Đồ án nguyên lý chi tiết máy đề 3 tính toán hệ dẫn động băng tải

29 18 0
Đồ án nguyên lý chi tiết máy đề 3  tính toán hệ dẫn động băng tải

Đang tải... (xem toàn văn)

Tài liệu hạn chế xem trước, để xem đầy đủ mời bạn chọn Tải xuống

Thông tin tài liệu

TRƯỜNG ĐẠI HỌC SƯ PHẠM KỸ THUẬT TP HCM KHOA CƠ KHÍ CHẾ TẠO MÁY  MƠN HỌC: NGUN LÝ- CHI TIẾT MÁY TIỂU LUẬN MƠN HỌC TÍNH TỐN HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI GVHD: PGS.TS Văn Hữu Thịnh SVTH: Y Si Mê Ơn Bn Yă MSSV: 20145380 Thành phố Hồ Chí Minh, Tháng 05 năm 2022 MỤC LỤC PHẦN 1: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN & PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN Chọn động điện Phân phối tỉ số truyền PHẦN 2: TÍNH TỐN BỘ TRUYỀN XÍCH Chọn loại xích Chọn số đĩa xích Xác định bước xích Khoảng cách trục số mắt xích Kiểm nghiệm xích độ bền 10 Các thơng số đĩa xích 11 Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc 11 Xác định lực tác dụng lên trục 13 PHẦN 3: TÍNH TOÁN TRUYỀN ĐỘNG BÁNH RĂNG 15 Chọn vật liệu 15 Xác định ứng suất cho phép 15 Chiều dài ngồi tính theo cơng thức 16 Xác định thông số ăn khớp 18 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc 19 Kiểm nghiệm độ bền uốn 21 Kiểm nghiệm tải 23 PHẦN 4: THIẾT KẾ TRỤC CỦA HỘP GIẢM TỐC 26 Chọn vật liệu 26 Xác định tải trọng tác dụng lên trục 26 Lực tác dụng lên truyền xích 26 Tính sơ trục 26 Xác định khoảng cách gối đỡ điểm đặt lực 27 PHẦN : CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN & PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN Chọn động điện: 2Fv Công suất trục công tác: P= Công suất tĩnh: Pt = P (tải trọng tĩnh) 1000 = 5500∗1,3 1000 = 7,15 Công suất cần thiết trục động cơ: 𝜂 = 𝜂𝐧𝐭 ∗ 𝜂𝐛𝐫 ∗ 𝜂𝐱 ∗ 𝜂𝟒ô = 𝟏 ∗ 𝟎, 𝟗𝟔 ∗ 𝟎, 𝟗𝟑 ∗ 𝟎, 𝟗𝟗𝟒 = 𝟎, 𝟖𝟓𝟕𝟔 𝐏𝐜𝐭 = 𝐏𝐭 𝜂 = 7,15 = 8,33(𝐤𝐖) 𝟎,𝟖𝟓𝟕𝟔 Tra bảng 2.1 ta ηbrn = 0,96 (bộ truyền bánh côn); ηnt = 1; ηô = 0,99 (hiệu suất cặp ổ lăn); ηx= 0,93(bộ truyền xích), d= 0,96 (bộ truyền đai thang) Xác định sơ số vòng quay động Tốc độ quay trục công tác: 𝐧= 𝟔𝟎𝟎𝟎𝟎𝐯 𝛑𝐃 Tỉ số truyền chung sơ bộ: = 𝟔𝟎𝟎𝟎𝟎 ∗ 𝟏, 𝟑 𝛑 ∗ 380 = 65,33 Hệ truyền động khí có truyền xích hộp giảm tốc cấp bánh nón thẳng, theo bảng 2.2 ta sơ chọn ud = ux = 2,5 ; uh = ubm = Hoặc usb = ud ∗ uh = 10 usb = uh ∗ uX = 10 𝐧𝐬𝐛 = 𝐧 ∗ 𝐮𝐬𝐛 = 𝟔5,33 ∗ 𝟏𝟎 = 𝟔53 𝒗/𝒑𝒉 Chọn động điện phải thỏa mãn điều kiện: 𝑃đ𝑐 > 𝑃𝑐𝑡 𝑛đ𝑐 = 𝑛𝑠𝑏 = 750 ÷ 1000 𝑣/𝑝ℎ 𝑇𝑚𝑚 𝑇𝑑 = 1,0 ≤ 𝑇 𝑇𝑑𝑚 Tra phục lục P1.3, chọn động điện không đồng pha roto lồng sóc 50Hz loại 4A160M8Y3: 𝐏đ𝐜 = 11 𝐤𝐖 ; 𝐧đ𝐜 = 730 𝐯/𝐩𝐡 có 2.Phân phối tỉ số truyền: 𝐓𝐤𝐝 𝐓𝐝𝐝 =𝟐 Tỉ số truyền chung: 𝐮= 𝐧đ𝐜 730 =11,17 = 𝐧 𝟔5,33 Chọn trước tỉ số truyền truyền bánh trụ nghiêng hộp giảm tốc 𝐮𝐡 = 𝐮𝐛𝐫𝐧 = Tỉ số truyền xích 𝑢𝑥: 𝐮𝐱 = 𝐮 𝐮𝐡 = 𝟏1,17 Kiểm tra sai số cho phép tỉ số truyền: 𝟒 = 2,8 𝐮𝐭 = 𝐮𝐱 𝐮𝐡 = 𝟐, ∗ 𝟒 = 𝟏1,2 ∆𝐮 = |𝐮𝐭 − 𝐮| = |𝟏1,2 – 𝟏1,17| = 𝟎,03 Thỏa điều kiện sai số cho phép: 9% Số vòng quay trục 1,2,3: 𝑛 730 𝑛 = đ𝑐 = = 730 (v/ph) 𝑛 = 𝑛 = 𝑢𝑛𝑡 𝑛1 = 𝑢ℎ 𝑛2 𝑢𝑥 = 730 182 = 182 (v/ph) = 65(v/ph) 2,8 Công suất trục 1,2,3: P3 = P = 7,15 (kW) P 7,15 = 7,84 (kW) 0,992 0,93 7,84 P = = = 8,25 (kW) ηbr ηô 0,96.0,99 P1 8,25 P = = = 8,33 (kW) m ηô 0,99 P2 = η2ô η X P2 = Momen xoắn trục máy: P1 8,25 T = 9,55.106 = 9,55.106 = 107928 (Nmm) 730 n1 P2 7,84 T = 9,55.106 = 9,55.106 =411384 (Nmm) 182 n2 P3 P 7,15 T = 9,55.106 = 9,55.106 = 9,55.106 = 1050500 (Nmm) 65 n3 n3 Pm T = 9,55.106 = 9,55.106 8,33 = 108974 (Nmm) m nđc 730 Bảng hệ thống số liệu Trục Động I II III 𝑢𝑥 = 2,8 182 65 Thông số u 𝑢𝑛𝑡 = 𝑢ℎ = n (v/ph) 730 P (kW) 8,33 8,25 7,84 7,15 T (Nmm) 108974 107928 411384 1050500 730 PHẦN 2:TÍNH TỐN BỘ TRUYỀN XÍCH Thơng số đầu vào: Cơng xuất đĩa xích: 𝑃 = 7,84 𝑘𝑊 ( đĩ𝑎 𝑥í𝑐ℎ 𝑙ắ𝑝 𝑡𝑟ê𝑛 𝑡𝑟ụ𝑐 𝐼𝐼) Tốc độ quay đĩa xích dẫn: 𝑛1 = 182 𝑣/𝑝ℎ Tỉ số truyền u: 𝑢 = 𝑢𝑥 = 2,8 Chọn loại xích: - Vì vận tốc thấp, khơng u cầu làm việc êm nên chọn xích lăn Chọn số đĩa xích: Theo bảng 5.4, với 𝑢 = 2,8 ta chọn số đĩa xích nhỏ z1=25 Từ số đĩa xích nhỏ ta chọn số đĩa xích lớn: Chọn z2 = 70 𝑧2 = 𝑢𝑥 ∗ 𝑧1 = 2,8 ∗ 25 = 70 < 𝑧𝑚𝑎𝑥 = 120 Xác định bước xích Bước xích p xác định từ tiêu độ bền mòn lề thể công thức Pt = P ∗ k ∗ kz𝑘𝑛 < [𝑃] Trong 𝑃𝑡 𝑃 ∗ 𝑘 ∗ 𝑘𝑧 ∗ 𝑘𝑛 < [𝑃] = 𝑘𝑑 𝑘𝑑 Kd: hệ số phân bố khơng tải trọng cho dãy xích Pt: cơng suất tính tốn (kW) P: cơng suất truyền xích [P]: cơng suất cho phép, tra bảng 4.5 k: hệ số sử dụng truyền xích k = ko.ka.kđc.kbt.kđ.kc Ta chọn: ko = (đường nối hai tâm đĩa xích so với phương ngang ≤ 60° ) ka = (chọn a = 40p ) kđc = 1: ( vị trí trục điều chỉnh hai đĩa xích ) kbt = 1,3 (mơi trường làm việc có bụi ) kđ = ( tải trọng tĩnh, làm việc êm ) kc = 1,25 ( làm việc ca ) 𝑘 = 1 1,3 1,25 = 1,625 𝑧 25 Hệ số 𝑘 = 01 = , 𝑣ớ𝑖 𝑧 = 25 số đĩa xích nhỏ thực nghiệm, => 𝑍 𝑧1 𝑧1 25 𝑧1là số đĩa xích nhỏ 25 25 𝑘 = = =1 𝑧 Hệ số vòng quay 𝑘𝑛 = 01 𝑧1 𝑛01 𝑛1 , 𝑣ớ𝑖 𝑛01 = 200 : số vòng quay đĩa xích nhỏ thực nghiệm 𝑛 200 𝑘 = 01 = = 1,1 𝑛 𝑛1 182 Thay vào công thức Pt = P ∗ k ∗ kz𝑘𝑛 Pt = 7,84 ∗ 1,625 ∗ ∗ 1,1 = 14 Điều kiện chọn [P], với 𝑛01 = 200 𝑣/𝑝ℎ [P] > 14 kW.Tra bảng 4.5, [P] = 19,3 kW > 14 kW với bước xích p = 31,75 mm Tuy nhiên bước xích p = 31,75 mm, đường kính đĩa xích bị dẫn lớn 𝑑2 = 31,75 sin(180°/70) = 707 𝑚𝑚 Ta nên chọn p có trị số nhỏ tang số đĩa xích cách áp dụng cơng thức: 14 𝑃𝑡 ≥ 𝑘𝑑 [𝑃] = 4,8 = Chọn dãy xích có bước xích p = 19,05 mm khoảng cách trục số mắt xích: Khoảng cách trục a thỏa điều kiện: 𝑎𝑚𝑖𝑛 ≤ 𝑎 ≤ 𝑎𝑚𝑎𝑥 Chọn khoảng cách trục a=40p 2𝑎 𝑧1 + 𝑧2 + (𝑧 − 𝑧 𝑃 𝑥 = + ) 𝑝 𝑧 4𝜋2𝑎 2.40𝑝 = 𝑝 25 + 70 + + (70 − 25)2 𝑝 4𝜋2 40𝑝 = 129 (𝑚ắ𝑐 𝑥í𝑐ℎ) Tính lại khoảng cách trục a 𝑎 = 0,25 𝑝 (𝑥 − 0,5(𝑧2 − 𝑧1 ) + √[𝑥 − 0,5(𝑧2 + 𝑧1 )] − [ a = 883 mm 𝑧2−𝑧1 𝜋 ] ) Để xích khơng chịu lực căng q lớn, khoảng cách trục a tính cần giảm bớt lượng 𝛥𝑎 = 0,004 ∗ 𝑎 = 883 ∗ 0.004 ≈ 𝑎 = 883 − = 880 𝑚𝑚 Kiểm nghiệm số lần va đập i lề xích giây 𝑧1𝑛1 ≤ [𝑖] 𝑖= 15𝑥 Tra bảng 5.9 với bước xích p = 19,05 mm xích lăn có [i] = 35 (1/s) Do đó: 𝑖= 25.182 15.129 = 2,35 < [i] = 35 ( Thỏa điều kiện) Kiểm nghiệm xích độ bền Để đảm bảo cho xích khơng bị phá hỏng q tải cần tiến hành kiểm nghiệm tải theo hệ số an toàn: S= Q  [S] Kd Ft +Fo +Fv Tra bảng 5,2 ta có Tải trọng phá hỏng :Q =108,0 KN = 108000 (N) Khối lượng 1m xích : q = 5,8 (Kg) Hệ số tải trọng động: Kđ = (tải trọng tĩnh) 𝑧1 𝑛1 𝑝 25 ∗ 182 ∗ 19,05 = = 1.44 𝑚/𝑠 60000 60000 Theo (4.17) 𝐹 = 1000P = 1000×7,84 = 5444(𝑁) 𝑡 𝑣 𝑣= 1,44 𝐹𝑣 = 𝑞 ∗ 𝑉2 = 5,8 ∗ 1,442 = 12 (𝑁) 𝐹0 = 9,81 ∗ 𝑘𝑓 ∗ 𝑞 ∗ 𝑎 = 9,81 ∗ ∗ 5,8 ∗ 0,880 = 200.3 𝑁 𝑘đ = (𝑡ả𝑖 𝑡𝑟ọ𝑛𝑔 𝑡ĩ𝑛ℎ) 𝑘𝑓 = ( 𝑔ó𝑐 𝑛𝑔ℎ𝑖ê𝑛𝑔 𝑠𝑜 𝑣ớ𝑖 𝑝ℎươ𝑛𝑔 𝑛𝑔𝑎𝑛𝑔 < 40° ) Hệ số an toàn 𝑆 = 108000 1∗5444+200,3+12 =19,1 Theo bảng 5.10 với p = 19,05 mm ; 𝑛1 = 182 𝑣/𝑝ℎ => [S] = 8,2 Vậy S = 19,1 > [S] = 8,2 : truyền xích đảm bảo độ bền Các thơng số đĩa xích Đường kính vịng chia đĩa xích 𝑑1 = 𝑑2 = 𝑝 𝜋 𝑝 𝜋 sin(𝑧 ) sin (𝑧 ) 19,05 = sin( 𝜋 ) = 152 𝑚𝑚 25 = 19,05 𝜋 sin ( ) 70 = 425 𝑚𝑚 Đường kính vịng đỉnh : 𝜋 𝜋 )] = 19,05 [0,5 + 𝑐𝑜𝑡𝑔 ( )] = 160 𝑚𝑚 𝑑𝑎1 = 𝑝 [0,5 + 𝑐𝑜𝑡𝑔 ( 𝑧1 25 𝑑𝑎1 = 𝑝 [0,5 + 𝑐𝑜𝑡𝑔 ( 𝜋 )] = 19,05 [0,5 + 𝑐𝑜𝑡𝑔 ( 𝜋 )] = 434 𝑚𝑚 𝑧2 70 Đường kính vịng chân răng: 𝑑𝑓1 = 𝑑1 − 2𝑟 = 152 – 2*6,03 = 139,94 𝑚𝑚 𝑑𝑓2 = 𝑑2 − 2𝑟 = 425 – 2*6,03 = 412,94 𝑚𝑚 Tra bảng 5.2 ta có: 𝑑1 = 11,91𝑚𝑚 𝑣à 𝑏á𝑛 𝑘í𝑛ℎ đá𝑦 𝑟 = 0,5025𝑑1 + 0,05 = 6,03 𝑚𝑚 Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc: Ứng suất tiếp xúc σH mặt đĩa xích phải thỏa mãn điều kiện lực: σH= 0,47√kr(Ft.Kđ+Fvđ)E/(Akd) ≤ [σH] Ta tính được: 𝑅 = 50 √42 + 𝑒 107928 1,18 √(1−0,3).0,3.4.5002 Xác định thông số ăn khớp = 174,5 𝑚𝑚 Số bánh dẫn: 𝑑𝑒1 = 2𝑅𝑒 √1+𝑢2 174,5 = √1+42 = 84,64 𝑚𝑚 Với 𝑑𝑒1 = 84,64 𝑚𝑚, 𝑢 = ta tra bảng 6.22 z1p = 17 Với HB 𝜎𝐻 > [𝜎𝐻 ] = 500𝑀𝑃𝑎 2.107928.1,35.√42+1 0,85.48.692.4 = 521,11 𝑀𝑃𝑎 Kiểm nghiệm độ bền uốn Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh chân tính theo cơng thức (6.65): 𝜎𝐹1 = Với trị số 2𝑇1𝐾𝐹𝑌𝗌𝑌𝛽𝑌𝐹1 ≤ [𝜎𝐹1 ] 0,85𝑏𝑑𝑚1𝑚𝑛𝑚 𝐾𝑏𝑒𝑢 2−𝐾𝑏𝑒 =0,705 tra bảng (5.19), 𝐾 lắp ổ đũa, sơ đồ I, HB < 350) 𝐹𝛽 = 1,17 (giả sử trục bánh côn 𝐾𝐹𝛼 = - bánh côn thẳng 𝐾𝐹𝑣 = + 𝑣𝐹𝑏𝑑𝑚1 : hệ số kể đến tải trọng động xuất vùng 2(𝑇1𝐾𝐹𝛽𝐾𝐹𝛼) ăn khớp, tính theo cơng thức (6.68) Với 𝑣𝐹 = 𝛿𝐹 𝑔𝑜 𝑣 √𝑑𝑚1(𝑢 + 1)/𝑢 𝛿𝐹 : ℎệ số kể đến ảnh hưởng sai số ăn khớp, tra bảng 6.15; δF = 0,016 go − hệ số kể đến ảnh hưởng sai lệch bước bánh 2, tra bảng 6.16, go = 47 (cấp xác 7) 𝑣𝐹 = 0,016 47 2,6 √ 𝐾 𝐹𝑣 =1+ 18,16 47 69 69 (4+1) = 18,16 = 1,23 2.107928.1,17.1 Do 𝐾𝐹 = 𝐾𝐹𝛽𝐾𝐹𝛼 𝐾𝐹𝑣 = 1,17 1,23 = 1,43 Với thẳng 𝑌𝛽 = 𝑌𝗌 = 𝗌𝛼 - hệ số kể đến trùng khớp răng, với εα – hệ số trùng khớp ngang, theo (5.66) 1 1 ) = 1,73 𝜀𝛼 = [1,88 − 3,2 ( + )] 𝑐𝑜𝑠𝛽𝑚 = 1,88 − 3,2 ( + 𝑧 𝑧2 27 108 1 𝑌𝗌 = = = 0,58 𝜀𝛼 1,73 Số bánh tương đương: 𝑧𝑣𝑛1 = 𝑧1 𝑐𝑜𝑠𝛿1 = 27 𝑐𝑜𝑠14,03 = 32,83 𝑧𝑣𝑛2 = 𝑧2 𝑐𝑜𝑠𝛿2 = = 440,27 108 𝑐𝑜𝑠75,8 Chọn bánh không dịch chỉnh, tra bảng 6.18 ta YF1 =3,75; YF2 = 3,6 107928 1,59 0,58 3,75 𝜎𝐹1 = = 80,44 𝑀𝑃𝑎 < [𝜎𝐹1] = 252 𝑀𝑃𝑎 0,85 48 69 2,55 𝜎 𝑌 3,6 𝜎 = 𝐹1 𝐹2 = 80,44 = 77,22 𝑀𝑃𝑎 < [𝜎 ] = 246,85 𝑀𝑃𝑎 𝐹2 𝑌𝐹1 𝐹2 3,75 Thỏa độ bền uốn Kiểm nghiệm tải Hệ số tải 𝐾𝑞𝑡 = 𝑇𝑚𝑎𝑥 𝑇 = 1,8 Để tránh biến dạng dư gãy giòn bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại phải thỏa điều kiện (5.42): 𝜎𝐻𝑚𝑎𝑥 = 𝜎𝐻√𝐾𝑞𝑡 = 521,11 √1,8 = 699,1 𝑀𝑃𝑎 < 1260 𝑀𝑃𝑎 = [𝜎𝐻]𝑚𝑎𝑥 Kiểm nghiệm tải độ bền uốn theo công thức (5.43): 𝜎𝐹1𝑚𝑎𝑥 = 𝜎𝐹1 √𝐾𝑞𝑡 = 80,44 √1,8 = 107,92 𝑀𝑃𝑎 < [𝜎𝐹1]𝑚𝑎𝑥 = 464 𝑀𝑃𝑎 𝜎𝐹2𝑚𝑎𝑥 = 𝜎𝐹2 √𝐾𝑞𝑡 = 77,22 √1,8 = 103,6 𝑀𝑃𝑎 < [𝜎𝐹1]𝑚𝑎𝑥 = 360 𝑀𝑃𝑎 Thỏa điều kiện cho phép Các thơng số kích thước truyền Chiều dài ngồi Mơđun ngồi Re = 156,86 𝑚𝑚 Chiều rộng vành 𝑚𝑡𝑒 = 𝑚𝑚 b = 48 mm Tỉ số truyền u=4 Góc nghiêng =0 Số bánh Z1= 27 Z2 = 108 Hệ số dịch chỉnh X1 = x2 = Góc chia δ1 = 14°2′ δ2 = 75°58′ PHẦN 4: TRỤC ሬ𝑭ሬሬ𝒂ሬ𝟐Ԧ ሬ𝑭ሬሬ𝒕ሬ𝟐Ԧ ሬ𝑭ሬሬ𝒓ሬ𝟐Ԧ Chọn vật liệu: Chọn vật liệu chế tạo trục thép 45 tơi cải thiện có độ bền 𝜎𝑏 = 850 𝑀𝑃𝑎 , giới hạn chảy 𝜎𝑐ℎ = 580 𝑀𝑃 Ứng suất xoắn cho phép [𝑟] = 15 … 30 𝑀𝑃𝑎 Xác định tải trọn tác dụng lên trục: Lực tác dụng lên truyền bánh côn thẳng( bánh dẫn): 2𝑇1 ∗ 107928 𝐹𝑡1 = 𝐹𝑡2 = = 3128,3 𝑁 𝑑𝑚1 = 69 𝐹𝑟1 = 𝐹𝑎2 = 𝐹𝑡1 ⋅ 𝑡𝑔𝛼𝑐𝑜𝑠𝛿1 = 3128,3 ∗ 𝑡𝑔200 ∗ 𝑐𝑜𝑠14,03 = 1104,64 𝑁 𝐹𝑎1 = 𝐹𝑟2 = 𝐹𝑡1 ⋅ 𝑡𝑔𝛼𝑠𝑖𝑛𝛿1 = 3128,3 ∗ 𝑡𝑔200 ∗ 𝑠𝑖𝑛14,03 = 276,03 𝑁 ∗107928 2𝑇1 = 0,25 ∗ = 599,6 𝑁 𝐹 = 0,25 ∗ 𝑘 𝐷𝑡 90 3.Lực tác dụng lên truyền xích: 𝐹𝑟 = 𝑘𝑥 ⋅ 𝐹𝑡 = 6107𝑘𝑥𝑃 𝑧𝑝𝑛 4.Tính sơ trục: = 1,15 ∗ 1183 ∗ = 4081,35 𝑁 Đường kính trục xác định: 9,55 106 ∗ 𝑃 𝑇 𝑑≥√ =√ (𝑚𝑚) 0,2 ∗ [𝑟] 0,2 ∗ [𝑟] ∗ 𝑛 9,55 ∗ 106 ∗ 8,25 𝑑1 = √ = 33,01 𝑚𝑚 𝑐ℎọ𝑛 𝑑1 = 35 𝑚𝑚 0,2 ∗ 15 ∗ 730 3 𝑑2 = √ 9,55 ∗ 106 ∗ 7,84 0,2 ∗ 15 ∗ 182 = 51,56 𝑚𝑚 𝑐ℎọ𝑛 𝑑2 = 55 𝑚𝑚 Xác định khoảng cách gối đỡ điểm đặt lực Từ bảng 10.3 ta chọn: - k1 = 10 (mm) - k2 = (mm) - k3 = 10 (mm) - hn = 15 (mm) - Chiều dài mayơ bánh côn trục I: lm13 = (1,2…1,4)*d1 = (1,2 ÷ 1,4)*35 = (42 ÷ 49) mm Chọn lm13 = 45 (mm) - Chiều dài mayơ nửa nối trục đàn hồi trục I: lm12= (1,4…2,5)*d1 = (1,4…2,5)*35 = (49 ÷87,5) mm Chọn lm12 = 80 mm - Chiều dài mayơ bánh côn trục II: lm23 = (1,2…1,4)*d2 = (1,2 ÷ 1,4)*55 = (66 ÷77) mm Chọn lm23 = 70 (mm) - Chiều dài mayơ đĩa xích trục II: lm22 = lm24 = (1,2…1,5)*d2 = (1,2…1,5)*55 = (66 ÷ 82,5) mm Chọn lm22 = lm24 = 75 mm - Xác định chiều dài trục: + Trục I: lc12 = 0,5*( lm12 +b0) + k3 +hn = 0,5*(80 + 21) + 10 + 15 = 75,5 (mm) Chọn lc12 = 76 mm l12 = -lc12 = 76 mm l11 = (2,5÷ 3)*d1 = (2,5÷ 3) ∗ 35 = (87,5÷ 105) (mm) Chọn l11 = 95 (mm) l13 = l11 + k2 +k1 + lm13 +0,5(b0 – b13cos𝛿1) = 95 + + 10 + 45 + 0,5[21 – 49cos (14°2′)] = 142 (mm) + Trục II: l22 = 0,5*(lm22 + b0) + k3 + hn = 0,5*(75 + 29) + 10 + 15 = 77 (mm) l23 = 0,5(b0 – b13cos𝛿2) + k2 + k1 + lm23 = 0,5*[29 – 49cos(75°58′)] + + 10 + 70 = 93 (mm) l21 = lm23 + b0 −𝑏13 cos 𝛿2+ 2k1 + 2k2 + 2Recos𝛿2 = 70 + 29 −49 cos(75°58′)+2.10+ 2*5 +2*162,31*cos(75°58′) =197 mm Xác định cho trục I Xét mặt phẳng yOz 𝑀 𝑎1 = 𝐹 𝑑𝑚1 = 276,03 ∗ 0,068 = 9,38 𝑁𝑚 𝑎1 2 ∑ 𝑀𝐵 = 𝐹𝑟1 ∗ (𝑙13) − 𝑀𝑎1 − 𝑌𝐶 ∗ (𝑙11) = 110,64 ∗ (0,142) – 9,38 − 𝑌𝐶 ∗ (0,095) = 𝑌𝐶 = 45,67 𝑁 ∑ 𝐹𝑌 = 𝑌𝐵 − 𝑌𝐶 + 𝐹𝑟1 = Xét mặt phẳng xOz: 𝑌𝐵 – 45,67 + 110,64 = 𝑌𝐵 = -64,97 𝑁 ∑ 𝑀𝐵𝑥 = 𝐹𝑘 ∗ (𝑙12) − 𝑋𝐶 ∗ (𝑙11) + 𝐹𝑡1 ∗ (𝑙13) = 599,6 ∗ (0,076) − 𝑋𝐶 ∗ (0,095) + 3128,3 ∗ (0,142) = => 𝑋𝐶 = 5155,66 𝑁 ∑ 𝐹𝑋 = −𝐹𝑘 + 𝑋𝐵 − 𝑋𝐶 + 𝐹𝑡1 = −599,6 + 𝑋𝐵 – 5155,66 + 3128,3 = => 𝑋𝐵 = 2626,96 𝑁 Trục II 𝑑𝑚2 = 𝑚𝑡𝑚 ∗ 𝑧2 = 2,55 ∗ 108 = 275 𝑚𝑚 = 0,275 𝑚 𝑀 = 𝐹 ∗𝑑𝑚2 = 110,64 ∗ 0,275 =15,21 𝑁𝑚 𝑎2 𝑎2 2 4081,35 𝐹𝑟 ∗ cos(180 − 145) = 1671,62𝑁 𝐹 = ∗ cos(180 − @) = 𝑥𝑥 2 𝐹 𝑥𝑦 = 𝐹𝑟 Xét mặt yOz ∗ sin(180 − @) = 4081,35 ∗ sin(180 − 145) = 1170,49 𝑁 ∑ 𝑀𝐵 = −𝐹𝑥𝑦 ∗ (𝑙22) − 𝐹𝑟2 ∗ (𝑙23) + 𝑀𝑎2 − 𝑌𝐷 ∗ (𝑙21) + 𝐹𝑥𝑦 ∗ (𝑙22 + 𝑙21) = −1170,49 ∗ (0,077) – 276,03 ∗ (0,093) + 15,21 -𝑌𝐷 ∗ (0,197) + 1170,49 ∗ (0,077 + 0,197) = => 𝑌𝐷 = 1117,38 𝑁 ∑ 𝐹𝑌 = 𝐹𝑥𝑦 - 𝑌𝐵 − 𝐹𝑟2 − 𝑌𝐷 + 𝐹𝑥𝑦 = 1170,49 − 𝑌𝐵 – 276,03 – 1117,38 + 1170,49 = Xét mặt xOz => 𝑌𝐵 = -105,43 𝑁 ∑ 𝑀𝑩 = −𝐹𝑥𝑥 ∗ (𝑙22) − 𝐹𝑡2 ∗ (𝑙23)−𝑋𝐷 ∗ (𝑙21)+𝐹𝑥𝑥 ∗ (𝑙22 + 𝑙21) = −1671,62 ∗ (0,077) – 3128,3 ∗ (0,093) − 𝑋𝐷 ∗ (0,197) + 1671,62 ∗ (0,197 + 0,077) = => 𝑋𝐷 = 194,8 𝑁 ∑ 𝐹𝑋 = 𝐹𝑥𝑥 − 𝑋𝐵 − 𝐹𝑡2 − 𝑋𝐷 + 𝐹𝑥𝑥 = 1671,62 − X𝐵 – 3128,3 – 194,8+ 1671,62 = => 𝑋𝐵 = 19,52 𝑁 𝑇2(𝑁 𝑚) Moment tương đương vị trí 𝑀𝑡đ = √𝑀𝑢𝑥2 + 𝑀𝑢𝑦2 + 0,75𝑇2  Mtđ – A = Mtđ-E = √0 + + 0,75 ∗ 268,8932 = 232,868 𝑁𝑚 Mtđ - B = Mtd-D = √78,432 + 114,982 + 0,75 ∗ 268,8932 =271,291 𝑁𝑚 Mtđ-C = √114,982 + 180,82 + 0,75 ∗ 268,8932 = 316,44 𝑁𝑚 Đường kính trục vị trí 𝑑≥√ 𝑀𝑡đ 0,1[𝜎] Với [𝜎] = 55 𝑀𝑝𝑎 232,891 = 0,0348 𝑚 Chọn d = d = 35 mm  d =d ≥ √0,1∗55∗106 2A 2E 2A 2E 271,291 d2B = d2D ≥ √ = 0,036 𝑚 Chọn d2B = d2D = 37 mm 0,1∗55∗106 316,44 d2C ≥ 3√ 0,1∗55∗106 =0,038𝑚 Chọn d = 39 mm 2C Tính kiểm nghiệm trục độ bền mỏi Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo độ bền mỏi hệ số an toàn tiết diện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện sau: sσj sτj ≥ [s] s𝑗 = √s + s2 σj τj Trong đó: [s] = (1,5ữ2,5) sj = K ì + ì sτj = σdj σ aj mj τ−1 Kτdj×τaj+ψτ×τmj Vì trục quay làm việc theo chiều nên ứng suất pháp (uốn) biến đổi theo chu kì đối xứng: M σ−1 σ−1 = j⇒ s = Do : σ = , σ = σ = mj aj maxj Wj σj Kσdj×σaj+ψσ×σmj Kσdj×σaj Vì trục quay làm việc theoτ1 chiều nên ứng suất tiếp (xoắn) biến đổi theo Tj maxj τ−1 = ⇒s = chu kì mạch động: τ = τ = mj aj 2w0j τj Kτdj×τaj+ψτ×τmj Với thép C45 tơi cải thiện có: Giới hạn bền kéo : σb = 850MPa Giới hạn mỏi uốn : σ−1 = 0,436 × σb = 370,6 MPa Giới hạn mỏi xoắn : τ−1 = 0,58 × σ−1 = 0,58 × 370,6 = 214,95 MPa -Tại tiết diện (C) trục II (tiết diện lắp bánh có đường kính d = 39 mm) Đối với trục tiết3 diện tròn : πd π.393 W = = =5823,63 (Nmm) C W 32 πd = 0C = 16 32 π.393 = 11647,26 (Nmm) 16 Ứng suất pháp tiếp sinh : σaC = τaC = Ta có: K σdj = Kσ +K εσ MC WC TC 2w0C x−1 √1149802+1808002 = = 5823,63 268893 = 11,54 (MPa) 2∗11647,26 Kτdj = , = 36,79(MPa) Ky Kτ +Kx−1 ετ Ky Tra bảng 10.8 chi tiết gia công máy tiện, yêu cầu đạt Ra =2,5 ÷ 0, 63 μm đó: KX = 1,25 Tra bảng 10.9/ không dùng phương pháp gia tăng độ bền bề mặt K y = Tra bảng 10.12, dùng dao phay ngón trục có rãnh then ta Kσ = 2,26 , Kτ = 2,22 Tra bảng 10.10, εσ = 0,85, ετ = 0,78 Kσ => Kσd = Kτd = εσ +K −1 x Kτ Ky +K −1 ετ x 2,26 = 0,85 = 2,91 2,22 = +1,25−1 0,78 Ky +1,25−1 = 3,09 Do tiết diện nguy hiểm (C) trục I thỏa điều kiện bền mỏi +trục II 370,6 σ−1 = 3,46 = sσC = K σ𝑑(𝐶) σaC 2,91 ∗ 36,79 sτC = K (𝐶) τ𝑑1 τ−1 214,95 ×τaC+ψτ×τmC = 2,22∗11,54 +0 = 8,49 = 3,2 ≥ [s] = (1,5 ÷ 2,5) => sC = sσC2 ×sτC2 =3,46∗8,49 √s +s √3,462+8,492 σc τc Do tiết diện nguy hiểm (C) trục II thỏa điều kiện bền mỏi Tính kiểm nghiệm trục độ bền tĩnh Để đề phòng khả bị biến dạng dẻo lớn phá hỏng tải đột ngột (chẳng hạn mở máy) cần tiến hành kiểm nghiệm trục độ bền tĩnh theo công thức : σtd = √𝜎2 + 𝑟2 ≤ [σ] Với: σ = 𝑀𝑚𝑎𝑥 , τ = 𝑇𝑚𝑎𝑥 Trục II : σ = τ= 0,1𝑑3 𝑀𝑚𝑎𝑥 (𝐶)3 0,1𝑑2 𝑇𝑚𝑎𝑥 = 0,2𝑑3 252860 =39.6 MPa 0,1∗403 = 268893 = 21 MPa (𝐶)3 0,2𝑑2 0,2∗403 Suy : σtd = √39,62 + ∗ 212 Vậy, trục II đảm bảo độ bền tĩnh = 53,76 ≤ [σ] = 272 MPa Tài liệu tham khảo PGS.TS.Trịnh Chất - TS Lê Văn Uyển : Tính tốn thiết kế hệ dẫn động khí tập NXB Giáo dục Việt Nam ( 2010) PGS.TS.Trịnh Chất - TS Lê Văn Uyển : Tính tốn thiết kế hệ dẫn động khí hai NXB Giáo dục Việt Nam (2010) ... PGS.TS.Trịnh Chất - TS Lê Văn Uyển : Tính tốn thiết kế hệ dẫn động khí tập NXB Giáo dục Việt Nam ( 2010) PGS.TS.Trịnh Chất - TS Lê Văn Uyển : Tính tốn thiết kế hệ dẫn động khí hai NXB Giáo dục Việt... Số đĩa xích bị dẫn z2 70 Tỉ số truyền u 2,8 Số mắt xích x 129 Đường kính vịng chia đĩa xích dẫn d1 152 Đường kính vịng chia đĩa xích bị dẫn d2 425 Đường kính vịng đỉnh đĩa xích dẫn da1 160 Đường... đĩa xích bị dẫn da2 434 Đường kính vịng chân đĩa xích dẫn Đường kính vịng chân đĩa xích dẫn Bước xích Số dãy xích df1 df2 p (mm) 139,94 412,94 19,05 PHẦN 3: TÍNH TỐN TRUYỀN ĐỘNG BÁNH RĂNG Thơng

Ngày đăng: 05/08/2022, 12:13

Từ khóa liên quan

Tài liệu cùng người dùng

  • Đang cập nhật ...

Tài liệu liên quan