l31+lc33=221+76,5=297,5mm.
Sơ đồ của hộp giảm tốc:
Fk
Fk
Ft
Ft
Fr
Ft
Fr
Ft
Fr
Ft
Fr
Ft
Fr
Ft
Fr
Ft
Ft
Fr
Ft
Fr
Tải trọng tác dụng lên các trục gồm có lực Fr và Ft.
Tính trục I:
Thay trục bằng dầm sức bền:
l12
l12
l11
l11
RAY
RAX A
RAY
RAX A
Fr11 Ft11
Fr11 Ft11
RBY
RBX B
RBY
RBX B
l13
l13
Fk
C
Fk
C
My
My
Mx
Mx
Mz
Mz
192373,5Nmm
192373,5Nmm
70950Nmm
70950Nmm
607860Nmm
607860Nmm
118811Nmm
118811Nmm
x
x
Tính phản lực tại các gối tựa:
Phương trính cân bằng momen trong mặt phẳng đứng tại gối A:
→RBY.l11+Fr11.(l11-l13)=Fr.(l11+l12)
→RBY=[Fr.(l11+l12)-Fr11.(l11-l13)]/l11
→RBY=[1525.(221+64,5)-1441.(221-87,5)]/221=1100N.
Theo phương Y: ta có: RBY+RAY=Fr11→RAY=Fr11+RBY-Fk
→RAY=1441+1100-1525=1016N.
Phương trính cân bằng momen trong mặt phẳng ngang tại gối A:
→ Ft11.( l11-l13)=RBXl11+Fk.(l11+l12)
→RBX=Ft11(l11-l13)/l11
→RBX=3960.(221-87,5)/221=2392N
Theo phương X ta có:RAX+RBX=Ft11.
→RAX=Ft11-RBX=3960-2392=1568N
Tính đường kính các đoạn trục:
Tại vị trí lắp bánh răng:
Tại vị trí lắp bánh răng có rãnh then nên tăng đường kính trục lên 5%. d=48mm. chọn d=50mm.
Tại vị trí lắp ổ đỡ:
Chọn d=45mm.
Tại các vị trí khác lấy d=40mm.
Tại vị trí lắp bánh đai có rãnh then nên tiết diện tăng lên 5%. Lấy d=45mm.
Tính chọn then bằng:
Chọn vật liệu là thép 45 có ứng suất dập là [σd]=100MPa và ứng suất cắt là [τ]=75MPa.
Chọn then bằng tại vị trí lắp bánh răng là:
d13=50mm; b=14mm; h=12; t1=7mm; t2=4,9; l=0,85lm=0,85.60=51mm.
Kiểm tra điều kiện bền dập:
σd=2T/[dlt(h-t1)]=2.637657/[50.51.(12-7)]=100MPa=[σ].
→Thỏa mãn điều kiên bền dập
Kiểm nghiệm điều kiện bền cắt:
τc=2T/(dltb)=2.637657/(50.51.14)=36MPa<[τ]
→ thỏa mãn điều kiện bền cắt.
Tương tự ta chọn then bằng tại vị trí lắp bánh đai tiết diện 1-1:
d13=45mm; b=14mm; h=12; t1=7mm; t2=4,9; l=0,85lm=0,85.60=56mm.
Kiểm nghiệm then theo ứng suất bền dập và ứng suất bền uốn ta thấy đều thỏa mãn.
Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi:
Hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa mãn:
Tại vị trí lắp bánh rang có tiết diện nguy hiểm nhất nên ta kiểm tra bền cho vị trí này. Mặt cắt 1-3.
[s]-hệ số an toàn cho phép, thường lấy [s]=1,52,5.
σ-1 và τ-1 là giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng.
σ-1=0,436σb=0,436.750=327MPa ; τ-1=0,58.σ-1=0,58.327=190MPa.
Đối với trục quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng, do đó: σmj=0; σaj=σmaxj=Mj/Wj
Trục quay 2 chiều nên τmj=0; τaj=τmaxj=Tj/Woj.
Trong đó Mj là momen tương đương tại tiết diện nguy hiểm và Wj và Woj là momen cản uốn và momen cản xoắn tại tiết diện nguy hiểm.
ψσ và ψσ – hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi.
ψσ=0,05 và ψσ=0
Kσdj và Kτdj là hệ số xác định theo công thức sau:
Kσdj=(Kσ/Ԑσ+Kx-1)/Ky với các giá trị tra trong bảng 10.8, 10.9, 10.10 và 10.11: Kx=1; Ky=1,6; Ԑσ=0,81; Ԑτ=0,76; Kσ/Ԑσ=2,35 →Kσ=1,9.
Kσdj=(2,35+1-1)/1,6=1,5.
Kτdj=(Kτ/Ԑτ+Kx-1)/Ky với các giá trị tra trong bảng 10.8, 10.9, 10.10 và 10.11. Kτ/Ԑτ=1,7
Kτdj=1,7/1,6=1,1.
σaj=637657/10459=61; τaj=118811/22731=5,2.
→≥[s]
Vậy thỏa mãn điều kiện bền tiếp xúc.
Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh:
. Trong đó:
σ=Mmax/(0,1d3)=637657/(0,1.503)=51MPa.
τ=Tmax/(0,2d3)=118811/(0,2.503)=4,75MPa.
[σ]=0,8σch=0,8.450=360MPa.
Vậy trục đảm bảo điều kiện bền tĩnh.
Tính trục II:
Thay trục bằng dầm sức bền:
RAY
RAX A
RAY
RAX A
Fr23 Ft23
Fr23 Ft23
RBY
RBX B
RBY
RBX B
My
My
Mx
Mx
Mz
Mz
222132Nmm
222132Nmm
255945Nmm
255945Nmm
703358Nmm
703358Nmm
456478Nmm
456478Nmm
l21
l21
l22
l22
l23
l23
Fr22 Ft22
Fr22 Ft22
x
x
x
x
610542Nmm
610542Nmm
Tính phản lực tại các gối tựa:
Phương trính cân bằng momen trong mặt phẳng đứng tại gối A:
→RBY.l21=Fr23.(l21-l23) +Fr22.(l21- l22)
→RBY = [Fr23.(l21-l23) +Fr22.(l21- l22)]/l21
→RBY = [(1384.(221-145,5)+3390.(221-60,5)]/221=2163N.
Theo phương Y: ta có: RBY+RAY=Fr23+Fr22
→RAY=Fr22+Fr23-RBY.
→RAY=1384+3390-2163=2611N.
Phương trính cân bằng momen trong mặt phẳng ngang tại gối A:
→Ft22.( l21-l22) +Ft23.(l21-l23)=RBX .l21
→RBX=[Ft22(l21-l22)+ Ft23.(l21-l23)]/l21
→RBX=[3804.(221-60,5)+9316.(221-145,5)]/221
→RBX=5945N.
Theo phương X ta có:RAX+RBX=Ft22 +Ft23.
→RAX= Ft22 +Ft23-RBX= 3804+9316-5945=7175N.
Tính đường kính các đoạn trục:
Tại vị trí lắp bánh răng:
Tại vị trí lắp bánh răng có rãnh then nên tăng đường kính trục lên 5%. d23 =54mm. chọn d23 =55mm.
Tại vị trí lắp bánh răng có rãnh then nên đường kính trục tăng thêm 5%. d22=55mm.
Tại vị trí lắp ổ đỡ:
Chọn đường kính tại vị trí hai ổ đỡ theo tiêu chuẩn:
d2A=50mm. d2B=50mm.
Tính chọn then bằng:
Chọn vật liệu là thép 45 có ứng suất dập là [σd]=100MPa và ứng suất cắt là [τ]=75MPa.
Chọn then bằng tại vị trí lắp bánh răng – vị trí 2-3:
d23=55mm; b=16mm; h=10; t1=6mm; t2=4,3mm;
l23 =0,85.lm=0,85.90=76,5mm.
Kiểm tra điều kiện bền dập:

[block id=”bo-sung”]

Từ khóa: Thiết kế hệ dẫn động cơ khí – Nguyễn Phúc Trải

Leave a Reply

Your email address will not be published. Required fields are marked *