Chi tiết máy - chương 1

Chia sẻ: Tran Duyet | Ngày: | Loại File: DOC | Số trang:37

0
84
lượt xem
36
download

Chi tiết máy - chương 1

Mô tả tài liệu
  Download Vui lòng tải xuống để xem tài liệu đầy đủ

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.

Chủ đề:
Lưu

Nội dung Text: Chi tiết máy - chương 1

  1. ĐAMH Chi Tiết Máy Đề số 5 – Phương án số 1                             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 Phạm Văn Minh 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. Hữu Tâm Chương 1 : Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền 1.1Chọn động cơ : 1.1.1 Công suất cần thiết : Pt Pct = ηht Trong đó : − Pt = 6 KW : Công suất trên trục băng tải. 4 3 − ηht = ηk .ηol .ηbr .ηx :Hiệu suất của hệ thống truyền động.  ηk = 1 :Hiệu suất truyền động của khớp nối.  ηol = 0,99 :Hiệu suất truyền động của cặp ổ lăn.  ηbr = 0,97 :Hiệu suất truyền động của cặp bánh răng.  η x = 0,93 :Hiệu suất truyền động của xích. GVHD : Thầy Phạm Văn Minh Trang 1
  2. ĐAMH Chi Tiết Máy Đề số 5 – Phương án số 1 ηht = 1.0,994.0,973.0,93 = 0,815 6 Vậy Pct = = 7,359 KW 0,815 1.1.2 Số vòng quay đồng bộ của động cơ : 60.f n db = p − f =50 Hz :Tầng số dòng điện xoay chiều của mạng điện nước ta . − p=2 : Số đầu cực 60.50 Vậy ndb = 2 1.1.3 Chọn động cơ : Theo bảng P1.3 [p1.3,(1)] Kiểu động cơ Công Vận tốc η % TMax TK suất KW quay v/ph Tdn Tdn 4A132S4Y3 7,5 1455 87,5 2,2 2,0 1.1.4 Kiểm tra động cơ đã chọn : a. Kiểm tra điều kiện mở máy : khi mở máy mômen tải không được vượt quá mômen khởi động của động cơ nếu không động cơ sẽ không chạy. Thật vậy : Tmm TK < T Tdn Trong đó Tmm = Tqt=1,4 T TK = 2, 0 (Bảng động cơ đã chọn) Tdn b. Kiểm tra điều kiện làm việc :Mômen quá tải lớn nhất của động cơ không vượt qua mômen cho phép của động cơ. Nghĩa là : TMaxqtdc T Tdc ; Tdc =η ht.2, 2.T Mômen cua động cơ : 9550.Pdc 9550.7,5 T= = = 49, 23 Nm n dc 1455 � Tdc = 0,815.2, 2.49, 23 = 88, 27 Nm Mômen quá tải lớn nhất của động cơ : 9550.Pt 9550.6 TMaxqtdc = K qt .Tcan = K qt . = 1, 4. = 67, 65 Nm n dc .ηht 1455.0,815 Vậy : TMaxqtdc T Tdc GVHD : Thầy Phạm Văn Minh Trang 2
  3. ĐAMH Chi Tiết Máy Đề số 5 – Phương án số 1 1.2Phân phối tỷ số truyền : Tỷ số truyền của hệ thống truyền động : ndc 1455 iht = = =9 27,98 28 nt 52 Mà iht = ix .ihs .ik Chọn ix=2,5 :Tỷ số truyền của xích. ik=1 tỷ số truyền của khớp nối. iht 28 � ihs = = = 11, 2 ix .ik 2,5.1 ihs = ibn .ibt ibn : Tỷ số truyền của bánh răng nghiêng. ibt : Tỷ số truyền của bánh răng thẳng. Để dễ dàng cho việc bôi trơi các bánh răng trong hộp số. Chọn ibn=(1,2 – 1,3 )ibt � ibn = 3; ibt = 3, 73 1.3Xác định các thông số và lực tác dụng : 1.3.1 Tính toán tốc độ quay của trục : − Trục động cơ : ndc = 1455 (v/ph) n 1455 − Trục I : nI = dc = = 1455 (v/ph) ik 1 nI 1455 − Trục II : nII = = = 390 (v/ph) ibn 3, 73 nII 390 − Trục III : nIII = = = 130 (v/ph) ibt 3 − nIII 130 − Trục IV : nIV = = = 52 (v/ph) ix 2,5 1.3.2 Công suất trên trục : − Công suất danh nghĩa trên trục động cơ : GVHD : Thầy Phạm Văn Minh Trang 3
  4. ĐAMH Chi Tiết Máy Đề số 5 – Phương án số 1 P = Pct = 7,359 ( KW ) − Công suất danh nghĩa trên trục I : PI = Pct .η k .ηol = 7,359.1.0,99 = 7, 285 ( KW ) − Công suất danh nghĩa trên trục II : PII = PI .ηbr .ηol = 7, 285.0,97 2.0,99 = 6, 786 ( KW ) 2 − Công suất danh nghĩa trên trục III : PIII = PII .ηbr .ηol = 6, 786.0,97 .0,99 = 6,516 ( KW ) − Công suất danh nghĩa trên trục IV : PIV = PIII .η x .ηol = 6,516.0,93.0,99 = 6 ( KW ) 1.3.3 Mômen xoắn trên các trục : 9550.Pct 9550.7,359 − Trục động cơ : Tdc = = = 48,3 (Nm) ndc 1455 9550.PI 9550.7, 285 − Trục I : TI = = = 47,82 (Nm) nI 1455 9550.PII 9550.6, 786 − Trục II : TII = = = 166,17 (Nm) nII 390 9550.PIII 9550.6,516 − Trục III: TIII = = = 478, 68 (Nm) nIII 130 9550.PIV 9550.6 − Trục IV : TIV = = = 1101,92 (Nm) nIV 52 1.3.4 Bảng số liệu động học : Tốc độ quay Công suất Mômen xoắn Trục Tỷ số truyền (v/ph) (KW) (Nm) Động cơ 1455 7,359 48,30 1 Trục I 1455 7,285 47,82 3,73 Trục II 390 6,786 166,17 3 Trục IIII 130 6,516 478,68 2,5 Trục IV 52 6 1101,92 Chương 2 :  Tính toán thiết kế    các bộ truyền GVHD : Thầy Phạm Văn Minh Trang 4
  5. ĐAMH Chi Tiết Máy Đề số 5 – Phương án số 1 2.1 Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh :( Bánh răng nghiêng ) 2.1.1 Chọn vật liệu : Từ các thông số tính được ở chương I. Ta thấy bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc chịu tải trọng trung bình. Do đó ta chọn thép thường hoá để chế tạo bánh răng. Để có thể chạy mòn tốt , lấy độ rắn của bánh răng nhỏ lớn hơn độ rắn của bánh răn lớn khoảng 25 – 50HB. Vật liệu chọn theo bảng (3 – 8 )Cơ tính của một số loại thép [B(3-8),(2)] Bánh răng nhỏ : Chọn thép 45 thường hoá.Đường kính phôi dưới 100mm, phôi rèn. − Giới hạn bền kéo : δ bk = 600 ( N/mm2 ) − Giới hạn bền chảy : δ ch = 300 ( N/mm2 ) − Độ rắn : HB1=200 HB b. Bánh răng lớn : Chọn thép 35 thường hoá.Đường kính phôi (100 – 300 )mm, phôi rèn. − Giới hạn bền kéo : δ bk = 480 ( N/mm2 ) − Giới hạn bền chảy : δ ch = 240 ( N/mm2 ) − Độ rắn : HB1=170 HB 2.1.2 Định ứng suất cho phép : a. Ứng suất tiếp xúc cho phép : − Số chu kỳ làm việc của bánh răng lớn : N 2 = 60.u.nII .T = 60.1.390.(1.300.2.8) = 112,32.106 Trong đó : u=1 :Số lần ăn khớp của một răng khi bánh răng quay một vòng. nII :Số vòng quay trong một phút của bánh răng lớn. T :Tổng thời gian làm việc. − Số chu kỳ làm việc của bánh răng nhỏ : N1 = ibn .N 2 = 3, 73.112,32.106 = 418,95.106 Vì N1,N2 đều lớn hơn số chu kỳ sơ sở của đường cong mõi tiếp xúc và đường cong uốn nên khi tính ứng suất cho phép của bánh răng nhỏ và bánh răng lớn lấy KN = KN = 1 ' '' Chọn [ δ ] N 0tx =2,6 theo bảng 3 – 9 (Trang 43 – Sách Thiết kế chi tiết máy – NXB Giáo Dục ) − Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh răng nhỏ : [ δ tx1 ] = [ δ ] N 0tx .HB1.K N = 2, 6.200 = 520 ( N/mm2 ) ' − Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh răng lớn : [ δ tx 2 ] = [ δ ] N 0tx .HB2 .K N = 2, 6.170 = 442 ( N/mm2 ) ' b. Ứng suất uốn cho phép : GVHD : Thầy Phạm Văn Minh Trang 5
  6. ĐAMH Chi Tiết Máy Đề số 5 – Phương án số 1 δ 0 .K N [ 1,5 − 1, 6] .δ − t .K N '' '' Vì răng làm việc 1 mặt nên : [δ ]u = = n.kδ n.kδ Trong đó : Vì thép thường hoá, phôi rèn nên chọn : Hệ số an toàn n = 1,5 . Hệ số tập trung ứng suất ở chân răng kδ = 1,8 Giới hạn mỏi của thép 45 : δ − t 45 = 0, 43.600 = 258 ( N/mm2 ) Giới hạn mỏi của thép 35 : δ − t 35 = 0, 43.480 = 206, 4 ( N/mm2 ) − Ứng suất cho phép của bánh nhỏ : 1,5.258.1 [ δ ] u1 = = 143,33 ( N/mm2 ) 1,5.1,8 − Ứng suất cho phép của bánh lớn : 1,5.206, 4.1 [ δ ] u2 = = 114, 67 ( N/mm2 ) 1,5.1,8 2.1.3 Sơ bộ chọn hệ số tải trọng : K=1,3 2.1.4 Chọn hệ số chiều rộng bánh răng : b Do bộ truyền chịu tải trung bình nên chọn ψ A = = 0,3 A 2.1.5 Khoảng cách trục A : 2 � 05.106 � K .PI ' 1, A � ibn + 1) 3 � ( �δ ] .i �ψ .θ ' .n [ � � tx 2 bn � A Trong đó : ibn :tỷ số truyền động của bánh răng nghiêng K :Hệ số tải trọng PI’ :Công suất của bộ truyền (Trục I) Do bộ truyền phân đôi cấp nhanh gồm 2 cặp bánh răng nghiêng. Nên khi tính toán chỉ cần tính một cặp bánh răng, Với PI' = k .PI = 1,1.PI =1,1.7,285 P 4 KW [ δ tx 2 ] :Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn. ψ A = 0,3 :hệ số chiều rộng bánh răng. θ ' =1,25 :hệ số phản ánh sự tăng tính tải theo sức bền tiếp xúc của bánh răng nghiêng so với bánh răng thẳng. n = nII :Số vòng quay của bánh bị dẫn (bánh lớn) Vậy 2 � 05.106 � 1,3.4 1, A � 73 + 1) 3 � (3, � = 115,134 (mm) �442.3, 73 �0,3.1, 25.290 2.1.6 Vận tốc vòng và cấp chính xác chế tạo bánh răng : GVHD : Thầy Phạm Văn Minh Trang 6
  7. ĐAMH Chi Tiết Máy Đề số 5 – Phương án số 1 2π .A.n I 2π .115,134.1455 Vận tốc vòng : V= = = 3, 7 (m/s) 60.1000. ( i bn + 1) 60.1000. ( 3, 73 + 1) Với v < 5m/s Theo bảng 3 – 11 . Chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng là cấp 9. 2.1.7 Định chính xác hệ số tải trọng K : K = K tt .K d Ktt :hệ số tập trung tải trọng. Do tải trọng hầu như không đổi và độ rắn của bánh răng HB
  8. ĐAMH Chi Tiết Máy Đề số 5 – Phương án số 1 − Số răng tương đương bánh nhỏ : Z1 25 Z td 1 = = =8 25,87 26 (Cosβ ) ( 0,983) 2 2 − Số răng tương đương bánh lớn : Z2 93 Z td 2 = = =8 24 96 96, (Cosβ ) ( 0,983) 2 2 − Theo bảng 3 – 12 ta có: Hệ số dạng răng của bánh nhỏ :y1=0,4334 Hệ số dạng răng của bánh lớn : y2=0,5158 − Kiểm nghiệm ứng suất uốn tại chân răng bánh nhỏ : 19,1.106.K .P δ u1 = y.mn .Z1.nI .b.θ '' 2 θ '' = 1,5 hệ số phản ánh sự tăng khả năng tải khi tính theo sức bền uốn của bánh răng nghiếng so với bánh răng thẳng. 19,1.106.1, 4.4 δ u1 = = 31, 41 (N/mm2) 0, 4334.22.25.1455.36.1,5 δ u1 = 31, 41 < [ δ ] u1 = 143,33 = Thoả điều kiện − Kiểm nghiệm ứng suất uốn tại chân răng bánh lớn : y1 0, 4334 δ u 2 = δ u1 . = 31, 41. = 26,39 (N/mm2) y2 0,5158 δ u1 = 26,39 < [ δ ] u1 = 114, 67 = Thoả điều kiện 2.1.10 Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền : − Mônmen pháp :mn = 2mm − Số răng Z1=25 ; Z2=93 − Góc ăn khớp α =200 − Góc nghiêng β = 100 47 ' − Đường kính vòng chia (vòng lăn ) m .Z 2.25 d1 = n 1 = = 50,85mm Cosβ 0,983 m .Z 2.93 d1 = n 2 = = 1889,15mm Cosβ 0,983 − Đường kính trục A=120 mm − Chiều rộng bánh răng b =36 mm − Đường kính vòng đỉnh răng De1 = d1 + 2.mn = 50,85 + 2.2 = 54,85mm De 2 = d 2 + 2.mn = 189,15 + 2.2 = 193,15mm − Đường kính vòng châ răng Di1 = d1 + 2,5.mn = 50,85 + 2,5.2 = 55,85mm Di 2 = d 2 + 2.mn = 189,15 + 2,5.2 = 194,15mm 2.1.11 Tính toàn lực tác dụng lên trục : GVHD : Thầy Phạm Văn Minh Trang 8
  9. ĐAMH Chi Tiết Máy Đề số 5 – Phương án số 1 − Lực vòng : 2.9,55.106.PI 1 2.9,55.106.4 P= = = 1032 N d1.n1 50,85.1455 − Lực hướng tâm : P.tgα 1032.0,364 Pr = = = 382 N Cosβ 0,983 − Lực dọc trục trên một cặp bánh răng nghiêng : Pa = P.tg β = 1032.0,1849 = 190,81N 2.2 Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm:( Bánh răng trụ thẳng) 2.2.1 Chọn vật liệu : Vật liệu chọn theo bảng (3 – 8 )Cơ tính của một số loại thép [B(3 - 8) , (2)] Bánh răng nhỏ : Chọn thép 45 thường hoá.Đường kính phôi trong khoảng 100 – 3mm, phôi rèn. − Giới hạn bền kéo : δ bk = 580 ( N/mm2 ) − Giới hạn bền chảy : δ ch = 290 ( N/mm2 ) − Độ rắn : HB1=190 HB Bánh răng lớn : Chọn thép 35 thường hoá.Đường kính phôi (300 - 500 )mm, phôi rèn. − Giới hạn bền kéo : δ bk = 480 ( N/mm2 ) − Giới hạn bền chảy : δ ch = 240 ( N/mm2 ) − Độ rắn : HB1=170 HB 2.2.2 Định ứng suất cho phép : a. Ứng suất tiếp xúc cho phép : − Số chu kỳ làm việc của bánh răng lớn : N 2 = 60.u.nII .T = 60.1.130.(1.300.2.8) = 37, 44.106 − Số chu kỳ làm việc của bánh răng nhỏ : N1 = ibt .N 2 = 3.37, 44.106 = 112,32.106 Vì N1,N2 đều lớn hơn số chu kỳ sơ sở của đường cong mõi tiếp xúc và đường cong uốn nên khi tính ứng suất cho phép của bánh răng nhỏ và bánh răng lớn lấy KN = KN = 1 ' '' Chọn [ δ ] N 0tx =2,6 theo bảng 3 – 9 (Trang 43 – Sách Thiết kế chi tiết máy – NXB Giáo Dục ) − Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh răng nhỏ : [ δ tx1 ] = [ δ ] N 0tx .HB1 = 2, 6.190 = 494 ( N/mm2 ) − Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh răng lớn : [ δ tx 2 ] = [ δ ] N 0tx .HB2 = 2, 6.170 = 442 ( N/mm2 ) b. Ứng suất uốn cho phép : Vì răng làm việc 1 mặt nên : GVHD : Thầy Phạm Văn Minh Trang 9
  10. ĐAMH Chi Tiết Máy Đề số 5 – Phương án số 1 δ 0 .K N [ 1,5 − 1, 6] .δ − t .K N '' '' [δ ]u = = n.kδ n.kδ Vì thép thường hoá, phôi rèn nên chọn : Hệ số an toàn n = 1,5 . Hệ số tập trung ứng suất ở chân răng kδ = 1,8 Giới hạn mỏi của thép 45 : δ − t 45 = 0, 43.580 = 249, 4 ( N/mm2 ) Giới hạn mỏi của thép 35 : δ − t 35 = 0, 43.480 = 206, 4 ( N/mm2 ) − Ứng suất cho phép của bánh nhỏ : 1,5.249, 4 [ δ ] u1 = = 138,556 ( N/mm2 ) 1,5.1,8 − Ứng suất cho phép của bánh lớn : 1,5.206, 4 [ δ ] u2 = = 114, 67 ( N/mm2 ) 1,5.1,8 2.2.3 Sơ bộ chọn hệ số tải trọng : K=1,3 2.2.4 Chọn hệ số chiều rộng bánh răng : b Do bộ truyền chịu tải trung bình nên chọn ψ A = = 0, 4 A 2.2.5 Khoảng cách trục A : 2 � 05.106 �K .PII 1, A � ibt + 1) 3 � ( �δ ] .i �ψ .n [ � � tx 2 bt � A n = nIII :Số vòng quay của bánh bị dẫn (bánh lớn) Vậy 2 � 05.106 �1,3.6, 786 1, A � + 1) 3 � (3 � = 197,346 (mm) � 416.3 �0, 4.1.130 2.2.6 Vận tốc vòng và cấp chính xác chế tạo bánh răng : Vận tốc vòng : 2π .A.n II 2π .197,34.390 V= = = 2, 015 (m/s) 60.1000. ( i bt + 1) 60.1000. ( 3 + 1) Với v < 5m/s Theo bảng 3 – 11 [B(3-11),(2)]. Chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng là cấp 9. 2.2.7 Định chính xác hệ số tải trọng K : K = K tt .K d Ktt :hệ số tập trung tải trọng. Do tải trọng hầu như không đổi và độ rắn của bánh răng HB
  11. ĐAMH Chi Tiết Máy Đề số 5 – Phương án số 1 Do đó : K=1.1,45 =1,45 Vì có sự chênh lệch nhiều so với dự đoán nên phải tính lại khoảng cách trục A : 1, 45 A = 197,346. 3 = 204, 66 ( mm ) 1,3 2.2.8 Xác định môdun, số răng, góc nghiêng của răng và bề rộng bánh răng pháp : − Môdun được chọn theo khoảng cách trục A. mn = (0, 01 − 0, 02). A = (0, 01 − 0, 02).204, 66 = 2, 0466 − 4, 0932 (mm) Theo tiêu chuẩn (bảng 3 – 1 ) [B(3-1),(2)]..Chọn mn = 3 mm. Số răng trên bánh nhỏ : 2. A 2.204, 66 Z1 = = =1 34,11 34 mn . ( ibt + 1) 3 +1 Số răng trên bánh lớn : Z 2 = ibt .Z1 = 3.34 = 102 − Chiều rộng răng. b = ψ A . A = 0, 4.204, 66 =m 81,86 82mm 2.2.9 Kiểm nghiệm sức uốn của răng : − Theo bảng 3 – 12 [B(3-12),(2)].ta có: Hệ số dạng răng của bánh nhỏ :y1=0,461334 Hệ số dạng răng của bánh lớn : y2=0,517158 − Kiểm nghiệm ứng suất uốn tại chân răng bánh nhỏ : 19,1.106.K .P 19,1.106.1, 45.6, 786 δ u1 = 2 = 2 = 41, 66 (N/mm2) y.mn .Z1.nI .b 0, 461.3 .34.390.82 δ u1 = 41, 66 < [ δ ] u1 = 138,556 = Thoả điều kiện − Kiểm nghiệm ứng suất uốn tại chân răng bánh lớn : y1 0, 461 δ u 2 = δ u1 . = 41, 66. = 37,15 (N/mm2) y2 0,517 δ u1 = 37,15 < [ δ ] u1 = 114, 67 = Thoả điều kiện 2.2.10 Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền : − Mônmen pháp :mn = 3 mm − Số răng Z1=34 ; Z2=102 − Góc ăn khớp α =200 − Đường kính vòng chia (vòng lăn ) d1 = mn .Z1 = 3.34 = 102mm d1 = mn .Z 2 = 3.102 = 306mm d + d 2 102 + 306 − Đường kính trục : A= 1 = = 204 mm 2 2 − Chiều rộng bánh răng b =82 mm GVHD : Thầy Phạm Văn Minh Trang 11
  12. ĐAMH Chi Tiết Máy Đề số 5 – Phương án số 1 − Đường kính vòng đỉnh răng De1 = d1 + 2.mn = 102 + 2.3 = 108mm De 2 = d 2 + 2.mn = 306 + 2.3 = 312mm − Đường kính vòng chia răng Di1 = d1 − 2,5.mn = 108 + 2,5.3 = 100,5mm Di 2 = d 2 − 2.mn = 306 + 2,5.3 = 313,5mm 2.2.11 Tính toàn lực tác dụng lên trục : − Lực vòng : 2.9,55.106.PII 2.9,55.106.6, 786 P= = = 3258, 235 N d1.nII 102.390 − Lực hướng tâm : Pr = P.tgα = 3258, 235.0,364 = 1186 N 2.3 Thiết kế bộ truyền động xích 2.3.1 Chọn loại xích :Chọn xích ống con lăn gọi tắt là xích con lăn. Giống xích ống nhưng ở ngoài ống có lắp thêm con lăn, nhờ đó có thể giảm ma sát trượt giữa ống và răng đĩa xích bằng ma sát lăn giữa con lăn và răng đĩa. 2.3.2Chọn số răng của đĩa xích : Số răng đĩa xích càng ít, đĩa bị động quay càng bị mòn nhanh, va đập của mắt xích vào răng đĩa càng tăng và xích làm việc càng ồn. Vì vậy khi thiết kế cần đảm bảo số răng nhỏ nhất của đĩa xích. Theo bảng ( 6 - 3 ) [B(6-3),(2)]. Với ix = 2,5 Chọn số răng đĩa xích nhỏ Z1 = 26 Số răng đĩa xích lớn Z2 = ix.Z1 = 2,5.26 = 65 Đối với xích ống con lăn Zmax = 120 Vậy Z2 < Zmax 2.3.3Xác định bước xích p : Bước xích p được xát định từ chỉ tiêu về độ bền mòn của bản lề. Hệ số điều kiện sử dụng k = k d .k A .k.0 k dc .k b .k c Trong đó : kd = 1: hệ số xét đến tính chất của tải trọng ngoài ( va đập nhẹ ). kA = 1 : hệ số xét đến chiều dài xích ( Chọn A = 40 ). k0 = 1 : hệ số xét đến cách bố trí bộ truyền ( đường nối hai tâm đĩa xích làm với đường nằm ngang một góc nhhỏ hơn 600 ). kdc = 1 : hệ số xét đến khả năng điều chỉnh lực căng xích ( điều chỉnh 1 trong 2 đĩa xích ). Kb = 1,5 : hệ số xét đến điều kiện bôi trơn ( bôi trơn định kỳ ). kc = 1,25 : hệ số xét đến chế độ làm việc của bộ truyền (làm việc 2 ca ). Như vậy k = 1,5 . 1,25 =1,875 GVHD : Thầy Phạm Văn Minh Trang 12
  13. ĐAMH Chi Tiết Máy Đề số 5 – Phương án số 1 Công suất tính toán của bộ truyền. Pt = PIII .k.k z .k n t [ P ] Trong đó PIII = 6,516 ( KW) k = 1,875 Z 25 25 k z = 01 = = = 0,962 Z Z 26 1 1 n 130 k n = III = = 2,5 nIV 52 Như vậy Pt = 6,516.1,875.0,962.2,5=29,38 Theo bảng ( 5 – 5 ) [B(5-5),(2)]. Với nIII = 130 ( vòng/phút) chọn bộ truyền xích 1 dãy. Dùng phương pháp nội suy tìm được p = 44,45 mm thoã mãn điều kiện ăn mòn Pt = 29,38 < [ P ] = 30,167 Để hạn chế ảnh hưởng có hại của va đập đối với bộ truyền bước xích p tìm được phải nhỏ hơn pmax . Theo bảng ( 5 – 8 ) [B(5-8),(2)]. Với nIII = 130 ( vòng/phút) tìm được pmax = 50,8 mm Vậy p < pmax Kiểm tra số vòng quay của đĩa xích nhỏ phải nhỏ hơn số vòng quay giới hạn. Theo bảng (6 – 5 ) [TL], với Z1 = 26 và p= 44,45 mm thì ngh = 450 Vậy nIII = 130 < ngh = 450 Kiểm tra số dãy xích theo điều kiện : p 29,38 x =p t = = 0,974 [ p] 30,167 2.3.4Khoảng cách trục và số mắt xích : Khoảng cách trục A = 40.p = 40.44,45 = 1778 mm Số mắt xích 2 p X= 2.A p ( ) ( + 0,5. Z + Z + Z - Z . 1 2 2 1 4π 2A ) 2.1778 2 44, 45 = + 0,5. ( 26 + 65 ) + ( 65 - 26 ) . = 126, 46 44, 45 4π 21778 Lấy số mắt xích X = 126 Tính lại khoảng cách trục A � � ( Z 2 − Z1 ) �� 2. 2 A = 0, 25. p. � − 0,5 ( Z1 + Z 2 ) + � − 0,5 ( Z1 + Z 2 ) �− � 2 X X � � �� � � π �� � � GVHD : Thầy Phạm Văn Minh Trang 13
  14. ĐAMH Chi Tiết Máy Đề số 5 – Phương án số 1 � 2� � − 0,5 ( 26 + 65 ) + � − 0,5 ( 26 + 65 ) �− � ( 65 − 26 ) �� = 0, 25.44, 45. 126 126 2 2. � � � � π �� � � �� = 1767,58mm Để xích không chịu lực căng quá lớn, khoảng cách trục A được giảm bớt một lượng VA VA = 0, 003.A = 0, 003.1767,58 = 5,3mm Do đó A = 1762,28 mm Số lần xích va đập trong một giây Z1.nIII 26.130 u= = = 1, 788 15. X 15.126 Theo bảng ( 5 – 9 ) [B(5 - 9),(2)]..Số lần va đập cho phép [u] = 15 Vậy u < [u] 2.3.5Kiểm nghiệm độ bền xích : Q S= K d .Ft + F0 + FV Theo bảng ( 5 – 2 ) [B(5-2),(2)]. Với p = 44,45 thì Q = 172,4 kN=172400 N Khối lượng 1mét xích q = 7,5 kg. Kd = 1,2 hệ số tải trọng động ứng với chế độ làm việc trung bình. 1000.PIII Lực vòng Ft = V Mà Z1. p.n1 26.44, 45.130 V= = = 2,5m / s 6.104 6.104 1000.6,516 Nên Ft = = 2606, 4 N 2,5 Lực căng do ly tâm sinh ra : FV = q.V 2 = 7,5.2,52 = 46,875 N Lực căng do trọng lượng nhánh xích động sinh ra: F0 = 9,81.K f .q. A = 9,81.4.7,5.1, 7675 = 520, 2 N Với Ff = 4 hệ số phụ thuộc độ võng f của đĩa xích ( bộ truyền nghiên 1 góc < 400 ) 172, 4.103 Như vậy S= = 46, 66 1, 2.2606, 4 + 520, 2 + 46,875 Theo bảng ( 10 – 5) [TL] với xích ống con lăn nIII = 130 (vòng/phút) và p = 44,45 Chọn [S] = 8,13 Như S > [S] Bộ truyền xích đũ bền. 2.3.6 Vòng chia của đĩa xích : GVHD : Thầy Phạm Văn Minh Trang 14
  15. ĐAMH Chi Tiết Máy Đề số 5 – Phương án số 1 Đường kính vòng chia đĩa dẫn. p 44, 45 d c1 = = = 369mm 180 � � 180 � � sin � � sin � � 26 � � 26 � � Đường kính vòng chia đĩa bị dẫn. p 44, 45 dc2 = = = 920mm 180 � � 180 � � sin � � sin � � 65 � � 65 � � 2.3.7Lực tác dụng lên trục : 6.107.K X .PIII 6.107.1, 05.6,516 Fr = = = 2732 N Z1. p.nIII 26.44, 45.130 Với KX = 1,05 bộ truyền nghiêng một góc nhỏ hơn 400. Chương 3 : Tính toán thiết kế trục 3.1Chọn vật liệu : Do hộp giảm tốc chịu tải trung bình nên chọn vật liệu chế tạo trục là thép C45 thường hoá với các thông số: σ b = 600 N / mm 2 σ ch = 300 N / mm 2 HB = 170 3.2Xác định sơ bộ đường kính trục : P d = C.3 n Vật liệu trục là thép C45 nên chọn C = 110 Đường kính sơ bộ trục I 7, 218 d1 = 110.3 = 19mm chọn d1 = 20 1455 Đường kính sơ bộ trục II 6,786 d 2 = 110.3 = 29mm chọn d2 = 30 390 Đường kính sơ bộ trục III 6,516 d 3 = 110.3 = 40,5mm chọn d3 = 40 130 Chọn d2 = 30 mm và dựa vào bảng () [TL1] tìm được B = 19 mm. 3.3Tính toán sơ bộ chiều dài trục : GVHD : Thầy Phạm Văn Minh Trang 15
  16. ĐAMH Chi Tiết Máy Đề số 5 – Phương án số 1 Chiều dài mayor bánh răng . Trục I : lm12 = lm13 = (1,2 – 1,5 ).d1 = (1,2 – 1,5 ).26 = (31 – 39 ) Chọn lm12 = lm13 = 38 mm Trục II : lm12 = lm13 = (1,2 – 1,5 ).d2 = (1,2 – 1,5 ).34 = (40 – 51 ) Chọn lm12 = lm13 = 42 mm lm23 = lm32 = bw2 = 80 mm Trục III : lm33 = (1,2 – 1,4 ).d3 = (1,2 – 1,4 ).40 = (48 – 56 ) Chọn lm33 = 52 mm Chiều dài đoạn khớp nối động cơ. lm14 = (1,4 – 2,5 ).d1 = (1,4 – 2,5 ).20 = (28 – 50 ) Chọn lm14 =40 mm lC14 = 0,5 (lm14 + B ) + k3 + hn = 0,5 (40 + 19 ) + 15 + 18 =62,5mm Chiều dài mayor đĩa xích LC = 0,5 (lm33 + B ) + k3 + hn = 0,5 (52 +19 ) + 15 + 18 =68,5 mm Khoảng cách giữa các gối đỡ. l12 = l22= 0,5.( lm22 + B ) + k1 + k2 = 0,5.( 40 +19 ) + 10 + 8 = 47,5 mm l23 = l22+ 0,5.( lm22 + lm23 ) + k1 = 47,5+ 0,5.( 40 + 80 ) +10 = 117,5 mm l24 = l13= l23+ 0,5.( lm24 + lm23 ) + k1 = 117,5+ 0,5.( 40+ 80 ) + 10 = 187,5 mm l21= l11 = l24 + 0,5.( lm24 + lm23 ) + k1 = 187,5 + 0,5.( 40 + 80 ) + 10 = 235 mm l32 = l23 = 117,5 mm l31 = l1 = 235 mm 3.4Tải trọng tác dụng lên trục : 3.4.1 Trục I : Gồm lực xoáy của động cơ và lực do bánh răng truyền động. Lực vòng: Ft11 = Ft12 = P = 1032 N Lực hướng tâm: Fr11 = Fr12 = Pr = 382 N Lực dọc trục :Pa11 = Pa12 = Pa = 190,81 N a. Phản lực tại các gối đở : Phản lực theo trục X : Tổng mômen tại gối đỡ A: = M �A �= a1.Ft11 + ( a + b ) F12 − ( a + b + c ) F12 X = 0 � � � � GVHD : Thầy Phạm Văn Minh Trang 16
  17. ĐAMH Chi Tiết Máy Đề số 5 – Phương án số 1 a .F + ( a + b ) F �F = 1 t11 12 12 X ( a + b + c) 47,5.1032 + 187,5.1032 = 1032 N 235 Trong mặt phẳng Oxz = FX = Ft11 + Ft12 − F11X − F12 X = 0 �F = F +F −F = 1032 N 12 X t11 t12 11X Phản lực theo trục Y : Tổng mômen tại gối đỡ A: = M �A �= −a.Fr11 − ( a + b ) Fr12 + ( a + b + c ) F12Y = 0 � � � � a .F + ( a + b ) F �F = 1 r11 r12 12Y ( a + b + c) 47,5.382 + 187,5.382 = = 382 N 235 Trong mặt phẳng Oyz = FY = − F11Y − F12Y + Fr11 + Fr12 = 0 �F = F +F −F 11Y r11 r12 r12 = 382 + 382 − 382 = 382 N b. Sơ đồ biểu diễn mômen lực : GVHD : Thầy Phạm Văn Minh Trang 17
  18. ĐAMH Chi Tiết Máy Đề số 5 – Phương án số 1 1 F11y F12y F11x Fr11 Fr12 F12x Fa11 Fa12 Ft11 1Ft12 X X 22996 18145 Muy 49020 Mux Mx 23910 47820 c. Đường kính tại tiết diện nguy hiểm (1 – 1 ): Mu = M 2 ux+M 2 uy = 490202 +229662 = 54146( Nmm) Mtd = M 2 u+0,75M 2 x = 541462 +0,75.478202 = 68167,85( Nmm) Mtd 68167,85 �d = =3 � mm 22 0,1[ δ ] 3 0,1.63 Chọn dtr1=26 vì trục có rãnh then. 3.4.2 Trục II : 2.9,55.106.3,7323 Lực vòng: Ft21 = Ft22 = = 966,36 N 189,15.390 Ft3 = 3258,235 N GVHD : Thầy Phạm Văn Minh Trang 18
  19. ĐAMH Chi Tiết Máy Đề số 5 – Phương án số 1 966,36.0,364 Lực hướng tâm: Fr11 = Fr12 = = 357, 73 N 0,9833 Fr3 = 1168 N Lực dọc trục :Pa21 = Pa22 = 966,36.0,1849 = 178,68 N a. Phản lực tại các gối đở : Phản lực theo trục X : Tổng mômen tại gối đỡ A: = M �A �= a1.Ft 21 + ( a + b ) Ft 3 + ( a + b + c ) Ft 22 + ( a + b + c + d ) F22 X = 0 � � � � a .F + ( a + b ) F + ( a + b + c ) F �F = 1 t 21 t3 t 22 = 2595 N 22 X ( a+b+c+d) Trong mặt phẳng Oxz = FX = F21X + Ft 21 + Ft 3 + Ft 22 + F22 X = 0 �F = −( F + F + F + F ) = 1032 N 21X t 21 t 3 t 22 22 X Phản lực theo trục Y : Tổng mômen tại gối đỡ A: = M �A �= a.Fr 21 − ( a + b ) Fr 3 + ( a + b + c ) Fr 22 + ( a + b + c + d ) F22Y = 0 � � � � −a.F + ( a + b) F − ( a + b + c ) F �F = r 21 r3 r 22 22Y ( a+b+c+d) 47,5.357, 73 + 117,5.1186 − 187,5.357, 73 = = 235, 27 N 235 Trong mặt phẳng Oyz = FY = − F11Y − F12Y + Fr11 + Fr12 = 0 �F = F +F −F = 382 + 382 − 382 = 382 N 11Y r11 r12 r12 b. Sơ đồ biểu diễn mômen lực : GVHD : Thầy Phạm Văn Minh Trang 19
  20. ĐAMH Chi Tiết Máy Đề số 5 – Phương án số 1 Muy 11175 X X X 28091 61012 237267 Mux 123216 166170 Mx 166170 c. Đường kính tại tiết diện nguy hiểm ( 2 – 2 ) Mu = M ux+M 2 uy 2 = 280912 +1232612 = 126421( Nmm) Mtd = M 2 u+0,75M 2 x = 1264212 +0,75.1661702 = 191550( Nmm) Mtd 191550 �d = =3 � mm 31 0,1[ δ ] 3 0,1.63 GVHD : Thầy Phạm Văn Minh Trang 20

CÓ THỂ BẠN MUỐN DOWNLOAD

Đồng bộ tài khoản