Thuyết minh về chức năng của con lắc đơn trong ứng dụng tính vận tốc xe máy

Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền .... Xác định công suất cần thiết , số vòng quay sơ bộ hợp lý của động cơ điện và chọn động cơ điện: .... Xác định tỉ số truyền động Ut của toàn bộ

A Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền 2

I Xác định công suất cần thiết , số vòng quay sơ bộ hợp lý của động cơ điện và chọn động cơ điện: 2

II Xác định tỉ số truyền động Ut của toàn bộ hệ thống và phân phối tỷ số truyền cho từng bộ truyền của hệ thống dẫn động , lập bảng công suất , mô men xoắn , số vòng quay trên các trục: 4

B Thiết kế các bộ truyền 6

I Chọn vật liệu: 6

II Xác định ứng suất cho phép: 7

III Tính bộ truyền cấp nhanh 9

IV Tính bộ truyền cấp chậm bộ truyền bánh răng trụ răng ngiêng : 15

B thiết kế bộ truyền ngoài 20

C Thiết kế trục và then 24

i Chọn vật liệu 24

II.Tính thiết kế trục về độ bền 25

III Tính mối ghép then 40

IV Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi 42

II.Tính kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh 45

D ổ lăn 47

I Tính ổ lăn cho trục I 47

II.Tính cho trục 2 50

II Tính cho trục III 54

E Nối trục đàn hồi 57

G.Tính kết cấu vỏ hộp 58

I.Vỏ hộp 58

H Bôi trơn hộp giảm tốc 63

I Các ph-ơng pháp bôi trơn trong và ngoài hộp giảm tốc 63

k- Xác định và chọn các kiểu lắp 64

M- ph-ơng pháp lắp ráp hộp giảm tốc 68

I-Ph-ơng pháp lắp ráp các tiết máy trên trục 68

II- Ph-ơng pháp điều chỉnh sự ăn khớp bộ truyền 68

III.Ph-ơng pháp điều chỉnh khe hở các ổ lăn 68

Tài liệu tham khảo 69

Trong đó: Pct là công suất cần thiết trên trục động cơ(kW)

Ptd là công suất tính toán trên trục máy công tác (kW)

 là hiệu suất truyền động

- Hiệu suất truyền động:  = T

br là hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ

X là hiệu suất của bộ truyền xích

 1 2   

ck ck

lv

t

t t t

2

2 2 1

2 1

tt

t.Pt.P

 P1 = 7 , 2

1000

4 , 0 9000 2 1000

.

(kw) Vì P tỉ lệ bậc nhất với T nên ta có:

6 , 6

-Xác định số vòng quay sơ bộ hợp lý của động cơ điện

+ Tính số vòng quay của trục tang :

nlv =

350.14,3

4,0.1000.60

.1000

D

V t

 = 22(v/p) +Tỉ số truyền của cơ cấu : Ut = Un.Uh

nlv là số vòng quay của trục máy công tác ở đây là trục tang

Ut là tỷ số truyền của toàn bộ hệ thống

+ Thay số :

nsb = 22.60= 1320 (v/p)

chọn ndb = 1500 (v /p)

+ Chọn quy cách động cơ:

- Với những số liệu đã tính đ-ợc kết hợp với yêu cầu mở máy và ph-ơng pháp

lắp đặt động cơ tra bảng ta đ-ợc động cơ với ký hiệu:

4A123M4Y3

Với: Pdc = 11(kw)

1,3 (Vậy điều kiện mở máy đ-ợc bảo đảm)

- Kiểm tra momel quá tải:

T

(Vậy điều kiện quá tải đ-ợc bảo đảm)

II Xác định tỉ số truyền động Ut của toàn bộ hệ thống và phân phối tỷ số truyền

cho từng bộ truyền của hệ thống dẫn động , lập bảng công suất , mô men xoắn ,

Trong đó: ndc là số vòng quay của động cơ

nlv là số vòng quay của trục tang

3 , 66

= 18 Đây là hộp giảm tốc côn- trụ 2 cấp với

Uh = 18

Chọn Kbe= 0,28

ψbd2= 1,2

 

.28,0.28,01

.2,1.25,2

.1

.ψ.25,2

λ

1

2 1

o bd k

k

k k

k k

k

Từ đó ta có :

3  3 

14,1.4,13

λk c k 20 Dựa vào sơ đồ hình 3-21 trang 45 TKCTM tập 1 với

Uh = 18  U1 = 4,5

Mà Uh=U1 U2 với

U1 là tỷ số truyền của cặp bánh răng cấp nhanh

U2 là tỷ số truyền của bộ truyền cấp chậm

5 , 4

10.55,

1

1 6 1

1458

1

1 2

3

3 6

*Trục IV

X 2 3

p.9,55.10

4

4 6

- Với đặc tính của động cơ cùng với yêu cầu bài ra và quan điểm thống nhất

hoá trong thiết kế nên ta chọn vật liệu hai cấp bánh răng nh- nhau Theo bảng 6-1

13  3

.300.5.8 = 16,1.107 => NHE2>NHO2 lÊy KHL2= 1

NHE3 = NHE2= 16,1.107

lim H H

S

K.σ

+Sơ bộ xác định đ-ợc

1,1

1.560

σH 1 509(Mpa)

1,1

1.530

σH 2 481(Mpa)

   

1,1

1.560

σH 3 509(Mpa)

   

1,1

1.530

5.8.300.324.1.60

6 6

lim F F

S

KK.σ

1.414

σ

)(25275

.1

1.441

1.414

σ

)(25275

.1

1.441

ch F

ch F

ch H

ch H

360450

.8,0σ

.8,0σ

464580

.8,0σ

.8,0σ

1260450

.8,2σ

.8,2σ

1624580

.8,2σ

.8,2σ

4 , 2 4

,

2

max

3 , 1 3

III Tính bộ truyền cấp nhanh

1 Chiều dài côn ngoài của bánh côn chủ động đ-ợc xác định theo công thức

3

2 H be be

H 1 2

R e

.u.K.K1

K.T

1u.KR

5 , 4 28 , 0 2

0,73 Thay sè

1

5,41

7,158.21

47,2

5,0

tm te

K

m

2,87(mm) Theo b¶ng 6-8 tËp 1 lÊy trÞ sè tiªu chuÈn

4,59

1 1

Sè r¨ng b¸nh lín

Z2u.Z1  4 , 5 23  103,5

Z

Z

m 4,52 Gãc c«n chia

o

o arctg

Z

Z arctg

53,7747

,1290δ90

δ

47,12

`104

23δ

m H 1 H

M

H  Z Z Zε 2 T K U  1 0 , 85 b d U σ

Theo b¶ng 6-12 trang 106 víi xt = 0 , ZH =1,76

Z: HÖ sè trïng khíp ngang theo (6.59a) ta cã

cos104

123

12,388,1

ε

βcos1

12,388,1

ε

α

2 1 α

3

71,14

ε 0,87

KH là hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc KH KHβ KHα KHv

KH là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời

ν

H H 1 m

1 m H HV

K.K.T.2

d.b

1

m

m 1 m 0

H H

u

1u.d.v.g

δν

Trong đó V :vận tốc dài của bánh răng côn

H:Hệ số kể đến ảnh h-ởng của các sai số ăn khớp

go : Hệ số kể đến ảnh h-ởng của các sai lệch các b-ớc răng bánh 1

πd m1n1

4,53(m/s) Theo bảng 6-13 dùng cấp chính xác 7

5,4

15,4.34,59.53,4.47.006,0

2

34,59.74,44.87,101

Mpa

H

H

6 , 472 σ

5 , 4 34 , 59 74 , 44 85 , 0

1 5 , 4 43 , 1 58000 2 87 , 0 76 , 1 274

1 F F

1 1

F

d.m.b.85,0

Y.Y.Y.K.T

dm1Đ-ờng kính trung bình của bánh chủ động dm1= 59,34(mm)

Ylà hệ số kể đến độ nghiêng của răng , với răng thẳng Y= 1

Hệ số dịch chỉnh x1 = -x2

Tra bảng 6-18 và nội suy ta đ-ợc YF1=3,48 ; YF2 =3,63

KF là hệ số tải trọng khi tính về uốn : KF KFβ KFα KFV

KF hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi

tính về uốn

Tra bảng 6-21 trang 113 K Fβ  1,34

KF là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời

ăn khớp khi tính về uốn với bánh răng thẳng KF = 1

KFV là hệ số kể đến tải trọng động xuát hiện trong vùng ăn khớp

K

α β

ν

F F 1

1 m F FV

K.K.T.2

d.b

1

u

1ud.V.g

F F



δν

Tra bảng 6-15,6-16 đ-ợc :F = 0,016

g0 = 47

Thay số

 

2 5

, 1 1 34 , 1

5 , 1 1

34 , 1 58000 2

34 , 59 74 , 44 29 1

29 5

, 4

1 5 , 4 34 , 59 43 , 4 47 016 , 0 ν

1 ε

Mpa

F

F F

F

F

4,7948

,3

63,3.76

σ

σ

7634

,59.58,2.7,47.85,0

48,3.1.585,0.2.58000

Nh- vậy độ bền uốn đ-ợc đảm bảo

5 Kiểm nghiệm răng về quá tải

Với Kq t=Tmax/T = 1,3 theo 6-48có

, 1 4 , 79

σ σ

) ( 8 , 98 3

, 1 76

σ σ

2 max

2

1 max

1

Mpa K

Mpa K

qt F F

qt F F

F1max<[F1max] = 464(Mpa)

F2max<[F2max] = 360(Mpa)

Nh- vậy răng thỏa mãn điều kiện về quá tải

6 Các thông số và kích th-ớc của bộ truyền bánh răng cấp nhanh

H 2 a

w

.u

K.T.1uk

ψσ

12,1.248500

14.43

- Xác định số răng theo công thức 6-19 tập 1

Z     34  1 

96 , 0 215 2 1

2

2 1

u m

a w

27,5 Lấy tròn Z1 = 27 (răng)

Theo 6-20 Z2 =U2.Z1 = 4.27 = 108(răng)

- Tính lại góc nghiêng  :

215.2

)10827(3

2

)( 1 2

w a

Z Z m

0,942  = 19,60

3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Theo 6-33 tập 1 ta có ứng suất tiếp xúc trên bề mặt làm việc của răng

2 1 w m w

m H 2 H

M H

d.u.b

1u.K.T.2.Z.Z

2sin

cos.2α

β

 với β là góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở b

Với : b : góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở

38 , 18 cos 2

2 1

, 1 1

63 , 1 6

, 19 cos 108

1 27

1 2 , 3 88 , 1 ε

ε

0 α

KH là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng ăn khớp

KHV là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp

K

α β

ν

H H 2

3 w w H HV

K.K.T.2

d.b

1

m

w 0

H H

u

a.v.g.δ

215.21

.2

1

m

w w

V 1,46(m/s)

Theo bảng 6-13 với V=1,46(m/s) chọn cấp chính xác 9

Với cấp chính xác 9 tra bảng 6.14 với V<2,5(m/s)

νH 1,56

   

13,1.12,1.248500

2

86.5,64.56,1.1

14.3,1.248500

2.78,0.68,1.274

Vậy σH    σH nh- vậy điều kiện tiếp xúc đ-ợc thoả mãn

4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Theo 6-43

m.d.b

Y.Y.Y.K.T.2

3 w w

3 F F

2 3

F

β ε

163

,1

2 , 129 6

, 19 cos

108 cos

3 , 32 6

, 19 cos

27 β

cos

3 3

4 4

3 3

3 3

o V

Z Z

Z Z



Tõ sè r¨ng t-¬ng ®-¬ng vµ hÖ sè dÞnh chØnh x=0 tra b¶ng 6-18 ®-îc

6 , 3

78 , 3

ν

F F 2

3 w w F

K.K.T2

d.b

víi

m

w 0

F F

u

aV.g.δ

νF 5,62

37,1.24,1.248500

2

86.5,64.62,5

1,04 Thay sè ta cã c«ng thøc tÝnh KF

KF=1,04.1,24.1,37 = 1,77

Thay vµo 6.43 ta cã

3.5,64.86

78,3.86,0.631,0.17,1.248500

6,3.4,108

3

4 3 4

F

F F F

5 Kiểm nghiệm răng về quá tải

σHmax σH K qt 467 1,3 532,5Mpa σH max=1260(Mpa)

σF3max  σF3.K qt  108 , 4 1 , 3  141  σF3 max  360(Mpa)

σF2max  σF2.K qt  102 , 3 1 , 3  133  σF2 max  464(Mpa)

Do đặc tính tải trọng không phải là tải trọng nặng vận tốc thấp tải thay đổi và

dung động nhẹ do vậy ta chọn xích ống con lăn 1 dãy

II Xác định các thông số của bộ truyền xích

Theo bảng 5.4 trang 80 tập 1 với tỷ số truyền của bộ truyền xích ngoài

UX=U3=3,68 do vậy ta chọn số răng của đĩa nhỏ là Z1=23 (răng), khi đó ta có số răng

của đĩa lớn là Z2=UX.Z1 =3,68 23= 84,64

Vậy ta làm tròn Z2 = 85 (răng)

Để đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mòn thì công suất tính toán Pt < [PcP]

Với Pt: là công suất tính toán

Trong đó : ko:hệ số kể đến ảnh h-ởng của vị trí bộ truyền

ka :hệ số kể đến ảnh h-ởng của khoảng cách trục và

chiều dài xích

kdc : hệ số kể đến ảnh h-ởng của việc điều chỉnh lực

căng xích

kbt: hệ số kể đến ảnh h-ởng của bôi trơn

kd :hệ số tải trọng động kể đến tính chất của tải trọng

kc.:hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền

Bộ truyền nằm ngang => ko= 1

Khoảng cách trục a=30P đến 50P => ka= 1

Vị trí trục đ-ợc điều chỉnh bằng đĩa căng hoặc con lăn xích chọn

Thoả mãn điều kiện bền mòn Pt=12,5 < [P] = 14,7(Kw)

Đồng thời theo bảng 5.8 P < PMax

Z P

a

2 2 1 2

1

4

)(

)(

5,0

Thay số ta có:

9,18664

45,44)2385()8523(5,045,44

9,1866.2

2 1 2

5,0

25,0



Z Z Z

Z X

Z Z X

P a

8523(5,0140[85235,014045,44.25,

Theo bảng 5.9 ta có [i] với P = 44,45 (mm) thì [i] =15 vậy i < [i] thoả mãn điều va đập

III Tính kiểm nghiệm xích về độ bền

Tiến hành kiểm nghiệm theo hệ số an toàn S

45 , 44

 = 326,44(mm)

Đ-ờngkính đĩa lớn d1 =

) sin(

45 , 44

Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc cho phép:

ứng suất tiếp xúc cho phép H trên mặt răng đĩa đ-ợc kiểm nghiệm theo công thức

5.18

d

vd d t R H

k A

E F k F k

.

).

( 47 ,

A : Diện tích hình chiếu của bản lề

10.1,2)

25,92,1.1,5797(444,0.47,0

Nh- vậy dùng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB = 210 sẽ đạt đ-ợc ứng suất tiếp

xúc cho phép [H] = 600 (Mpa) đảm bảo độ bền tiếp xúc cho răng đĩa 1

Răng đĩa 1 thoả mãn điều kiện tiếp xúc do vậy răng đĩa 2 cũng thoã mãn vì bánh lớn

Trục là bộ phận quan trọng trong hộp giảm tốc có tác dụng truyền chuyển động

quay giữa các bánh răng ăn khớp Đồng thời , trục còn tiếp nhận đồng thời cả mômem

uốn và mô men xoắn Mặt khác , theo yêu cầu thiết kế trục còn làm việc trong thời

gian dài ( 7 năm , mỗi năm làm việc 300 ngày , mỗi ngày làm việc 8 giờ)

Do những yêu cầu và đặc điểm trên nên ngoài thiết kế đạt độ chính xác hình

học cao Trục còn phảI đảm bảo về độ cứng vững, độ bền mỏi, độ ổn định dao động

Vì vậy, để đảm bảo yêu cầu làm việc trên , yêu cầu ng-ời thiết kế chọn vật liệu chế

tạo hợp lý , giá thành rẻ , dễ gia công từ đó ta chọn vật liệu chế tạo các trục là thép

0 K

T

Trong đó :

TK :Là mô men xoắn trên trục thứ k

  Là ứng suất xoắn cho phép , đối với thép   =1220(Mpa)

chọn[]=15(Mpa)

15.2,0

580003

d   Lấy d1 = 30(mm)

15.2,0

943200 3

3   mm Lấy d3 = 70 (mm)

2.Xác định lực tác dụng lên các bộ truyền

Bỏ qua ma sát giữa các răng , bỏ qua trọng l-ợng bản thân và các chi tiết lắp

trên trục thì lực tác dụng lên bộ truyền gồm 3 lực

Lực vòng Ftcó ph-ơng tiếp tuyến với vòng lăn

Lực h-ớng tâm FR có ph-ơng h-ớng kính ,chiều h-ớng về tâm mỗi bánh

Lực h-ớng trục Fa có ph-ơng song song với trục ,chiều h-ớng vào bề mặt làm

việc của răng

Ph-ơng chiều của các lực đ-ợc xác định nh- trên sơ đồ hình I :

2

2

t m

tg tg

F

F

N F

tg tg

F

F

r t

a

a t

r

6 , 153 47

, 12 sin 20 83 , 1954 sin

.

7 , 694 47

, 12 cos 20 83 , 1954 cos

.

2 0 0

1 1

1

2 0 0

1 1

Lực do khớp nối gây ra: Fr = 0,25.Ft = 0,25.2.T1/ Dt

Dt tra bảng 16-10a trang 68 tập 2 với T1 = 58000(Nmm) ta có Dt = 71(mm)

2

2

t w

F d

21

4651cos

r tw

III Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực

Chiều dài trục cũng nh- khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực phụ

thuộc vào sơ đồ động , chiều dài may ơ của các chi tiết quay , chiều rộng ổ , khe hở

Tra bảng 10.3 trang 189 ta chọn chỗ khoảng cách k1,k2, k3 ,kn

Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết đến thành trong của hộp k1= 12(mm)

Khoảng cách từ mặt cạnh của ổ đến thành trong của hộp k2= 5(mm)

Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết đến lắp ổ k3= 15(mm)

- Chiều rộng may ơ ở nửa khớp nối , ở đây là nối trục vòng đàn hồi nên

k b l

l

l

mm k

b l

l

l

mm k

k b l

l

m

m

m m

5 , 190 23

5 2 12 3 525 , 58 63

2 3

6 , 108 12

53 , 77 cos 7 , 47 63 5 , 0 60 δ

cos

5

,

0

60 5

12 23 63 5 , 0

5

,

0

2 1 02 23 22

21

0 1

2 23

22 22

23

2 1 02 22

FY33 = Fr3 FX3=Ft3

5 Tính momel uấn tổng MJ và momel t-ơng đ-ơng Mtd tại tiết diện

lắp các chi tiết từ đó xác định đ-ờng kính chính xác của từng đoạn

1,0

 σ là ứng suất cho phép của thép chế tạo trục tra bảng 10-5 và nội suy ta có

Với trục I có d1=30 ta có  σ = 63(Mpa)

Với trục II có d2=45 ta có  σ = 53(Mpa)

Với trục III có d3=70 ta có  σ = 49(Mpa)

Trục I

Thay trị số momel từ biểu đồ momel ta có:

- Tại tiết diện 0 lắp ổ lăn

75 0

29616  = 58310(Nmm)

=> 3 

63.1,0

58310

o

d 21(mm) Vì đoạn trục này lắp với ổ lăn lên theo tiêu chuẩn d0= 30(mm)

- Tại tiết diện 1 lắp ổ lăn

24761  = 86129,2(Nmm)

58000

75.02,

=>  3 

63 1 , 0

7 , 99705

d 25,1(mm)

Vì đoạn trục này lắp với ổ lăn lên theo tiêu chuẩn d1= 30(mm)

- Tại tiết diện 2 lắp nối trục đàn hồi

75.0

=> 2 3 

63.1,0

5,50229

d 19,98(mm) Vì đoạn trục này lắp nối trục đàn hồi lên theo tiêu chuẩn d2= 25(mm)

- Tại tiết diện 3 lắp bánh răng côn

4557  = 4557,8(Nmm)

58000

75.08,

=> 3 

3

63.1,0

8,50435

d 20(mm) Vì đoạn trục này lắp nối bánh răng côn theo tiêu chuẩn d3= 25(mm)

=> 3 

2

53.1,0

351850

d 40,5(mm) V× ®o¹n trôc nµy l¾p nèi b¸nh r¨ng c«n theo tiªu chuÈn d2= 45(mm)

- T¹i tiÕt diÖn 3 l¾p b¸nh r¨ng c«n

75.0

=> 3 

3

53.1,0

440278

d 43,6(mm) V× ®o¹n trôc nµy l¾p nèi b¸nh r¨ng c«n theo tiªu chuÈn d3= 45(mm)

75 0

640003  = 1037701(Nmm)

=> 3 

49.1,0

1037701

o

d 59,6(mm) V× ®o¹n trôc nµy l¾p víi æ l¨n lªn theo tiªu chuÈn d0= 65(mm)

- T¹i tiÕt diÖn 1 l¾p æ l¨n