Tải bản đầy đủ

BÀI TẬP LỚN MÔN NGUYÊN LÝ-CHI TIẾT MÁY

BÀI TẬP LỚN MÔN NGUYÊN LÝ-CHI TIẾT MÁY
GVHD: Thầy Đỗ Văn Hiến
Nhóm 2
Bài 1:

1) Chọn Động cơ.


Tính toán.

Chọn các hiệu suất:


η đ=0,96

(Hiệu suất bộ truyền đai)



ηol=0,99


(Hiệu suất 1 cặp ổ lăn)



ηbr=0,97

(Hiệu suất 1 cặp bánh răng)



ηx=0,93

(Hiệu suất bộ truyền xích)

Dựa trên số liệu hiệu suất bộ tuyền theo bảng 2.3 ( tài liệu “Tính toán thiết kế hệ
dẫn động cơ khí tập 1” của tác giả Trịnh Chất và Lê Văn Uyển).
Ta có: η = ηđ×ηol3×ηbr×ηx=0,96×0,993×0.97×0,93=0,84.
Công suất trên trục động cơ điện:
Pct= (Ft×v)/(1000×η) = (4000×1)/(1000×0,84) =4,76 (kW).
Số vòng quay làm việc: nlv= (60000×v)/(π×D) = (60000×1)/(3,14×550) = 34,74
(vòng/phút).
Chọn tỉ số truyền động: uđ=3,5 (bộ truyền đai), ugt=4 (hộp giảm tốc 1 cấp), ux=3
(bộ truyền xích).
Suy ra : ut = uđ×ugt×ux = 42
1

1


Ta có: nsb=nlv×ut= 34,74×42 = 1459 (vòng/phút).
Theo bảng P1.3, phụ lục ; chọn động cơ có nđb=1500 vòng/phút; ta dùng động cơ
K132M4
với Pđc= 5,5 kW, nđc = 1445 vòng/phút ; Tk/Tdn = 2> Tmm/T = 1,3.
Kiểu
động cơ

Công
suất
kW

Vận tốc
quay
(vnnng/p
h)

η%

Cos φ

Ik/Idn

Tk/Tdn

Khối
lượng
kg

K132M4

5,5

1445

86

0,86

5,9

2

72



Tính toán động học hệ dẫn động cơ khí.

a) Xác định tỉ số truyền ut của hệ dẫn động:

ut = nđc/nlv = 1445/34,74 = 41,6
b) Phân tỉ số ut cho các bộ truyền: ut = un×uh.
Chọn uđ = 3,15 ;ux = 3 ; suy ra : uh = ut/ un = ut/(uđ×ux)= 41,6/(3,15×3) = 4,4
c) Xác định công suất, momen và số vòng quay trên các trục :
Công suất trên các trục :
P3 = Plv = 4(kW)
P2 = P3/(ηol×ηx) = 4/(0,99×0,93) = 4,34 (kW)
P1 = P2/(ηol×ηbr) = 4,34/(0,99×0,97) = 4,52 (kW)
Pđc = P1/ (ηol×ηđ) =4,52/(0,99×0,96) = 4,76 (kW).
Số vòng quay trên các trục :
n1 = nđc/uđ = 1445/3,15 = 459 (vòng/phút)
n2 = n1/uh = 459/4,4 = 104 (vòng/phút)
n3 = n2/ux = 104/3 = 35 (vòng/phút).
Momen xoắn trên các trục :
T1 = (9,55×106×P1)/n1 = (9,55×106×4,52)/459 = 94044(Nmm)
T2 = (9,55×106×P2)/n2= (9,55×106×4,34)/104 = 398529 (Nmm)
2

2


T3 = (9,55×106×P3)/n3= (9,55×106×4)/35 = 1091429(Nmm)
Tđc = (9,55×106×Pđc)/n3= (9,55×106×4,76)/1445 = 31459(Nmm)
d) Bảng kết quả tính toán :
Trục
Thông số
Công suất P, kW
Tỉ số truyền u
Số vòng quay n,
vg/ph
Momen xoắn T,
Nmm

Động cơ

I

II

III

4,76

4,52

4,34

4

3,15

4,4

3

1445

459

104

35

31459

94044

398529

1091429

2) Tính toán thiết kế bộ truyền động đai.
a) Bộ truyền đai dẹt.


Chọn đai vải cao su.



Xác định các thông số của bộ truyền :

Đường kính bánh đai nhỏ : d1 = (5,2…6,4)×3 = (5,2…6,4)×3= 164…202 (mm)
Chọn d1 = 200 mm.
Vận tốc đai : v = (π×d1×n1)/60000 = (π×200×1445)/60000 =15,13 (m/s)
Suy ra: đường kính bánh đai lớn d2= uđ×200×(1-ε)= 3,15×200×(1 -0,01) =
624(mm)


Chọn d2 = 640 mm

Tỉ số truyền thực tế: ut = d2/(d1×(1- ε)) = 640/(200×(1-0,01)) = 3,23
Độ lệch tỉ số truyền: Δu = (ut -uđ)/uđ = 2,54% < 4% => chọn được d2 = 640 mm.
Khoảng cách trục: a = (1,5÷2)×(d1+d2) = 1260÷1680 (mm) => chọn a = 1500
mm.
Ta có chiều dài đai:
3

3


L = 2a + 0,5×π×(d1+d2) + (d2 –d1 )2 /4a=4352 (mm).
Cộng thêm từ 100đến 400mm tùy theo cách nối đai
Để nối đai ta tăng chiều dài đai L lên một khoảng mm để nối đai.
Số vòng chạy của đai: i = v/L = 15,13/4,352 = 3,48 (vòng/s) (vòng/s)
Góc ôm đai α1 của bánh đai nhỏ: α1 = 1800 –( 570× (d2 d1))/a = 1630>1500
Lực vòng: Ft = (1000×Pđc)/v = (1000×4,76)/15,13 = 314,7(N)
Theo bảng 4.8, nên dùng tỉ số δ/d1= 0,025
Suy ra: δ = d1/40 = 200/40 = 5 (mm)
Vậy dùng loại đai Б-800 không có lớp lót, trị số δ tiêu chuẩn là δ = 5 mm (số
lớp là 4).
Ứng suất có ích cho phép: [σF] = [σF]0×Cα×Cv×C0 = 2,25×0,94×0,95×1 = 2,01
(MPa); trong đó bộ truyền đặt nằm ngang, định kì điều chỉnh lực căng, chọn
σ0=1,8 MPa, k1=2,5, k2=10; do đó [σF]0 = 2,5 10×(5/200) = 2,25 MPa; Cα=0,94,
Cv=0,95, C0=1.
Chiều rộng b của đai: b = (Ft×Kđ)/([σ]F×δ) = (314,7×1,25)/(2,01×5) = 39,14
(mm); với Kđ = 1,25
Chọn trị số tiêu chuẩn b = 40mm, lấy chiều bánh đai B = 50 mm.
Lực căng ban đầu: F0 = σ0×b×δ = 1,8×40×5 = 360 (N)
Lực tác dụng lên trục: Fr = 2×F0×sin(α1/2) = 2×360×sin(1630/2) = 712,1 (N)

4

4


b) Bộ truyền đai thang


v=

Chọn d1 = 160 mm(đai thang thường)

πd1 n1
= 12,11 〈 v max = 25m / s
60000

Theo ct 4.2
Vơi ε = 0,02 , ⇒ d 2 = ud1 (1 − ε ) = 3,15.160.(1 − 0,02) = 493,92 mm
Ta chọn đường kinh chuân d2 = 500 mm
⇒ Ti sô truyên thưc tê :
⇒ ∆t =

ut =

d2
= 3,18
d 1 (1 − ε )

u1 − u
.100% = 0,95%
u
< 4% (Độ lệch ti sô truyên)

Suy ra: các thông sô của đai thỏa.


Chọn sơ bộ khoang cách truc a :
Theo bang 4.14:

a
= 1 ⇒ a = 500 mm
d2
l = 2a + 0,5π (d1 + d 2 ) +

( d 2 − d1 ) 2
4a

= 2042 mm

Chọn chiêu dai đai tiêu chuân : l = 2000 mm
Sô vong chay của đai trong 1s :
a=
5

i=

v
= 6,06 Hz
l
< 10 Hz

λ + λ2 − 8∆2
4
5


λ = l − 0,5π (d 1+ d 2 ) = 963
d − d1
∆= 2
= 170
2
Vơi

λ + λ2 − 8∆2
a=
= 449
4
α 1 = 180 o − 57( d 2 − d1 ) / a = 136o > 120 o


z=

Xác đinh sô đai z :

P1 k d
[ P0 ]Cα Cl Cu C z

α1 = 136 = >C α = 0,88
kd = 1,25
l
= 1,2 ⇒ Cl = 1,04
l0
u = 3,15 ⇒ Cu = 1,14

[ P0 ] = 2,68 kW


Vơi :

(v = 12,11 m / s; d1 = 160 mm)

P1
= 1,77 ⇒ Cz = 0,97
[ P0 ]

⇒ z = 2,28 , chọn z = 2

Trong đó:
P1 : công suất trên truc bánh dẫn trường hợp nay cũng chinh la công su ất
động cơ, kW (Pđc = 4,76 kW)
[P0] : công suất cho phép, kW được xác đinh theo bang 4.19
kđ : hệ sô tai trọng động , theo bang 4.7
Cα - hệ sô kể đên anh hưởng của góc ôm α
Cl - hệ sô kể đên anh hưởng của chiêu dai đai, theo bang 4.16 va 4.19
Cu - hệ sô kể đên anh hưởng của ti sô truyên, theo bang 4.17
Cz - hệ sô kể đên anh hưởng của sư phân bô không đêu tai trọng cho các dây
đai, theo bang 4.18
6

6




Xác đinh các kich thươc chủ yêu của bánh đai

Chiêu rộng bánh đai B : B = ( z − 1) t + 2e = 44 mm ; vơi t = 19; e = 12,5
Đường kinh ngoai bánh đai : (h0 = 4,2) tra bang 4.21
D1 = d1 + 2h0 = 160 + 2×4,2 = 168,4 (mm)
D2 = d2 + 2h0 = 500 + 2×4,2 = 508,4 (mm)


F0 =

Xác đinh lưc căng ban đâu :
780 P1 k d
+ Fv = 244 N
vCα z

; vơi

Fv = q mV 2

( qm

= 0,178)

α 
Fr = 2 F0 2 sin 1  = 905 N
 2 


Đánh giá đai

Để đam bao cho đai hoat động có lợi nhất ( kha năng tai t ương đ ôi l ơn ,
không xay ra hiện tượng trượt trơn va hiệu suất truyên động cao nh ất) ,
công suất trên bánh đai chủ động phai đam bao :
P = Pđc ≤ (z×[P])/Kđ
Vơi [P] = [P0]×Cα×C1×Cu×Cz = 2,68×0,88×1,04×1,14×0.97 = 2,7
Suy ra P = 4,76 ≤ (2,28×2.7)/1,25 = 4,92
Vậy bộ truyên bánh đai được thỏa


Tuổi thọ đai

Lưc vong có ich :
Ft = (1000× Pđc)/v1 = (1000×4,76)/12,11 = 393 (N)
Hệ sô ma sát tương đương :
Từ công thức =
Suy ra f’ = ln = ln = 0,955
Hệ sô ma sát nhỏ nhất để bộ truyên không bi trượt trơn:
f = f’×sin(γ/2) = 0,955×sin(36/2) = 0,295
7

7


Ứng suất lơn nhất trong mỗi đai:
σmax = σ0 + 0,5σt + σv + σu1
Vơi :
- σ0 la ứng suất do lưc căng ban đâu gây ra, σ0 = F0/(z× A1)= 244/(2×81) =
1,506(Mpa)
- σt la ứng suất có ich : σt = Ft/(z×A1) = 393/(2×81) = 2,42 (Mpa)
- σv la ứng suất do lưc căng phu gây nên : σt = Fv/ A1 = p××10-6 =
6

1200××10-

= 0,18 (Mpa) ( vơi p la khôi lượng riêng của đai )

- σu1 la ứng suất uôn : σul = E× = 100× = 3,125 (Mpa)
Vơi E la môđun đan hồi của đai , E = 100 (Mpa)
=> σmax = σ0 + 0,5σt + σv + σu1 = 1,506+ 0,5×2,42 + 0,18 + 3,125 = 5,921 (Mpa)
Suy ra:
Tuổi thọ đai :
Lh = = = 6536,3 giờ
σr : giơi han mỏi của đai thang , σr = 9 Mpa
m: chi sô mũ của đường cong mỏi , đôi vơi đai thang m = 8
i : sô lân uôn của đai trong 1 giây , i = v/l = 12,11/2 = 6.055 (lân/s)

Thông số

8

Đai dẹt

Đai thang

8


Đường kính bánh đai nhỏ

d1, mm

200

160

Đường kính bánh đai lớn d2, mm

640

500

Chiều rộng bánh đai

B, mm

50

44

Chiều dài đai

L, mm

4352

2000

Số đai (chêm)

z

_

2

46 × 5

_

712

905

Tiết diện đai

b × δ (mm2)

Lực tác dụng lên trục

Fr ( N)

3) Tính toán thiết kế bộ truyền xích

Các thông sô ban đâu:
o P = PII = 4,34 (kW)
o n1 = nII = 104 (vong/phút)
o T=TII=398529 (Nmm)
o u=ux= 3
o β =90o
a) Chọn loại xích

Chọn xich ông con lăn
b) Chọn số răng

Vơi u = 3 ta chọn sô răng đĩa xich nhỏ z1 = 25 > zmin = 17 19
Do đó, sô răng đĩa xich lơn z2 = uz1 = 3.25 = 75 < zmax = 120
c) Bánh xích
 Pt < [P]

Vơi Pt = P.k.kz.kn
Ta có: chọn bộ truyên thi nghiệm la bộ truyên xich tiêu chuân, có sô răng
va vận tôc vong đĩa xich nhỏ
 z01 = 25, n01 = 50 vong/phút
 kz = z01/z1 = 25/25 = 1; kn = n01/n1 = 50/104 = 0,48
9

9


k = k0.ka.kđc.kbt.kđ.kc
Ta có:
o k0 – hệ sô anh hưởng của cách bô tri bộ truyên: β =90 o => k0 = 1,25
o ka - hệ sô kể đên anh hưởng của khang cách truc: chọn a = (3050)p

=> ka = 1
o kđc – hệ sô kể đên kha năng điêu chinh lưc căng xich: chọn k đc = 1
o kbt – hệ sô kể đên kể đên kha năng điêu kiện bôi trơn: k bt= 1,3 (bộ

truyên lam việc trong môi trường có bui, chất lỏng bôi tr ơn đat yêu
câu)
o kđ – hệ sô tai trọng động: chọn kđ = 1,3
o kc – hệ sô kể đên chê độ lam việc: chọn k c = 1,25 (sô ca lam việc la )
 k = 1,25.1.1.1,3.1,3.1,25= 2,64
 Pt = P.k.kz.kn = 4,34.2,64.1.0,48 = 5,5 (kW)

Tra bang 5.5 (1) vơi Pt = 5,5kW < [P]= 5,83 KW; n01 = 50 vong/phút,
 Bươc xich: p = 31,75 (mm)

d) Xác định khoảng cách trục và số mắt xích.

Chọn sơ bộ: a = 40.p = 40. 31,75 = 1270 (mm)
Sô mắt xich:
 X = 131,6
 Chọn X = 132

Tinh lai khoang cách truc a:
 a’ = 0,25p ((X )

= 1481 mm

10

10


Để xich không quá căng, cân giam 1 lượng: Δa = 0,003a’ = 0,003.1481 =
4,443 (mm)
Suy ra: a = a’ – Δa = 1481-4,443 = 1476,5 (mm)
Sô lân va đập xich: tra bang 5.9 vơi p =38,1( mm)
 Sô lân va đập xich cho phép [i] = 20
 i= (z1.n1)/(15.X) = (25.104)/(15.132) = 1,31 < [i] = 25
e) Kiểm nghiệm xích về độ bền: S = Q/(kđ.Ft + F0 + Fv) [S]
o Q – tai trong hỏng: tra bang 5.2 vơi p = 31,75 mm
 Q = 88,5.103 N ; khôi lượng 1m xich: q = 3,8 kg
o Kđ – hệ sô tai trong động: chê độ lam việc trung bình k đ = 1,2
o Ft – lưc vong: Ft = (1000.P)/v = (1000.P.60000)/(z1.p.n1) = 3155 (N)
o Fv – lưc căng do lưc ly tâm gây ra: Fv = q.v2 = q[(z1.p.n1)/60000]2 =

7,19 (N)
o F0 –lưc do trọng lượng nhánh xich bi động gây ra: F 0 = 9,81.kf.q.a

Vơi kf – hệ sô phu thuộc độ võng của xich: β = 90 0 nên kf = 1
 F0 = 9,81.1.3,8.1,481 = 55,2 (N)

[S] hệ sô an toan cho phép, tra bang 5.10, vơi p = 31,75nmm ta đ ược [S] =
7
 S = 88,5.103/(1,2.3155 + 55,3 + 7,19) = 22,99 > [S] = 7
 Thỏa mãn.
f) Xác định thống số của đĩa xích.

Đường kinh vong chia:
 d1 = p/sin(180/z1) = 31,75/sin(180/25) = 253(mm)
 d2 = p/sin(180/z2) = 31,75/sin(180/75) = 758 (mm)

Đường kinh đinh răng:
11

11


 da1 = p[0,5 + cotg(π/z1)] = 31,75[0,5 + cotg(π/25)] = 267 (mm)
 da2 = p[0,5 + cotg(π/z2)] = 31,75[0,5 + cotg(π/75)] = 773 (mm)

Bán kinh đáy răng: r = 0,5025.d’1 + 0,05 = 0,5025.19,05 + 0,05 = 9,62 ; v ơi
d’1 = 19,05 – tra bang 5.2
Đường kinh chân răng:
 df1 = d1 – 2r = 234 (mm)
 df2 = d2 – 2r = 739 (mm)
 Kiểm nghiệm răng vê độ bên tiêp xúc: σH1 = 0,47

Trong đó:
o kđ = 1,2
o A: diện tích của bản lề: tra bảng 5.12 ta được A = 262 (mm2 )
o kr- hệ số ảnh hưởng của răng đĩa xích: kr = 0,42 (z1 = 25)
o Kd – hệ số phân bố tải giữa các dãy xích: do có 1 dãy nên Kd = 1
o Fvđ – lực đập trên m dãy xích: m = 1
 Fvđ = 13.10-7 . n1.p3.m = 13.10-7 . 104.31,753.1 = 4,33 (N)
o E- mô-đun đàn hồi: E=2E1E2/(E1 +E2) = 2,1.105 (MPa), do E1 = E2

=2,1.105 MPa, cả 2 đĩa xích làm bằng thép.
 σH1 = 531 (MPa)

12

12


 tương tự σH2=248,5

Tra bảng 5.11, ta được: vật liệu là thép 45, đặc tính: tôi cải thiện.
g) Xác định lực tác dụng lên trục.

Fr = kx.Ft
Với kx - hệ số kể đến trong lượng của xích: β=90o, nên kx = 1,055
 Fr = 1,05.3155 = 3312,75 (N)
h) Tổng hợp thông số

Thông số

Gía trị

Loại xích

Xích ống con lăn

Bước xích

p (mm)

Số mắt xích

X

Khoảng cách trục

a (mm)

Số răng trên đĩa xích nhỏ

z1

25

Số răng trên đĩa xích lớn

z2

75

Vật liệu đĩa xích

13

31,75
132
1476,5

Thép C45

Đường kính vòng chia đĩa xích nhỏ

d1 (mm)

253

Đường kính vòng chia đĩa xích lớn

d2 (mm)

758

Đường kính vòng đỉnh đĩa xích nhỏ

da1 (mm)

267

Đường kính vòng đỉnh đĩa xích lớn

da2 (mm)

773

Bán kính đáy

r (mm)

9,62

Đường kính chân răng đĩa xích nhỏ

df1 (mm)

234
13


Đường kính chân răng đĩa xích lớn

df2 (mm)

Lực tác dụng lên trục

Fr (N)

739
3312,75

Câu 2:

14

14


1) Chọn động cơ


Tính toán :

Xác định tải trọng tương đương:
Công suất ứng với tải lớn nhất:
P = (Ftv)/1000 = (4000× 1)/1000 = 4 (kW)
Công suất tương đương:
Ptđ = P×
Với 1,3 ; = 1 ; = 0,8 ( T1=Tmm, T2=T, T3=T1 theo sơ đồ tải trong hình 0.2)
Ta chọn t1=2(s) suy ra t2= 10(s), t3=8(s)
Thay số vào công thức trên ta được Ptđ = 4× =4,17 (kW)
Xác định công suất cần thiết
Chọn:


�br = 0,96 (hiệu suất của 1 cặp bánh răng trụ được che kín)



�ol = 0,99 (hiệu suất của cặp ổ lăn)



�x = 0,93 (hiệu suất của bộ truyền xích để hở)



�k = 1 (hiệu suất của khớp nối trục)

Dựa trên số liệu hiệu suất bộ tuyền theo bảng 2.3 ( tài liệu “Tính toán thiết kế hệ
dẫn động cơ khí tập 1” của tác giả Trịnh Chất và Lê Văn Uyển).

15

15


Ta có, hiệu suất của toàn bộ hệ thống: � = �br2×ol4×x×k =
0,962×0,994×0,93×1 = 0,823
Công suất cần thiết: Pct = Ptđ/� = 4,17/0,823 = 5,06 (kW)
Số vòng quay của xích tải khi làm việc:
nlv = (60000×v)/(z×t) = (60000×1)/(20×130) = 23,08 (vòng/phút)
Chọn tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống: utsb= uhsb× uxsb= 25×5 = 125
Số vòng quay sơ bộ trên trục đông cơ: nsb = utsb × nlv = 23,08 × 125 = 2885
(vòng/phút)
Chọn động cơ có số vòng quay đồng bộ nđb = 3000 vòng/phút (2p = 2), sử dụng
động cơ DK52-2 với nđc=2900 vòng/phút, Pđc = 7 kW.
Dựa vào bảng P 1.2 Các thông số kỹ thuật của đông cơ điện DK, ta có bảng sau:
Kiểu
động


Công
suất kW

Vận tốc
quay
vg/pht

DK52-2

7

2900

Momen
vô-lăng
rô-to
GD2
kgm2
0,17

Tk/Tđn

Tmax/Tđn

Cos φ

Khối
lượng
kg

1,7

2,5

0,89

104

2) Tính toán động học hệ dẫn động.

a) Tính lại tỉ số truyền u của hệ dẫn động:
u = nđc/nlv = 2900/23,08 = 125,6
b) Phân phối tỉ số truyền của hệ dẫn động u cho các bộ truyền :
u = un×uh
Với : un - tỉ số truyền của bộ truyền xích.
uh - tỉ số truyền của hộp giảm tốc 2 cấp.
Chọn un = 3 => uh = u/un = 125,6/3 = 41,87
uh = u1×u2 (u1 , u2 là tỉ số truyền cấp nhanh và cấp chậm)
16

16


Đối với hộp giảm tốc 2 cấp, để thống nhất hóa tối đa vỏ hộp tạo lợi nhuận cho việc
gia công cơ vỏ hộp, chọn θ = 1 , aw2/aw1 = 1,58 và u1 bằng :
u1 = 17,39
u2 = uh/u1 = 41,87/17,39 = 2,41
c) Xác định công suất, momen và số vòng quay trên các trục :
Công suất trên các trục :
P4 = Ptđ=4,17
P3 = P4/(η ol×η x) = 4,17/(0,99×0,93) = 4,53 (kW)
P2 = P3/(η ol×η br) = 4,53/(0,99×0,96) = 4,76 (kW)
P1 = P2/(η ol×η br) = 4,76/(0,99×0,96) = 5,01 (kW)
Pđc= P1/( ηol x ηkn) = 5,01/(0,99) =5,06 (kW)
Số vòng quay trên các trục :
n1 = nđc = 2900 (vòng/phút)
n2 = n1/u1 = 2900/17,39 = 167 (vòng/phút)
n3 = n2/u2 = 167/2,4 = 70 (vòng/phút)
n4 = n3/ux = 70/3 = 23 (vòng/phút)
Momen xoắn trên các trục :
T1 = (9,55×106×P1)/n1 = (9,55×106×5,01)/2900 = 17947,4(Nmm)
T2 = (9,55×106×P2)/n2 = (9,55×106×4,76)/167 = 296221,6(Nmm)
T3 = (9,55×106×P3)/n3 = (9,55×106×4,53)/70 = 671228,6(Nmm)
T4 = (9,55×106×P4)/n4 = (9,55×106×4,17)/23 = 1880934,8(Nmm)
Bảng kết quả tính toán :

17

17


Trục động cơ

Thông số
Công suất P,
kW
Tỉ số truyền u

Số vòng quay
n, vg/ph
Momen xoắn T,
Nmm

5,06

I

II

III

IV

5,01

4,76

4,53

4,17

1
2900

17,39
2900

167

2,4

3
70

23

3) Tính toán thiết kế bộ truyền xích.

Các thông sô ban đâu:

o P = PIII = 4,92 (kW)
o n1 = nIII = 70 (vong/phút)
o T=TIII = 671228,6 (Nmm)
o u=ux= 3
o β = 900
a) Chọn loại xích

Chọn xich ông con lăn
b) Chọn số răng

Vơi u = 3 ta chọn sô răng đĩa xich nhỏ z1 = 25 > zmin = 17 19
Do đó, sô răng đĩa xich lơn z2 = uz1 = 3.25 = 75 < zmax = 120
c) Bánh xích
 Pt < [P]

Vơi Pt = P.k.kz.kn
Ta có: chọn bộ truyên thi nghiệm la bộ truyên xich tiêu chuân, có sô răng
va vận tôc vong đĩa xich nhỏ
 z01 = 25, n01 = 200 vong/phút
 kz = z01/z1 = 25/25 = 1; kn = n01/n1 = 200/104 = 1,92
18

18


k = k0.ka.kđc.kbt.kđ.kc
Ta có:
o k0 – hệ sô anh hưởng của cách bô tri bộ truyên: β = 90 0 => k0 = 1,25
o ka - hệ sô kể đên anh hưởng của khang cách truc: chọn a = (3050)p

=> ka = 1
o kđc – hệ sô kể đên kha năng điêu chinh lưc căng xich: chọn k đc = 1
o kbt – hệ sô kể đên kể đên kha năng điêu kiện bôi trơn: k bt= 1,3 (bộ

truyên lam việc trong môi trường có bui, chất lỏng bôi tr ơn đat yêu
câu)
o kđ – hệ sô tai trọng động: chọn kđ = 1,35
o kc – hệ sô kể đên chê độ lam việc: chọn k c = 1,25 (sô ca lam việc la

2)
 k = 1,25.1.1.1,3.1,35.1,25 = 2,74
 Pt = P.k.kz.kn = 4,39.2,74.1.1,92 = 23,09 (kW)

Tra bang 5.5 (1) vơi Pt = 23,09 kW < [P]; n01 = 200 vong/phút, ta được
o Bươc xich: p = 38,1 (mm)
o Đường kinh chôt: dc = 11,12 (mm)
o Chiêu dai ông: B = 35,46 (mm)
o Công suất cho phép [P] =34,8 (kW)
d) Xác định khoảng cách trục và số mắt xích.

Chọn sơ bộ: a = 45.p = 45. 38,1 = 1714,5 (mm)
Sô mắt xich:
 X = 141,41
 Chọn X = 142

Tinh lai khoang cách truc a:
 a’ = 0,25p{X} = 1970 (mm)
19

19


Để xich không quá căng, cân giam 1 lượng: Δa = 0,003a’ = 0,003.1970 =
5,91 (mm)
Suy ra: a = a’ – Δa = 1970 - 5,9 = 1964,09 (mm)
Sô lân va đập xich: tra bang 5.9 vơi p =38,1( mm)
 Sô lân va đập xich cho phép [i] = 20
 i= (z1.n1)/(15.X) = (25.70)/(15.142) = 0,82 < [i] = 20
e) Kiểm nghiệm xích về độ bền: S = Q/(kđ.Ft + F0 + Fv) [S]
o Q – tai trong hỏng: tra bang 5.2 vơi p = 38,1 mm
 Q = 127.103 N ; khôi lượng 1m xich: q = 5,5 kg
o Kđ – hệ sô tai trong động: chê độ lam việc trung bình k đ = 1,2
o Ft – lưc vong: Ft = (1000.P)/v = (1000.P.60000)/(z1.p.n1) = 4427,45

(N)
o Fv – lưc căng do lưc ly tâm gây ra: Fv = q.v2 = q[(z1.p.n1)/60000]2 =

6,79 (N)
o F0 –lưc do trọng lượng nhánh xich bi động gây ra: F 0 = 9,81.kf.q.a

Vơi kf – hệ sô phu thuộc độ võng của xich: β = 90 0 nên kf = 1
 F0 = 9,81.1.5,5.1,7145 = 92,5 (N)

[S] hệ sô an toan cho phép, tra bang 5.10, vơi p = 38,1 mm ta đ ược [S] = 8,5
 S = 127.103/(1,2.4427,45 + 92, 5+ 6,79) = 23,11 > [S] = 8,5
 Thỏa mãn.
f) Xác định thống số của đĩa xích.

Đường kinh vong chia:
 d1 = p/sin(180/z1) = 38,1/sin(180/25) = 304 (mm)
 d2 = p/sin(180/z2) = 38,1/sin(180/75) = 910 (mm)

Đường kinh đinh răng:
20

20


 da1 = p[0,5 + cotg(π/z1)] = 38,1[0,5 + cotg(π/25)] = 320,6 (mm)
 da2 = p[0,5 + cotg(π/z2)] = 38,1[0,5 + cotg(π/75)] = 928,1 (mm)

Bán kinh đáy răng: r = 0,5025.d’1 + 0,05 = 0,5025.25,4 + 0,05 = 12,8 ; v ơi d’ 1
= 25,4 – tra bang 5.2
Đường kinh chân răng:
 df1 = d1 – 2r = 278,4 (mm)
 df2 = d2 – 2r = 884,4 (mm)
 Kiểm nghiệm răng vê độ bên tiêp xúc: σH1 = 0,47

Trong đó:
o kđ = 1,2
o A: diện tích của bản lề: tra bảng 5.12 ta được A = 394 (mm2 )
o kr- hệ số ảnh hưởng của răng đĩa xích: kr = 0,42 (z1 = 25)
o Kđ – hệ số phân bố tải giữa các dãy xích: do có 1 dãy nên Kđ = 1
o Fvđ – lực đập trên m dãy xích: m = 1
 Fvđ = 13.10-7 . n1.p3.m = 13.10-7 . 25.38,13.1 = 7,5 (N)
o E- mô-đun đàn hồi: E=2E1E2/(E1 +E2) = 2,1.105 (MPa), do E1 = E2

=2,1.105 MPa, cả 2 đĩa xích làm bằng thép.
 σH1 = 397,2 (MPa)

21

21


Tra bảng 5.11, ta được: vật liệu là thép C45, đặc tính: tôi cải thiện.
g) Xác định lực tác dụng lên trục.

Fr = kx.Ft
Với kx - hệ số kể đến trong lượng của xích: β=900 nên kx = 1,05
 Fr = 1,05.2659 = 2791,95 (N)
h) Tổng hợp thông số

Thông số

Gía trị

Loại xích

Xích ống con lăn

Bước xích

p (mm)

38,1

Số mắt xích

X

142

Khoảng cách trục

a (mm)

Số răng trên đĩa xích nhỏ

z1

25

Số răng trên đĩa xích lớn

z2

75

Vật liệu đĩa xích

22

1714,5

Thép C45

Đường kính vòng chia đĩa xích nhỏ

d1 (mm)

304

Đường kính vòng chia đĩa xích lớn

d2 (mm)

910

Đường kính vòng đỉnh đĩa xích nhỏ

da1 (mm)

320,6

Đường kính vòng đỉnh đĩa xích lớn

da2 (mm)

928,1

Bán kính đáy

r (mm)

12,8

Đường kính chân răng đĩa xích nhỏ

df1 (mm)

278,4

Đường kính chân răng đĩa xích lớn

df2 (mm)

884,4
22


Lực tác dụng lên truc

Fr (N)

2791,95

4) Tinh toán thiêt kê bộ truyên bánh răng trong hộp giam tôc.

Các thông sô ban đâu:
P1 = PI = 5,45 kW
n1 = 2900 vong/phút
uh = 41,87
Thời gian sử dung: y = 5 (năm) = 43824 (gi ờ)
Do không có yêu câu đặc biệt va theo quan điểm thông nhất hóa, ở đây
chọn vật vật 2 cấp bánh răng như sau, cu thể (bang 6.1):
Bánh nhỏ: thép 45 tôi cai thiện đat độ rắn HBC 241…285, có σb1 = 850
MPa, σch1 = 580 MPa.
Bánh lơn: thép 45 tôi cai thiện đat độ rắn HBC 192…240, có σb1 = 750
MPa, σch1 = 450 MPa.
Phân ti sô truyên uh = 41,87, ta được
Ti sô truyên cấp nhanh u1 = 17,39
Ti sô truyên cấp chậm u2 = 2,41
Xác đinh ứng suất cho phép:
Theo bang 6.2, vơi thép 45 tôi cai thiện, đat độ rắn HB 180…350
Chọn độ rắn bánh răng nhỏ HB1 = 245; độ rắn bánh răng lơn HB2 = 230, ta
được:

Ta có: NHO = ; nên:
NHO1 = 30.2452,4 = 1,6.107 ; NHO2 = 30.2302,4 = 1,39.107
23

23


Mặt khác :
NHE = 60cΣ(Ti/Tmax)3niti
NHE2= 60c.n1/u1ΣTiΣ(Ti/Tmax)3.ti/Σti = 60.1.2900/17,39.43824.
(13.0,5+0,83.0,4) = 3,09.108 > NHO2 do đó KHL2 = 1.
Suy ra NHE1 > NHO1 nên KHL1 = 1.
Như vậy, sơ bộ xác đinh được: [σH] = .
[σH]1 = 560.1/1,1 = 509 MPa.
[σH]2 = 530.1/1,1 = 481,8 MPa.
Vơi cấp nhanh sử dung răng nghiêng, ta có:
[σH] = ([σH]1 + [σH]2)/2 = (509+481,8)/2 = 495,4 MPa <1,25[σH]2
Vơi cấp chậm sử dung răng thẳng va tinh ra NHE đêu lơn hơn NHO nên KHL =
1, do đó [σH]’ =[σH]2=481,8 MPa .
Mặt khác: NFE = 60cΣ(Ti/Tmax)6niti
NFE2 = 60.2900/17,39. 43824.(16.0,5+0,86.0,4) = 2,65.108 > NFO = 4.106 nên
KFL2 = 1 ; tương tư KFL1 = 1.
Suy ra, vơi bộ truyên quay 1 chiêu KFC = 1 :
[σF] =
[σF1] = 441.1.1/1,75 = 252MPa.
[σF2] = 414.1.1/1,75 = 236,5 MPa.
Ứng suất quá tai cho phép:
[σF]max = 2,8σch2 = 2,8.450 = 1260 MPa
[σF1]max = 0,8σch1 = 0,8.580 = 464 MPa.
[σF2]max = 0,8 σch2 = 0,8.450= 360 MPa.
a) Tinh toán cấp nhanh: Bộ truyên bánh răng tru răng nghiêng.

Xác đinh sơ bộ khoang cách truc:
aw1= Ka(u1+1) = 43(17,39 + 1) =199,76 (mm).
24

24


Trong đó: theo bang 6.6 chọn ψba = 0,3 ; vơi răng nghiêng Ka = 43 (bang
6.5), ψbd = 0,5 ψba(u+1) = 0,5.0,3(5,45+1) = 0,9675 nên chọn KHβ = 1,15 (sơ
đồ 3); T1 = 17947,4 (N.mm )
Chọn aw1 = 200 mm .
b) Xác đinh các thông sô ăn khơp.

Ta có: m = (0,01…0,02)aw = (0,01…0,02).200 = 2…4 (mm).
Theo bang 6.8, chọn mô đun pháp m = 2,5 mm
Chọn sơ bộ β = 200 , do đó cos β = 0,9397 , theo đó sô răng bánh nhỏ:
z1=2aw cos β/[m(u+1)] = 2.200.0,9397/[2,5(17,39+1)] = 8,17
Lấy z1 = 8
Sô răng bánh lơn: z2 = uz1 = 17,39.8 = 139,12. Lấy z2= 139.
Suy ra, ti sô truyên thưc um = 139/8 = 17,375.
Cosβ = m(z1+z2)/(2aw) = 2,5(8+139)/(2.200) = 0,91875.
Vậy β = 23,26 0 = 230 15’ .
c) Kiểm nghiệm răng vê độ bên tiêp xúc.

Ứng suất tiêp xúc trên mặt răng lam việc:
σH = ZMZHZε
Theo bang 6.5, ZM = 274MPa.
Ta có: tg βb = cosαttg β = cos(21,61)tg(23,26) = 0,4 => βb = 21,80
Vơi αt = αtw = arctg(tgα/cosβ) = arctg(tg20/0,91875) = 21,61.
Suy ra: ZH = =1,647.
Mặt khác: = 0,3.200.sin 23,26/(π.2,5) = 3,02.
Do đó: .
Trong đó:
cos 23,26 = 1,27.

25

25


Tài liệu bạn tìm kiếm đã sẵn sàng tải về

Tải bản đầy đủ ngay

×

×