Thiết 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 PGS-TS Ngô Văn Quyết 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.
60 trang |
Chia sẻ: oanhnt | Lượt xem: 2114 | Lượt tải: 0
Bạn đang xem trước 20 trang tài liệu Đồ án Thiết kế trạm dẫn động băng tải, để xem tài liệu hoàn chỉnh bạn click vào nút DOWNLOAD ở trên
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 PGS-TS Ngô Văn Quyết 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.
Phạm Anh Vũ
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. 7