Chuyên đề Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động

1,17.1.1,652 = 1,933 +) Tính chính xác [sF1]: Với m1 = 1,5(mm) hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất được xác định: => Ys=1,08-0,0695ln(1,5)=1,052 Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng thường bánh răng phay thì YR=1 Đường kính đỉnh răng da1= 37,5(mm) KxF = 1 Vậy ứng xuất uốn cho phép là: [sF1] = [sF1].YR.Ys.KxF = 272,57.1.1,052.1 =286,74(MPa) +) Tính chính xác [sF2]: Với m1 = 1,5(mm) hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất được xác định: => Ys=1,08-0,0695ln(1,5)=1,052 Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng thường bánh răng phay thì YR=1 Đường kính đỉnh răng da1= 145,5(mm) KxF = 1 Vậy ứng xuất uốn cho phép là: [sF2] = [sF2].YR.Ys.KxF = 262,28.1.1,052.1 =275,92(MPa) Thay các giá trị tính được ở trên vào công thức (3)&(4)ta có: Vậy răng đảm bảo về độ bền uốn Kiểm nghiệm răng về quá tải. Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải (lúc mở máy, hãm máy,hoặc có sự cố bất thường). Vì vậy cần kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cực đại Với hệ số quá tải: Trong đó : T– Momen xoắn danh nghĩa. Tmax– Momen xoắn quá tải. Tmm – Momen mở máy. +) Để tránh biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại không được vượt quá một giá trị cho phép (6.48): Với các giá trị được tính ở trên: sH = 495,7(MPa) [sH]max =1624(MPa) => +) Để đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng, ứng suất uốn cực đại tại mặt lượn chân răng không vượt quá giá trị cho phép(6.49): Với các giá trị được tính ở trên: sF1 = 89,27(MPa) sF2 = 80,34(MPa) [sF]max = 464(MPa) => Vậy bộ truyền đảm bảo về quá tải. IV)–Tính toán cho cấp chậm (bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng) Xác định sơ bộ khoảng cách trục. Khoảng cách trục aw được xác định theo công thức: (1) Trong đó: Ka – Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng . T – Momen xoắn trên trục bánh chủ động (Nmm). [sH] – ứng suất tiếp xúc cho phép của cấp chậm (MPa). u – Tỉ số truyền của cặp bánh răng cấp chậm. KHb – Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc. yba – Hệ số quan hệ giữa chiều rộng vành răng bw và khoảng cách trục aw. yba=bw/aw Theo bảng 6.5 (TR.96,TTTKHTDĐCK-T1) ứng với vật liệu của cặp bánh răng (thép-thép) và loại răng nghiêng ta có: Ka= 43 Theo bảng 6.6 (TR.97,TTTKHTDĐCK-T1) ứng với vị trí bánh răng đối với các ổ trong hộp giảm tốc không đối xứng và độ rắn mặt răng làm việc H1 và H2 Ê350HB chọn yba2= 0,35 Với u = u2= 3,17 => ybd2 = 0.53yba2.(u2+1) = 0,53.0,35.(3,17+1) = 0,774 Theo bảng 6.7 (TR.98,TTTKHTDĐCK-T1) ứng với ybd2 = 0,774 và sơ đồ 5 chọn KHb = 1,05. T = T2 = 44516(Nmm) [sH] = [sH]C = 536,36(MPa) Thay các giá trị trên vào công thức (1) ta có: Lấy aw2=100(mm). Xác định các thông số ăn khớp. Chọn mođun. Từ khoảng cách trục aw2 ta xác định được mođun pháp mn theo công thức sau: mn = (0,01á0,02).aw2=(0,01á0,02).100==(1á2) (mm) Theo bảng 6.8 (TR.99,TTTKHTDĐCK-T1) chọn được mođun theo tiêu chuẩn là: m1= 2(mm) Xác định số răng, góc nghiêng và tỉ số truyền thực. +) Chọn sơ bộ góc nghiêng của răng b = 16° => cosb = cos16°= 0,963 Số răng bánh nhỏ z1 được xác định theo công thức : (răng) Chọn số răng bánh nhỏ là: z3 = 23(răng) Vậy số răng bánh lớn là: z4 = u2.z3 = 23.3,17 = 72,91(răng) Chọn số răng bánh lớn là: z4 = 73(răng) +) Suy ra tỉ số truyền thực là: um2 = z4/z3 = 73/23 = 3,174 (lần) Sai số tỉ số truyền là: ∆u = um2- u2 = 3,174-3,17 =0,004 => %∆u = ∆u.100%/ u2 = 0,004.100%/3,17 = 1,26% Với %∆u = 1,26%<4% bộ truyền được đảm bảo. +) Xác định chính xác góc nghiêng b Ta có: => b=16°15' Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc. ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thoả mãn điều kiện sau: (2) Trong đó: ZM – Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp. Theo bảng 6.5 (TR.96,TTTKHTDĐCK-T1) ta tra được ZM = 274(MPa1/3) ZH – Hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc. Ze – Hệ số xét đến sự trùng khớp của răng. KH – Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc. dw3 – Đường kính vòng lăn bánh chủ động(mm). bw3 – Bề rộng vành răng bánh chủ động(mm). [sH] – ứng suất tiếp xúc cho phép (Mpa)(tính chính xác) T2 – Momen xoắn trên trục T2= 44516(Nmm) um2 – Tỉ số truyền thực của bộ truyền cấp chậm um2 = 3,174 (lần) +) Hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc ZH được xác định theo công thức sau: Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở bb được xác định theo công thức : bb = arctg(cosat2.tgb) Góc prôfin răng at được xác định như sau: at2 = arctg(tga/cosb) Trong đó: a – Góc prôfin gốc xác định theo TCVN 1065 –71, a=20° b – Góc nghiêng răng b=16°15' => at2 = 20°45' => bb= 15°15' Góc ăn khớp atw được xác định theo công thức: atw2 = arccos[(a2.cosat2)/aw2] Khoảng cách trục chia a2: a2= 0,5mn.(z4+z3)/cosb = 0,5.2.(73+23)/0,96 = 100(mm)= aw2 => atw2 = at2 = 20°45' Vậy: +) Hệ số xét đến sự trùng khớp của răng Ze được xác định theo công thức sau: vì hệ số trùng khớp dọc >1 Với hệ số trùng khớp ngang: Vậy: +) Đường kính vòng lăn bánh chủ động dw3: +) Bề rộng vành răng bánh chủ động bw3: bw3= aw2.yba2= 100.0,35 = 35(mm). Lấy bw3= 35(mm) +) Vận tốc vòng v2: +) Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc KH được xác định theo công thức: KH= KHb.KHa.KHv Trong đó: KHa – Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về tiếp xúc. KHb – Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc. Theo bảng 6.7 (TR.98,TTTKHTDĐCK-T1) ứng với ybd2 = 0,774 và sơ đồ 5 chọn được KHb = 1,05. KHv – Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về tiếp xúc Theo bảng 6.14 (TR.107,TTTKHTDĐCK-T1) ứng với v2=1,76(m/s) cấp chính xácvề mức làm việc êm là 9 ta có KHa=1,13 Xác định hệ số KHv theo công thức: Trong đó: dH – Hệ số xét đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp. Theo bảng 6.15 ứng với HB1,HB2<350HB và loại răng tnghiêng ta được trị số dH=0,002. go – Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 3 và bánh 4 v2 – Vận tốc vòng của bánh răng (m/s). ứng với v2=1,76(m/s) theo bảng 6.13 (TR.106,TTTKHTDĐCK-T1) ta chọn được cấp chính xác 9. Vậy theo bảng 6.16 (TR.107,TTTKHTDĐCK-T1) ta chọn được go=73. => Vậy: => KH= KHb.KHa.KHv= 1,05.1,13.1,025 = 1,216 +) Tính chính xác [sH]: Với v1 = 1,76 (m/s) <5(m/s) hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng Zv= 1 Với cấp chính xác động học là 9 chọn cấp chính xác về tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công bề mặt đạt độ nhám Ra= 2,5 .. 1,25(mm) => ZR=0,95 Đường kính đỉnh răng: da3= dw3+2.m = 47,92+2.2 = 51,92(mm)<700(mm) => KxH = 1 Vậy ứng xuất tiếp xúc cho phép là: [sH] = [sH].ZR.Zv.KxH = 536,36.0,95.1.1 =509(MPa) Thay các giá trị tính được ở trên vào công thức (2) ta có: => ứng suất tiếp xúc tính toán chênh lệch so với [sH] khoảng 3,8% và đảm bảo đủ bền. Có thể giảm chiều rộng vành răng theo công thức sau: Chọn bw1=33(mm) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn. Để đảm bảo độ bền uốn cho răng ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không được vượt quá giá trị cho phép : (3) (4) Trong đó: Yb – Hệ số xét đến độ nghiêng của răng. Ye – Hệ số xét đến sự trùng khớp của răng. YF1 – Hệ số dạng răng của bánh 3. YF2 – Hệ số dạng răng của bánh 4. KF – Hệ số tải trọng khi tính về uốn. dw3 – Đường kính vòng lăn bánh chủ động(mm). bw3 – Bề rộng vành răng bánh chủ động(mm). [sF1]– ứng suất uốn cho phép của bánh răng 3 (Mpa)(tính chính xác) [sF2]– ứng suất uốn cho phép của bánh răng 4 (Mpa)(tính chính xác) T2 – Momen xoắn trên trục chủ động T2= 11235(Nmm) +) Hệ số xét đến độ nghiêng của răng Yb Yb= 1-b°/140 = 1-16°15'/140 = 0,8846 +) Hệ số xét đến sự trùng khớp của răng Ye được xác định như sau: Ye=1/ea với ea=1,629 (tính được ở trên) => Ye=1/ea=1/1,629 =0,614 +) Hệ số dạng răng của cặp bánh răng YF1, YF2: Số răng tương đương được xác định theo công thức sau: Tra theo bảng 6.18 (TR109.,TTTKHTDĐCK-T1) ứng với hệ số dịch chỉnh bằng x = 0 và: Số răng tương đương zv3= 26 => YF1= 3,9 Số răng tương đương zv4= 82 => YF2=3,61 +) Hệ số tải trọng khi tính về uốn KF được xác định theo công thức: KF= KFb.KFa.KFv Trong đó: KFa – Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn. Theo bảng 6.14 (TR.107,TTTKHTDĐCK-T1) ứng với v2=1,76(m/s) và cấp chính xác mức làm việc êm 9 => KFa=1,37 KFb – Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn. Theo bảng 6.7 (TR.98,TTTKHTDĐCK-T1) ứng với ybd2 = 0,774 và sơ đồ 5 chọn được KHb = 1,12. KFv – Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn Xác định hệ số KFv theo công thức: Trong đó: dF – Hệ số xét đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp. Theo bảng 6.15 ứng với HB1,HB2<350HB răng nghiêng ta được trị số dF=0,006. go – Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 3 và bánh 4, go=73 v2 – Vận tốc vòng của bánh răng v2= 1,76 (m/s). => Vậy: => KF= KFb.KFa.KFv = 1,12.1,37.1,05 = 1,61 +) Tính chính xác [sF1]: Với mn = 2(mm) hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất được xác định: => Ys=1,08-0,0695ln(2)=1,032 Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng thường bánh răng phay thì YR=1 Đường kính đỉnh răng da1= 51,92(mm) KxF = 1 Vậy ứng xuất uốn cho phép là: [sF1] = [sF1].YR.Ys.KxF = 272,57.1.1,032.1 =281,3(MPa) +) Tính chính xác [sF2]: Với mn = 2(mm) hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất được xác định: => Ys=1,032 Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng thường bánh răng phay thì YR=1 Đường kính đỉnh răng da1= 152,1(mm) KxF = 1 Vậy ứng xuất uốn cho phép là: [sF2] = [sF2].YR.Ys.KxF = 262,28.1.1,032.1 =270,7(MPa) Thay các giá trị tính được ở trên vào công thức (3)&(4) ta có: Vậy răng đảm bảo về độ bền uốn Kiểm nghiệm răng về quá tải. Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải (lúc mở máy, hãm máy,hoặc có sự cố bất thường). Vì vậy cần kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cực đại Với hệ số quá tải: Trong đó : T– Momen xoắn danh nghĩa. Tmax– Momen xoắn quá tải. Tmm – Momen mở máy. +) Để tránh biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại không được vượt quá một giá trị cho phép: Với các giá trị được tính ở trên: sH = 490,1(MPa) [sH]max =1624(MPa) => +) Để đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng, ứng suất uốn cực đại tại mặt lượn chân răng không vượt quá giá trị cho phép: Với các giá trị được tính ở trên: sF1 = 96 (MPa) sF2 = 88,9(MPa) [sF]max = 464(MPa) => Vậy bộ truyền đảm bảo về quá tải. Từ các kết quả tính toán trên ta có bảng các thông số của các bộ truyền trong hộp: Thông số Giá trị Cấp chậm Cấp nhanh Mođun m=1,5(mm) mn=2(mm) Chiều rộng vành răng bw=22(mm) bw=33(mm) Khoảng cách trục (khoảng cách trục chia) aw1= 90(mm) aw2= 100(mm) Đường kính vòng lăn (đường kính vòng chia) dw1= 34,5(mm) dw2= 145,5(mm) dw3= 47,92(mm) dw4= 152,08(mm) Đường kính đỉnh răng da1= 37,5(mm) da2= 148,5(mm) da3= 51,92(mm) da4= 156,08(mm) Đường kính đáy răng df1= 30,75(mm) df2= 141,75(mm) df3= 42,92(mm) df4= 147,08(mm) Đường kính cơ sở db1=32,42(mm) db2=136,73(mm) db3=45,03(mm) db4=142,91(mm) Số răng bánh răng z1=23 z2=97 z1=23 z2=73 Góc prôfin gốc (TCVN 105-71) a=20° a=20° Góc nghiêng của răng b=0° b=16°15' Góc prôfin răng at1=20° at2=20°45' Góc ăn khớp atw1=20° atw2=20°45' Hệ số trùng khớp ngang ea=1,708 ea=1,629 Vận tốc vòng bánh răng v1=5,22(m/s) v2=1,76(m/s) B).Bộ truyền xích. I)–Chọn loại xích. Theo tính toán ở trên ta có công suất ,số vòng quay và tỉ số truyền trên trục 3 và trục công tác: Trục 3: n3 = 221(v/p) ; P3 = 3,14(kW) Trục công tác: nlv = 92(v/p) ; Plv = 2,98(kW) Tỉ số truyền bộ truyền ngoài: ux = 2,413(lần) Vận tốc tang quay v=1,35(m/s) ,lực kéo băng tải F=3000(N) Từ đó ta thấy bộ truyền ngoài làm việc với vận tốc, tải trọng không lớn. Xét về tính kinh tế ta chọn bộ truyền xích con lăn mà vẫn đảm bảo các yêu cầu kĩ thuật. II)–Xác định các thông số của xích và bộ truyền xích. Số răng đĩa xích. Để đảm bảo bộ truyền quay đều, động năng va đập nhẹ và tuổi thọ của xích cần đảm bảo số răng nhỏ nhất của đĩa xích lớn hơn zmin .Đối với xích con lăn vận tốc trung bình zmin=17-19. Theo bảng 5.4 (TR.80,TTTKHTDĐCK-T1) ứng với ux = 2,413(lần) ta chọn được: Số răng đĩa nhỏ là z1=25> zmin Số răng đĩa lớn được xác định như sau: z2= ux.z1= 2,413.25 = 60,325<zmax=120.Chọn z2=61 Tỉ số truyền thực của bộ truyền xích là: ux= z2/z1= 61/25 =2,44 => %Du= (umx- ux)/2,413=1,1% Vậy bộ truyền đảm bảo về tỉ số truyền. Bước xích p. Bước xích p được xác định từ chỉ tiêu về độ bền mòn của bản lề. Muốn vậy áp suất po trên mặt tựa bản lề phải thoả mãn điều kiện Ft: Lực vòng. A: Diện tích mặt tựa bản lề . [po]: áp suất cho phép Điều kiện đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mòn của bộ truyền xích được cho theo công thức (5.3): Pt =P.k.kz.knÊ [P] (1) Trong đó: Pt – Công suất tính toán(kW) P – Công suất cần truyền P = P3 =3,14(kW) [P] – Công suất cho phép. Theo bảng 5.5(TR.81,TTTKHTDĐCK-T1) ứng với n3 = 221(v/p) ta có [P]= 4,80(kW) k – Hệ số sử dụng. kz – Hệ số răng . kn – Hệ số số vòng quay. +) Xác định hệ số răng kz theo: kz= z01/ z1 Với z01= 25 là số răng đĩa nhỏ ứng với các bước xích tiêu chuẩn xác định bằng thực nghiệm. z1=25 số răng đĩa nhỏ chọn ở trên. => kz= z01/ z1= 25/25 = 1 +) Xác định hệ số số vòng quay kn: kn= n01/ n1 Với: n01= 200 (v/p) n1= n3= 221(v/p) => kn= n01/ n1 = 200/221 = 0,9 +) Xác định hệ số sử dụng k theo công thức (5.4) : k= ko.ka.kdc.kbt.kđ.kc Trong đó các hệ số được tra trong bảng 5.6 (TR.82,TTTKHTDĐCK-T1): ko – Hệ số xét đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền. Đường nối tâm đĩa xích so với đường nằm ngang một góc 25° => ko=1 ka – Hệ số xét đến khoảng cách trục và chiều dài xích. Chọn a=40p => ka=1 kdc – Hệ số xét đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích.Vị trí trục được điều chỉnh bằng một trong hai đĩa xích => kdc=1 kbt – Hệ số xét đến ảnh hưởng của bôi trơn. bộ truyền làm việc trong hộp che kín chất lượng bôi trơn II => kbt=1. kđ – Hệ số tải trọng động, xét đến tính chất tải trọng. Tải trọng va đập nhẹ=> kđ=1,2 kc – Hệ số xét đến chế độ làm việc bộ truyền. Làm việc 2 ca => kc=1,25. Thay các hệ số xét đến tra được vào công thức trên ta có: k= ko.ka.kdc.kbt.kđ.kc = 1.1.1.1.1.1,2.1,25 = 1,5 Thay vào công thức (1): Pt =P.k.kz.kn=3,14.1,5.1.0,9=4,239(kW)<[P]=4,8(kW) Theo bảng 5.5 (TR.81,TTTKHTDĐCK-T1) ứng với n01= 200 (v/p) chọn bộ truyền xích một dãy có bước xích p=19,05. Vận tốc vòng của bộ truyền xích: Khoảng cách trục và số mắt xích. Với tỉ số truyền ux = 2,413(lần) chọn sơ bộ khoảng cách trục: a = 40.p = 40.19,05 = 762mm Theo công thức (5.12)ta tính được số mắt xích x: Lấy số mắt xích là chẵn x=124 Tính lại khoảng cách trục theo công thức (5.13) : Lấy a*=764mm. Để xích không phải chịu lực căng quá lớn ,cần giảm bớt khoảng cách trục a: Da=(0,002 .. 0,004)a=(0,002 .. 0,004)764=(1,528 ..3,056)mm Giảm đi một lượng Da=2mm Vậy khoảng cách trục chính xác là: a=762mm Số lần va đập i của bản lề xích trong 1s là: (lần/s) Theo bảng 5.9 số lần va đập cho phép [i]=35(lần/s) => đảm bảo điều kiện i < [i] Tính kiểm nghiệm xích về độ bền. Bộ truyền xích thường xuyên chịu tải trọng va đập trong quá trình làm việc và có thể bị quá tải lớn khi mở máy. Do đó cần tiến hành kiểm nghiệm về quá tải theo hệ số an toàn (5.15). (2) Trong đó: Q(N) – Tải trọng phá hỏng. Theo bảng 5.2(TR.78,TTTKHTDĐCK-T1) ứng với xích con lăn một dãy có bước xích p=19,05 => Q=31800N. kd – Hệ số tải trọng động kd=1,2 ứng với chế độ làm việc trung bình. Ft – Lực vòng Ft=1000.P/v(N) Fo – Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra(N) Fv – Lực căng do lực li tâm sinh ra (N) [s] – Hệ số an toàn cho phép theo bảng 5.10 ta tra được [s] = 8.2 +) Lực vòng được xác định theo công thức sau: Ft=1000.P/v=1000.3,14/1,754 = 1790(N) +) Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra Fo: Fo=9,81.kf.q.a Với: kf – Hệ số phụ thuộc độ võng f của xích và vị trí của bộ truyền Với f=0,015a=11,43mm và góc nghiêng đường nối tâm là 25° lấy kf=4 q – Khối lượng một m xích.theo bảng 5.2 ứng với xích con lăn 1 dãy có bước xích p=19,05mm => q=1,9kg a – Khoảng cách trục (m) a=762mm=0,762m => Fo= 9,81.kf.q.a = 9,81.4.1,9.0,762 =56,8(N) +) Lực căng do lực li tâm sinh ra Fv: Fv= q.v2 = 1,9.1,7542 = 5,8(N) Thay các giá trị trên vào công thức (2) ta có: Xác định các thông số của đĩa xích và lực tác dụng lên trục. Xác định các thông số của đĩa xích. +) Các đường kính của đĩa xích được xác định theo công thức : df1= d1-2r=152-2.6,03=139,94mm df2= d2-2r=370-2.6,03=357,94mm Với bán kính đáy r = 0,5025dl+0,05 = 0,5025.11,91+0,05 = 6,03mm dl=11,91mm (theo bảng 5.2 (TR.78,TTTKHTDĐCK-T1) Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích . Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích theo công thức (5.18): Trong đó: kr – Hệ số xét đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích kr1=0,42 ; kr2=022 kd – Hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy.Do bộ truyền chỉ có 1 dãy kd=1 Kd – Hệ số tải trọng động Kd=1,2 Ft – Lực vòng(N) Ft=1790(N) Fvd– Lực va đập trên 1 dãy xích (N) Fvd=13.10-7.n1.p3=13.10-7.221.19,053=1,986(N) E – Mođun đàn hồi E=2,1.105MPa A – Diện tích chiếu của bản lề, ứng với p=19,05mm => A=106mm2(theo bảng 5.12) [sH] – ứng suất tiếp xúc cho phép (MPa), bảng 5.11 (TR.86,TTTKHTDĐCK-T1) ứng suất tiếp xúccủa đĩa xích 1: ứng suất tiếp xúccủa đĩa xích 2: Như vậy theo bảng 5.11 (TR.86,TTTKHTDĐCK-T1) để đảm bảo độ bền tiếp xúc cho các đĩa xích ta dùng gang xám CH24-44 nhiệt luyện tôi ,ram đạt độ rắn bề mặt HB 321 .. 429 ứng suất tiếp xúc cho phép [sH]=550 .. 650(MPa) Các lực tác dụng lên trục. +) Lực căng trên nhánh chủ động F1=Ft+F2 F2=Fo+Fv Với: Fo – Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra Fo= 56,8(N) Fv – Lực căng do lực li tâm sinh ra Fv= 5,8(N) Ft – Lực vòng(N) Ft=1790(N) => F2=Fo+Fv = 56,8+5,8 = 62,6(N) F1=Ft+F2=1790+62,6 = 1852,6(N) +) Lực tác dụng lên trục Fr= kx.Ft = 1,15.1790=2059(N) Trong đó kx là hệ số kể đến trọng lượng xích kx=1,15 với bộ truyền có góc nghiêng 25°. Từ các kết quả tính toán trên ta có bảng các thông số của các bộ truyền xích con lăn : Thông số Giá trị Thông số Giá trị Bước xích p=19,05(mm) Chiều rộng đĩa răng b=11,66(mm) Khoảng cách trục a= 762(mm) Vận tốc vòng v=1,754(m/s) Đường kính vòng chia d1= 152(mm) d2= 370(mm) Số răng đĩa xích z1=25 z2=61 Đường kính đỉnh răng da1= 160,32(mm) da2= 379,1(mm) Đường kính đáy răng df1= 139,94(mm) df2= 357,94(mm) Lực tác dụng lên trục Fr= 2059(N) Góc nghiêng bộ truyền a=25° Phần III . Thiết kế trục và chọn ổ lăn. A).Thiết kế trục 1)-Sơ đồ phân tích lực của hệ dẫn động. Xem hình vẽ 1 2)- Giá trị của các lực ăn khớp. Trục I có: Số vòng quay n1 = 2890(v/p) Momen xoắn T1 = 11235(Nmm) Công suất P1 = 3,4(kW) Trục II có: Số vòng quay n2 =701,3(v/p) Momen xoắn T2 = 44516(Nmm) Công suất P2 = 3,269(kW) Trục III có: Số vòng quay n3 = 221,3(v/p) Momen xoắn T1 = 135547(Nmm) Công suất P1 = 3,14(kW) +) Lực ăn khớp trên trục I: Trên trục I có bánh răng thẳng 1và khớp nối trục Bánh răng 1có các lực ăn khớp: Lực vòng: Lực hướng tâm: Lực dọc trục: Fa1 = 0(N) Tại nối trục vòng đàn hồi do có thể xảy ra hiện tượng không đồng tâm giữa các trục trong quá trình làm việc, khi đó xuất hiện tải trọng phụ: Lực tác dụng từ khớp nối lên trục theo phương x: => Ftk= 63(N) +) Lực ăn khớp trên trục II: Trên trục II có bánh răng thẳng 2 và bánh răng nghiêng 3 Bánh răng 2 có các lực ăn khớp: Lực vòng: Ft2 = Ft1 = 651,3(N) Lực hướng tâm: Fr2 = Fr1 = 237(N) Lực dọc trục: Fa2 = 0(N) Bánh răng 3 có các lực ăn khớp: Lực vòng: Lực hướng tâm: Lực dọc trục: +) Lực ăn khớp trên trục III: Trên trục III có bánh răng nghiêng 4 và bánh răng đĩa xích Bánh răng 4 có các lực ăn khớp: Lực vòng: Ft4= Ft3 = 1858(N) Lực hướng tâm: Fr4 = Fr3 = 733,7(N) Lực dọc trục: Fa4 = Fr3 = 541,6(N) Đường nối tâm của bộ truyền xích nghiêng một góc a = 25° so với đường nằm ngang (nghiêng nên phía trên). Lực tác dụng lên trục Fr được phân thành hai thành phần: Frx = Fr.cosa Fry = Fr.sina Với: Fr = 2059(N) => Frx = Fr.cosa = 2059.cos25°=1866(N) Fry = Fr.sina =2059.sin25°=870(N) 3)- Tính sơ bộ trục. +) Trục vào I được nối với trục động cơ bằng khớp nối, do đó đường kính đầu vào trục được xác định theo công thức thực nghiệmsau: d1= (0,8á1,2).ddc Với ddc=32mm => d1= (0,8á1,2).ddc=(0,8á1,2).32 = (24á38,4)mm Chọn d1= 25mm +) Trục II là trục bị động đường kính trục được xác định theo công thức sau: d2= (0,3á0,35).a1=(0,3á0,35).90 = (27á31,5)mm Chọn d2= 25mm +) Trục III là trục ra đường kính trục được xác định theo công thức sau: d3= (0,3á0,35).a2=(0,3á0,35).100 = (30á35)mm Chọn d3= 30mm Từ các đường kính trục ta xác định gần đúng chiều rộng ổ lăn bo Theo bảng 10.2 (TR.189,TTTKHTDĐCK-T1): d1= 25mm => bo=17mm d2= 25mm => bo=17mm d3= 25mm => bo=19mm 4)- Xác định khoảng cách các gối đỡ và điểm đặt lực. Xác định chiều dài mayơ theo công thức (10.10) & (10.13) +)Trên trục I: Mayơ bánh răng 1: lm1= (1,2á1,5)d1=(1,2á1,5).25 =(30á37,5)mm Mayơ nửa khớp nối trục vòng đàn hồi: lmk= (1,4á2,5)d1=(1,4á2,5).25 =(35á62,5)mm Lấy lm1= 30mm, lmk=39mm +)Trên trục II: Mayơ bánh răng 2: lm2= (1,2á1,5)d2=(1,2á1,5).25 =(30á37,5)mm Mayơ bánh răng 3: lm3= (1,2á1,5)d2=(1,2á1,5).25 =(30á37,5)mm Lấy lm2= 29mm, lm3= 41mm +)Trên trục III: Mayơ bánh răng 4: lm4= (1,2á1,5)d3=(1,2á1,5).30 =(36á45)mm Mayơ bánh răng đĩa xích: lmx= (1,2á1,5)d3=(1,2á1,5).30 =(36á45)mm Lấy lm4= 39mm, lmx=39mm Khoảng cách giữa các điểm đặt lực +) Trên trục II: Theo bảng 10.4(TR.191,TTTKHTDĐCK-T1): l23 = 0,5(bo+lm3) + k1 + k2 = 0,5(17+41)+8+5 = 42mm Với k1=8mm k2=5mm (theo bảng 10.3(TR.190)) l22 = l23+0,5(lm2+lm3) + k1 = 42+0,5(29+41)+8 = 85mm l21 = l22+0,5(lm2+bo) + k1 + k2 = 85+0,5(17+29)+8+5 = 121mm +) Trên trục I: Ta có: l12 = l22 = 85mm l11 = l21 = 121mm l1k = 0,5(lmk+bo) + k3 + hn=0,5(39+17)+10+15=53mm +) Trên trục III: Ta có: l32 = l23 = 42mm l31 = l21 = 121mm l3x = 0,5(lmx+bo) + k3 + hn=0,5(39+19)+10+15=54mm 5)- Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục. Trên trục I +) Phản lực ở gối đỡ: Giả sử phản lực ở gối đỡ có phương chiều như hình vẽ (với hệ toạ độ đã chọn). Các phản lực là F0x; F0y; F1x; F1y. Ta có phương trình cân bằng momen tại gối 0 theo phương: 0X: SM0(Fx) = Ft1.l12- F1x.l11- Ftk.(l11+l1k) = 0 => F1x = [Ft1.l12 - Ftk.(l11+l1k)]/l11 = [651,3.85-63.(121+53)]/121 = 367(N) 0Y: SM0(Fy) = Fr1.l12- F1y.l11 = 0 => F1y = Ft1.l12/l11=237.85/121=166,5(N) Phương trình cân bằng lực trên trục theo phương: 0X: Fx = Ft1 - F1x- Ftk-F0x= 0 => F0x = Ft1 - F1x- Ftk = 651,3-367-63 = 221,3(N) 0Y: Fy = Fr1- F1y - F0y = 0 => F0y = Fr1- F1y = 237-166,5 = 70,5(N) Do F0x, F0y, F1x, F1y>0 chiều giả tiết của các phản lực là đúng. Phản lực tổng trên hai ổ: Momen tại các tiết diện 0,1,2,3 theo phương: 0X: Mx0 = 0, Mx3 = 0 Mx1 = Ftk.l1k= 63.53 = 3339(Nmm) Mx2 = F0x.l12 = 651,3.85 = 18810(Nmm) 0Y: My0 = 0, My1 = 0, My3 = 0 My2 = F0y.l12 = 70,5.85 =5993(Nmm) Ta có biểu đồ momen của trục trên hình vẽ3 +) Momen uốn tổng, momen tương đương và đường kính trục tại tiết diện thứ i trên trục. Momen uốn tổng và momen tương đương được tính theo công thức (10.15) & (10.16) Đường kính trục(chính xác) tại tiết diện thứ i trên trục được tính theo công thức(10.18) Trên trục I có T1 = 11235(Nmm), do có bánh răng liền trục lên chọn vật liệu trục giống vật liệu bánh răng là thép 45 tôi cải thiện đạt độ bền sb= 850Mpa. Vậy theo bảng 10.5 (TR.195,TTTKHTDĐCK-T1) => ứng suất cho phép của trục là[s] = 67 MPa Tại tiết diện 0 có: M0 = 0 ; Mtd0 = 0 => d0= 0mm Tại tiết diện 1 có: Tại tiết diện 2 có: Tại tiết diện 3 có: M3 = 0 ; Để đảm bảo các điều kiện về độ bền, công nghệ gia công và công nghệ lắp ghép ta chọn chính xác đường kính các đoạn trục là (biểu diễn trên hình vẽ 3) d0= d1= 25mm ; d3= 24mm ; Tại tiết diện thứ 2 làm bánh răng liền trục Trên trục II +) Phản lực ở gối đỡ: Giả sử phản lực ở gối đỡ có phương chiều như hình vẽ (với hệ toạ độ đã chọn). Các phản lực là F0x; F0y; F1x; F1y. Ta có phương trình cân bằng momen tại gối 0 theo phương: 0X: SM0(Fx) = Ft3.l23 + Ft2.l22 - F1x.l21 = 0 => F1x = (Ft3.l23 + Ft2.l22)/l21 = (1850.42+651,3.85)/121 = 1100(N) 0Y: SM0(Fy) = Ma3 - Fr3.l23 + Fr2.l22 - F1y.l21 = 0 Ma3 = 0,5.Fa3.dw3 = 0,5.541,6.47,92 =12977(Nmm) => F1y = (Ma3 - Fr3.l23 + Fr2.l22 )/l21=(12977-733,7.42+237.85)/121=19(N) Phương trình cân bằng lực trên trục theo phương: 0X: Fx = Ft3 + Ft2 - F1x - F0x = 0 => F0x = Ft3 + Ft2 - F1x = 1850 + 651,3 - 1100 = 1401,3(N) 0Y: Fy = Fr3+ F1y - Fr2 - F0y = 0 => F0y = Fr3+ F1y - Fr2= 733,7+19-237 = 515,7(N) Do