NHẬN XÉT CỦA GIÁO VIÊN HƯỚNG DẪN
…………………………………………………………………………………….......
…………………………………………………………………………………….......
…………………………………………………………………………………….......
…………………………………………………………………………………….......
…………………………………………………………………………………….......
…………………………………………………………………………………….......
…………………………………………………………………………………….......
…………………………………………………………………………………….......
…………………………………………………………………………………….......
…………………………………………………………………………………….......
…………………………………………………………………………………….......
…………………………………………………………………………………….......
…………………………………………………………………………………….......
NHẬN XÉT CỦA GIÁO VIÊN PHẢN BIỆN
…………………………………………………………………………………….......
…………………………………………………………………………………….......
…………………………………………………………………………………….......
…………………………………………………………………………………….......
…………………………………………………………………………………….......
…………………………………………………………………………………….......
…………………………………………………………………………………….......
…………………………………………………………………………………….......
…………………………………………………………………………………….......
…………………………………………………………………………………….......
…………………………………………………………………………………….......
…………………………………………………………………………………….......
…………………………………………………………………………………….......
LỜI NĨI ĐẦU
Tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí là u cầu khơng thể thiếu đối với một kĩ sư ngành cơ
khí, nhằm cung cấp kiến thức cơ sở về máy và kết cấu máy.
Thông qua đồ án môn học chi tiết máy mỗi sinh viên được hệ thống lại kiến thức đã học nhằm
tính tốn thiết kế máy theo các chỉ tiêu chủ yếu về khả năng làm việc, thiết kế kết cấu chi tiết
máy, vỏ khung và bệ máy, chọn cấp chính xác, lắp ghép và phương pháp trình bày, bản vẽ,
trong đó cung cấp nhiều số liệu mới về phương pháp tính, về dung sai lắp ghép và các số liệu
tra cứu khác. Do đó khi thiết kế đồ án chi tiết máy phải tham khảo các giáo trình như Chi Tiết
Máy, Tính Tốn Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí, Dung sai và Lắp Ghép, Nguyên Lí
Máy,...Từng bước giúp sinh viên làm quen với cơng việc thiết kế và nghề nghiệp sau này của
mình.
Nhiệm vụ của em là thiết kế hệ dẫn động xích tải bao gồm có hộp giảm tốc hai cấp phân đôi,
bộ truyền đai.
Lần đầu tiên làm quen với công việc thiết kế với một khối lượng kiến thức tổng hợp lớn và có
nhiều phần chúng em chưa nắm vững, dù đã tham khảo các tài liệu xong khi thực hiện đồ án,
trong tính tốn khơng thể tránh được những thiếu sót. Em mong được sự góp ý và giúp đỡ của
các thầy cô giáo.
Em xin chân thành cảm ơn các thầy cô giáo, đặc biệt là thầy ‘Đặng Văn Ánh’ đã hướng dẫn
tận tình và cho em nhiều ý kiến quý báu cho việc hoàn thành đồ án này.
Tp.HCM ngày 30 tháng 5 năm 2016
Sinh viên thực hiện
Bùi Quang Tú
Đặng Duy Thường
Nguyễn Vĩnh Xuân
BỘ CƠNG THƯƠNG
TRƯỜNG ĐẠI HỌC CƠNG NGHIỆP TP.HCM
KHOA CƠ KHÍ
BỘ MÔN THIẾT KẾ MÁY
---------
---------
ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY
THIẾT KẾ HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ
Sinh viên thực hiện: 1/ Lê Phương Nam
2/ Lê Nguyễn Gia Huy
3/ Lê Quốc Hải
Lớp học phần: DHCDT14A
Giáo viên hướng dẫn: ThS Lê Vũ Hải
MSSV:
18051281
18036701
180
Ký tên:
ĐỀ 06: THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG THÙNG TRỘN
T
T
t
Hình 1. Sơ đồ hệ thống
Hệ thống dẫn động gồm:
1. Động cơ điện
2. Bộ truyền đai
3. Hộp giảm tốc
4. Khớp nối
5. Thùng trộn
Hình 2. Sơ đồ tải trọng
Số liệu thiết kế:
• Cơng suất trên trục thùng trộn, P (kW): 3 kW
• Số vịng quay trên trục thùng trộn, n (vg/ph): 46 vg/ph
• Thời gian phục vụ, L (năm): 7 năm
• Hệ thống quay một chiều, làm việc 2 ca, tải va đập nhẹ.
(1 năm làm việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ)
Chế độ tải:
T=const
• YÊU CẦU:
01 thuyết minh, 01 bản vẽ lắp A0, 01 bản vẽ chi tiết.
NỘI DUNG THUYẾT MINH :
1. Tìm hiểu hệ thống truyền động.
2. Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền cho hệ thống truyền động.
3. Tính tốn thiết kế các chi tiết máy:
• Tính tốn thiết kế bộ truyền ngồi
• Tính tốn thiết kế các bộ truyền trong hộp giảm tốc
• Tính tốn thiết kế trục và then
• Chọn ổ lăn và khớp nối
• Thiết kế vỏ hộp giảm tốc
4. Chọn dầu bôi trơn, bảng dung sai lắp ghép.
5. Tài liệu tham khảo.
BẢNG SỐ LIỆU: Chọn phương án số 12.
Phưong án
P
(kW)
12
3
n
L
(vg/ph) (năm)
46
7
MỤC LỤC
Chương 1: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN 11
I.Chọn động cơ
11
1. Xác định công suất cần thiết của động cơ
11
2. Số vòng quay sơ bộ của động cơ
12
II. Phân phối tỉ số truyền
12
III.Các thông số khác
13
1. Cơng suất trên các trục
13
2. Tính tốn số vịng quay trên các trục
13
3. Tính momen xoắn trên các trục
14
Chương 2: TRUYỀN ĐỘNG ĐAI
15
I.Tính bộ truyền đai
15
1. Chọn đai
15
2. Xác định các thông số của bộ truyền đai
16
3. Xác định số đai z
17
4. Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục
18
5. Bảng kết quả tính tốn
18
Chương 3: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CỦA
HỘP GIẢM TỐC
19
A.THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN CẤP NHANH
19
1. Chọn vật liệu
19
2. Xác định ứng suất cho phép
19
a. Ứng suất tiếp xúc cho phép
19
b. Ứng suất uốn cho phép
20
c. Ứng suất q tải cho phép
21
3. Tính tốn bộ truyền bánh răng trụ - răng thẳng
21
a. Khoảng cách trục sơ bộ
21
b. Xác định các thơng số ăn khớp
21
4. Tính kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng trụ - răng thẳng
22
a. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
22
b. Kiểm nghiệm bánh răng và độ bền uốn
23
c. Kiểm nghiệm độ bền q tải
24
5. Các thơng số và kích thước bộ truyền bánh răng cấp nhanh
25
6. Tính các lực tác dụng
25
B.THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP CHẬM
25
1. Chọn vật liệu
26
2. Xác định ứng suất cho phép
26
3. Tính tốn bộ truyền bánh răng trụ - răng nghiêng
27
a. Khoảng cách trục
27
b. Xác định các thơng số ăn khớp
27
4. Tính kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng trụ - răng nghiêng
28
a. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
28
b. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
30
c. Kiểm nghiệm răng về quá tải
31
5. Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng trụ - răng nghiêng
31
6. Các lực tác dụng
32
Chương 4: THIẾT KẾ TRỤC
34
I.Chọn vật liệu
34
II.Xác định tải trọng tác dụng lên trục
34
III.Tính thiết kế trục
34
1. Xác định sơ bộ đường kính trục
34
2. Xác định khoảng cách trục giữa các gối đỡ và điểm đặt lực
35
3. Tính tốn thiết kế trục I
37
a. Các lực tác dụng lên trục
37
b. Tính chính xác trục
39
c. Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi
40
4. Tính tốn thiết kế trục II
41
a. Các lực tác dụng lên trục
41
b. Tính chính xác trục
44
c. Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi
45
5. Tính tốn thiết kế trục III
47
a. Các lực tác dụng lên trục
49
b. Tính chính xác trục
49
c. Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi
50
Chương 5: CHỌN VÀ TÍNH TỐN Ổ LĂN
52
I.Chọn và tính tốn ổ lăn cho trục I
52
1. Chọn ổ lăn
52
2. Kiểm nghiệm khả năng tải
52
a. Khả năng tải động
52
b. Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh
53
II.Chọn và tính tốn ổ lăn cho trục II
53
1. Chon ổ lăn
53
2. Kiểm nghiệm khả năng tải
54
a. Khả năng tải động
54
b. Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh
54
III.Chọn và tính tốn ổ lăn cho trục III
55
1. Chọn ổ lăn
55
2. Kiểm nghiệm khả năng tải
55
a. Khả năng tải động
55
b. Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh
56
Chương 6: TÍNH TỐN VÀ CHỌN CÁC YẾU TỐ CỦA
VỎ HỘP GIẢM TỐC CÁC CHI TIẾT KHÁC
57
I.Các kích thước cơ bản của vỏ hộp giảm tốc
57
II.Kích thước một số chi tiết khác liên quan đến vỏ hộp
59
1. Bu lơng vịng
2. Chốt định vị
59
60
3. Nắp quan sát
61
4. Nút thơng hơi
62
5. Nút tháo dầu
62
6. Vịng chắn dầu
63
7. Vịng phớt chắn dầu
63
8. Que thăm dầu
64
9. Bơi trơn hộp giảm tốc
65
10 .Chọn dung sai lắp ghép
65
11. Tính mối ghép then
68
a. Bánh đai
68
• Chọn then
68
• Tính kiểm nghiệm bền then
68
b. Bánh răng Z1
• Chọn then
69
69
• Tính kiểm nghiệm bền then
c. Bánh răng Z2
69
70
• Chọn then
70
• Tính kiểm nghiệm bền then
70
d. Bánh răng Z3, Z4
71
• Chọn then
71
• Tính kiểm nghiệm bền then
71
e. Bánh răng Z5, Z6
72
• Chọn then
72
• Tính kiểm nghiệm bền then
72
CHƯƠNG 1: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ
TRUYỀN
1.1
Chọn động cơ
1.1.1 Xác định công suất cần thiết của động cơ
Pct
𝑃𝑡𝑑
trong đó: Pct là cơng suất cần thiết
Ptd là công suất tương đương
ɳ là hiệu suất của bộ truyền
Ptđ = Plv=3 kW (Tải không đổi)
Hiệu suất bộ truyền
= d br1 br2 kn ol4
Tra bảng 2.3 trang 19 [1] ta được các hiệu suất :
ổ lăn= 0,99 (ổ lăn được che kín)
bánh răng 1 = 0,97 (bánh răng trụ che kín)
bánh răng 1 = 0,97 (bánh răng trụ che kín)
khớp nối = 1
đai= 0,96 (bộ truyền đai để hở)
Suy ra:
= 0,96.0,97.0,97.1.0,994 = 0,867
Công suất cần thiết trên trục động cơ :
Pct ≥
𝑃𝑡𝑑
3
= 0,867 = 3,46 kW
Số vịng quay của trục cơng tác
Nlv = 46 (vòng/phút)
2. Số vòng quay sơ bộ của động cơ
Chọn tỉ số truyền sơ bộ:
U= Uđ.Uhs
Bảng 2.4 trang 21 [1]
Uđ= 3÷5
Uhs = 8÷40
Suy ra:
U = (3÷5)( 8÷40)= 24÷200
Số vịng quay sơ bộ của động cơ
Theo cơng thức (2.18) trang 21 [1]
=> nsb = 46.( 24÷200) = 1104÷ 9200 (vịng/phút)
Tra bảng 1.1 trang 237 [1] chọn động cơ 4A100LAY3 với công suất P = 4 kW và số vòng
quay n = 1420 vòng/phút
II. Phân phối tỉ số truyền
Chọn tỉ số truyền của hệ thống
U=
ɳđc
ɳlv
=
1420
46
= 30,87
Mà U= Uđ.Uhs
Chọn Uhs = 10, tra bảng 3.1 trang 43 [1] với đề bài là hộp giảm tốc 2 cấp phân đôi:
Ta được u1 = 3,58; u2 = 2,79
Tỉ số truyền của bộ truyền đai:
Uđ =
𝑢
𝑢1.𝑢2
=
30,87
3,58.2,79
= 3,09
III. Các thông số khác
1. Công suất trên các trục :
Trục 1 :
P1 = Pđc. đ = 4.0,96 = 3,84 (kW)
Trục 2 :
P2 = P1 br ol= 3,84.0,97.0,99 = 3,69 (kW)
Trục 3 :
P3 = P2 br ol = 3,69.0,97.0,99 = 3,54 (kW)
2. Tính tốn số vòng quay của các trục :
Trục 1:
n1 =
Trục 2 :
𝑛đ𝑐
𝑛đ
=
1420
3,09
= 459,5 (vòng/phút)
n2 =
n1 459,5
=
= 128,4(vòng/phút)
U1 3,58
Trục 3 :
n2 128,4
=
= 46 (vòng/phút)
U2 2,79
n3 =
3. Tính momen xoắn trên các trục :
Trục động cơ :
Pđc
4
= 9.55.106.
= 26901,4 (Nmm)
nđc
1420
Tđộng cơ = 9,55.106.
Trục1 :
P1
3,84
T1 = 9,55.106. = 9,55.106.
= 79808,5 (Nmm)
n1
459,5
Trục 2 :
P2
3,69
=9,55.106
= 274450,9 (Nmm)
n2
128,4
T2 = 9,55.106.
Trục 3 :
P3
3,54
= 9,55.106.
= 734934,8 (Nmm)
n3
46
T3 =9,55.106.
Trục
Động cơ
1
2
3
3,84
3,69
3,54
Thông số
Công suất p, kW
Tỉ số truyền u
Số vòng quay n,
vg/ph
Moment xoắn T,
Nmm
4,0
uđ= 3,09
1420
26901,4
u1= 3,58
u2= 2,79
459,5
128,4
46
79808,5
274450,9
734934,8
CHƯƠNG 2: TRUYỀN ĐỘNG ĐAI
Chọn đai thang vì :
-
Làm việc ổn định không ồn
-
Giá thành hạ
-
Kết cấu đơn giản
-
Dễ bảo quản
-
Hệ số ma sát giữa đai và bánh đai lớn
-
Truyền động giữa 2 trục có khoảng cách xa nhau
I.
Tính bộ truyền đai
1. Chọn đai.
-
Theo chương 1 ta có : Pđc = 4 kW , nđc = 1420 (vịng/phút)
Theo hình 4.22a trang 167 [3] ta chọn đai thang loại A
Tiết diện đai A với các thông số theo bảng 4.3 trang 137 [3]:
Kí hiệu
A
-
Kích
Diện
Đường
thước
tích tiết
kính bánh
Chiều dài giới
tiết diện
diện A
đai nhỏ d1
hạn L (mm)
(mm)
(mm2)
(mm)
81
90(75)
bp
bo
h
y0
11
13
8
2,8
Đường kính đai nhỏ nhất : dmin = 90 (mm)
d1 = 1,2 dmin = 1,2.90 = 108 (mm)
Theo tiêu chuẩn chọn d1 = 112 (mm)
-
Kiểm tra vận tốc đai :
Theo cơng thức 45 trang 54 [1]
V=
Ta có v < 25 (m/s)
π.d1.nđc π.112.1420
=
= 8,32(m/s)
60000
60000
560 ÷ 4000
-
Chọn đường kính bánh đai lớn :
d2 = d1.(1 - ε )
(công thức 4.2 trang 53 [1] )
ε là hệ số trượt đai (0,01 ÷ 0,02) chọn ε = 0,01
=> d2 = 125.(1 - 0,01) = 495 (mm)
Theo bảng 4.21 trang 63 TC – LVU
Chọn đường kính tiêu chuẩn d2 = 500 (mm)
-
Tính lại tỉ số truyền thực tế:
Uđai =
d2
500
=
= 4,04
d1(1-ε)
125(1-0,01)
Sai lệch tỉ số truyền:
∆u =
ut-u
u
ut là tỉ số truyền đai thực tế
u là tỉ số truyền đai ban đầu
=> ∆u =
4,04−4
4
.100% = 1% < 4% thoả mãn
- Chọn khoảng cách trục và chiều dài đai
Theo bảng 4.14 trang 60 TC – LVU
Ta có : Uđai = 4 => a = 0,95.d2 = 0,95.500 = 475 (mm)
Kiểm tra điều kiện a :
0,55.(d1+d2) + h ≤ a ≤ 2.(d1+d2)
(=) 0,55.(125+500) + 8 ≤ a ≤ 2.(125+500)
(=) 351,75 ≤ a ≤ 1250 thoả mãn điều kiện
-
chiều dài đai được xác định
Theo ct 4.4 trang 54 TC – LVU
(d1+d2) (d2-d1)2
(125+500) (500-125)2
L = 2a + h.
+
= 2.475 + h.
+
= 2005,76 (mm)
2
4a
2
4.475
Theo 4.13 trang 59 TC – LVU chọn chiều dài đai tiêu chuẩn : L = 2000 (mm)
Theo ct 4.13 trang 60 TC – LVU kiểm nghiệm đai về tuổi thọ :
I=
v 19,209
=
9,604 (1/s) < imax = 10 (1/s)
L
2
2. Xác định các thơng số của bộ truyền đai
-Tính lại khoảng cách trục a theo chiều dài tiêu chuẩn L= 2000 (mm)
Theo ct 4.6 trang 54 TC – LVU:
a = λ + √λ2 − 8∆2
trong đó : λ = L – π.
∆=
(d1+d2)
(125+500)
= 2000 – π.
=1018,252
2
2
d2-d1 500-125
=
= 187,5
2
2
=>𝑎 =
Góc ơm: α1 = 1800 -57.
1018,252+√(1018,252)2 −8(187,5)2
4
= 471,874 (mm)
d2-d1
500−125
= 1800 – 57.
= 134042’
a
471,874
=> α1 > αmin = 1200
thoả điều kiện
3. Xác định số đai z
Theo ct 4.16 trang 60 TC – LVU
z=
Pđc.kđ
P0.α.CL.Cu.Cz
-
Pđc = 7,5 kw
-
Theo bảng 4.7 trang 55 TC – LVU tải tĩnh động cơ điện 1 chiều , làm việc 2 ca nên kđ =
1,1
-
Vì α1 =134042’ => Cα= 0,86
-
Bảng 4.19 trang 62 chọn L0 = 1700 (mm)
L 2000
=
=1,176
L0 1700
Bảng 4.16 trang 61 TC – LVU chọn CL = 1,04
-
Theo bảng 4.17 trang 61 TC – LVU
Uđai = 4 => Cu = 1,14
-
V = 19,209 (m/s) , d1 = 125 (mm)
Theo bảng 4.19 trang 62 TC – LVU
Chọn [P0] = 3,08 (kw)
z’=
Pđc 7,5
=
= 2,2435
P0 3,08
Theo bảng 4.18 trang 61 TC – LVU => Cz =0,95
=> z =
7,5.1,1
3,08.0,86.1,04.1,14.0,95
= 2,7
Chọn z = 3 đai
-
Chiều rộng bánh đai :
Theo ct 4.17 trang 63, TC – LVU
B = (z - 1).t + 2e
Bảng 4.21 trang 63, TC – LVU
t = 15 , e = 10
=> B = (3 – 1).15 + 2.10 = 50 (mm)
-
Đường kính ngồi của bánh đai :
da =d1 + 2 h0 = 125 + 2.3,3 = 131,6 (mm)
h0 = 3,3 tra bảng 4.21 trang 63 TC – LVU
4. Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục :
- Lực căng bánh đai :
Theo ct 4.19 trang 63 TC – LVU
780.Pđc.kđ
+ Fv
v.α.Cz
Trong đó Fv = qm.v2 ( lực căng do lực li tâm gây ra )
Với qm = 0,105 (kg/m)
( Bảng 4.22 trang 64 TC – LVU )
=> Fv = 0,105.(19,209)2 = 38,743 (N)
780.7,5.1,1
=> F0 =
+ 38,743 = 168,587 (N)
F0 =
19,209.0,86.3
-
Lực tác dụng lên trục :
Theo ct 4.21 trang 64 TC – LVU
α1
134,702
Fr = 2F0.z.sin( ) = 2.168,587.3.sin(
) = 933,514 (N)
2
2
5. Bảng kết quả tính tốn:
Gía trị
Thơng số
Đường kính bánh đai nhỏ
d1(mm)
120
Đường kính bánh đai lớn
d2(mm)
495
Chiều rộng bánh đai
B(mm)
50
Chiều dài đai
L(mm)
2000
Số đai
z
3
Khoảng cách trục
a(mm)
475
Lực tác dụng lên trục
Fr(N)
933,514
CHƯƠNG 3: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
CỦA HỘP GIẢM TỐC
1. Chọn vật liệu bánh răng như sau:
Vì tải va đập nhẹ và không thay đổi về tải trọng nên ta lựa chọn vật liệu cho các bánh
răng nhƣ sau: (Tra Bảng 6.1 trang 92 [1])
Giới hạn bền
(Mpa)
Giới hạn chảy
(Mpa)
Bánh răng
Nhãn hiệu
thép
Nhiệt luyện
Độ rắn (HB)
Nhỏ
45
Tơi cải thiện
192÷240
850
580
Lớn
45
Tơi cải thiện
241÷285
750
450
Đồ án môn học Chi Tiết Máy
Đề số:08 ; Phương án số:12
CHƯƠNG 3: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
CỦA HỘP GIẢM TỐC
3.1 Chọn vật liệu
Vì tải va đập nhẹ và không thay đổi về tải trọng nên ta lựa chọn vật liệu cho các
bánh răng như sau: (Tra Bảng 6.1 trang 92 [1])
Giới hạn bền
(Mpa)
Giới hạn chảy
(Mpa)
Bánh răng
Nhãn hiệu
thép
Nhiệt luyện
Độ rắn (HB)
Nhỏ
45
Tơi cải thiện
192÷240
850
580
Lớn
45
Tơi cải thiện
241÷285
750
450
Với vật liệu như trên, ta chọn độ rắn: 𝐻𝐵1 =245, 𝐻𝐵2 =230
3.2 Tính bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng Z2’-Z3 (cấp chậm):
3.2.1 Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép [бH] và ứng suất uốn cho phép [бF]:
Theo bảng 6.2 trang 94 [1], với thép tôi cải thiện đạt độ rắn 180...350
б0Hlim = 2HB + 70 ; б0Flim = 1,8HB
SH = 1,1 ; SF = 1,75
• Ứng suất tiếp xúc cho phép [бH]:
[бH] = б0Hlim . 0,9.
KHL
(6.33) Trang 249 [3]
SH
б0Hlim2’ = 2.HB1 = 2.245+ 70 = 560 (MPa)
б0Hlim3 = 2HB1 + 70 = 2.230 + 70 = 530 (MPa)
Theo công thức (6.5) trang 93 [1]
N’HO2 = 30.HB12,4 = 30.2452,4 = 1,6.107
NHO3 = 30.HB22,4 = 30.230,4 = 1,39.107
Giáo viên hướng dẫn: Đặng Văn Ánh
Trang19
Đồ án môn học Chi Tiết Máy
Đề số:08 ; Phương án số:12
Vì là bộ truyền chịu tải trọng tĩnh, theo công thức (6.6) trang 93 [1]
N’HE2 = 60.c.n2.Lh = 60.1.128,4.33600 = 25,9.107
NHE3 = 60.c.n3Lh= 60.1.46.33600 = 9,3.107
Hệ số tuổi thọ, theo công thức 6.3 trang 93 [1]
KHL =
𝑚𝐻 𝑁
𝐻𝑂
√𝑁
𝐻𝐸
HB ≤ 350 =) mH = 6 : bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc
Ta có:
N’HE2 > N’HO2 => KHL2 = 1
NHE3> NHO3 => KHL3 = 1
Như vậy :
0,9
[бH1] =560.
1,1
[бH2] = 530.
0,9
1,1
= 458,2 (MPa)
= 433,6 (MPa)
=> [бH] = 433.6 (MPa) (vì bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng nên [бH] = min( [бH1].[бH2]
• Ứng suất uốn cho phép бF]:
𝐾𝐹𝐿
[бF] = б0Flim.KFC.
𝑆𝐻
(6.2a) Trang 93 [1]
б0Flim2’ = 1,8.HB1 = 1,8.245 = 441 (MPa)
б0Flim3 = 1,8.230 = 414 (MPa)
Theo công thức 6.4 trang 93 [1]
KFL =
𝑚𝐹 𝑁
𝐹𝑂
√𝑁
𝐹𝐸
mF = 6 là bậc của đường cong mỏi
NFO =N’FO2 =NFO3=4.106
Do tải không đổi:
N’FE2 = N’HE2 =25,9.107
NFE3=NHE3 = 9,3.107
6
=> K’FL2 = √
Giáo viên hướng dẫn: Đặng Văn Ánh
4.106
25,9.107
= 0,499 (chọn K’FL2=1)
Trang20
Đồ án môn học Chi Tiết Máy
Đề số:08 ; Phương án số:12
4.106
6
=> KFL3 = √
Như vậy:
9,3.107
= 0,59 (chọn KFL3=1)
KFL
1
[б’F2] = б0Flim1.KFC.
= 441.1.
= 252 (MPa)
SF
1,75
𝐾𝐹𝐿
[бF3] = б0Flim2.KFC.
𝑆𝐹
= 414.1.
1
1,75
= 236,5 (MPa)
• Ứng suất q tải cho phép .
Vì bánh răng tơi cải thiện, theo công thức (6.13), (6.14) trang 95, 96 [1]
[бH]max = 2,8.бeh2 = 2,8.450 = 1260 (MPa)
[бF1]max1 = 0,8.Бeh1 = 0,8.580 = 464 (MPa)
[бF2]max2 = 0,8.бeh2 = 0,8.450 = 360 (MPa)
1. Tính tốn bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng
a. Khoảng cách trục sơ bộ
Theo ct6.15 trang 96 TC – LVU
3
aw1 = Ka.( u1 + u2 ). √
𝑇1.𝐾𝐻𝛽
[б𝐻].𝑢1.𝜑
𝑏𝑎
vị trí bánh răng đối xứng với các ổ trong hộp giảm tốc HB1 và HB2 ≤ 350 =>𝜑𝑏𝑎 = 0,3
(bảng 6.6 trang 97)
theo bảng 6.5 chọn Ka = 49,5 răng thẳng vật liệu thép – thép
Theo ct 6.16 trang 97, TC – LVU
𝜑𝑏𝑑 = (u1 + 1).0,53.𝜑𝑏𝑎 = (3,08 + 1).0,53.0,3 = 0,648
KH𝛃 = 1,12 : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng tâm chiều rộng vành răng
Với T1 = 63592,913 (N.mm) , u1 = 3,08 , KH𝛃 = 1,12 , Ka = 49,5
3 63592,913.1,12
aw1 = 49,5.(3,08 + 1). √
5002 .3,08.0,3
= 136,438
chọn aw1 = 140
b. Xác định các thông số ăn khớp
Theo ct 6.17 trang 97 TC – LVU
Giáo viên hướng dẫn: Đặng Văn Ánh
Trang21
Đồ án môn học Chi Tiết Máy
Đề số:08 ; Phương án số:12
m = (0,01 ÷ 0,02).aw1 = (0,01 ÷ 0,02).140 = (1,4 ÷ 2,8)
Theo bảng 6.8 trang 99 TC – LVU
chọn m = 2,5
Vì bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng =>𝛃 = 0
Theo ct 6.19 trang 99 TC – LVU
Số răng bánh nhỏ :
Z1 =
2𝑎𝑤1
𝑚.(𝑢1 + 1)
=
2.140
2,5.(3,08+1)
= 27,45 (răng)
Chọn Z1 = 27 (răng)
Số bánh răng lớn:
Z2 = u1.z1 = 3,08. = 83,16 (răng)
Chọn Z2 = 85 (răng)
Theo ct 6.21 trang 99 TC – LVU tính lại khoảng cách trục
aw1 =
m.(z1 + z2) 2,5.(27+85)
=
= 140
2
2
Xác định hệ số dịch chỉnh:
-Tính lại hệ số dịch tâm y
Theo ct 6.22 trang 100 TC – LVU
y=
aw1
140
- 0,5.(z1 + z2) =
- 0,5.(27 + 85) = 0
m
2,5
=> ky =0
Bảng 6.9 trang 100 TC – LVU
=> Hệ số dịch chỉnh của 2 bánh là x1 = x2 = 0
* Góc ăn khớp :
Cosαtw =
(𝑧1 + 𝑧2 ).𝑚.𝑐𝑜𝑠𝛼
2𝑎𝑤1
-
m = 2,5 : mơđun
-
α = 200 : góc profin gốc theo TCVN
-
aw1 = 140 (mm) : khoảng cách trục
Giáo viên hướng dẫn: Đặng Văn Ánh
=
Trang22
Đồ án môn học Chi Tiết Máy
Đề số:08 ; Phương án số:12
(27+85).2,5.𝑐𝑜𝑠200
Cosαtw =
= 0,9396
2.140
=> αtw = 200
2. Tính kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng
a . Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Theo ct 6.33 trang 105 TC – LVU
бH = zM.zH.zε.√
2𝑇1 .𝐾𝐻 .(𝑢1 + 1)
2
𝑏𝑤1 .𝑢1 .𝑑𝑤1
trong đó : +) ZM là hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp
Tra bảng 6.5 trang 96 TC – LVU
ZM = 274 (MPa) vật liệu của 2 bánh là thép – thép
+) ZH : là hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
Theo ct 6.34 trang 105 TC – LVU
ZH = √
2𝑐𝑜𝑠𝛽𝑏
sin (2αtw )
𝛃b = 0 do bánh răng trụ
2cos (0)
=> ZH = √
sin (2.200 )
= 1,763
=> Zε : là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
4 −𝜀𝛼
Zε = √
3
4−1,722
=√
3
= 0,871
Theo ct 6.38b trang 105 TC – LVU
Ta có hệ số trùng khớp ngang
1
1
1
εα = [ 1,88 – 3,2.( + )].cos𝛃 =[ 1,88 – 3,2.( +
𝑧1
𝑧2
=> dw1 =
27
2𝑎𝑤1
𝑢1 +1
=
2.140
3,08+1
1
85
)].cos0 = 1,722
=68,627
+) bw1 = 𝜑𝑏𝑎 . 𝑎𝑤1 = 0,3.140 = 42 (mm)
+) KH : hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
Theo ct 6.39 trang 106 TC – LVU
KH = KH𝛃.KHα.KHv
Với KH𝛃 = 1,12
Giáo viên hướng dẫn: Đặng Văn Ánh
Trang23
Đồ án môn học Chi Tiết Máy
Đề số:08 ; Phương án số:12
𝜋𝑑𝑤1 .𝑛1
Vận tốc vòng: v =
60000
=
𝜋.68,627.733,75
60000
= 2,636 (m/s)
Theo bảng 6.13 trang 106 TC – LVU chọn cấp chính xác là 8
Theo bảng 6.14, 6.15 ta chọn KHα = 1,09 , SH = 0,004 , g0 = 56
𝑎𝑤1
VH = SH.g0.v.√
𝑢1
=0,004.56.2,636.√
140
3,08
= 3,98
Theo ct 6.41 trang 107, TC – LVU
KHv = 1 +
𝑉𝐻 .𝑏𝑤1 .𝑑𝑤1
2𝑇1 .𝐾𝐻𝛽 𝐾𝐻𝛼
= 1+
3,98.42.68,627
2.63592,913.1,12.1,09
= 1,073
=> KH = 1,12.1,09.1,073 = 1,309
2.63592,913.(3,08 + 1)
=> бH = 274.1,763.0,871.√
42.3,08.68,627
= 444,268 < [бH] = 500 (MPa)
Theo ct 6.1 trang 91 TC – LVU
Với V = 2,636 (m/s) < 5 (m/s) =) Zv = 0,85.V0,1 = 0,85.2,6360,1 =0,936
Với cấp chính xác động học là 8, chọn cấp chính xác tiếp xúc là 8. Khi đó cần gia cơng
đạt độ nhám Ra =2,5…1,25μm => ZR = 1
Đường kính đỉnh răng :
da1 = d1 + 2(1 + x1 - ∆y).m = m.Z1 + 2(1 + 0 - 0).2,5 = 72,5 (mm)
da2 = 2,5.85 + 2(1 - 0 – 0).2,5 = 217,5 (mm)
=> da < 700 (mm) => KXH = 1
Do đó theo ct 6.1 và 6.1a trang 91, 93 ta có:
[бH]’ = [бH].ZV.ZR.KXH = 500.0,936.1.1 = 468 (MPa) > 444,268 (MPa)
Vậy bánh răng thảo điều kiện về độ bền tiếp xúc
b. Kiểm nghiệm bánh răng và độ bền uốn
Theo ct 6.65 trang 106 TC – LVU
бF =
2𝑇1 .𝐾𝐹 .𝑌𝜀 .𝑌𝛽 𝑌𝐹
𝑏𝑤1 .𝑑𝑤1 .𝑚
Ta có: 𝛗bd = 0,684
Tra bảng 6.7 trang 98 TC – LVU Chọn KFB = 1,24
Với V = 2,636 (m/s) cấp chính xác là 8
Tra bảng 6.14 trang 107 TC – LVU chọn KFα = 1,27
Tra bảng 6.15 trang 107 TC – LVU chọn SF = 0,011 ,y0 = 56
Giáo viên hướng dẫn: Đặng Văn Ánh
Trang24
Đồ án môn học Chi Tiết Máy
Đề số:08 ; Phương án số:12
𝑎𝑤1
=> VF = SF.g0.V.√
𝑢1
140
= 0,011.56.2,636.√
3,08
= 10,947
Hệ số xét đến tải trọng dộng xuất hiện trong vùng ăn khớp
Theo ct 6.46 trang 109 TC – LVU
𝐹 .𝑏 .𝑑
10,947.42.68,627
KFV = 1 + 𝑣 𝑤1 𝑤1 = 1 +
= 1,157
2𝑇1 .𝐾𝐹𝐵 .𝐾𝐹𝛼
2.63592,913.1,24
Hệ số tải trọng khi tính về uốn:
KF = KFB.KFα.KFV = 1,24.1,27.1,157 = 1,822
𝑧
27
Với z1 = 27 (răng) => Zv1 = 13 =
= 27
z2 = 85 (răng) => Zv2 =
𝑐𝑜𝑠 𝛽
𝑧2
𝑐𝑜𝑠 3 𝛽
=
𝑐𝑜𝑠0
85
𝑐𝑜𝑠0
= 85
Hệ số dịch chỉnh x1 = x2 = 0
Theo bảng 6.18 trang 109 TC – LVU ta có:
YF1 =3,8 , YF2 = 3,6
- Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:
Theo ct trnag 108 TC – LVU
1
1
Yε = =
= 0,58
𝜀𝛼
1,722
Với bánh răng thẳng Y𝛃 = 1
2.63592,913.1,822.0,58.3,8
=> бF1 =
= 70,878 (MPa)
42.68,627.2,5
𝑌𝐹2
3,6
бF2 = бF1.
𝑌𝐹1
=
. 70,878 = 67,147 (MPa)
3,8
Tính chính xác ứng suất cho phép
[бF]’ = [бF].YR.YS.KXF
Trang 92: - YR: là hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt => YR = 1
- KXF: là hệ số xét đến kích thước bánh răng => KXF = 1
- YS là hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu
YS = 1,08 – 0,0695.ln(2,5) = 1,016
=> [бF1]’ = 129,6.1.1,016.1 = 131,673 (MPa) > бF1
[бF2]’ = 11,085.1.1,016.1 = 112,862 (MPa) > бF2
Vậy bánh răng thoả điều kiện bền uốn
c. Kiểm nghiệm độ bền quá tải
kqt =
𝑇𝑚𝑎𝑥
𝑇
= 1,4
Theo ct 6.48 trang 110 TC – LVU
б Hmax = бH.√𝑘𝑞𝑡 = 362,856.√1,4 = 429,337 (MPa) < [бH]max =1260 (MPa)
Theo ct 6.49 trang 110 TC – LVU
б F1max = бF1.kqt =70,878.1,4 = 99,2292 (MPa)
бF2max = бF2.kqt = 67,147.1,4 = 94 (MPa)
=> бF1max< [бF1]max
бF2max< [бF2]max
Vậy bánh răng thoả điều kiện quá tải
Giáo viên hướng dẫn: Đặng Văn Ánh
Trang25