Bài tập lớn nguyên lí – chi tiết máy tính toán hệ dẫn động xích tải đề 01 – phương án 10

Xác đ#nh đường kính của các tiết diện thnh phần của trục ..... Chọn xjch con lăn Vì tải trọng nhỏ, vận tốc thấp, điều kiện lm việc tĩnh v hiệu suất của bộ truyền xích yêu cầu cao nên chọ

Khoa Cơ kh Ch to my

Bô môn Thit k my

MY TNH TON HÊ DN ĐÔNG XCH TI

HKII, Năm h$c: 2020-2021

Đ: 1 Phương n: 10

Gi,ng viên môn h$c: PGS.TS.Văn H0u Th2nh

Sinh viên th3c hiên: PHẠM QUỐC ANH MSSV: 2114338

S! LIÊU CHO TRƯ$C:

1.L3c k=o trên xch t,i F(N): 6800

2.Vân tDc vEng cFa xch t,i V(m/s): 0,85

3.SD răng cFa xch t,i Z (răng): 9

4.BưLc xch cFa xch t,i p (mm): 110

5.SD năm lOm viêc a (năm): 5

6 SD ca lOm viêc: 2 (ca), thi gian: 6h/ca, sD ngOy lOm viêc: 300 ngOy/năm

7.GQc nghiêng đưng nDi tâm bô truyTn ngoOi @: 145 (đô)

8.Sơ đV t,i tr$ng như hWnh 2

TRÌNH TỰ THIẾT KẾ BÔU TRUYỀN XÍCH 1

I CHỌN ĐÔUNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 1

1 Chọn động cơ điện 1

2 Phân phối tỉ số truyền 2

ІІ TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BÔ TRUYỀN NGOÀI CỦA HÔ U UP GIẢM TỐC: 4

1 Chọn xích con lăn 4

2 Xác đ#nh các thông số của xích v( bộ truyền 4

3 Tính kiểm nghiệm xích về độ bền: 7

4.Đường kính đĩa xích 7

5.Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích theo công thức(4.21) 8

6.Xác đ#nh lực tác dụng lên trục: 9

III TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BÔU TRUYỀN TRONG CỦA HÔUP GIẢM TỐC: 9

1 Chọn vật liệu chế tCo bánh răng 10

2 Xác đ#nh thông số cơ bản của bộ truyền 12

3.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc 14

4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn 16

IV TÍNH TOÁN THIẾT KẾ 2 TRPC CỦA HÔUP GIẢM TỐC:

19 1 Chọn vật liệu 19

2 Xác đ#nh tải trọng tác dụng lên trục 20

3 Xác đ#nh khoảng cách giEa các gối đỡ v( điểm đặt lực 20

4 Xác đ#nh đường kính của các tiết diện th(nh phần của trục 21

5 Tính toán về độ bền mỏi 28

6 Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh 30

CÁC KÍ HIỆU 32

Tài liê U u tham khảo 34

Th nh

TRÌNH TỰ THIẾT KẾ BÔU TRUYỀN XÍCH

I CHỌN ĐÔUNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

1 Chọn đô U ng cơ điê U n

Công suất trên trục công tác:

P =

Công suất tính: � (tải trọng tĩnh)� =

Công suất cần thiết của động cơ:

Pct =

Với: η = ηnt.ηbr.ηx.ηô 3 = 1.0,98.0,93.0,99 = 0,884 3

Trong đó:

- ηnt: Hiệu suất nối trục

- ηbr: Hiệu suất bộ truyền bánh răng

- ηx: Hiệu suất bộ truyền xích

- ηô: Hiệu suất bộ truyền ổ lăn

Tra bảng 2.1 ta được ηđ = 0,96 (bộ truyền đai thang-để hở); ηbrt = 0,98 (bộ truyền bánh

răng trụ); ηnt = 1; ηol = 0,99 (hiệu suất của 1 cặp ổ lăn); ηx= 0,93 (bộ truyền xích)

Tốc độ quay của trục công tác:

V = n =⇒ = = 51,51 (v/ph)

1

Chọn động cơ điện phải thỏa mãn điều kiện (2.1) v( (2.2):

-Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngo(i: @=145°

- Điều kiện l(m việc quay 1 chiều, l(m việc 2 ca

1 Chọn xjch con lăn

Vì tải trọng nhỏ, vận tốc thấp, điều kiện l(m việc tĩnh v( hiệu suất của bộ truyền xích yêucầu cao nên chọn loCi ống xích con lăn

2 Xkc định ckc thông số của xjch và bô U truyền

Theo bảng 5.4 chọn số răng đĩa nhỏ (đĩa dẫn) l( Z = 25 (răng) 1

⇒ Số răng đĩa lớn (đĩa b# dẫn) �(ă(ă(ă(ă 2 =� 1× = 2,5 × 25 = 62,5 )(ă

Th nh

-Theo công thức (5.3),công suất tính toán :

� = � 2 × × � �×

Trong đó, �� = = 1, với �01= 200) , �� == 1,55 ; theo công

kd = 3: hệ số phân bố không đều tải trọng cho 4 dãy

E = 2,1 × 105 (MPa): Mođun đ(n hồi

Kr = 0,42: Hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích (z =25) 1

A= 318 (mm ): Diện tích chiếu mặt tựa bản lề A (4 dãy xích), tra bảng 5.12 2

Th nh

Đường kính vòng chia đĩa xích dẫn �1 152

Đường kính vòng chia đĩa xích b# dẫn �2 382,18

III TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BÔU TRUYỀN TRONG CỦA HÔUP GIẢM TỐC:

Số liệu ban đầu:

- Chế độ l(m việc: 1 năm 300 ng(y, 1 ng(y l(m việc 2 ca, 1 ca 6h

1 Chọn vật liê U u chế tạo bknh răng

1.1 Chọn vật liê U u 2 cấp bknh răng

Bánh dẫn : chọn thép 45 tôi cải thiện đCt độ cứng HB = 241 285 có ÷

Giới hCn chảy: σ = 850 MPa b1

Giới hCn chảy: σ = 580 MPa ch1

Bánh b# dẫn: chọn thép 45 tôi cải thiện đCt độ cứng HB = 192 240 có ÷

Giới hCn chảy: σ = 750 MPa b2

Giới hCn chảy: σ = 450 MPa ch2

9

Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc:

Với v = 2,15 (m/s) tra bảng 6.13 ta được cấp chính xác l( 9

3.Kiểm nghiê U m răng về đô U bền tiếp xúc

Ứng suất tiếp trên bề mặt răng l(m việc

Với α , α tính theo công thức ở bảng 6.11 t tw

● Đối với răng nghiêng không d#ch chỉnh

- Với v < 2,5 (m/s) chọn: k = 1,13: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọngHα

cho các đôi răng

14

KHα = 1,13 Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng

KHβ = 1,06 hệ số kể đến phân bố không điều tải trọng trên chiều rộng v(nh răng khitính về tiếp xúc

Vậy, độ bền tiếp xúc chấp nhận được

4 Kiểm nghiê U m răng về đô U bền uốn

Theo công thức 6.43:

Theo bảng 6.7: chọn �F = 1,14: Hệ số phân bố không điều tải trọng trên chiều rộng v(nhF

răng

15

- Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính vế uốn

Do đó hệ số tải trọng khi tính về uốn l(

� � =�� �� × �� × = 1,14 × 1,09 × 1,37 = 1,7

Với = 1,68, ta có:

: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

Với β = 15,83°:

: Hệ số kể đến độ nghiêng của răng

- Số răng tương đương:

Theo bảng 6.18 ta được tr# số của hệ số dCng răng

⇒ �F1 < [σ ] F1

16

- Ứng suất tiếp xúc cực đCi:

σH1max = σH× = 549,69 < [σH]max = 1624 MPa

- Ứng suất uốn cực đCi:

= 103,04 MPa < [σ = 464 MPa

� = 97,61 MPa < [σF2]max = 360 MPa

⇒ Các thông số đều thỏa mãn

mm Đường kính vòng đáy răng ��1 = 51,13 mm; ��2 = 313,06

mm

IV TÍNH TOÁN THIẾT KẾ 2 TRPC CỦA HÔUP GIẢM TỐC:

17

Th nh

1 Chọn vật liê U u

Chọn vật liệu chế tCo 2 trục l( thép 45 thường hoá:

Giới hCn bền l(: б� = 600

Giới hCn chảy l(: б�ℎ = 340 MPa

Ứng suất xoắn cho phép: ] = 15 ÷ 30[ [ [ [

⇒ chọn [[[[1[[[[[] = 15 Mpa

[[[[2[[[[[] = 30 Mpa

Xác đ#nh sơ bộ đường kính trục, đường kính trục thứ k ứng với � = 1,2

Đường kính các trục được xác đ#nh theo công thức 10.9

3 Xkc định khoảng ckch giữa ckc gối đỡ và điểm đặt lực

Dựa theo bảng 10.2 trang 189 chiều rộng các ổ lăn l( �01 = 21 v( �02 = 23

Chiều d(i mayo bánh trụ răng nghiêng thứ nhất trên trục I:

�13 ((((= 0,5 (�13 01+ ) +1 2 += 0,5(43 + 21) + 10 + 8 = 50

19

4 Xkc định đường kjnh của ckc tiết diê U n thành phần của trục

4.1 Tjnh tokn phản lực, momen uốn và đường kjnh trục tại ckc tiết diê U n trên trục I

= 0 ⇒

⇒ � = 696,81

20

Th nh

Tính Momen uốn tương đương

Với: M u

T: Momen xoắn trên trục

Từ công thức v( biểu đồ momen ta tính được:

Th nh

25

465817,48

5267,83 2251,91

5295,59

3597,8 2413,32

4571,2

Th nh

Tính Momen uốn tương đương

Với: M u

T: Momen xoắn trên trục

Từ công thức v( biểu đồ momen ta tính được:

Th nh

�(( ( (((( 2 ) = �(( ( (((( 2 ) = 50 mm

�2 = 44 mm )

�2 = 48 mm )

5 Tjnh tokn về đô U bền mỏi

Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo được độ bền mỏi nếu hệ số an to(n tCi các tiết diệnnguy hiểm thỏa mãn điều kiện:

Trong đó: : hệ số an to(n cho phép , ][ = (1,5÷2,5) [[[[

�� ��, : hệ số an to(n chỉ xét riêng ứng suất pháp v( hệ số an to(n chỉ xétriêng ứng xuất tiếp tCi mặt cắt j

�� : Mômen tổng tCi tiết diện j

�� , �0 – mô men cản uốn v( mô men xoắn tCi tiết diện j 0

27

Th nh

Với thép 45 có :

Giới hCn bền kéo : �00� 00 = 60

Giới hCn mỏi uốn : � −1 = 0,436 × � = 261,6

Giới hCn mỏi xoắn : � −1 = 0,58 × −1 = 0,58 × 261,6 = 151,72

Tra bảng 10.7 trang197 Ta được các hệ số ảnh hưởng của tr# số ứng suất trung bình đến

độ bền mỏi �� = 0,05 ; �� = 0

TCi tiết diện (B) trên trục I (tiết diện lắp bánh răng có đường kính = 30 �� ) Đối

với trục tiết diện tròn :

�� – hệ số tăng bền bề mặt trục cho trong bảng 10.9 trang 197 phụ thuộc v(o phươngpháp tăng bề mặt, không dùng phương pháp gia tăng độ bền bề mặt �� = 1

Dùng dao phay ngón đối với trục có rảnh then, theo bảng 10.12 trang 199

Ta được �� = 1,76 , �� = 1,54

Tr# số của hệ số kích thước , theo bảng 10.10 trang 198 �

= 0,88, �= 0,81

28

Th nh

Vậy:

Do đó tiết diện (B) trên trục I thỏa điều kiện bền mỏi

Tương tự, tCi các tiết diện nguy hiểm: (C) trên trục I v( (B), (C) trên trục II đều thỏa điềukiện bền mỏi

6 Kiểm nghiê U m trục về đô U bền tĩnh

Để đề phòng khả năng b# biến dCng dẻo quá lớn hoặc phá hỏng do quá tải đột ngột (chẳnghCn khi mở máy) cần tiến h(nh kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh theo công thức :

� 1 mm Đường kính vòng chia đĩa xích dẫn

� 2 mm Đường kính vòng chia đĩa xích b# dẫn

� � 1 , � � 2 mm Đường kính vòng đỉnh của đĩa xích dẫn v( b# dẫn

� � N Lực căng xích ban đầu do trọng lượng xích

Th nh

� � đ N Lực va đập trên một dãy xích

i 1/s Số lần va đập của xích trong một giây

� � Hệ số kể đến khoảng cách trục v( chiều d(i xích

� �� Hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn

� đ � Hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích

� � Hệ số kể đến chế độ l(m việc của bộ truyền

� � Hệ số kể đến ảnh hưởng của v# trí bộ truyền

� 1 v/ph Số vòng quay của đĩa xích dẫn

� 2 v/ph Số vòng quay của đĩa xích b# dẫn

� 1 kW Công suất trên đĩa xích dẫn

� � �� Bước xích lớn nhất cho phép, bảng 4.8

[� � ] MPa Áp suất cho phép

Th nh

� 2 răng Số răng của đĩa xích b# dẫn

� � mm Chiều rộng cần thiết của xích răng

B mm Chiều rộng xích răng (bảng 4.3)

[�� ] Ứng suất tiếp xúc cho phép (bảng )

Tài liê U u tham khảo

1 PGS.TS.Tr#nh Chất - TS Lê Văn Uyển : Tính to n thi t k hệ dẫn động cơ khí tập

1 NXB Giáo dục Việt Nam ( 2010)

2 PGS.TS.Tr#nh Chất - TS Lê Văn Uyển : Tính to n thi t k hệ dẫn động cơ khí tập

1 NXB Giáo dục Việt Nam (2010)

32