Tải bản đầy đủ - 0 (trang)
CHƯƠNG 3. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN

CHƯƠNG 3. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN

Tải bản đầy đủ - 0trang

Đồ án Thiết kế kỹ thuật



GVHD: Nguyễn Tường Long



Vận tốc đai nhỏ hơn (m/s)

3.1.2.2. Đường kính đai lớn

Tính theo cơng thức 4.10 [2] trang 142

(mm)

Trong đó: là hệ số trượt (0,010,02)

Chọn đường kính theo tiêu chuẩn, (mm) (dãy số chọn đường kính trang 166 [2])

Tỷ số truyền thực tế:

Sai số tỷ số truyền:

Vậy thỏa mãn điều kiện: ta có thể giữ nguyên các thông số đã chọn

3.1.2.3. Khoảng cách trục a và chiều dài đai L

Chọn sơ bộ khoảng cách trục là:

Chiều dài sơ bộ của đai: (công thức 4.4 trang 141 [2])



Theo tiêu chuẩn chiều dài L trang 136 [2], ta chon L = 1800 (mm)

Tính số vòng chạy của đai trong một giây:

Do đó điều kiện được thỏa.

Tính chính xác khoảng cách trục theo chiều dài tiêu chuẩn: (công thức 4.5a trang

141 [2])

Với



Kiểm nghiệm điều kiện (công thức trang 166

mãn:

Trong đó:

Trang 11



[2]



), khoảng cách trục cần thỏa



Đồ án Thiết kế kỹ thuật



GVHD: Nguyễn Tường Long



Vậy khoảng cách trục thỏa mãn điều kiện

Góc ơm bánh đai nhỏ:

Theo cơng thức 4.2 [2] trang 140, tính góc theo độ

3.1.2.4. Xác định số đai z

Tính số đai theo cơng thức 4.48 [2] trang 164

Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc:

Hệ số xét đến ảnh hưởng của góc ơm đai:

Hệ số xét đến ảnh hưởng của tỷ số truyền u:

Vì u = 3,12 > 2,5

Hệ số xét đến ảnh hưởng của chiều dài L:

Hệ số xét đến sự ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng giữa các dây

đai:

Ta chọn sơ bộ

Hệ số xét đến sự ảnh hưởng của chế độ tải trọng:

Theo bảng 4.8 [2] trang 162, ta chọn kW, khi d1 = 112mm, L0 = 1700mm, v =

17,17 m/s và đai loại A.

Số dây đai được xác định theo công thức:

Ta chọn z = 5 đai

3.1.2.5. Chiều rộng bánh đai và đường kính bánh đai

Tính chiều rộng bánh đai theo công thức 4.17 trang 63 [1]



Trang 12



Đồ án Thiết kế kỹ thuật



GVHD: Nguyễn Tường Long



Với và tra trong bảng 4.21 trang 63[1]

Suy ra

Tính đường kính ngồi của bánh đai:

Banh đai dẫn:

Banh đai bị dẫn:

Với tra trong bảng 4.21 [1] trang 63

3.1.3. Xác định lực trong bộ truyền

3.1.3.1. Xác định lực vòng

(cơng thức 4.20 [1] trang 64)

Trong đó: là khối lượng 1 mét chiều dài đai

Tra bảng 4.22 trang 64 - [ CITATION Trị \l 1066 ] ta được = 0,105 kg/m

Suy ra

3.1.3.2. Xác định lực căng ban đầu

Theo công thức 4.19 [1] trang 63



Lực căng mỗi dây đai 28,39 N

3.1.3.3. Lực tác dụng lên trục

Theo công thức 4.21 [1] trang 64

3.1.3.4. Lực vòng có ích

Theo cơng thức 3.4 [2] trang 94



Lực vòng trên mỗi dây đai 110,31 N

3.1.3.5. Ứng suất lớn trong dây đai



Với E = 100 MPa, module vật liệu đai (E = 100350 MPa), suy ra:

Trang 13



Đồ án Thiết kế kỹ thuật



GVHD: Nguyễn Tường Long



3.1.3.6. Tuổi thọ của đai

Xác định theo công thức 4.37 [2] trang 156

Thơng số



Trị số



Đường kính bánh đai nhỏ: d1 (mm)



112



Đường kính bánh đai lớn: d2 (mm)



355



Khoảng cách trục: a (mm)



519



Chiều dài đai: L (mm)



1800



Góc ơm đai: (độ)



153,31o



Số đai: z



5



Chiều rộng đai: B (mm)



80



Lực căng ban đầu: Fo (N)

Lực tác dụng lên trục: Fr (N)

1381,36

Bảng 2. Thông số bộ truyền đai thang

3.2. Thiết kế bộ truyền trục vít – bánh vít

3.2.1. Số liệu ban đầu:

Công suất P (kW)



9,31



Moment xoắn T1 (Nmm)



94676,29



Moment xoắn T2 (Nmm)



995294,82



Số vòng quay n1 (vg/ph)



940



Số vòng quay n2 (vg/ph)



76



Tỷ số truyền u



12,50



3.2.2. Dự đốn vận tốc trượt

Theo cơng thức (7.8) [2] trang 312



Tương ứng, vận tốc trượt vs = 3,8 (m/s) ta chọn cấp chính xác 8 theo bảng 7.4

trang 312



[2]



Vì vs < 5 (m/s), ta chọn đồng thanh không thiết BrAlFe9-4 đúc trong khuôn cát

và thép 45C với = 400MPa và = 200MPa làm bánh vít.

Trang 14



Đồ án Thiết kế kỹ thuật



GVHD: Nguyễn Tường Long



Chọn vật liệu cho trục vít là thép 45C được tơi rắn với độ rắn > 45

sau đó được mài và đánh bóng ren vít (bảng 7.8 [2])



HRC,



3.2.3. Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép của

bánh vít

Theo cơng thức 7.25

bánh vít:



[2]



trang 322, ta xác định ứng suất tiếp xúc cho phép của



[2]



trang 322 ta xác định ứng suất uốn cho phép của bánh



Ta chọn MPa

Theo công thức 7.28

vít:



Trong đó được tính theo cơng thức 7.29 [2] trang 322:

Nếu thì ta lấy

3.2.4. Chọn số mối ren

Ta chọn với tỷ số truyền u = 12,50 (mục 7.3 [2] trang 310)

Số răng bánh vít răng

Tính chính xác tỷ số truyền:

Chọn hệ số đường kính , chọn .

3.2.5. Chọn hiệu suất sơ bộ của bộ truyền trục vít

Theo cơng thức 7.11 [2] trang 314:

3.2.6. Tính khoảng cách trục theo độ bền tiếp xúc

Theo cơng thức 7.42a [2] trang 326



Trong đó hệ số tải trọng tính với và theo bảng 7.6 [2] trang 316

Tính mơ-đun

Ta chọn m = 6,3 theo tiêu chuẩn

Vậy khoảng cách trục

Trang 15



Đồ án Thiết kế kỹ thuật



GVHD: Nguyễn Tường Long



Do không thể chọn hệ số dịch chỉnh để khoảng cách trục tiêu chuẩn nên ta có

thể lấy giá trị khoảng cách trục này.

3.2.7. Xác định kích thước chính của bộ truyền

Thơng số hình học



Cơng thức



Trục vít

Đường kính vòng chia

Đường kính vòng đỉnh

Đường kính vòng đáy

Góc xoắn ốc vít

Chiều dài phần cắt ren trục vít

Bánh vít

Đường kính vòng chia

Đường kính vòng đỉnh

Đường kính vòng đáy

Khoảng cách trục

Đường kính lớn nhất của bánh

vít

Chiều rộng của bánh vít b2

Bảng 3. Thơng số hình học cảu bánh vít và trục vít

3.2.8. Vận tốc trượt xác định

Theo công thức 7.7 [2]



Hệ số tải trọng tính tra theo bảng 7.6 [ CITATION Ngu16 \l 1066 ] và

Hiệu suất theo công thức 7.9 [2]:

Với .

3.2.9. Tính tốn lại ứng suất tiếp xúc cho phép



Vậy trị này phù hợp với giá trị đã chọn



Trang 16



Đồ án Thiết kế kỹ thuật



GVHD: Nguyễn Tường Long



3.2.10. Xác định số răng tương đương bánh vít

Chọn hệ số YF2 = 1,45 theo bảng 7.10 [2] trang 327

Kiểm nghiệm độ bền uốn của bánh vít theo cơng thức 7.43 [2] trang 327

3.2.11. Tính tốn nhiệt

Theo cơng thức 7.47 [2] trang 328



Nhiệt độ nằm trong phạm vi cho phép.

3.2.12. Kiểm tra độ cứng của trục vít

Theo cơng thức 7.50 trang 329 [2]

Với – Moment quá tính tương đương mặt cắt trục vít

3.3. Thiết kế răng trụ thẳng

3.3.1. Chọn vật liệu

Chọn vật liệu nào tùy thuộc vào yêu cầu cụ thể: tải trọng lớn hay nhỏ, khả năng

công nghệ và thiết bị chế tạo cũng như vật tư cung cấp,… Đối với hộp giảm tốc

chịu cơng suất trung bình và nhỏ chỉ cần chọn vật liệu nhóm I có độ rắn HB ,

bánh răng được thường hóa hoặc tơi cải thiện. Nhờ độ rắn thấp nên có thể cắt

răng chính xác sau khi nhiệt luyện, đồng thời bộ truyền có khả năng chạy mòn.

Do khơng có u cầu đặc biệt và quan điểm thống nhất trong thiết kế, thuận tiện

việc gia công chế tạo, ở đây ta chọn vật liệu làm các bánh răng như nhau, cụ thể

là thép 45 tôi cải thiện, với

Bánh răng nhỏ (bánh 1):

- Độ rắn HB = (241…285)

- Giới hạn bền:

- Giới hạn chảy:

Chọn độ rắn bánh nhỏ:

Bánh răng lớn (bánh 2):

Trang 17



Đồ án Thiết kế kỹ thuật



GVHD: Nguyễn Tường Long



- Độ rắn HB = (192…240)

- Giới hạn bền:

- Giới hạn chảy:

Chọn độ rắn bánh lớn:

3.3.2. Xác định ứng suất cho phép

Ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép được xác định theo công

thức (6.1) và (6.2) trang 91[1]

[ H ]   0 H lim



K HL Z R ZV Kl K xH

sH



[ F ]   0 F lim



YRYS K XF K FC K FL

sF



ZR: hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt

ZV : hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng

Kl : hệ số xét đến ảnh hưởng điều kiện bôi trơn, thông thường chọn Kl =1.

KxH : hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răng

YR



: hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượng chân răng



YS



: hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất



K XF



: hệ số xét đến ảnh hưởng kích thước răng đến độ bền uốn



: ứng suất tiếp xúc cho phép

: ứng suất uốn cho phép

: hệ số an tồn khi tính về tiếp xúc và uốn, tra bảng 6.2 [1]

K FC : hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải, K FC  1 (bộ truyền quay 1 chiều)



Trong thiết kế sơ bộ lấy Z R ZV K xH  1 , YRYS K XF  1 , khi đó cơng thức tính và

trở thành:



[ H ]   0H lim



K HL

sH



[ F ]   0 F lim



K FL .K FC

sF

Trang 18



Đồ án Thiết kế kỹ thuật



GVHD: Nguyễn Tường Long



Trong đó trị số và theo bảng 6.2 trang 94 [1]: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB

= (180…350).



 0 H lim  2HB  70



;



SH=1,1



 0 F lim  1,8HB



;



SF=1,75



 0 H lim1  2 HB1  70  2 �250  70  570 MPa

 0 H lim2  2 HB2  70  2 �220  70  510 Mpa

 0 F lim1  1,8HB1  1,8 �250  450 Mpa



 0 F lim2  1,8HB2  1,8 �220  396 Mpa

K FL , K HL hệ số tuổi thọ, xác định theo công thức (6.3),(6.4) trang 93 [1]



K HL  mH



N HO



K FL  mH



N FO



N HE

N FE



mH,mF : bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn chọn mH  6 , mF  6

đối với trường hợp độ rắn HB

NHO: số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc, xác định theo công

thức (6.5) trang 93 [1]



N HO  30HB 2,4

N HO1  30 HB12,4  30 �2502,4  1,71.107 chu kỳ



N HO 2  30HB22,4  30 �2202,4  1,26.107 chu kỳ

NFO : số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn, N FO = 4.106 đối với các

loại thép

NFE, NHE : số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương, trường hợp bộ truyền làm

việc với tải trọng thay dổi nhiều bậc, NFE, NHE được xác định bởi công thức

(6.7),(6.8) trang 93 [1]:

n



� Ti





Tmax

1 �



N HE  60c�



3





nt



� ii



Trang 19



Đồ án Thiết kế kỹ thuật



GVHD: Nguyễn Tường Long

6



n



� Ti



�Tmax

1 �





nt



� ii





N FE  60c�

Trong đó:



c : số lần ăn khớp trong 1 vòng quay, c=1

ni : số vòng quay của bánh răng, nII = 76 v/p, nIII = 17 v/p

ti : tổng số giờ làm việc, ti = 48000 giờ

Ti : moment xoắn



1.3.108

3,5.107

1,2.108

3,1.107

Vậy:



N HE1  N HO1 ,

Ta lấy:



N HE 2  N HO 2 ,



NHE = NHO



,



N FE1  N FO1 ,



N FE 2  N FO 2



NFE = NFO



Khi đó ta có: KHL = 1 và KFL = 1 (đường cong mỏi gần đúng là đường thẳng

song song với trục hoành, tức là trên khoảng này giới hạn tiếp xúc và giới hạn

uốn là không thay đổi)

Ứng suất tiếp xúc cho phép:



[ H 1]   0 H lim1



K HL1 570.1



 518,18MPa

sH

1,1



[ H 2 ]   0 H lim2



K HL2 510.1



 463, 64MPa

sH

1,1



[ F1]   0 F lim1



K FL1.K FC

sF







450.1.1

 257,14 MPa

1, 75



[ F 2 ]   0 F lim2



K FL .K FC

sF







396.1.1

 226, 29MPa

1, 75



Với bộ truyền động bánh răng trụ răng thẳng, ứng suất tiếp xúc cho phép là giá

trị nhỏ hơn trong 2 giá trị



[ H 1] và [ H 2 ] , vậy:



[ H ]  [ H 2 ]  463, 64MPa



Trang 20



Đồ án Thiết kế kỹ thuật



GVHD: Nguyễn Tường Long



Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải với bánh răng tôi cải thiện được xác định

bởi công thức (6.13) trang 95 [1]:



[ H ]max  2,8. ch

[ H 1]max  2,8. ch1  2,8.580  1624MPa



[ H 2 ]max  2,8. ch 2  2,8.450  1260MPa

Ứng suất uốn cho phép khi quá tải trong trường hợp HB được xác định bởi công

thức (6.14) trang 96 [1]:



[ F ]max  0,8. ch



[ F1]max  0,8. ch1  0,8.580  464MPa

[ F 2 ]max  0,8. ch 2  0,8.450  360MPa

3.3.3. Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền

3.3.3.1. Xác định khoảng cách trục

Khoảng cách trục aw được xác định bởi công thức (6.15a) trang 96 [1]:



aw  Ka  u1 �1 3



T1.K H 

2





H �



�u1 ba



Trong đó :

Dấu (+) dùng trong trường hợp bánh răng ăn khớp ngoài, dấu (-) dùng trong

trường hợp bánh răng ăn khớp trong

Ka



: hệ số phụ thuộc vật liệu của cặp bánh răng và loại răng, tra bảng 6.5 trang



96 [1] ta chọn được:



K a  49.5  MPa1/3 



T1 : moment xoắn trên trục bánh chủ động T1  995294,82 Nmm



H �

  H  : Ứng suất tiếp xúc cho phép �



� 463,64MPa

u1 : tỷ số truyền u1  4,5

Các hệ số  ba , bd tra từ bảng 6.6

bởi công thức (6.16) trang 97 [1]:

Chọn



[1]



với độ cứng HB �350 và được xác định



 ba  0,25 ;  bd  0,53. ba  u1  1  0,53.0,25  4,5 1  0,7288



Trang 21



Tài liệu bạn tìm kiếm đã sẵn sàng tải về

CHƯƠNG 3. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN

Tải bản đầy đủ ngay(0 tr)

×