Tính toán thiết kế hệ dẫn động tời kéo

Các thông số và kích thước của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng II.. Các thông số và kích thước của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng Phần IV: Tính toán thiết kế trục.... YR Hệ số

BẢN THUYẾT MINH ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG TỜI KÉO

2 Các thông số của bột truyền

3 Xác định tiết diện đai và chiều rộng bánh đai

Phần III: Truyền động bánh răng

I Bộ truyền bánh răng thẳng cấp nhanh 9

2 Phân phối tỉ số truyền

4 Tính toán bộ truyền bánh răng

5 Các thông số và kích thước của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng

II Bộ truyền bánh răng thẳng cấp chậm 19

2 Phân phối tỉ số truyền

4 Tính toán bộ truyền bánh răng

5 Các thông số và kích thước của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

Phần IV: Tính toán thiết kế trục 28

2 Tính toán đường kính trục

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

4 Xác định trị số và chiều của các chi tiết quay tác dụng lên trục

5 Xác định phản lực tại các gối đỡ

6 Tính momen tại các tiết diện nguy hiểm

Công suất yêu cầu: Pyc = Pt đ

yc td

P



β: Hệ số tải trọng tương đương

 : Hiệu suất bộ truyền

1

n i i



3 2 1

n

i d ol br k ot i

D: Đường kính tang

Mà ta có usơ bộ = usbH ộp usbNgoài Theo kinh nghiệm ta có:

2, 0

k dn

T T

ct

n u

b Phân phối tỷ số truyền:

 Theo phương pháp kinh nghiệm:

3, 01480,1

u n

II Tính toán bộ truyền ngoài

Mômen xoắn trên trục động cơ: Tđộng cơ = 30004,8 (N.mm)  30 (N.m)

1 Chọn tiết diện đai

Theo bảng 13-5/23[TL3] ,từ mômen xoắn trên trục động cơ ta chọn

Đai thang thường tiết diện A

Theo bảng 4-13/59[TL1] và bảng 13-5/23[TL3] ta tra được các thông số đai:

2 Xác định đường kính bánh đai:

Đường kính bánh đai nhỏ:

d1  1,2 d1min = 1,2 90 = 108 mm Chọn theo tiêu chuẩn 4.26/67[TL1] d1 = 140 Đường kính bánh đai lớn:

Theo công thức 4-2/53[TL1] với hệ số trượt đai ε = 0,01

 1

Nghiệm số vòng chạy của đai trong 1 giây, theo 4.15/60[TL1] 10,59    

dài đai l0 , tỉ số truyền u=1 và tải trọng tĩnh (Bảng 4.19[TL1])

Kd = 1,1 Hệ số tải trọng động (Bảng 4.7[TL1]) (Băng tải, động cơ loại II)

Cα = 0,89 Hệ số kể đến ảnh hưởng góc ôm α1=137,9o(Bảng 4.15[TL1])

Cl = 1,0 Hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai l/lo=0,94(Bảng 4.16[TL1])

Cu = 1,14 Hệ số kể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền u=3,01 (Bảng 4.17[TL1])

Cz = 0,95 Hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các

P C C C C

Lấy z = 3 đai Chiều rộng bánh đai theo 4.17/63[TL1] và bảng 4.21/63[TL1]

(Với đai thang tiết diện A có t = 15, e = 10, h0 = 3,3)

B = (z – 1).t + 2.e = (3 – 1).15 + 2.10 =50 (mm) Đường kính ngoài của bánh đai:

da1 = d1 + 2.h0 = 100 + 2.3,3 = 106,6 (mm)

4 Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục

Lực căng ban đầu được tính theo 4.19/63[TL1]

1 0

780

d v

Fv Lực căng do lực li tâm sinh ra Fv= 0 khi bộ truyền có khả năng tự điều chỉnh lực

căng Nếu định kỳ điều chỉnh lực căng thì Fv = qm.v2 (qm: Khối lượng 1 mét chiều dài đai tra bảng13.3/22[TL3]) Fv = 0,105 10,592 = 11,8 (N)

 1

II I THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

Do tốc độ quay và cường độ làm việc nhỏ hơn bánh nhỏ nên chọn độ rắn bánh lớn thấp hơn 10-15 Chọn độ rắn bánh răng nhỏ là HB2 = 230

A Bộ truyền cấp nhanh: Bánh trụ răng thẳng, tỉ số truyền u1=4,2

 và Folim là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở

SH , SFlà hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn Chọn độ rắn bánh răng nhỏ là HB1 = 245

Chọn độ rắn bánh răng lớn là HB2 = 230 Vậy:

0 HL

mH HE

m N

mH,mF:bậc của đường cong mỏi khi thu về tiếp xúc và uốn

Do chọn độ rắn mặt răng HB<350 nên mH=6;mF=6

Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương

Vì bộ truyền chịu tải trọng thay đổi nhiều bậc nên NHE, NHF được tính theo công thức 7/93[TL1]; 6-8/93[TL1]:

6-3 HE

Với Ti là mômen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét

ni là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét

ti tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét

c số lần ăn khớp trong 1 vòng quay Tính bánh răng bị động:

i i

T

n t T

NHE1> NHE2 >NHo1

NFE1> NFE2 > NFo1 Nên lấy hệ số tuổi thọ KHL1 = 1; KFL1 = 1

Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép được tính theo công thức 1/91[TL1] và

6-2/91[TL1]

  lim

o H

H

Z Z K K S



o F

F R s xF FC FL

F

Y Y K K K S

KxH Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng

YR Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng

Ys Hệ số xét đến ảnh hưởng của vật liệu đối với tập trung ứng suất

KxF Hệ số xét đến kích thước của bánh răng ảnh hưởng đối với độ bền uốn

KFC Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải Bộ truyền quay 1 chiều => KFC = 1

KHL; KFL Hệ số tuổi thọ

SH ; SF Hệ số an toàn khi tính tiếp xúc bền uốn

Hlim Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với chu kỳ cơ sở

Flim Ứng suất uốn cho phép ứng với chu kỳ cơ sở Khi thiết kế sơ bộ ta lấy ZR.ZV.KxH = 1 và YR.Ys.KxF = 1 Vậy ta có

  Hlim

H

K S



  Flim

FL FC F

T1 Mômen xoắn trên trục bánh chủ động T1=86727,8

 σH Ứng suất tiếp xúc cho phép σH 481,8MPa

u Tỉ số truyền u = 4,2

w w

ψba

b a

 bw là chiều rộng vành răng Hộp khai triển => ψba 0,3 0,5 Chọn

b Xác định các thông số ăn khớp

Theo công thức 6-17[TL1] ta có m=(0,010,02).aw = 1,753,5

Theo tiêu chuẩn bảng 6-8/99[TL1] chọn m = 3

Chọn sơ bộ góc nghiêng β=10o, do đó cosβ = 0,9848 Theo 6-31/103[TL1]

94

4, 2722

m

Z u Z

y

t

y k

Theo 6-25/100[TL1] tổng hệ số dịch chỉnh xt

xt= y+ y = 0,33 + 0,007= 0,337 Theo 6-26/101[TL1] hệ số dịch chỉnh bánh 1:

2 1 1

c Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

H w w HV

H H

b d K

m

w 0

H H

u

a.v.g.δ

m

a d

u

Theo bảng 6-13/106[TL1] chọn cấp chính xác 9

Theo bảng 6-15/107[TL1] và 6-16/107[TL1]

73

;006,0

H H

b d K

Vậy độ bền tiếp xúc thỏa mãn điều kiện

d Kiểm nghiệm độ bền uốn

KFV = 1 +

α β

ν

F F 1

1 w w F

K.K.F2

d.b

với

m

w 0

F F

u

aV.g.δ

YxF Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn YxF = 1 do da<400

Như vậy độ bền uốn thỏa mãn

e Kiểm nghiệm răng về quá tải

Điều kiện về quá tải theo công thức 6-48/110[TL1] và 6-49/110[TL1] với Kqt = Tmax/T = 1,5

σHmax σH K qt 401,44 1,5 491,66 σ  H max  1260 MPa

σF1max σ F1K qt 67,8.1,5 101,7 σ  F1 max 464MPa

σF2max σ F2K qt 62,4.1,5 93,6 σ  F2 max 360(Mpa)

Vậy khả năng quá tải đạt yêu cầu

5 Thông số và kích thước bộ truyền

mm

mm Đường kính đỉnh răng da da1=d1+2(1+x1-y).m

da2=d2+2(1+x2-y).m

72,3 289,6

mm

mm Đường kính đáy răng df df1=d1 - ( 2,5 - 2x1)m

df2=d2 - ( 2,5 - 2x2).m

58,9 276,1

x1

x2

xt=[(z2 + z1)(invαtw – invαt)]/(2.tgα) 0,337

0,06 0,277

mm

mm

mm

Hệ số trùng khớp ngang    z tg1 a1z tg2 a2(z2z tg1) tw/(2 ) 1,7

B Bộ truyền cấp chậm: Bánh trụ răng nghiêng

Tỉ số truyền 2

1

14, 7

3,524,18

hop u u u

 và o

lim F

 là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở

SH , SFlà hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn Chọn độ rắn bánh răng nhỏ là HB3 = 260

Chọn độ rắn bánh răng lớn là HB4 = 245 Vậy:

mH HE

m N

mH,mF:bậc của đường cong mỏi khi thu về tiếp xúc và uốn

Do chọn độ rắn mặt răng HB<350 nên mH=6;mF=6

Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương

Vì bộ truyền chịu tải trọng thay đổi nhiều bậc nên NHE, NHF được tính theo công thức 7/93[TL1]; 6-8/93[TL1]:

6-3 HE

Với Ti là mômen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét

ni là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét

ti tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét

c số lần ăn khớp trong 1 vòng quay Tính bánh răng bị động:

i i

T

n t T

NHE3> NHE4 >NHo3

NFE3> NFE4 > NFo3 Nên lấy hệ số tuổi thọ KHL3 = 1; KFL3 = 1

Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép được tính theo công thức 1/91[TL1] và

6-2/91[TL1]

  lim

o H

H

Z Z K K S



o F

F R s xF FC FL

F

Y Y K K K S

KxH Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng

YR Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng

Ys Hệ số xét đến ảnh hưởng của vật liệu đối với tập trung ứng suất

KxF Hệ số xét đến kích thước của bánh răng ảnh hưởng đối với độ bền uốn

KFC Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải Bộ truyền quay 1 chiều => KFC = 1

KHL; KFL Hệ số tuổi thọ

SH ; SF Hệ số an toàn khi tính tiếp xúc bền uốn

Hlim Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với chu kỳ cơ sở

Flim Ứng suất uốn cho phép ứng với chu kỳ cơ sở

Khi thiết kế sơ bộ ta lấy ZR.ZV.KxH = 1 và YR.Ys.KxF = 1 Vậy ta có

  Hlim

H

K S



  Flim

FL FC F

T1 Mômen xoắn trên trục bánh chủ động T2= 350083

 σH Ứng suất tiếp xúc cho phép σH 495,4MPa

u2 Tỉ số truyền u2 = 3,52

w w

ψba

b a

 bwlà chiều rộng vành răng Hộp khai triển => ψba 0,3 0,5

Theo công thức 6-17[TL1] ta có m=(0,010,02).aw = 2,34,6

Theo tiêu chuẩn bảng 6-8/99[TL1] chọn m = 3

Chọn sơ bộ góc nghiêng β=10o, do đó cosβ = 0,9848 Theo 6-31/103[TL1]

m

z u z

39’14”=13,65o

c Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

2.cos12,81

1, 723sin 2.20,53

H H

b d K

Vậy độ bền tiếp xúc thỏa mãn điều kiện

d Kiểm nghiệm về độ bền uốn

F

u

a v

g δ

Ys - Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đến tập trung ứng suất

Ys = 1,08- 0,0695 ln (m) Với m =3 mm

Thay số Ys=1,08-0,0695.ln 3 = 1,004

YR- Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng , chọn yR= 1 ( bánh răng phay )

YxF Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn YxF = 1 do da<400

4 4

''

e Kiểm nghiệm răng về quá tải

Điều kiện về quá tải theo công thức 6-48/110[TL1] và 6-49/110[TL1] với Kqt = Tmax/T = 1,5

σHmax σH K qt 453,5 1,5 555,4 σ  H max  1260 MPa

σF3max σ F3K qt 113,4.1,5 170,1 σ  F3 max 464MPa

σF4max σ F4K qt 108,9.1,5 163,4 σ  F4 max 360(Mpa)

Vậy khả năng quá tải đạt yêu cầu

5 Thông số và kích thước bộ truyền

d4=m.z4/cosβ

101,87 358,11

mm

mm Đường kính đỉnh răng da da3=d3+2(1+x3-y).m

da4=d4+2(1+x4-y).m

107,87 364,11

mm

mm Đường kính đáy răng df df3=d3 - ( 2,5 - 2x3)m

df4=d4 - ( 2,5 - 2x4).m

94,37 350,61

IV THIẾT KẾ TRỤC VÀ CHỌN Ổ LĂN

THIẾT KẾ TRỤC

1 Chọn vật liệu:

Vật liệu chế tạo các trục I là thép 45 có σb = 850 MPa

Vật liệu chế tạo các trục II, III là thép 45 có σb = 600 MPa

2 Xác định sơ bộ đường kính trục:

0, 2

T d

3 Xác định các khoảng cách

Chiều rộng ổ lăn theo đường kính trục sơ bộ của trục I (dsb2= 50) theo bảng 10-2/189[TL1]:

b o =27(mm) Chiều dài mayơ bánh đai và mayơ bánh răng trụ được tính theo công thức 10-10/189[TL1]

lm = ( 1,2 1,5 ) dsbMayơ bánh răng 1 và bánh đai trên trục I

lm11 = lm1d = ( 1,2 1,5 ) 30 = 36 45 (mm) Chọn l m1d = 40 mm

Để đảm bảo chiều dài mayơ với chiều rộng BR Chọn l m11 = 52,5 mm

Mayơ bánh răng 2 và bánh răng 3 trên trục II

lm22 = lm23 = ( 1,2 1,5 ) 50 = 60 75 (mm) Chọn l m22 = l m23 = 70 mm

Mayơ bánh răng 4 và khớp nối trên trục III

lm34 = lm3k = ( 1,2 1,5 ) 70 = 84 105 (mm) Chọn l m34 = l m3k = 85 mm

Chiều rộng các khoảng cách khác được tra trong bảng 10-3/189[TL1]:

Chọn k 1 = 15 Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp

Chọn k 2 = 5 Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp

Chọn k 3 = 10 Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ

Chọn k 4 = 10 Khoảng cách giữa các chi tiết quay

Chọn h n = 15 Chiều cao nắp ổ cà đầu bulông

Xác định chiều dài giữa các ổ:

4 Xác định các lực và sơ đồ đặt lực: Theo công thức 10-1/184[TL1] ta có:

 1

Xác định lực tại các ổ lăn dựa vào pt cân bằng lực & mômen tại các gối trục theo phương x và y

M F l F l F l F d

F F

5 Xác định chính xác đường kính và chiều dài các đoạn trục

129329

50597

50597 173181

86727,8

340,8

5 Xác định chính xác đường kính và chiều dài các đoạn trục

471,53958,86877,9

32298

378901

271178

5 Xác định chính xác đường kính và chiều dài các đoạn trục

C TRỤC III Biểu đồ mômen Trục III

Mx

My T

217 83,5 68,5

2000

1937,2 3192,5

2650,5

542

2940,7

1670,3 6877,9

M d

Lấy theo tiêu chuẩn d 11 = 32

Tại tiết diện 1-2 chỗ lắp ổ lăn 11

 

3 3

Lấy theo tiêu chuẩn d 12 = 25

Tại tiết diện 1-3 chỗ lắp ổ lăn bánh đai:

 

3 3

Lấy theo tiêu chuẩn d 13 = 24

Tại tiết diện 1-0 chỗ lắp ổ lăn 10

Lấy đồng bộ đường kính với ổ lăn 11

d 10 = d 12 = 25

TRỤC II:

 σ Ứng suất cho phép của thép chế tạo trục Tra bảng 10-5[TL1]   50 Mpa 

Từ biểu đồ momen ta thấy tiết diện 2-1 lắp bánh răng nghiêng và tiết diện 2-2 lắp bánh răng thẳng là tiết diện nguy hiểm Từ biểu đồ mômen ta thấy nếu tiết diện 2-1 đủ bền thì tiết diện 2-2 cũng đủ bền

Tại tiết diện 2-1 lắp bánh răng 3:

 

3 3

Lấy theo tiêu chuẩn d 21 = 48

Tại tiết diện 2-2 lắp bánh răng 2:

 

3 3

Lấy theo tiêu chuẩn d 22 = 48 để cân đối với mặt cắt tiết diện 21

Tại tiết diện 2-0 và 23chỗ lắp ổ lăn:

Lấy đồng bộ đường kính với ổ lăn 20 và 21

d 20 = d 23 =45 TRỤC III:

 σ Ứng suất cho phép của thép chế tạo trục Tra bảng 10-5[TL1]   50 Mpa 

Từ biểu đồ momen ta thấy tiết diện 30, 31 và tiết diện 32 là các tiết diện nguy hiểm

Tại tiết diện 3-0 lắp khớp nối:

 

3 3

Lấy theo tiêu chuẩn d 30 =55

Tại tiết diện 3-1 lắp ổ lăn 30:

 

3 3

Lấy theo tiêu chuẩn d 31 = 60

Tại tiết diện 3-2 lắp bánh răng 4:

 

3 3

Lấy theo tiêu chuẩn d 32 = 63

Tại tiết diện 3-3 lắp ổ lăn 31:

Lấy đồng bộ d 30 = d 33 = 60

7 Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo được độ bền mỏi yêu cầu nếu hệ số an toàn tại các chi tiết nguy hiểm thỏa mãn điều kiện sau: 10-19/195[TL1]

][s

.s

=s

2 2 j j

s

s

j j

Trong đó [s]: hệ số an toàn cho phép, thông thường [s] = 1,5…2,5

sσj : hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp

1 j

Với thép 45 có b=600Mpa => σ-1 = 0,436 σb = 0,436.600 = 261,6 MPa

τ-1 = 0,58 σ-1 = 0,58 261,6 = 157,728 Mpa

σaj, σmj: biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp tại tiết diện j

τaj, τmj: biên độ và trị số trung bình của ứng suất tiếp tại tiết diện j

Đối với trục quay ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng: do đó aJ tính theo

σmj = 0 σaj = σmaxj =

j

j W M

Trong đó Wj mômen cản uốn,công thức tính bảng10-6[TL1]

Đối với tiết diện tròn:

3

.W

32

j J

j j

J

b t d t d

32

j j

J

b t d t d

16

j oJ

d

W  mm



Đối với tiết diện có 1 rãnh then:    2

3

0

j j

16

j j

Xác định hệ số an toàn tại các mặt cắt nguy hiểm:

TRỤC I: Mặt cắt 1-1 lắp bánh răng, mặt cắt 1-2 lắp ổ lăn và mặt cắt 1-3 lắp bánh đai

TRỤC II: Mặt cắt 2-1 lắp bánh răng nghiêng

TRỤC III: Mặt cắt 3-0 lắp khớp nối, mặt cắt 3-1 lắp ổ lăn và mặt cắt 3-2 lắp bánh răng

Các ổ lăn được lắp ghép theo k6, lắp bánh răng, bánh đai, nối trục theo k6 kết hợp với lắp then

Kích thước của then, trị số của mômen cản uốn và mômen cản xoắn ứng với tiết diện trục như sau:

0 43,6

0 10,9 26,7

7,4 14,1 17,7 8,6 16,1 16,1 13,7 Các hệ số Kdj , Kdj đối với các tiết diện nguy hiểm được tính theo công thức10-25 và 10-26/197[TL1]

1

x dj

y

K K K

y

K K K

Kx hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt Các trục được gia công trên máy tiện

Các tiết diện nguy hiểm đạt Ra=2,5 0,63 μm, theo bảng 10-8/197[TL1] Kx=1,06

Ky Hệ số tăng bền bề mặt Ky=1 do ko dùng phương pháp tăng bền bề mặt

εσ, ετ Hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi

Theo bảng 10-10/198[TL1] tìm được εσ, ετ

Kσ, Kτ Hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn.Theo bảng 10-12/199[TL1]

khi dùng dao phay ngón với σb = 600 => Kσ = 1,76 Kτ = 1,54 /ε Trị số với bề mặt trục lắp có độ dôi được tra trong bảng 10-11/198[TL1]