Đồ Án Nộp Ngày Mồng 4 Tháng 3.Docx

Lê Bá Đức 20161074 PHẦN 2 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH 2 1 Chọn loại xích 2 2 Chọn số răng đĩa xích 2 3 Xác định bước xích 2 4 Xác định khoảng cách trục và số mắt xích 2 5 Kiểm nghiệm xích về độ[.]

Lê Bá Đức 20161074 PHẦN : TÍNH TỐN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH 2.1 Chọn loại xích 2.2 Chọn số đĩa xích 2.3 Xác định bước xích 2.4 Xác định khoảng cách trục số mắt xích 2.5 Kiểm nghiệm xích độ bền 2.6 Xác định thơng số đĩa xích 2.7 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc đĩa xích 2.8 Xác định lực tác dụng lên trục 2.9 Tổng hợp thông số truyền xích PHẦN 3: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG 3.2 Xác định ứng suất cho phép 3.3 Xác định sơ khoảng cách trục 3.4 Xác định thông số ăn khớp 3.5 Xác định hệ số số thông số động học 3.6 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc 3.7 Kiểm nghiệm độ bền uốn 3.8 Một vài thơng số hình học cặp bánh 3.9 Bảng tổng kết thông số truyền bánh PHẦN : TÍNH TỐN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH Thơng số u cầu: P = PII = 2,99 (KW) T1 = TII = 79993,53 (N.mm) n1 = nII = 356,96 (v/ph) u = ux = β = 300 2.1 Chọn loại xích Xích ống lăn 2.2 Chọn số đĩa xích Z1 = 29 – 2u = 29 – 2.3 = 23 Chọn Z1 = 23 Z2 = 3.Z1 = 3.23 = 69 Chọn Z2 = 69 2.3 Xác định bước xích Bước xích p tra bảng với điều kiện Pt ≤[P], đó: Pt – Cơng suất tính tốn: Pt = P.k.kz.kn Ta có: Chọn truyền xích thí nghiệm truyền xích tiêu chuẩn, có số vận tốc vịng đĩa xích nhỏ là: Do ta tính được: kz – Hệ số răng: k z= Z 01 25 = =1,09 Z 23 kn – Hệ số vòng quay: k n= n01 200 = =0,56 n1 356,96 k = k0kakđckbtkđ.kc đó: k0 – Hệ số ảnh hưởng vị trí truyền: Tra bảng k0 = với = 300 ta ka – Hệ số ảnh hưởng khoảng cách trục chiều dài xích: Chọn a = (30 ÷ 50)p => Tra bảng ta ka = 1,0 kđc – Hệ số ảnh hưởng việc điều chỉnh lực căng xích: Tra bảng đĩa xích => kđc = vị trí trục điều chỉnh kbt – Hệ số ảnh hưởng bôi trơn: Tra bảng cầu , ta kbt = 1,3 truyền làm việc mơi trường có bụi , chất lỏng bơi trơn đạt yêu kđ – Hệ số tải trọng động: Tra bảng , ta kđ = 1,2 - đặc tính làm việc: vừa kc – Hệ số kể đến chế độ làm việc truyền: Tra bảng làm việc ta kc = 1,45 k = k0kakđckbtkđkc = 1.1.1.1,3.1,2.1,45=2,262 Công suất cần truyền P = 2,99 (KW) Do ta có: Pt = P.k.kz.kn = 2,99.2,262.1,09.0,56 = 4,128 (KW) với số ca Tra bảng với điều kiện     { Pt=4,128 ( KW ) ≤ [ P ] ta được: n01=200 Bước xích: p = 19,05 (mm) Đường kính chốt: dc = 5,96 (mm) Chiều dài ống: B = 17,75 (mm) Công suất cho phép: [P] = 4,8 (KW) 2.4 Xác định khoảng cách trục số mắt xích Chọn sơ bộ: a= 40.p = 40.19,05 = 762 (mm) Số mắt xích: x= 2 a Z1 + Z (Z ¿ ¿ 2−Z1 ) p 2.762 23+69 (69−23) 19,05 + + = + + =130,21¿ 2 p 19,05 4π a π 762 Chọn số mắt xích chẵn: x = 130 Chiều dài xích L =x.p =130.19,05 = 2476,5 (mm) ¿ a= [ 19,05 23+69 130− + √( 130− ) ( 23+69 69−23 −2 π ) ]=787,74 Để xích khơng q căng cần giảm a lượng: ∆ a=¿ =(0,002÷0,004).787,74=1,575÷3,151 (mm) Do đó: a = a ¿ - ∆ a = 787,74 – (1,575÷3,151) = 784,589÷786,165 (mm) a=785 mm Lấy Số lần va đập xích i: Tra bảng với loại xích ống lăn, bước xích p = 19,05 (mm) => Số lần va đập cho phép xích: [i] = 35 i= Z n1 23.356,96 = =4,21< [ i ]=35 => Thỏa mãn 15 x 15.130 2.5 Kiểm nghiệm xích độ bền , với: Q – Tải trọng phá hỏng: Tra bảng với p = 19,05 (mm) ta được:  Q = 31,8 (KN)  Khối lượng 1m xích: q = 1,9 (kg) kđ – Hệ số tải trọng động: Do làm việc đặc tính êm => kđ = 1,2 Ft – Lực vòng: F t= 1000 P 1000.2,99 = =1147,04 N v 2,606 Với vận tốc trung bình xích v= Z p n1 23.19,05 356,96 m = =2,606( ) 60000 60000 s Fv – Lực căng lực ly tâm sinh ra: 2 F v =q v =1,9.2,606 =12,9( N ) F0 – Lực căng trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra: , đó: kf – Hệ số phụ thuộc độ võng xích: Do kf = (0,01÷ 0,02).a => kf = −3 F 0=9,81 k f q a=9,81.6 1,9 785 10 =87,79(N ) [s] – Hệ số an toàn cho phép: Tra bảng với p = 19,05 (mm); n1 = 356,96 (v/ph) ta [s] = 9,3 Q 31800 Do vậy: s= k F + F + F = 1,2.1147,04 +87,79+12,9 =31,53≥ [ s ] =9,3 đ t v 2.6 Xác định thơng số đĩa xích Đường kính vịng chia: { d 1= d 1= p sin ( ) π Z1 p sin ( ) π Z2 = = 19,05 =139,9(mm) π sin ⁡( ) 23 19,05 =418,54( mm) π sin ⁡( ) 69 Đường kính đỉnh răng: { π π =19,05 [ 0,5+cotg ( ) ] =148,12(mm) ( ) [ Z] 23 π π = p 0,5+ cotg =19,05 0,5+ cotg ( ) =427,63(mm) [ ( Z )] [ 69 ] d a 1= p 0,5+ cotg da2 2.7 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc đĩa xích , đó: Kđ – Hệ số tải trọng động: Theo mục ta tra Kđ = A – Diện tích chiếu lề: Tra bảng với p = 19,05 (mm); A = 106 (mm2) kr – Hệ số ảnh hưởng số đĩa xích, tra bảng trang 87 tài liệu [1] theo số Z1 = 25 ta kr = 0,42 kđ – Hệ số phân bố tải trọng không dãy (nếu sử dụng dãy xích => kđ = 1) Fvđ – Lực va đập m dãy xích: −7 −7 F vđ =13.1 n1 p m=13.10 356,96 19,05 1=3,2(N ) E – Môđun đàn hồi: E1 = E2 = 2,1.105 MPa : Cả hai đĩa xích làm thép Do vậy: √ √ E 2,1 105 σ h=0,47 k r ( F t K đ + F vđ ) =0,47 0,42 (1147,04 +3,2 ) =459,8 (MPa) A kđ 106.1 Tra bảng ta chọn vật liệu làm đĩa xích thép 45, với đặc tính tơi cải thiện, có [σ ¿¿ H ]=( 800−900 ) ≥ σ H =459,8( MPa) ¿ 2.8 Xác định lực tác dụng lên trục đó: kx – Hệ số kể đến trọng lượng xích: kx =1,15 β=00 ≤ 400 => F r=k x F t =1,15.1147,04=1319,09(N ) 2.9 Tổng hợp thơng số truyền xích Thơng số Ký hiệu Loại xích Giá trị Xích ống lăn dãy xích Bước xích P 19,05 (mm) Số mắt xích x 130 Chiều dài xích L 2476,5 (mm) Khoảng cách trục a 785(mm) Số đĩa xích nhỏ Z1 23 Số đĩa xích lớn Z2 69 Vật liệu đĩa xích Thép 45 Đường kính vịng chia đĩa xích nhỏ d1 139,9 (mm) Đường kính vịng chia đĩa xích lớn d2 418,54 (mm) Đường kính vịng đỉnh đĩa xích nhỏ da1 148,12 (mm) Đường kính vịng đỉnh đĩa xích lớn da2 427,63 (mm) Lực tác dụng lên trục Fr 1319,09 (N) PHẦN 3: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG Tính tốn truyền bánh trụ thẳng Thông số đầu vào: P=PI= 3,11 (KW) T1=TI= 20697,21 (N.mm) n1=nI= 1435 (v/ph) u=ubr= 4,02 Lh=12000 (h) 3.1 Chọn vật liệu bánh Tra bảng , ta chọn: Vật liệu bánh lớn (bánh II):     Nhãn hiệu thép: 45 Chế độ nhiệt luyện: Tôi cải thiện Độ rắn: Ta chọn HB2=230 Giới hạn bền σb2=750 (MPa)  Giới hạn chảy σch2=450 (MPa) Vật liệu bánh nhỏ (bánh I):      Nhãn hiệu thép: 45 Chế độ nhiệt luyện: Tơi cải thiện Độ rắn: HB=192÷240, ta chọn HB1= 245 Giới hạn bền σb1=850 (MPa) Giới hạn chảy σch1=580 (MPa) 3.2 Xác định ứng suất cho phép a Ứng suất tiếp xúc ứng suất uốn cho phép: , đó: Chọn sơ bộ: SH, SF – Hệ số an tồn tính tốn ứng suất tiếp xúc ứng suất uốn: Tra bảng với:  Bánh chủ động: SH1= 1,1; SF1= 1,75  Bánh bị động: SH2= 1,1; SF2= 1,75 - Ứng suất tiếp xúc uốn cho phép ứng với số chu kỳ sở: => Bánh chủ động: Bánh bị động: KHL,KFL – Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng thời gian phục vụ chế độ tải trọng truyền: , đó: mH, mF – Bậc đường cong mỏi thử ứng suất tiếp xúc Do bánh có HB mH = mF = NHO, NFO – Số chu kỳ thay đổi ứng suất thử ứng suất tiếp xúc ứng suất uốn: NHE, NFE – Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương: Do truyền chịu tải trọng tĩnh => NHE= NFE= 60c.n.t∑ , đó: c – Số lần ăn khớp vòng quay: c=1 n – Vận tốc vòng bánh t∑ – tổng số thời gian làm việc bánh  NHE1 = NFE1= 60.c.n1 t∑ = 60.1.1435.12000 = 1033,2.106  NHE2 = NFE2= 60.c.n2 t∑ = 60.c n1/u t∑= 60.1.356,96.12000= 257,01.106 Ta có: NHE1> NHO1 => lấy NHE1= NHO1 => KHL1= NHE2> NHO2 => lấy NHE2= NHO2 => KHL2= NFE1> NFO1 => lấy NFE1= NFO1 => KFL1= NFE2> NFO2 => lấy NFE2= NFO2 => KFL2= Do ta có: Do truyền bánh trụ thẳng => => (MPa) b Ứng suất cho phép tải 3.3 Xác định sơ khoảng cách trục , với: Ka – hệ số phụ thuộc vật liệu làm bánh cặp bánh răng: Tra bảng => Ka= 49,5 MPa1/3 T1 – Moment xoắn trục chủ động: T1 = 20697,21 (N.mm) [σH] - Ứng suất tiếp xúc cho phép: [σH] = 481,818(MPa) u – Tỷ số truyền: u = 4,02 – Hệ số chiều rộng vành răng: Tra bảng với truyền đối xứng, HB < 350 ta chọn ψ bd =0,5ψ ba ( u+1 )=0,5.0,3 ( 4,02+ )=0,753 KHβ, KFβ – Hệ số kể đến phân bố không tải trọng chiều rộng vành tính ứng suất tiếp xúc uốn: Tra bảng đồ bố trí sơ đồ ta được: với ψ bd =0,753 sơ Do vậy: √ 49,5 ( 4,02+ ) = 20697,21.1.03 =105,32(mm) 481,818 4,02 0,3 Chọn aw = 105 (mm) 3.4 Xác định thông số ăn khớp a Mơ đun pháp m = (0,01÷0,02)aw = (0,01÷0,02).105 = 1,05÷2,1 (mm) Tra bảng chọn m theo tiêu chuẩn: m = (mm) b Xác định số Ta có: Z1 = 2.a w 2.105 = =20,91 chọn Z1 = 21 m(u+1) 2(4,02+1) Z2= u.Z1= 4,02.27= 84,42 chọn z2=84 Tỷ số truyền thực tế: ut = z2/z1 = 84/21= | | Sai lệch tỷ số truyền: ∆ u= mãn | | ut −u 4−4,02 100 %= 100 %=0,5 thỏa ¿ a w= m ( Z 1+ Z ) ( 21+84 ) = =105(mm) 2 ¿ ¿>¿ a w =105(mm) ❑ ❑❑ d Xác định hệ số dịch chỉnh y= a w z 1−z 105 21+ 84 1000 y k ( z + z ) =0=¿ k x =0∆ y = x =0 x t = y+ ∆ y=0 − = − =0 k y = z1 + z2 m 2 1000 x 1= ¿ x 2=x t− x1=0góc ăn khớp: α t =α tw =arccos¿ 3.5 Xác định hệ số số thông số động học Tỷ số truyền thực tế: ut= Đường kính vịng lăn cặp bánh răng: { a w 2.105 = =42( mm) ut +1 +1 d w 2=2 a w −d w 1=168( mm) d w 1= Vận tốc trung bình bánh răng: v= cấp π d w n1 π 42 1435 m = =3,156( ) 60000 60000 s Tra bảng với bánh trụ thẳng v = 3,156(m/s) ta xác truyền là: CCX= Tra phụ lục với:  CCX=  HB < 350  Răng thẳng  V =3,156 (m/s) Nội suy tuyến tính ta được: { K Hv =1,126 K Fv =1,304 Hệ số tập trung tải trọng: KHα , KFα – Hệ số phân bố không tải trọng đơi tính { m ) s CCX=8 nội suy ta được: v=3,156( ứng suất tiếp xúc, uốn: Tra bảng { K Hα =1,06 K Fα =1,23 với 3.6 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc - Ứng suất tiếp xúc cho phép: [σH]cx = [σH] ZR.Zv.KxH = 4818,818.1.0,95.1= 457,727 (MPa) => ZM – Hệ số kể đến tính vật liệu bánh ăn khớp: Tra bảng ZM = 274 MPa1/3 ZH – Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc: √ ZH = √ 2 = =1,76 sin ⁡(2 α t w ) sin ⁡( 2.20° ) – Hệ số trùng khớp răng: Phụ thuộc vào hệ số trùng khớp ngang εα εα – Hệ số trùng khớp ngang: ≈ [ Z ε= 1,88−3,2 √ ( Z1 + Z1 )]=[1,88−3,2( 211 + 841 )]=1,69 √ 4−ε α 4−1,69 = =0,877 3 KH – Hệ số tải trọng tính tiếp xúc: K H =K H β ∙ K H α ∙ K Hv =1,03.1,06.1,126=1,229 bw – chiều rộng vành răng: bw = ψ ba a w = 0,3.105 = 31,5 (mm) lấy bw = 32 (mm) Thay vào ta được: σ h=Z M Z H Z ε Ta có ¿ √ T K H (u t +1) b w ut d w1 =274.1,76.0,877 √ 2.20697,21 1,229 (4 +1) =448,89( Mpa) 32.4 42 => Thoả mãn 3.7 Kiểm nghiệm độ bền uốn - Ứng suất uốn cho phép bánh chủ động bị động: KF – Hệ số tải trọng tính uốn KF = KFα.KFβ.KFv = 1,23.1,07.1,304 = 1,716 Yε – Hệ số kể đến trùng khớp răng: Y ε= 1 = =¿ ε α 1,69 0,591 Yβ – Hệ số kể đến độ nghiêng răng: (do β=0) YF1, YF2 – Hệ số dạng răng: Phụ thuộc vào số tương đương ZV1 ZV2: Ζ v1 = Ζ1 cos β =21 Ζ v 2=     Ζ2 cos β =84 Tra bảng với: Zv1 = 21 Zv2 = 84 x1 = x2 = Ta được: { Y F 1=4,04 Y F 2=3,609 { σ F 1= Thay vào ta có: 2T K F Y ε Y β Y F 2.20697,21.1,716 0,591 1.4,04 = =63 , 09 ( MPa )< [ σ F ]=269,64 ( Mpa) bw d w m 32.42.2 σ Y 63,09.3,609 σ F 2= F F = =56,35 ( MPa )< [ σ F ]=253,161( Mpa) Y F1 4,04 3.8 Một vài thơng số hình học cặp bánh Đường kính vịng chia: { d 1=m Z1 =2.21=42 ( mm ) d 2=m Z 2=2.84=168(mm) Khoảng cách trục chia: a = 0,5.(d1 + d2) = 126 (mm) Đường kính đỉnh răng: { d a 1=d +2(1+ x 1−∆ y ) m=42+2.2=46 ( mm ) d a 2=d +2(1+ x 2−∆ y) m=168+2.2=172(mm) Đường kính đáy răng: { d f 1=d1 – (2,5−2 x 1) m=42 – 2,5.2=37 ( mm ) d f =d – (2,5−2 x 2) m=168 – 2,5.2=163 ( mm ) Đường kính vịng sở: { d b 1=d cosα=42 cos 20 ˚=39,46( mm) d b 2=d cosα=168 cos 20˚ =157,89(mm) Góc prôfin gốc: α = 200 3.9 Bảng tổng kết thông số truyền bánh PI = 3,11 (kw) TI = 20697,21 (N.mm) nI = 1435 (vòng/phút) u = utt = Lh = 12000 (h) Thông số Khoảng cách trục chia Khoảng cách trục Số Đường kính vịng lăn Đường kính đỉnh Đường kính vịng chia Đường kính vịng sở Hệ số dịch chỉnh Góc profin gốc Ký hiệu Đơn vị a aw Z1/Z2 dw1 dw2 da1 da2 d1 d2 df1 df2 x1 x2 mm mm mm mm mm mm mm mm mm mm α Kết tính tốn 126 105 21/84 42 168 46 172 46 172 37 163 0 200 Góc profin Góc profin khớp Hệ số trùng khớp ngang Hệ số trùng khớp dọc Modun pháp Góc nghiêng Bề rộng Đường kính đáy αt αtw ɛα ɛβ m β bw df1 df2 mm mm mm 200 200 1,69 00 32 37 163