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 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 bền

2.6 Xác định thông số của đĩa xích

2.7 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích

2.8 Xác định lực tác dụng lên trục

2.9 Tổng hợp các thông số của bộ truyền xích

PHẦN 3: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG

3.2 Xác định ứng suất cho phép

3.3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục

3.4 Xác định các thông số ăn khớp

3.5 Xác định các hệ số và một số thông số động học

3.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

3.7 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

3.8 Một vài thông số hình học của cặp bánh răng

3.9 Bảng tổng kết các thông số của bộ truyền bánh răng

PHẦN 2 : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH

Thông số yêu cầu:

2.1 Chọn loại xích

Xích ống con lăn

2.2 Chọn số răng 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 được tra bảng với điều kiện Pt ≤[P], trong đó:

Pt – Công suất tính toán: Pt = P.k.kz.kn

Ta có:

Chọn bộ truyền xích thí nghiệm là bộ truyền xích tiêu chuẩn, có số răng và vận tốc vòng đĩa xích nhỏ nhất là:

Do vậy ta tính được:

kz – Hệ số răng: k z=Z01

Z1 = 2523=1,09

P = PII = 2,99 (KW)

T1 = TII = 79993,53 (N.mm)

n1 = nII = 356,96 (v/ph)

u = ux = 3

β = 300

kn – Hệ số vòng quay: k n=n01

n1 = 200 356,96=0,56

k = k0kakđckbtkđ.kc trong đó:

k0 – Hệ số ảnh hưởng của vị trí bộ truyền: Tra bảng với = 300 ta được k0 = 1

ka – Hệ số ảnh hưởng của khoảng cách trục và chiều dài xích:

Chọn a = (30 ÷ 50)p => Tra bảng ta được ka = 1,0

kđc – Hệ số ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích:

Tra bảng => kđc = 1 do vị trí trục được điều chỉnh bằng một trong các đĩa xích

kbt – Hệ số ảnh hưởng của bôi trơn: Tra bảng , ta được kbt = 1,3

bộ truyền ngoài làm việc trong môi trường có bụi , chất lỏng bôi trơn đạt yêu cầu

kđ – Hệ số tải trọng động: Tra bảng , ta được kđ = 1,2

- đặc tính làm việc: vừa

kc – Hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền: Tra bảng với số ca làm việc là 2 ta được 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 vậy ta có:

Pt = P.k.kz.kn = 2,99.2,262.1,09.0,56 = 4,128 (KW)

Tra bảng với điều kiện {P t=4,128 (KW)≤[P]

n01=200 ta được:

 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 và số mắt xích

Chọn sơ bộ:

a= 40.p = 40.19,05 = 762 (mm)

Số mắt xích:

x= 2a p +Z1+Z2

2 +

(Z¿¿2−Z1 )2 p

4π2a = 2.76219,05+ 23+692 +(69−23)

2 19,05

4 π2.762 =130,21¿

Chọn số mắt xích là chẵn: x = 130

Chiều dài xích L =x.p =130.19,05 = 2476,5 (mm)

a¿= 19,054 [130− 23+692 +√ (130− 23+692 )2

−2.(69−23

]=787,74

Để xích không quá căng cần giảm a một 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) Lấy a=785 mm

Số lần va đập của xích i:

Tra bảng với loại xích ống con lăn, bước xích p = 19,05 (mm) => Số lần va đập cho phép của xích: [i] = 35

i= Z1.n1

15 x= 23.356,9615.130 =4,21<[i]=35 => Thỏa mãn

2.5 Kiểm nghiệm xích về 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 ở đặc tính êm => kđ = 1,2

Ft – Lực vòng:

F t = 1000 P

v =1000.2,992,606 =1147,04 N

Với vận tốc trung bình của xích v= Z1 p.n1

60000 = 23.19,05 356,9660000 =2,606( m s)

Fv – Lực căng do lực ly tâm sinh ra:

F v =q v2 =1,9.2,606 2=12,9(N )

F0 – Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra:

, trong đó:

kf – Hệ số phụ thuộc độ võng của xích: Do kf = (0,01÷0,02).a => kf = 6

F0=9,81 k f .q a=9,81.6 1,9.785 10−3=87,79(N )

[s] – Hệ số an toàn cho phép: Tra bảng với p = 19,05 (mm);

n1 = 356,96 (v/ph) ta được [s] = 9,3

Do vậy: s= Q

k đ F t + F0+F v=1,2.1147,04+87,79+12,931800 =31,53≥[s]=9,3

2.6 Xác định thông số của đĩa xích

Đường kính vòng chia:

sin( π

Z1)= 19,05sin ⁡( π

23)

=139,9(mm)

sin( π

Z2)= 19,05sin ⁡( π

69)

=418,54(mm)

Đường kính đỉnh răng:

{d a1 = p[0,5+cotg( π

Z1) ]=19,05[0,5+cotg( π

23) ]=148,12(mm)

d a2 = p[0,5+cotg( π

Z2) ]=19,05[0,5+cotg( π

69) ]=427,63(mm)

2.7 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích

, trong đó:

Kđ – Hệ số tải trọng động: Theo như mục trên ta đã tra được Kđ = 1

A – Diện tích chiếu của bản lề: Tra bảng với p = 19,05 (mm);

A = 106 (mm2)

kr – Hệ số ảnh hưởng của số răng đĩa xích, tra bảng ở trang 87 tài liệu [1] theo số răng Z1 = 25 ta được kr = 0,42

kđ – Hệ số phân bố tải trọng không đều giữa các dãy

(nếu sử dụng 1 dãy xích => kđ = 1)

Fvđ – Lực va đập trên m dãy xích:

F vđ=13.1 0 −7.n1 p3.m=13.10−7.356,96 19,053.1=3,2(N )

E – Môđun đàn hồi:

do E1 = E2 = 2,1.105 MPa : Cả hai đĩa xích cùng làm bằng thép

Do vậy:

σ h=0,47√k r(F t K đ +F vđ) A k E

đ

=0,47√0,42 ( 1147,04+3,2 )2,1 10106.15=459,8 (MPa)

Tra bảng ta chọn vật liệu làm đĩa xích là thép 45, với các đặc tính tôi cải thiện, có [σ¿¿H ]=( 800−900 )≥ σ H =459,8(MPa)¿

2.8 Xác định lực tác dụng lên trục

trong đó:

kx – Hệ số kể đến trọng lượng của xích:

kx =1,15 vì β=00 ≤ 400

=> F r =k x F t =1,15.1147,04=1319,09(N )

2.9 Tổng hợp các thông số của bộ truyền xích

1 dãy xích

Vật liệu đĩa xích Thép 45

Đường kính vòng chia đĩa xích nhỏ d1 139,9 (mm) Đường kính vòng chia đĩa xích lớn d2 418,54 (mm) Đường kính vòng đỉnh đĩa xích nhỏ da1 148,12 (mm) Đường kính vòng đỉnh đĩa xích lớn da2 427,63 (mm)

PHẦN 3: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG

Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng 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 răng

Tra bảng , ta chọn:

Vật liệu bánh răng lớn (bánh răng 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 răng nhỏ (bánh răng I):

 Nhãn hiệu thép: 45

 Chế độ nhiệt luyện: Tôi 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 và ứng suất uốn cho phép:

, trong đó:

Chọn sơ bộ:

SH, SF – Hệ số an toàn khi tính toán về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn: Tra bảng với:

 Bánh răng chủ động: SH1= 1,1; SF1= 1,75

 Bánh răng bị động: SH2= 1,1; SF2= 1,75

- Ứng suất tiếp xúc và uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở:

=>

Bánh chủ động:

Bánh bị động:

KHL,KFL – Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền:

, trong đó:

mH, mF – Bậc của đường cong mỏi khi thử về ứng suất tiếp xúc Do bánh răng có HB<350 => mH = 6 và mF = 6

NHO, NFO – Số chu kỳ thay đổi ứng suất khi thử về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn:

NHE, NFE – Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương: Do bộ truyền chịu tải trọng tĩnh => NHE= NFE= 60c.n.t∑ , trong đó:

c – Số lần ăn khớp trong 1 vòng quay: c=1

n – Vận tốc vòng của bánh răng

t∑ – tổng số thời gian làm việc của bánh răng

 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= 1

NHE2> NHO2 => lấy NHE2= NHO2 => KHL2= 1

NFE1> NFO1 => lấy NFE1= NFO1 => KFL1= 1

NFE2> NFO2 => lấy NFE2= NFO2 => KFL2= 1

Do vậy ta có:

Do đây là bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng =>

b Ứng suất cho phép khi quá tải

3.3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục

, với:

Ka – hệ số phụ thuộc vật liệu làm bánh răng của cặp bánh răng: Tra bảng

=> Ka= 49,5 MPa1/3

T1 – Moment xoắn trên 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 bộ truyền đối xứng, HB < 350 ta chọn được

ψ bd =0,5ψ ba(u+1) =0,5.0,3 ( 4,02+1 ) =0,753

KHβ, KFβ – Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành

răng khi tính về ứng suất tiếp xúc và uốn: Tra bảng với ψ bd=0,753 và sơ

đồ bố trí là sơ đồ 6 ta được:

Do vậy:

=49,5(4,02+1)√3 20697,21.1.03

481,818 2 4,02 0,3=105,32(mm)

Chọn aw = 105 (mm)

3.4 Xác định các thông số ăn khớp

a Mô 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 = 2 (mm)

b Xác định số răng

Ta có:

Z1=m(u+1) 2.a w = 2.1052(4,02+1)=20,91 chọn Z1 = 21

Z2= u.Z1= 4,02.27= 84,42 chọn z2=84

Tỷ số truyền thực tế: ut = z2/z1 = 84/21= 4

Sai lệch tỷ số truyền: ∆ u=|u t −u

u |.100 %=|4−4,02

4,02 |.100 %=0,5<4% => thỏa mãn

c Xác định lại khoảng cách trục chia

a w¿ =m(Z1+Z2)

2 =2.( 21+84 )

2 =105(mm)

¿ > ¿ a w¿=105(mm)

❑❑

❑

d Xác định hệ số dịch chỉnh

y= a w

z1−z2

2 = 1052 −21+842 =0k y =1000 y z1+z2 =0=¿k x =0∆ y=k x (z1+z2 )

1000 =0x t = y+∆ y=0

x1= 1

2.¿ 2=x t − x1=0góc ăn khớp: α t =α tw=arccos ¿

3.5 Xác định các hệ số và một số thông số động học

Tỷ số truyền thực tế: ut= 4

Đường kính vòng lăn của cặp bánh răng:

{d w 1=2.a u w

t+1= 2.1054+1 =42(mm)

d w 2 =2.a w −d w 1 =168(mm)

Vận tốc trung bình của bánh răng: v= π d w 1 n1

60000 = π 42.143560000 =3,156( m s )

Tra bảng với bánh răng trụ răng thẳng và v = 3,156(m/s) ta được cấp chính xác của bộ truyền là: CCX= 8

Tra phụ lục với:

 CCX= 8

 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 đều tải trọng trên các đôi răng khi tính về ứng suất tiếp xúc, uốn: Tra bảng với {v=3,156( m s )

{K Hα=1,06

K Fα=1,23

3.6 Kiểm nghiệm răng về 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 cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp: Tra bảng

=> ZM = 274 MPa1/3

ZH – Hệ số kể đến hình dạng của bề mặt tiếp xúc:

ZH = √ 2

sin ⁡(2α t w)=√ 2

sin ⁡(2.20°)=1,76

– Hệ số sự trùng khớp của răng: Phụ thuộc vào hệ số trùng khớp ngang εα

εα – Hệ số trùng khớp ngang:

≈[1,88−3,2( 1

Z1 + 1Z

2) ]=[1,88−3,2( 1

21+ 184) ]=1,69

Z ε=√4−ε α

3 =√4−1,69

3 =0,877

KH – Hệ số tải trọng khi tính về 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√2 T1K H (u t+1)

b w u t d w 12 =274.1,76.0,877 √2.20697,21 1,229 (4 +1)

32.4 422 =448,89(Mpa)

Ta có ¿

=> Thoả mãn

3.7 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

- Ứng suất uốn cho phép của bánh chủ động và bị động:

KF – Hệ số tải trọng khi tính về uốn

KF = KFα.KFβ.KFv = 1,23.1,07.1,304 = 1,716

Yε – Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:

Y ε= ε1

α

= 1 1,69=¿ 0,591

Yβ – Hệ số kể đến độ nghiêng của răng: (do β=0)

YF1, YF2 – Hệ số dạng răng: Phụ thuộc vào số răng tương đương ZV1 và ZV2:

Ζ v1= Ζ1

cos3β=21

Ζ v 2= Ζ2 cos 3β=84 Tra bảng với:

 Zv1 = 21

 Zv2 = 84

 x1 = 0

 x2 = 0

Ta được:

{Y F1=4,04

Y F 2=3,609

Thay vào ta có:

{σ F1=2T1.K F .Y ε Y β Y F1

b w .d w 1 .m = 2.20697,21.1,716 0,591 1.4,0432.42.2 =63, 09(MPa) <[σ F1]=269,64 (Mpa)

σ F 2=σ F 1 Y F2

Y F1 = 63,09.3,6094,04 =56,35(MPa) <[σ F2]=253,161(Mpa)

3.8 Một vài thông số hình học của cặp bánh răng

Đường kính vòng chia:

{ d1=m Z1=2.21=42 (mm)

d2=m Z2=2.84=168(mm)

Khoảng cách trục chia:

a = 0,5.(d1 + d2) = 126 (mm)

Đường kính đỉnh răng:

{ d a 1 =d1+2(1+x1−∆ y)m=42+2.2=46(mm)

d a2 =d2+2(1+x2−∆ y).m=168+2.2=172(mm)

Đường kính đáy răng:

{ d f 1 =d1–(2,5−2 x1).m=42 –2,5.2=37(mm)

d f 2 =d2– (2,5−2 x2).m=168 – 2,5.2=163(mm) Đường kính vòng cơ sở:

{ d b1 =d1.cosα=42 cos20˚=39,46(mm)

Góc prôfin gốc: α = 200

3.9 Bảng tổng kết các thông số của bộ truyền bánh răng

PI = 3,11 (kw)

TI = 20697,21 (N.mm)

nI = 1435 (vòng/phút)

u = utt = 4

Lh = 12000 (h)

toán

Góc profin răng αt 200