ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY : HỆ DẪN ĐỘNG VÀ THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY doc
Bạn đang xem bản rút gọn của tài liệu. Xem và tải ngay bản đầy đủ của tài liệu tại đây (482.85 KB, 52 trang )
Trêng §¹i häc C«ng NghiÖp Hµ Néi §å ¸n Chi TiÕt M¸y
ĐỀ TÀI
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY : HỆ DẪN ĐỘNG
VÀ THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY
Giáo viên hướng dẫn :
Sinh viên thực hiện :
NguyÔn V¨n Tíi §HCK2-K1
1
Trêng §¹i häc C«ng NghiÖp Hµ Néi §å ¸n Chi TiÕt M¸y
Mục lục
Phần 1: TíNH TOáN Hệ DẫN ĐộNG
I. Chọn động cơ
II. PHÂN PhốI Tỷ Số TRUYềN
III.Tính toán các thông số.
Phần 2 : TíNH TOáN THIếT Kế CHI TIếT MáY
i.TíNH Bộ TRUYềN ĐAI
II. TíNH Bộ TRUYềN BáNH RĂNG TRONG HộP GIảM TốC
A.Tính toán bộ truyền cấp nhanh (bánh trụ răng thẳng).
B. Tính toán bộ truyền cấp chậm(bánh trụ răng nghiêng).
III. tính toán thiết kế trục .
1. thiết kế trục
A. Xác định đường kính của trục vào của hộp giảm tốc:
B. Xác định kết cấu và đường kính trục trung gian:
C. Xác định đường kính của trục ra của hộp giảm tốc:
D. Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi:
E. Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh.
2. chọn khớp nối
Iv. CHọN ổ LĂN.
1 . Chọn ổ lăn cho trục vào của hộp giảm tốc:
2 .Chọn ổ lăn cho trục trung gian của hộp giảm tốc
3 . Chọn ổ lăn cho trục ra của hộp giảm tốc:
V.Thiết kế vỏ hộp giảm tốc, bôI trơn và đIều chỉnh ăn khớp.
VI.chọn cấp chính xác,Lắp ghép,dung sai
NguyÔn V¨n Tíi §HCK2-K1
2
Trêng §¹i häc C«ng NghiÖp Hµ Néi §å ¸n Chi TiÕt M¸y
Phần 1: TíNH TOáN Hệ DẫN ĐộNG
I.Chọn động cơ
Động cơ điện là động là động cơ điện không đồng bộ ba pha vì những
ưu điểm sau:
- Rẻ ,dễ kiếm , dễ sử dụng và phù hợp với lưới điện sản xuất…
- Để đạt hiệu quả kinh tế cao cần chọn động cơ có kích thước và
công suất phù hợp.
A. Xác định công suất cần thiết của động cơ
- Công suất cần thiết P
ct
:
P
ct
=
==
1000
7,0.10000
1000
.vF
7 ( KW ) -
Hiệu suất hệ dẫn động η :
-Theo sơ đồ đề bài thì : η = η
m
ổ lăn
. η
k
bánh răng
. η
khớp nối
.η
đai.
.
m : Số cặp ổ lăn (m = 4);
k : Số cặp bánh răng (k = 2),
Tra bảng 2.3 (tr 19), ta được các hiệu suất:
• Hiệu suất làm việc của cặp ổ lăn : η
ol
= 0,99 ( ổ lăn được che kín),
• Hiệu suất làm việc của cặp bánh răng: η
br
= 0,97 (bánh răng được
che kín),
• Hiệu suất làm việc của khớp nối : η
k
= 1
• Hiệu suất làm việc của bộ truyền đai : η
đ
= 0,95 (bộ truyền đai để hở)
⇒ Hiệu suất làm việcchung của bộ truyền :
η = (0,99)
4
. (0,97)
2
. 1. 0,95 = 0,86
- Động cơ làm việc với tải trọng thay đổi :
T
mm
=2 T
1
;
T
2
= 0.75 T
1
; t1= 7 (h) ; t2 = 1(h); tck = 8(h);
- Hệ số truyển đổi β :
β =
97,0
8
1
75,0
8
7
1.)(.)(
22
2
2
1
21
2
1
1
=+=+
ckck
t
t
T
T
t
t
T
T
⇒
Công suất yêu cầu đặt lên trục động cơ là :
P
yc
=
)(9,7
86,0
7
.97,0 kw
P
ct
==
η
β
B. Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ.
- Chọn sơ bộ tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống Uc.
*) Gọi tỉ số truyền sơ bộ của toàn bộ hệ thống là U
sb
.Theo bảng 2.4(tr
21), truyền động bánh răng trụ hộp giảm tốc 2 cấp, truyền động đai (bộ
truyền ngoài):
u
sb
= u
h
. u
đ
NguyÔn V¨n Tíi §HCK2-K1
3
Trêng §¹i häc C«ng NghiÖp Hµ Néi §å ¸n Chi TiÕt M¸y
Trong đó : u
đ
là tỉ số truyền sơ bộ của đai dẹt
u
h
là tỉ số truyền của hộp giảm tốc
Theo bảng 2.4[1] .
- Truyền động bánh răng trụ , HGT bánh răng trụ 2 cấp u
h
=(8…40)
- Truyển động đai dẹt thường u
đ
= (2…4)
⇒
chọn u
h
= 13
u
đ
= 2
⇒
u
sb
=14.2 = 26
+ Số vòng quay của trục máy công tác là n
lv
:
n
lv
=
476,53
250.
7,0.60000
.
.60000
==
ππ
D
v
(v/ph)
Trong đó : v : vận tốc băng tải, m/s
D: Đường kính tang quay, mm
+ Số vòng quay sơ bộ của động cơ n
sbđc
:
n
sbđc
= n
lv
. u
sb
= 53,476.26 = 1391 ( v/ph )
Chọn số vòng quay sơ bộ của động cơ là n
sb
= 1400 ( v/ph).
Quy cách động cơ phải thỏa mãn đồng thời các điều kiện :
P
đc
≥
P
yc
n
đc
≈ n
sb
và
T
T
T
T
mm
dn
K
≥
Ta có : P
yc
= 7,9( kw) ; n
đb
= 1400 (v/ph) ;
2
1
==
T
T
T
T
mmmm
Theo bảng phụ lục P1.1 ( trang 237 ).
Ta chọn được kiểu động cơ là : 4A132M4Y3
Các thông số kĩ thuật của động cơ như sau :
P
đc
= 11(kw); n
đc
= 1458 (v/ph);
2
=
dn
K
T
T
Kết luận : động cơ 4A132M4Y3 có kích thước phù hợp với yêu cầu
thiết kế.
II. PHÂN PhốI Tỷ Số TRUYềN
Tỷ số truyền chung :
265,27
476,53
1458
===
lv
dc
c
n
n
u
- Theo công thức (3.24)[1] ta có u
c
= u
h
.u
n
= u
h
.u
đ
Chọn u
đ
= 2 ⇒ u
h
=
63,13
2
265,27
==
d
c
u
u
;
21
.uuu
h
=
Với : u
1
: Tỉ số truyền cấp nhanh .
u
2
: Tỉ số truyền cấp chậm .
Do đó theo bảng 3.1 (trang 43) ta có : u
1
= 4; u
2
= 3,41 .
NguyÔn V¨n Tíi §HCK2-K1
4
Trêng §¹i häc C«ng NghiÖp Hµ Néi §å ¸n Chi TiÕt M¸y
Tính lại giá trị u
đ
theo u
1
và u
2
trong hộp giảm tốc
u
đ
=
2
41,3.4
265,27
.
21
==
uu
u
c
Vậy : u
h
= 13,63 ; u
1
= 4 ; u
2
= 3,41 ; u
đ
=2
III.Tính toán các thông số.
*) Tính công suất, momen và số vòng quay trên các trục.
Tính công suất, mô men, số vòng quay trên các trục (I, II, III) của hệ
dẫn động.
Công suất, số vòng quay :
+ Trục công tác P
ct
= 7 (kW)
+ Trục III :
)(07,7
99,0.1
7
.
3
kw
P
P
olk
ct
===
ηη
+ Trục II :
)(36,7
99,0.97,0
07,7
.
3
2
kw
P
P
brol
===
ηη
+ Trục I :
)(66,7
99,0.97,0
36,7
.
2
1
kw
P
P
brol
===
ηη
+ Trục động cơ :
)(14,8
95,0.99,0
66,7
.
1
kw
P
P
dol
tdc
===
ηη
n
I
=
2
1458
=
u
n
d
dc
= 729(v/ph)
n
II
=
25,182
4
729
1
1
==
u
n
(v/ph)
n
III
=
476,53
41,3
25,182
2
2
==
u
n
(v/ph)
n
ct
= n
III
= 53,476 (v/ph)
Mô men T
tđc
= 9,55. 10
6
.
53318
1458
14,8
.10.55,9
6
==
dc
dc
n
P
(N.mm).
T
I
= 9,55. 10
6
.
100347
729
66,7
.10.55,9
6
==
I
I
n
P
(N.mm).
T
II
= 9,55. 10
6
.
385668
25,182
36,7
.10.55,9
6
==
II
II
n
P
N.mm.
T
III
= 9,55. 10
6
.
1262594
476,53
07,7
.10.55,9
6
==
III
III
n
P
N.mm.
NguyÔn V¨n Tíi §HCK2-K1
5
Trêng §¹i häc C«ng NghiÖp Hµ Néi §å ¸n Chi TiÕt M¸y
Trục công tác T
ct
= 9,55.10
6
.
5,1250093
476,53
7
.10.55,9
6
==
ct
ct
n
P
Ta lập được bảng kết quả tính toán sau:
Tr
ục
Thông số
Động cơ I II III Công tác
Tỉ số truyền u u
d
=2 4 3,41 Khớp
Số vòng quay n (v/ph) 1458 729 182,25 53,476 53,476
Công suất P (kw) 8,14 7,66 7,36 7,07 7
Momen xoắn T
(N.mm)
53318 100347 T
2
/2=192834 1262594 1250093,5
Phần 2 : TíNH TOáN THIếT Kế CHI TIếT MáY
I, TíNH Bộ TRUYềN ĐAI
1. Chọn đai.
- Chọn loại đai phù hợp với khả năng làm việc:
Do chế độ làm việc đối với bộ truyền đai là làm việc va đập nhẹ trong 2
ca tương đương với 16 h. Cho nên đai phải có độ bền cao, thêm vào đó vẫn
phải bảo đảm yêu cầu về kinh tế là giá thành phải tối thiểu nhất. Cho nên ta
lựa chọn loại đai dẹt vải cao su.
2. Xác định thông số của bộ truyền
- Chọn đường kính bánh đai nhỏ d
1
= (5,2…6,4)
3
1
T
=195,7…240,9
Chọn d
1
=224 (mm) theo bảng 4.6[1].
- Chọn đường kính bánh đai lớn
Theo công thức (4.2)[1] ta có
1
2
.
1
d u
d
ε
=
−
Trong đó u= u
đ
=2 ; ồ =0,02
)(14,457
02,01
2.224
2
mmd
=
−
=
Theo bảng 4.21[1] chọn đường kính tiêu chuẩn :
d
2
= 475 mm
Vậy tỷ số truyền thực tế :
u
t
=
( )
d
d
1
2
1.
ε
−
=
( )
078,2
224
02.01.475
=
−
sai lệch tỷ số truyền :
9,3100.
2
2078,2
100.
=
−
=
−
=∆
u
uu
u
t
< 4 % thỏa mãn điều
kiện
- Chọn khoảng cách trục và chiều dài đai.
NguyÔn V¨n Tíi §HCK2-K1
6
Trêng §¹i häc C«ng NghiÖp Hµ Néi §å ¸n Chi TiÕt M¸y
Theo 4.3 a
( )( )
21
2 5,1 dd +≥
=(1,5 2)(224 + 475) = 1048-1398 mm,
chọn a = 1200 mm
- Chiều dài đai l = 2a + π(d
1
+d
2
)/2 + (d
2
- d
1
)
2
/(4a)
= 2.1200 + π (224+475)/2 + (475 - 224)
2
/(4.1200)
= 3511 mm
Cộng thêm 100 - 400 tuỳ theo cách nối đai .
Vận tốc đai v = π d
1
.n
đc
/60000 = π.224.1458/60000 = 17,09 (m/s)
Số vòng chạy của đai i = v/l = 17,09/ 3,55 = 4,81 < i
max
= 3- 5 Thỏa mãn
điều kiện
Xác định lại khoảng cách trục a theo công thức (4.6)[1] ta có :
( )
(
)
=∆−+=
4/8
22
λλ
a
mma
dd
ddl
12004/)5,125.824132413(
5,1252/)224475(2/)(
24132/)475224(35112/)(
22
12
21
=−+=⇒
=−=−=∆
=+−=+−=
ππλ
Theo (4.7) góc ôm
3,1681220/)224475(57180/)(57180
121
=−−=−−= add
α
>
ο
α
150
min
=
đối với đai vải cao su.
3. Xác định tiết diện đai và chiều rộng bánh đai
Theo (4.9), F
t
= 1000P
1
/ v = 1000.8,14/ 17,09 = 476,3 N
Theo bảng 4.8 tỉ số (
1
/ d
δ
)
max
nên dùng là 1/40 do đó
mmd 6,540/22440/
1
===
δ
; theo bảng 4.1 dùng loại đai Á-800 có lớp lót,
trị số
δ
theo tiêu chuẩn là
δ
=6mm (với số lớp là 4).
- Ưng suất có ích cho phép, theo (4.10) :
[ ] [ ]
==
ovFF
CCC
0
α
σσ
2,23.0,97.0,92.1=1,99MPa.
Trong đó với bộ truyền đặt nằm ngang, điều chỉnh định kì lực căng, chọn
MPa
o
8,1
=
σ
theo bảng 4.9, k
1
= 2,5, k
2
= 10, do đó
[ ]
MPa
o
F
23,2224/6.105,2
=−=
σ
Theo bảng 4.10 : C
α
= 0,97
Theo bảng 4.11 : C
v
= 0,92
Theo bảng 4.12 : C
0
= 1.
- Theo công thức (4.8), b = F
t
.K
d
/
[ ]
( )
δσ
F
= 476,3.1,35/ (1,99.6) = 53,85 mm
Trong đó theo bảng 4.7 : K
d
= 1,35 ( số ca làm việc là 2)
bảng 4.1, lấy trị số tiêu chuẩn b = 63mm
Chiều rộng bánh đai B tra bảng 21-6 [2] (trang 164) chọn B = 71 mm.
4. Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục :
Theo (4.12) lưc căng ban đầu F
o
=
Nb
o
4,6806.63.8,1 ==
δσ
Lực tác dụng lên trục bánh đai :
F
r
=2.F
o
.sin(α
1
/2) = 2.680,4.sin(168,3/2) = 1353,7N
NguyÔn V¨n Tíi §HCK2-K1
7
Trờng Đại học Công Nghiệp Hà Nội Đồ án Chi Tiết Máy
5, Bng kt qu tớnh toỏn.
Thụng s Giỏ tr
ng kớnh bỏnh ai nh d
1
(mm) 224
ng kớnh bỏnh ai ln d
2
(mm) 475
Chiu rng bỏnh ai B(mm) 71
Chiu di ai l (mm) 3511
Tit din ai b x (mm
2
)
63 x 6
Khong cỏch trc a (mm) 1200
Gúc ụm bỏnh ai nh
1
o
168,3
o
Lc tỏc dng lờn trc F
r
(N) 1353,7
II. TớNH B TRUYN BỏNH RNG TRONG HP GIM TC
A.Tớnh toỏn b truyn cp nhanh ( bỏnh tr rng thng ).
1.Chn vt liu.
- Theo yờu cu ca bi thỡ b truyn bỏnh rng thng phi truyn c
cụng sut ti a chớnh l cụng sut truyn ca trc I l 7,66 (kW) cho nờn
vt liu lm bỏnh rng thuc nhúm I cú cng t HB 350
Chn vt liu
Bỏnh nh : Thộp 45 tụi ci thin t rn HB 241 ữ 285 cú:
b1
= 850 MPa ;
ch 1
= 580 MPa. Chn HB
1
= 270 (HB)
s <= 60 mm
Bỏnh ln : Thộp 45, tụi ci thin t rn HB 192 ữ 240 ( rn bỏnh
ln thp hn bỏnh nh m bo kh nng chy mũn ca rng ):
b2
= 750 MPa ;
ch 2
= 450 MPa. Chn HB
2
= 230 (HB)
s <= 100 mm
2. Xỏc nh ng sut tip xỳc cho phộp.
[ ]
HLxHVR
H
o
H
H
KKZZ
S
=
lim
;
Chn s b: Z
R
Z
V
K
xH
= 1
Vi S
H
l h s an ton theo (bng 6.2) i vi vt liu ó chn thỡ S
H
= 1,1
Z
R
H s k n nhỏm mt rng lm vic.
Z
V
H s k n nh hng ca vn tc vũng.
K
XH
H s k n kớch thc bỏnh rng.
[ ]
HHLHH
SK
=
lim
Theo bng 6.2 ta cú:
limH
= 2.HB + 70
H lim1
= 610 MPa;
H lim2
= 530 MPa;
Nguyễn Văn Tới ĐHCK2-K1
8
Trêng §¹i häc C«ng NghiÖp Hµ Néi §å ¸n Chi TiÕt M¸y
Hệ số tuổi thọ K
HL
:
K
HL
=
H
m
HEHO
NN
với m
H
= 6 (bậc của đường cong mỏi).
Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở:
N
HO
= 30. H
4,2
HB
;
⇒
74,2
2
74,2
1
10.40,1230.30
10.05,2270.30
==
==
HO
HO
N
N
;
N
HE
: Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương.
( )
iiiiiHE
ttTTtncN
∑∑∑=
/./ 60
3
max
C: Số lần ăn khớp trong một vòng quay.
T
i
, n
i
, t
i
: Lần lượt là mômen xoắn , số vòng quay và tổng số giờ làm việc
ở chế độ i của bánh răng đang xét.
7
2
733
2
10.40,110.48,8
8
1
.)75,0(
8
7
1.16000.
66,7
729
.60 =>=
+=
HOHE
NN
Do đó K
HL2
= 1, suy ra N
HL1
> N
HO1
, do đó K
HL1
= 1.
⇒ [σ
H
]
1
=
5,554
1,1
1.610
=
MPa; [σ
H
]
2
=
8,481
1,1
1.530
=
MPa;
Do đây là cặp bánh trụ răng thẳng ăn khớp cho nên ứng suất tiếp xúc
cho phép xác định như sau:
[ ] [ ] [ ]
( )
8,481,min
21
==
HHH
σσσ
(MPa).
3. Xác định ứng suất uốn cho phép.
[ ]
FLFCxFSR
F
F
o
F
KKKYY
S
lim
=
σ
σ
Trong đó: - [σ
Flim
] là ứng suất uốn ứng với số chu kỳ cơ sở.
- S
F
= 1,75 tra bảng 6.2.
Chọn sơ bộ Y
R
.Y
S
.K
xF
= 1 ⇒
[ ]
FFLFC
F
o
F
SKK /
lim
σσ
=
.
Theo bảng 6.2 có σ
°
F lim1
= 1,8.HB
1
= 1,8.270 = 486 (Mpa).
σ
°
F lim2
= 1,8.HB
2
= 1,8.230 = 414 (Mpa).
Hệ số chu kỳ làm việc của bánh răng được xác định như sau:
K
FL
=
6
FEFO
NN
N
FO
= 4.10
6
(xác định cho mọi loại thép).
( )
/ 60
max ii
m
iFE
ntTTcN
F
∑=
Trong đó: - c là số lần ăn khớp trong một vòng quay. Nên ta có c =1.
- T
i
là mômen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét.
NguyÔn V¨n Tíi §HCK2-K1
9
Trêng §¹i häc C«ng NghiÖp Hµ Néi §å ¸n Chi TiÕt M¸y
- n
i
là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét.
- t
i
là tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét.
- m
F
là bậc của đường cong mỏi khi thử về uấn ở đây m
F
= 6.
Vậy với bánh răng lớn (lắp với trục II) ta có:
( )
/ 60
6
max2 iiiiFE
ntTTcN
∑=
6
2
766
10.410.2,8
8
1
.)75,0(
8
7
1.16000.
66,7
729
.1.60 =>=
+=
FO
N
Ta có : N
FE2
> N
FO
do đó K
FL2
= 1, tương tự K
FL1
= 1.
Thay số vào ta sẽ xác định được ứng suất cho phép của bánh răng như
sau:
[ ]
7,277
75,1
486
.
1lim
1
===
F
FL
o
F
F
S
K
σ
σ
(MPa).
[ ]
6,236
75,1
414
.
2lim
2
===
F
FL
o
F
F
S
K
σ
σ
(MPa).
4. Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
Công thức xác định khoảng cách trục a
w
của bộ truyền bánh răng trụ
răng thẳng bằng thép ăn khớp ngoài như sau:
a
w
= 49,5 (u
1
+ 1)
[ ]
3
1
2
1
.
baH
H
u
KT
ψσ
β
Trong đó: - T
1
là mômen xoắn trên trục bánh chủ động (là trục I)
- Ψ
ba
= b
w
/a
w
là hệ số chiều rộng bánh răng.(bảng 6.6)
- K
H
β
là hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều
rộng vành răng khi tính về tiếp xúc.
- u
1
là tỉ số truyền của cặp bánh răng.
ở đây ta đã có:
- T
1
= 100347 (N.mm); u
1
= 4; ψ
ba
= 0,3 và [σ
H
] = 481,8 (MPa)
-Ψ
d
= 0,53.Ψ
ba
.(u+1) = 0,53.0,3.(4+1) = 0,795 ≈ 0,8 Tra Bảng 6.7[1] ta
xác định được K
H
β
= 1,03 (Sơ đồ 6).
Thay số vào công thức xác định được khoảng cách giữa 2 trục a
w
:
a
w
= 49,5.(4+1).
85,177
3,0.4.8,481
03,1.100347
3
2
=
(mm)
Vậy ta chọn sơ bộ a
w
= 182 (mm).
5. Xác định các thông số ăn khớp
∗ Môđun : m = (0,01 ÷ 0,02). a
w1
= (0,01 ÷ 0,02).182 = 1,82 ÷ 3,64.
Chọn môđun m = 2,5
NguyÔn V¨n Tíi §HCK2-K1
10
Trêng §¹i häc C«ng NghiÖp Hµ Néi §å ¸n Chi TiÕt M¸y
* Tính số răng của bánh răng: trên bánh nhỏ và bánh lớn lần lượt là Z
1
và
Z
2
ta có :
( ) ( )
96,28
14.5,2
182.2
1.
.2
1
=
+
=
+
=
um
a
Z
w
chọn Z
1
= 29 răng.
⇒ Z
2
= u
1
Z
1
= 4.29 = 116 (răng).
Vậy Z
t
= Z
1
+ Z
2
= 29 + 116 = 145 ;
- tính lại khảng cách trục a
w
= m.Z
t
/2= 2,5.145/2 = 181,25 mm
Lấy a
w
= 182, do đó cần dịch chỉnh để tăng khoảng cách trục từ 181,25 lên
182 mm.
Hệ số dịch tâm y=a
w
/m - 0,5(Z
1
+Z
2
) =182/2,5 - 0,5.145 = 0,3
Theo (6.23) k
y
= 1000y/Z
t
= 1000.0,3/145 = 2,069
Theo bảng 6.10a tra được k
x
= 0,033, do đó theo (6.24) hệ số giảm đỉnh
răng ∆y = k
x
Z
t
/1000 = 0,033.145/1000= 0,005
Theo (6.25), tổng hệ số dịch chỉnh x
t
= y+ ∆y= 0,3+ 0,005 =0,31.
x
1
=0,5[x
t
- (Z
2
- Z
1
)y/Z
t
] = 0,5[0,31 - (116 - 29).0,3/145]= 0,07
x
2
= x
t
- x
1
= 0,24
- góc ăn khớp cosα
tw
= Z
t
mcosα/(2a
w
)= 145.2,5.cos20
o
/(2.182)= 0,935⇒
α
tw
= 20,64
o
.
5. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
Yêu cầu cần phải đảm bảo σ
H
≤
[σ
H
]
σ
H
= Z
M
Z
H
Z
ε
1
2
1
11
)1.( 2
w
w
H
dub
uKT
+
;
Trong đó: T
1
=100347 Nmm;
b
w
= Ψ
ba
.a
w
= 0,3.182 = 54,6 mm, chiều rộng bánh răng
u
1
= 4;
d
w1
= 2a
w
/(u
1
+1) = 72,8 mm;
Z
M
= 274 Mpa
1/3
(tra bảng 65 trang 96) Hệ số kể đến cơ tính của vật liệu.
Z
H
Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc:
Tra bảng 6.12 với (x
1
+x
2
)/z
t
= 0.002 ⇒ Z
H
= 1,72.
Z
ε
=
760,0
742,1
11
==
α
ε
.
ε
α
=
( )
[ ]
( )
[ ]
742,11.116/129/12,388,10cos./1/12,388,1
21
=+−=+−
o
ZZ
K
H
= K
H
β
.K
HV
K
H
α
.Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
K
H
β
= 1,03 ; K
H
α
= 1(bánh răng thẳng).
Vận tốc bánh dẫn : v =
78,2
60000
729.8,72.
60000
11
==
π
π
nd
w
m/s;
vì v < 6 m/s tra bảng 6.13 (trang 106) chọn cấp chính xác 8 ;
Tra bảng phụ lục P 2.3 (trang 250) ta được :
NguyÔn V¨n Tíi §HCK2-K1
11
Trêng §¹i häc C«ng NghiÖp Hµ Néi §å ¸n Chi TiÕt M¸y
K
HV
=1+
αβ
ν
HH
wwH
KKT
db
1
1
2
uavg
woHH
/
δν
=
Trong đó
H
δ
=0,004 (HB
2
< 350HB, dạng răng thẳng, không vát đầu răng)
g
o
= 56, tra bảng 6.16
⇒
H
ν
= 0,006.56.2,78
=
4/182
6,3
⇒ K
HV
= 1+
1.03,1.100347.2
8,72.6,54.3,6
= 1,12
K
H
= 1,03.1,12.1 = 1,15
Thay số : σ
H
= 274.1,72.0,76.
2
8,72.4.6,54
)14.(15,1.100347.2
+
= 357,6 MPa
Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép với v = 2,78 (m/s) < 5
(m/s) Z
v
= 1 với cấp chính xác động học là 9 chọn cấp chính xác về mức
tiếp xúc là 8. Khi đó cần gia công đạt độ nhám là R
a
= 2,5 1,25 µm. Do
đó Z
R
= 0,95, với d
a
< 700mm ⇒ K
xH
= 1.
⇒ [σ
H
] = [σ
H
]. Z
R
Z
V
K
xH
.
[σ
H
] = 481,8.1.0,95.1 = 457,71 MPa.
Do σ
H
≤
[σ
H
] nên răng thoả mãn độ bền tiếp xúc.
6. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.
Theo 6.43 ta có:
σ
F 1
=
mdb
YYYKT
ww
FBF
2
11
1
1
ε
Yêu cầu σ
F1
≤
[σ
F1
] ; σ
F2
≤
[σ
F2
]
Tính các thông số :
Theo bảng 6.7 ta có K
F
β
= 1,07 ; với v < 5 m/s tra bảng 6.14(trang 107)
cấp chính xác 8 thì K
F
α
= 1,27; K
FV
= 1,02 bảng phụ lục P2.3 trang 250.
K
F
= K
F
β
.K
F
α
.K
FV
= 1,07.1,27.1,02 = 1,386
Với ε
α
= 1,742 ⇒ Y
ε
= 1/ε
α
=
742,1
1
= 0,574;
Y
β
= 1;
Số răng tương đương:
Z
V1
=
1
29
cos
3
1
=
β
Z
= 29
Z
V2
=
1
116
cos
3
2
=
β
Z
= 116
Tra bảng 6.18 trang 109 ,hệ số dịch chỉnh x
1
= 0,07, x
2
= 0,24 thì Y
F1
=
3,72, Y
F2
= 3,56.
NguyÔn V¨n Tíi §HCK2-K1
12
Trờng Đại học Công Nghiệp Hà Nội Đồ án Chi Tiết Máy
F 1
=
5,2.8,72.6,54
72,3.1.574,0.386,1.100347.2
= 59,77 MPa
F2
=
F1
.Y
F2
/Y
F1
= 59,77.3,56/3,72 = 57,2 MPa.
Do ng sut un thc t bỏnh rng cú th chu c khi lm vic xỏc nh
nh sau :
[
F1
]= [
F1
].Y
S
.Y
xF
.Y
R
v [
F2
]= [
F2
].Y
S
.Y
xF
. Y
R
.
Vi m = 2,5 Y
S
= 1,08 0,0695.Ln(2,5) 1,02. Cũn Y
R
= 1 v K
xF
= 1:
[
F1
] = [
F1
].1,02.1.1 = 277,7.1,02 = 283,25 MPa.
[
F2
] = [
F2
].1,02.1.1 = 236,6.1,02 = 241,33 MPa.
Nh vy
F 1
< [
F 1
] ;
F 2
< [
F 2
] nờn rng tho món bn un.
7. Kim nghim rng v quỏ ti.
ng sut quỏ ti cho phộp :
[
H
]
max
= 2,8
ch2
= 2,8. 450 = 1260 MPa;
[
F1
]
max
= 0,8
ch1
= 0,8. 580 = 464 Mpa.
[
F2
]
max
= 0,8
ch2
= 0,8. 450 = 360 MPa;
K
qt
=T
max
/T=2,2
H1max
=
H
.
4,5332,2.6,359
==
qt
K
MPa < [
H
]
max
= 1260 MPa;
F1max
=
F1
. K
qt
=57,3 . 2,2 = 126,1Mpa.
F2max
=
F2
. K
qt
= 59,3. 2,2 = 130,5 MPa
vỡ
F1max
< [
F1
]
max
,
F2max
< [
F2
]
max
nờn rng tho món
Kt lun: Vy cp bỏnh rng ta ó tớnh toỏn c trờn hon ton m bo
c rng b truyn cp nhanh lm an ton.
Thụng s c bn ca b truyn cp nhanh (bỏnh rng thng) :
- Mụ un : m = 2,5
- Khong cỏch trc : a
w
= 182mm
- Chiu rng vnh rng : b
w
= 54,6 mm
- ng kớnh vũng chia : d
1
=
5,7229.5,2.
1
==
Zm
mm.
d
2
=
mmZm 290116.5,2.
2
==
;
- ng kớnh ln : d
w1
= 2.a
w1
/ (u
1
+ 1) = 2.182 / 5 = 72,8mm,
d
w2
= u
2
. d
w1
= 3,41. 72,8 =248,2 mm;
- H s dch chnh x
1
= 0,07; x
2
= 0,24
- ng kớnh nh rng :
d
a1
= d
1
+ 2(1+ x
1
- y)m =72,5+ 2(1 + 0,07 - 0,005).2,5 = 77,8 mm,
d
a2
= d
2
+ 2(1+x
2
- y)m =290 + 2(1+0,24 - 0,005).2,5 =296,2 mm,
- ng kớnh ỏy rng :
d
f1
= d
1
- (2,5 - 2x
1
)m = 72,5- (2,5 - 2.0,07).2,5 = 66,6 mm,
d
f2
= d
2
- (2,5 - 2x
2
)m = 290 - (2,5 - 2.0,24).2,5 = 284,95 mm
- Gúc prụfin gc = 20
o
- Gúc n khp :
tw
= 20,6
o
B.Tớnh toỏn b truyn cp chm ( bỏnh tr rng nghiờng ).
Nguyễn Văn Tới ĐHCK2-K1
13
Trêng §¹i häc C«ng NghiÖp Hµ Néi §å ¸n Chi TiÕt M¸y
1.Chọn vật liệu. Tương tự như đối với cặp bánh răng thẳng ta chọn vật liệu
như sau :
Bánh nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241 ÷ 285 có:
σ
b1
= 850 MPa ;σ
ch 1
= 580 MPa. Chọn HB
1
= 270 (HB)
Bánh lớn : Thép 45, tôi cải thiện đạt đọ rắn MB 192 240 có:
σ
b2
= 750 Mpa ;σ
ch 2
= 450 MPa. Chọn HB
2
= 230 (HB)
2. Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép.
[ ]
( )
HLxHVRHHH
KKZZS
°
=
lim
σσ
;
Chọn sơ bộ Z
R
Z
V
K
xH
= 1 ⇒
[ ]
HHLHH
SK
°
=
lim
σσ
S
H
: Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc. S
H
=1,1.
°
limH
σ
: ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở;
°
1limH
σ
= 1,8 . 270 = 486 MPa
σ
°
H lim2
= 1,8 . 230 = 414 MPa;
K
HL
=
H
m
HEHO
NN
với m
H
= 6.
m
H
: Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc.
N
HO
: Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc.
N
HO
= 30. H
4,2
HB
; H
HB
: độ rắn Brinen.
74,2
1
10.87,1270.30
==
HO
N
74,2
2
10.4,1230.30
==
HO
N
N
HE
: Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương.
( )
iiiiiHE
ttTTtncN
∑∑∑=
/./ 60
3
max
c: Số lần ăn khớp trong một vòng quay.
T
i
, n
i
, t
i
: Lần lượt là mômen xoắn , số vòng quay và tổng số giờ làm việc
ở chế độ i của bánh răng đang xét.
( )
iiiFE
TTTncN
∑∑=
./ 60
6
max
6766
2
10.410.1,1
8
1
.)75,0(
8
7
1.16000.25,182.1.60
=>=
+=
FOFE
NN
Ta có :
1K
NN
U.NN
HL
1HO2HE
12HE1HE
=→
>
=
[ ]
8,441
1,1
1.486
.
1lim
1
===
H
HL
o
H
H
S
K
σ
σ
(MPa)
[ ]
4,376
1,1
414
.
2lim
2
===
H
HL
o
H
H
S
K
σ
σ
(MPa).
Vì bộ truyền là bánh trụ răng nghiêng nên :
[ ]
[ ] [ ]
2
21
HH
H
σσ
σ
+
=
= 409,1MPa < 1,25
[ ]
min
H
σ
NguyÔn V¨n Tíi §HCK2-K1
14
Trêng §¹i häc C«ng NghiÖp Hµ Néi §å ¸n Chi TiÕt M¸y
3. Xác định ứng suất uốn cho phép.
[ ]
FLFCxFSR
F
F
o
F
KKKYY
S
lim
=
σ
σ
Trong đó: - [σ
Flim
] là ứng suất uốn ứng với số chu kỳ cơ sở.
- S
F
= 1,75 tra bảng 6.2.
Chọn sơ bộ Y
R
.Y
S
.K
xF
= 1 ⇒
[ ]
FFLFC
F
o
F
SKK /
lim
σσ
=
.
Theo bảng 6.2 có σ
°
F lim1
= 1,8.HB
1
= 1,8.270 = 486 (Mpa).
σ
°
F lim2
= 1,8.HB
2
= 1,8.230 = 414 (Mpa).
Hệ số chu kỳ làm việc của bánh răng được xác định như sau:
K
FL
=
6
FEFO
NN
N
FO
= 4.10
6
(xác định cho mọi loại thép).
( )
/ 60
max ii
m
iFE
ntTTcN
F
∑=
Trong đó: - c là số lần ăn khớp trong một vòng quay. Nên ta có c =1.
- T
i
là mômen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét.
- n
i
là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét.
- t
i
là tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét.
- m
F
là bậc của đường cong mỏi khi thử về uấn ở đây m
F
= 6.
Vậy với bánh răng lớn (lắp với trục II) ta có:
( )
iiFE
tTTncN ./ 60
6
max22
∑=
6
2
766
10.410.1,2
8
1
.)75,0(
8
7
1.16000.
36,7
25,182
.1.60 =>=
+=
FO
N
Ta có : N
FE2
> N
FO
do đó K
FL2
= 1, tương tự K
FL1
= 1.
Thay số vào ta sẽ xác định được ứng suất cho phép của bánh răng như
sau:
[ ]
7,277
75,1
486
.
1lim
1
===
F
FL
o
F
F
S
K
σ
σ
(MPa).
[ ]
6,236
75,1
414
.
2lim
2
===
F
FL
o
F
F
S
K
σ
σ
(MPa).
ứng suất quá tải cho phép:
[σ
H
]
max
= 2,8 . σ
ch2
= 2,8 . 450 = 1260 MPa.
[σ
F
]
1max
= 0,8 . σ
ch1
= 0,8 . 580 = 464 Mpa.
[σ
F
]
2max
= 0,8 . σ
ch2
= 0,8 . 450 = 360 Mpa.
4. Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
NguyÔn V¨n Tíi §HCK2-K1
15
Trêng §¹i häc C«ng NghiÖp Hµ Néi §å ¸n Chi TiÕt M¸y
a
w2
= K
a
(u
2
+1)
[ ]
3
2
2
2
'
.
baH
H
u
KT
ψσ
β
Với: T
’
2
: Mômen xoắn trên trục bánh chủ động( trục 2), N.mm ;
K
a
: hệ số phụ thuộc vào loại răng ; K
a
= 43 (bảng 6.5)
Hệ số Ψ
ba
= b
w
/a
w
; tra bảng 6.6
- u
2
là tỉ số truyền của cặp bánh răng ta đang xét, u
2
= 3,41
- T
’
2
= T
2
/2 = 385668/2 =192834 (N.mm). (Vì đây là hộp phân đôi cấp
chậm).
( ) ( )
75,0141,3.32,0.53,01.53,032,0
1
=+=+=⇒= u
babdba
ψψψ
Tra ở sơ đồ 3 (bảng 6.7) ta được K
H
β
= 1,12
[σ
H
]=409,1 MPa
Thay số ta định được khoảng cách trục :
a
w2
= 43.(3,41+1).
5,200
32,0.41,3.)1,409(
12,1.192834
3
2
=
mm
Chọn a
w1
= 202 mm
4. Xác định các thông số ăn khớp
∗ Môđun : m = (0,01 ÷ 0,02). a
w2
= 2,02 ÷ 4,04 . Chọn m = 2,5
* Số răng trên bánh nhỏ và bánh lớn lần lượt là Z
1
và Z
2
:
Đối với hộp giảm tốc phân đôi có sử dụng bánh răng nghiêng thì góc
nghiêng của mỗi bánh răng là β = 30 ÷ 40
o
. Vậy chọn sơ bộ β = 35
o
⇒ cos
β = 0,8191 khi đó ta có:
( ) ( )
01,30
141,3.5,2
8191,0.202.2
1.
cos 2
2
1
=
+
=
+
=
um
a
Z
w
β
. Chọn Z
1
= 30 (răng).
Z
2
= u
2
.Z
1
= 3,41.30 = 102,3(răng). chọn Z
2
= 102
⇒ Z
t
= Z
1
+ Z
2
= 30 + 102= 132.
Khi đó góc nghiêng răng thực tế có giá trị xác định như sau:
β = arccos[(m.Zt)/(2.a
w
)] = arccos[(2,5.132/(2.202)] = 35,2
0
.
5. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
Yêu cầu cần phải đảm bảo điều kiện σH ≤ [σH] = 409,1 (MPa).
Do σ
H
= Z
M
Z
H
Z
ε
1
2
2
2
2
'
)1.( 2
w
w
H
dub
uKT
+
;
Trong đó : - Z
M
: Hệ số xét đến ảnh hưởng cơ tính vật liệu;
- Z
H
: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc;
- Zε : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng;
- K
H
: Hệ số tải trọng tính về tiếp xúc, với KH= K
H
β
.K
HV
.K
H
α
- b
w
: Chiều rộng vành răng.
- d
w1
: Đường kính vòng chia của bánh chủ động.
Ta đã tính được các thông số:
- T
’
2
= T
2
/2 = 385668/2 =192834 (N.mm).
NguyÔn V¨n Tíi §HCK2-K1
16
Trêng §¹i häc C«ng NghiÖp Hµ Néi §å ¸n Chi TiÕt M¸y
- b
w
= 0,36.a
w
= 0,32.202 = 64,6 mm .
- d
w1
= 2.a
w
/(u
2
+1) = 2.202/(3,41+1) = 91,6(mm).
- Z
M
= 274 Mpa
1/3
Vì bánh răng là thép, tra Bảng 6.5 (Trang 96-Tập 1).
-
5,1
)24.2sin(
8,32cos.2
2sin
cos2
Z
0
===
tw
b
H
α
β
, trong đó
α
t
= α
tw
= arctg(tgα/cosβ) = arctg(tg20/cos35,2) ≈ 24,0 (không dịch
chỉnh bánh răng)
tgβ
b
= cosα
t
.tgβ = cos(24).tg(35,2) = 0,644 ⇒ β
b
= 32,8
o
.
- Z
ε
=
836,043,1/1/1 ==
α
ε
Vì ε
α
= [1,88 – 3,2 (1/Z
1
+1/Z
2
)].cosβ
= [1,88 – 3,2 (1/30 +1/102 )].cos35,2
o
=1,43
Vận tốc bánh dẫn : v =
m/s87,0
60000
25,182.6,91.
60000
11
==
π
π
nd
w
;
vì v < 4 m/s tra bảng 6.13 (trang 106) chọn cấp chính xác 9, bảng 6.14
(Trang 107) ta xác định được : K
H
α
= 1,13.
K
HV
=1+
αβ
ν
HH
wwH
KKT
db
1
1
2
uavg
woHH
/
δν
=
Trong đó
H
δ
=0,002 (HB
2
< 350HB, dạng răng nghiêng)
g
o
= 73, tra bảng 6.16.
⇒
H
ν
= 0,002.73.0,87.
=
41,3/202
0,977
⇒ K
HV
= 1+
13,1.12,1.192834.2
6,91.6,64.977,0
= 1,01
K
H
= K
H
β
.K
HV
.K
H
α
= 1,12.1,13.1,01 = 1,28
Thay số : σ
H
= 274.1,5.0,836.
2
6,91.41,3.6,64
)141,3.(28,1.192834.2
+
= 372,9 MPa
Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép : [σ
H
] = [σ
H
]. Z
R
Z
V
K
xH
.
Với v = 0, 84 m/s ⇒ Z
V
= 1 (vì v < 5m/s ), Với cấp chính xác động học
là 9, chọn mức chính xác tiếp xúc là 8. Khi đó cần gia công đạt độ nhám là
R
a
= 2,5÷ 1,25 µm. Do đó Z
R
= 0,95 với d
a
< 700mm ⇒ K
xH
= 1.
mà [σ
H
] = 409,1.1.0,95.1 = 388,65MPa.
Do đó σ
H
≤
[σ
H
] nên răng thoả mãn độ bền tiếp xúc.
6. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.
Theo 6.43 ta có:
σ
F 1
=
mdb
YYYKT
ww
FBF
2
11
1
2
'
ε
NguyÔn V¨n Tíi §HCK2-K1
17
Trờng Đại học Công Nghiệp Hà Nội Đồ án Chi Tiết Máy
Yờu cu
F1
[
F1
] ;
F2
[
F2
]
Tớnh cỏc thụng s :
Theo bng 6.7 ta cú K
F
= 1,28 ; vi v < 2,5 m/s tra bng 6.14(trang
107) cp chớnh xỏc 9 thỡ K
F
= 1,37; K
FV
= 1,04 bng ph lc P2.3 trang
250.
K
F
= K
F
.K
F
.K
FV
= 1,28.1,37.1,04 = 1,824
Vi
= 1,43 Y
= 1/
=
43,1
1
= 0,7;
Y
= 1 -
o
/140 = 1- 35,2
o
/140 = 0,748;
S rng tng ng:
Z
V1
=
2,35cos
30
cos
33
1
=
Z
= 54,98
Z
V2
=
2,35cos
102
cos
33
2
=
Z
= 186,9
Tra bng 6.18 trang 109, h s dch chnh x
1
= x
2
= 0 thỡ Y
F1
= 3,63, Y
F2
=
3,60.
F 1
=
5,2.6,91.6,64
63,3.7,0.748,0.824,1.192834.2
= 90,38 MPa
F2
=
F1
.Y
F2
/Y
F1
= 90,38.3,60/3,63 = 89,6 MPa.
Do ng sut un thc t bỏnh rng cú th chu c khi lm vic xỏc nh
nh sau :
[
F1
]= [
F1
].Y
S
.Y
xF
.Y
R
v [
F2
]= [
F2
].Y
S
.Y
xF
. Y
R
.
Vi m = 2,5 Y
S
= 1,08 0,0695.Ln(2,5) 1,02. Cũn Y
R
= 1 v K
xF
= 1:
[
F1
] = [
F1
].1,02.1.1 = 277,7.1,02 = 283,25 MPa.
[
F2
] = [
F2
].1,02.1.1 = 236,6.1,02 = 241,33 MPa.
Nh vy
F 1
< [
F 1
] ;
F 2
< [
F 2
] nờn rng tho món bn un.
7. Kim nghim rng v quỏ ti.
ng sut quỏ ti cho phộp :
[
H
]
max
= 2,8
ch2
= 2,8. 450 = 1260 MPa;
[
F1
]
max
= 0,8
ch1
= 0,8. 580 = 464 Mpa.
[
F2
]
max
= 0,8
ch2
= 0,8. 450 = 360 MPa;
K
qt
=T
max
/T=2,2
H1max
=
H
.
1,5532,2.9,372
==
qt
K
MPa < [
H
]
max
= 1260 MPa;
F1max
=
F1
. K
qt
=90,38 . 2,2 = 198,836Mpa.
F2max
=
F2
. K
qt
= 89,6. 2,2 = 197,12 MPa
vỡ
F1max
< [
F1
]
max
,
F2max
< [
F2
]
max
nờn tho món quỏ ti.
Kt lun: Vy cp bỏnh rng ta ó tớnh toỏn c trờn hon ton m
bo c rng b truyn cp chm lm vic an ton.
Nguyễn Văn Tới ĐHCK2-K1
18
Trêng §¹i häc C«ng NghiÖp Hµ Néi §å ¸n Chi TiÕt M¸y
♦ Thông số cơ bản của bộ truyền cấp chậm :
- Khoảng cách trục: a
ω
2
= 202 mm.
- Môđun pháp bánh răng: m =2,5 mm.
- Chiều rộng bánh răng: b
ω
= 65mm.
- Số răng bánh răng: Z
1
= 30 và Z
2
= 102.
- Góc nghiêng của răng: β = 35,2
0
.
- Góc prôfin gốc : α = 20
°
.
- Góc ăn khớp α
t
= α
t
ω
= arctg(tgα/cosβ) = 24
0
.
- Hệ số dịch chỉnh x1 = x2 = 0 ;
- Đường kính chia :
d
1
= m.Z
1
/cosβ = 2,5.30/ cos 35,2
0
= 91,78mm.
d
2
= m.Z
2
/cosβ =2,5.102/ cos 35,2
0
= 312 mm.
- Đường kính đỉnh răng :
d
a1
= d
1
+ 2.m = 91,78 + 2.2,5 = 96,7 mm.
d
a2
= d
2
+ 2.m = 312 + 2.2,5 = 317 mm.
- Đường kính đáy răng :
d
f1
= d
1
– 2,5. m = 91,78 - 2,5.2,5 = 85,45mm.
d
f2
= d
2
- 2,5.m = 312 - 2,5.2,5 = 305,75 mm,
- Đường kính cơ sở :
d
b1
= d
1
. cos α = 91,78.cos 20
°
= 86,17 mm;
d
b2
= d
2
. cos α = 312. cos 20
°
= 293,2 mm
Bảng thông số của bộ truyền bánh răng :
cấp nhanh cấp chậm
Khoảng cách trục a
w
(mm) 182 202
Môđun pháp u
m
2,5 2,5
Chiều rộng vành răng b
w
(mm) 54,6 65
Tỷ số truyền u
t
4 3,41
Góc nghiêng của răng β
0 35,2
o
Hệ số dịch chỉnh x
1
0,07 0
x
2
0,24 0
Số răng bánh răng z
1
29 30
z
2
116 102
Đường kính chia d
1
(mm) 72.8 91,78
d
2
(mm) 290 312
Đường kính đáy răng d
f1
(mm) 66,6 85,45
d
f2
(mm) 284,95 305,75
Đường kính đỉnh răng d
a1
(mm) 77,8 96,7
NguyÔn V¨n Tíi §HCK2-K1
19
Trêng §¹i häc C«ng NghiÖp Hµ Néi §å ¸n Chi TiÕt M¸y
d
a2
(mm) 296,2 317
Góc ăn khớp
α
tw
20,6
0
24,0
o
III. tính toán thiết kế trục .
1.Thiết kế trục
a. Chọn vật liệu: Đối với trục của hộp giảm tốc làm việc trong điều kiện
chịu tải trọng trung bình thì ta chọn vật liệu là thép C45 thường hoá có cơ
tính như sau
σ
b
= 600 Mpa; σ
ch
= 340 Mpa; Với độ cứng là 200 HB.
ứng suất xoắn cho phép [τ] = 12 ÷ 30 MPa tuỳ thuộc vào vị trí đặt lực ta
đang xét.
b.Sơ đồ đặt lực:
c. Xác định sơ bộ đường kính trục.
Theo công thức 10.9 đường kính trục thứ k :
[ ]
3
2,0
τ
k
k
T
d =
với k =1 3. (mm)
[ ]
=
=
)(12
).(100347
1
MPa
mNT
τ
=>
7,34
12.2,0
100347
3
1
==d
(mm)
Chọn d
1
= 35, theo bảng 10.2 ta có b
o
= 21.
[ ]
=
=
)(20
).(192834'
2
MPa
mNT
τ
=>
4,36
20.2,0
192834
3
2
==d
(mm)
Chọn d
2
= 45, theo bảng 10.2 ta có b
o
= 25.
[ ]
=
=
)(30
).(1262594
3
MPa
mNT
τ
=>
5,59
30.2,0
1262594
3
3
==d
(mm)
Chọn d
3
= 65, theo bảng 10.2 ta có b
o
= 33.
d. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực.
Từ bảng 10.3 ta chọn :
k
1
= 10 (mm)
k
2
= 10 (mm)
k
3
= 15 (mm)
h
n
= 20 (mm).
l
m23
= (1,2 ÷ 1,5) d
2
= (1,2 ÷ 1,5).45
= 54 ÷ 67,5mm; chọn l
m23
= 65 mm.
l
m22
= l
m24
= (1,2 ÷ 1,5)d
2
= (1,2 ÷1,5).45
= 54 ÷ 67,5mm; chọn l
m22
=60mm.
l
22
= 0,5(b
1
+ b
0
) + k
1
+ k
2
= 0,5(53,5 + 25) + 10 + 10 = 59,25 mm,
Chọn l
22
= 60 mm
l
23
= l
22
+ 0,5(l
m22
+ l
m23
) + k
1
= 60 + 0,5(60 + 65) + 10 = 132,5 mm
Chọn l
23
= 132 mm
NguyÔn V¨n Tíi §HCK2-K1
20
Trêng §¹i häc C«ng NghiÖp Hµ Néi §å ¸n Chi TiÕt M¸y
l
24
= l
23
+ 0,5(l
m23
+ l
m24
) + k
1
= 132
+ 0,5.(65 + 60) +10 = 204,5 mm.
Chọn l
24
= 205 mm
Chiều dài mayơ bánh đai, răng, nối trục :
l
m12
= l
m13
= (1,2 1,5 ).d
1
= (1,2 1,5 ).35 = 42…52,5(mm).
Chọn l
m12
= 45 (mm). l
m13
= 50 mm.
l
m32
=l
m33
=l
m34
= (1,4 ÷ 2,5).d
3
= (1,4 ÷ 2,5).65 = 91 ÷ 162,25 mm
Chọn l
m33
=100mm; l
m32
=l
m34
= 120 mm.
Khoảng côngxôn (khoảng chìa) để lắp bánh đai trên trục vào là:
l
c12
= 0,5.(b
o1
+ l
m12
) + k
3
+ h
n
= 0,5(21 + 45) + 15 + 20 = 68 mm.
Khoảng côngxôn để lắp nối trục đàn hồi trên trục ra là:
l
c33
= 0,5.(b
o3
+ l
m33
) + k
3
+ h
n
= 0,5( 33+130 ) + 15 + 20 = 116,5 mm.
Khoảng cách trên các trục :
l
12
= - l
c12
=-[0,5 (l
m12
+bο) + k
3
+ h
n
]
= -[0,5 (45+21) + 15 + 20 ] = - 68(mm).
l
13
= l
23
= 132 (mm).
l
34
= l
24
= 205 (mm)
l
32
= l
22
= 60 (mm)
Khoảng cách giữa các gối đỡ :
l
11
= l
21
= l
31
= 2.l
23
= 2.132 =264 (mm).
l
33
=l
31
+l
c33
= 264 + 116,5 = 380,5 mm.
Sơ đồ (sơ bộ) khoảng cách của hộp giảm tốc:
NguyÔn V¨n Tíi §HCK2-K1
21
Trêng §¹i häc C«ng NghiÖp Hµ Néi §å ¸n Chi TiÕt M¸y
l
12
=
-l
c12
l
13
l
11
l
22
l
23
l
32
l
34
l
31
l
24
241.1914
l
12
l
c33
e. Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục:
* Tính các lực tác dụng lên trục: Lực do đai , lực tác dụng lên
bánh răng, Lực do khớp nối .
Tải trọng tác dụng lên trục chủ yếu là các mô men và các lực tác dụng
trong bộ truyền bánh răng khi ăn khớp ;
Các thành phần lực trong thiết kế được biểu diễn như hình vẽ phần trên.
- Lực tác dụng của đai lên trục F
r12
= 1353,7 (N).
Fy
12
= F
r12
. cos 0
o
= 1353,7 (N). Do góc nghiêng của bộ truyền đai là 0
0
- Lực tác dụng của khớp nối: F
K
= (0,2 ÷ 0,3).2T
III
/D
t
,
Tra bảng 16.10 a[2] với T
III
= 1262594 ta chọn D
0
= 200mm.
⇒
8,3787 2,2525
200
1262594.2).3,0 2,0(
==
k
F
(N).
Chọn Fk = 3000 N.
Lực tác dụng khi ăn khớp trong các bộ truyền được chia làm ba thành
phần:
F
t
: Lực vòng; F
r
: Lực hướng tâm; F
a
: Lực dọc trục;
NguyÔn V¨n Tíi §HCK2-K1
22
Trêng §¹i häc C«ng NghiÖp Hµ Néi §å ¸n Chi TiÕt M¸y
Trong đó:
+) Cặp bánh răng thẳng :
F
t1
=
7,2818
2,71
100347.2
2
1
1
==
ω
d
T
(N) = F
t2
F
r1
=
6,11675,227,2818
β
α.
ω1
==
o
tt
tg
Cos
tgF
(N) = F
r2
+) Cặp bánh răng nghiêng :
F
t3
=
1,4406
53,87
192834.2
ω
2
3
2
'
==
d
T
(N) = F
t4
;
F
r3
=
2528
2,37cos
56,24.1,4406
β
α.
ω3
==
o
o
tt
tg
Cos
tgF
(N) = F
r4
;
F
a3
=F
t3
.tgβ=4406,1.tg(37,2
o
)= 3344,4 ( N ) = F
a4
;
A.Xác định đường kính của trục vào của hộp giảm tốc:
a-Các lực tác dụng lên trục và biểu đồ mômen
Tính các phản lực R (chỉ số chỉ thứ tự đầu ổ, trục, phương) và vẽ biểu
đồ mômen.
Chiếu các lực theo trục oy :
00
00
11
11
13
1
12
11110
=−+⇒=
=+−−⇒=
∑
∑
l
F
l
F
l
F
m
FFFFF
yry
A
yryyyx
N
N
FFFF
l
l
F
l
F
F
yryy
ry
y
6,1118
5,932
264
132.6,116768.7,1353
.
11110
11
13
1
12
11
=+−=⇒
=
+
=
+
=
Theo chiều Ox ta có:
00
00
11
11
13
1
11110
=−⇒=
=+−⇒=
∑
∑
l
F
l
F
m
FFFF
xt
A
xtxx
N
N
FFF
l
l
F
F
XtX
t
X
35,140935,14097,2818
35,1409
264
132.7,2818
.
11110
11
13
1
11
=−=−=⇒
===
⇒
Các mômen tác dụng lên trục:
Theo công thức vạn năng ta có phương trình mômen với trục Ox
0
8,123084
8,123084
6,92051
6,92051
0
332200
)200.(
20068
)68.(
680
.
1
10
=
≤≤
−
≤≤
−
≤≤
−
−
z
z
z
z
z
z
F
FF
r
yy
Theo công thức vạn năng ta có phương trình mômen với trục Oy
NguyÔn V¨n Tíi §HCK2-K1
23
Trêng §¹i häc C«ng NghiÖp Hµ Néi §å ¸n Chi TiÕt M¸y
0
2,186034
2,186034
0
332200
)200.(
20068
)68.(
680
0
110
−
−
=
≤≤
−
≤≤
−
≤≤
+−
z
z
z
z
z
FF
tx
M
x12
= 0 M
Y12
= 0
M
x10
= 92051,6 Nmm M
Y10
= 0 Nmm
M
x13
= 123084,8 Nmm M
Y13
= 186034,2 Nmm
b-Tính chính xác trục.
Theo công thức (10.15),(10.16),(10.17)[1] ta tính được momen uốn tổng
cộng, momen tương đương , đường kính tại các tiết diện trên trục là.
- Tại chỗ lắp bánh đai (tiết diện 12).
M
12
=0
[ ]
mm
Nmm
M
d
TM
td
td
24
.1,0
)(86903100347.75,0.75,0
3
12
12
2
2
112
==⇒
===
σ
(vì d
sb1
=30 mm theo bảng 10.5[1] ta có [σ] =63 Mpa)
chọn theo tiêu chuẩn d
12
= 25mm.
- Tại chỗ lắp ổ lăn.
( )
( )
[ ]
)(2,27
63.1,0
4,126592
.1,0
4,126592100347.75,06,9205175,0
6,9205106,92051
10
3
3
10
10
22
2
1
2
1010
2
2
2
1010
mm
Nmm
Nmm
y
M
d
TMM
M
MM
td
td
x
===⇒
=+=+=⇒
=+=+=
τ
chọn theo đường kính tiêu chuẩn của ổ lăn d
10
= 30 mm
- Tại chỗ lắp bánh răng. (tiết diện 13).
( )
( )
[ ]
mm
Nmm
Nmm
M
d
TMM
MMM
td
td
yx
6,33
63.1,0
6,239396
.1,0
6,239396100347.75,03,22306675,0
3,223066 186034,2 123084,8
3
3
13
13
22
2
1
2
1313
22
2
13
2
1313
===⇒
=+=+=⇒
=+=+=
τ
chọn theo đường kính tiêu chuẩn của bánh răng d
13
= 34 mm
Xuất phát từ các yêu cầu về độ bền, lắp ghép và công nghệ ta chọn
đường kính các đoạn trục như sau.
+Đường kính chỗ lắp bánh răng là :d
13
=34 mm
+ Để thuận tiện cho việc tháo lắp ta chọn đường kính chỗ lắp ổ lăn d
ol
=30
mm.
+Đường kính chỗ lắp bánh đai d
đ
=25 mm
+Chọn then có tiết diện b
đ
=10 mm, h
đ
=8 mm, chiều sâu rãnh then trên trục
t
1đ
=5 mm, trên lỗ t
2đ
=3,3 mm
NguyÔn V¨n Tíi §HCK2-K1
24
Trờng Đại học Công Nghiệp Hà Nội Đồ án Chi Tiết Máy
c- Kim nghim trc v bn mi :
Kt cu trc thit k phi tha món iu kin.
[ ]
2 2
.s s
s s
s s
=
+
Trong ú : [s]-H s an ton cho phộp [s] =1,52,5
Khi cn tng cng thỡ [s] =2,53. (khụng cn kim tra bn cng ca
trc ).
s
,s
-H s an ton ch xột riờng cho trng hp ng sut phỏp hoc
ng sut tip, c tớnh theo cụng thc (10.20),(10.21)[1].
1
aj
1
aj
. .
. .
j
dj mj
j
j mj
s
K
s
K
=
+
=
+
Trong ú :
-1
,
1
gii hn mi un v xon ng vi chu kỡ i xng,
vt liu thộp 45 thng hoỏ cú ú
b
=600 Mpa
-1
= 0,436.
b
= 0,436.600=261,6 Mpa
1
= 0,58.
-1
= 0,58.261,6= 151,728 Mpa.
Theo bng 10.7[1] ta cú
=0,05
=0
Vỡ cỏc trc ca hp gim tc u quay nờn ng sut un thay i theo
chu kỡ i xng ,do ú
m
=0
a
=
max
=M
j
/W
Ti tit din 13 (ch lp bỏnh rng ).
Cú M
13
=
3,223066
Nmm.
Mpa
mm
a
d
8,57
7,3858
3,223066
7,3858
32
34.
32
.
13
3
3
3
13
13
W
==
===
3
3
3
13
013
3,7717
16
34.
16
.
W
mm
d
===
Ti ch lp bỏnh ai(tit din 12).
Cú M
12
=0
a12
=0 Mpa
Vỡ trc quay mt chiu ng sut xon thay i theo chu kỡ mch ng :
ax
0
2 W
j
m
m a
j
T
T
= = =
Ta cú T
1
=100347 Nmm
MPa
am
5,6
3,7717.2
100347
1313
===
K
d
v K
d
-H s xỏc theo cụng thc (10.25),(10.26)[1].
Nguyễn Văn Tới ĐHCK2-K1
25
