đồ án chi tiết máy thiết kế hệ dẫn động xích tải để ôn lại kiến thức và để tổng hợp lý thuyết đã học vào một hệ thống cơ khí hoàn chỉnh
Bạn đang xem bản rút gọn của tài liệu. Xem và tải ngay bản đầy đủ của tài liệu tại đây (2.28 MB, 59 trang )
Đồ án Chi Tiết Máy GVHD:AO HÙNG LINH
Trang
1
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY:
Thiết kế hệ dẫn động xích tải để ôn lại kiến thức và để tổng hợp lý thuyết đã học vào
một hệ thống cơ khí hoàn chỉnh.
LỜI NÓI ĐẦU
Đồ án chi tiết máy là một trong những đồ án quan trọng nhất của sinh viên ngành cơ
khí chế tạo máy. Đồ án thể hiện những kiến thức cơ bản của sinh viên về vẽ kĩ thuật, dung
sai lắp ghép và cơ sở thiểt kế máy, giúp sinh viên làm quen với cách thực hiện đồ án một
cách khoa học và tạo cơ sở cho các đồ án tiếp theo.
Xích tải là một trong các phương pháp nâng chuyển được sử dụng rộng rãi trong
ngành cơ khí nói riêng và công nghiệp nói chung
Trong môi trường công nghiệp hiện đại ngày nay, việc thiết kế hệ thống dẫn động
xích tải sao cho tiết kiệm mà vẫn đáp ứng độ bền là hết sức quan trọng.
Được sự phân công của Thầy, nhóm chúng em thực hiện đồ án Thiết kế hệ dẫn động
xích tải để ôn lại kiến thức và để tổng hợp lý thuyết đã học vào một hệ thống cơ khí hoàn
chỉnh.
Do yếu tố thời gian, kiến thức và các yếu tố khác nên chắc chắn có nhiều sai sót, rất
mong nhận được những nhận xét quý báu của các thầy.
Xin cám ơn các thầy hứơng dẫn và các thầy trong Khoa Cơ khí đã giúp đỡ chúng em
hoàn thành đồ án này!
SVTH:
Nguyễn Văn Tiến
Bùi Văn Tiến
Bùi Xuân Toàn
Nguyễn Trọng Tín
Đồ án Chi Tiết Máy GVHD:AO HÙNG LINH
Trang
2
THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI
Phương án: 12
1. Động cơ điện
2. Bộ truyền đai thang
3. Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp đồng trục
4. Nối trục đàn hồi
5. Xích tải
Số liệu thiết kế:
Lực vòng trên xích tải: F = 3500N
Vận tốc xích tải: v = 1,25 m/s
Số răng đĩa xích tải dẫn: z = 11
Bước xích tải: p = 110 mm
Thời gian phục vụ: L = 7 năm
Quay một chiều, làm việc hai ca, tải va đập nhẹ
Đồ án Chi Tiết Máy GVHD:AO HÙNG LINH
Trang
3
(1 năm làm việc 300 ngày, 1ca làm việc 8 giờ)
Chế độ tải: T
1
= T; T
2
= 0,9T; T
3
= 0,75T
t
1
= 15s ; t
2
= 48s ; t
3
= 12s
MỤC LỤC
PHẦN I : TÌM HIỂU VỀ HỆ DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI 6
PHẦN II : CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN 9
1. Chọn động cơ 9
2. Phân phối tỉ số truyền 10
PHẦN III : TÍNH TOÁN, THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG
1. Chọn dạng đai 12
2. Tính đường kính bánh đai nhỏ 12
3. Tính đường kính bánh đai lớn 12
4. Xác định khoảng cách trục a và chiều dài đai l 13
5. Tính góc ôm đai nhỏ 14
6. Tính số đai z 14
7. Kích thước chủ yếu của bánh đai 15
8. Lực tác dụng lên trục F
r
và lực căng ban đầu F
o
15
9. Đánh giá đai 16
10. Tuổi thọ đai 16
PHẦN IV : THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG 17
1. Tính toán cấp chậm 17
2. tính toán cấp nhanh 23
PHẦN V : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC VÀ CHỌN THEN 30
1. Thiết kế trục 30
2. tính then 44
PHẦN VI : CHỌN Ổ LĂN VÀ KHỚP NỐI TRỤC 51
1. Chọn ổ lăn 51
2. Khớp nối trục 54
PHẦN VII : THIẾT KẾ VỎ HỘP, CÁC CHI TIẾT PHỤ VÀ DUNG SAI LẮP GHÉP
55
1.Thiết kế vỏ hộp giảm tốc 55
Đồ án Chi Tiết Máy GVHD:AO HÙNG LINH
Trang
4
2.Các chi tiết phụ 56
3. Dung sai lắp ghép 58
PHẦN VIII : XÍCH TẢI 59
PHẦN I: TÌM HIỂU VỀ HỆ DẪN ĐỘNG XÍCH` TẢI
Xích tải là một loại của bộ truyền xích nó được sử dụng rất rộng rãi trong cuộc sống
và trong sản xuất với hiệu suất cao, không sảy ra hiện tượng trượt, khả năng tải cao,
có thể chịu được quá tải khi làm việc chính vì thế nó rất được ưa chuộn trong các
băng chuyền trong sản xuất. Dưới đây là hình ảnh về ứng dụng xích tải trong sản
xuất:
Đồ án Chi Tiết Máy GVHD:AO HÙNG LINH
Trang
5
Đồ án Chi Tiết Máy GVHD:AO HÙNG LINH
Trang
6
Đồ án Chi Tiết Máy GVHD:AO HÙNG LINH
Trang
7
Phần II: Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền.
1. Chọn động cơ
1.1. Xác định tải trọng tương đương
Công suất ứng với tải lớn nhất:
. 3000.1,25
4,375
1000 1000
F v
P
(kW) 3.4
1
Công suất tương đương:
P
tđ
22 2
3
1 2
1 2 3
1 2 3
.
T
T T
t t t
T T T
P
t t t
Với:
3
1 2
1 ; 0,9 0,75
T
T T
T T T
Thay số vào ta được:
P
tđ
2 2
(15 0,9 .48 0,75 .12)
4,375 3,934
15 48 12
(kW)
1.2. Xác định công suất cần thiết
Hiệu suất bộ truyền theo bảng 3.3
1
Chọn: - Hiệu suất của bộ truyền đai (để hở):
0,95
d
η =
- Hiệu suất của cặp bánh răng trụ (được che kín):
0,96
br
- Hiệu suất của cặp ổ lăn:
0,99
ol
η =
- Hiệu suất của khớp nối trục:
1
kn
- Hiệu suất của toàn bộ hệ thống
η
:
2 4
d br kn ol
3.12
1
2 4
0,95.0,96 .0,99 .1
=84%
Công suất cần thiết:
Đồ án Chi Tiết Máy GVHD:AO HÙNG LINH
Trang
8
3,934
4,68
0,84
td
ct
P
P
(kW) 3.11
1
Số vòng quay của xích tải khi làm việc:
60000. 60000.1,25
62
. 11.110
lv
v
n
z p
vòng/phút 5.10
1
Chọn tỉ số truyền sơ bộ hệ thống
u
tsb
= u
hsb
.u
đsb
2.15
2
Số vòng quay sơ bộ trên trục động cơ
n
sb
= u
tsb
.n
lv
= 48.62 = 2976 (vòng/phút) 2.18[2]
Chọn động cơ có số vòng quay đồng bộ n
đb
= 3000 (vòng/phút) (2p = 2 )
Động cơ loại K chế tạo trong nước, dễ tìm, giá thành không cao.
Dựa vào bảng p1.1[2]: các thông số kĩ thuật của động cơ loại K. Ta chọn được động cơ với
các thông số sau:
Kiểu động cơ
Công suất
Vận tốc
quay
%
k
dn
I
I
k
dn
T
T
cos
Khối lượng
(Kg)
K123M2 5,5 2900 85 7.0 2,2 0,93 73
2. Phân phối tỷ số truyền
Tỷ số truyền chung:
2900
46,77
62
dc
t
lv
n
u
n
Mà u
t
= u
d
.u
h
Với u
d
là tỉ số truyền của đai
u
h
là tỉ số truyền của hộp giảm tốc
Chọn
d
46,77
4 11,69
4
h
u u
u
h
= u
1
.u
2
( u
1
,u
2
là tỉ số truyền cấp nhanh và cấp chậm)
Đối với hộp giảm tốc đồng trục, dể sử dụng hết khả năng tải của cặp bánh răng cấp nhanh
ta chọn u
1
theo công thức:
Đồ án Chi Tiết Máy GVHD:AO HÙNG LINH
Trang
9
u
1
=
2
3
a1
2
3
a1
1
ba
h h
b
ba
h
b
u u
u
3.21[1]
giá trị
2
a1
ba
b
thông thường bằng 1,5 hoặc 1,6 ở đây ta chọn bằng 1,5
suy ra u
1
=
3
3
11,69 1,5.11,69
3,57
1,5.11,69 1
; u
2
=
11,69
3,27
3,57
Công suất trên các trục:
1
5,5.0,95.0,99 5,454( W)
dc d ol
P P
η η k
= = =
2 1
. . 5,454.0,96.0,99 5,18( )
br ol
P P kW
3 2
. 5,18.0,96.0,99 4,93( )
br ol
P P kW
4 3
. . 4,93.1.0.99 4,88( )
kn ol
p P Kw
Số vòng quay trên các trục:
1
2900
725( / )
4
dc
d
n
n v ph
u
= = =
1
2
1
725
203( / )
3,57
n
n v ph
u
= = =
2
3
2
203
62,1( / )
2,27
n
n v ph
u
= = =
n
4
=
3
62,1
62,1( / )
1
kn
n
v ph
u
Mômen xoắn trên các trục:
6 6
5.5
9,55.10 9,55.10 . 15412( )
2900
dc
dc
dc
P
T Nmm
n
= = =
6 6
1
1
1
5,454
9,55.10 9,55.10 . 71842( )
725
P
T Nmm
n
= = =
6 6
2
2
2
5,18
9,55.10 . 9,55.10 243690( )
203
P
T Nmm
n
= = =
Đồ án Chi Tiết Máy GVHD:AO HÙNG LINH
Trang
10
6 6
3
3
3
4,93
9,55.10 . 9,55.10 758156( )
62,1
P
T Nmm
n
= = =
6 6
4
4
4
4,88
9,55.10 . 9,55.10 750467( )
62,1
P
T Nmm
n
= = =
Bảng thông số
Trục
Thông số
Động cơ
I
II
III
IV
Tỷ số truyền 4 3,57 3,27 1
Công suất (kW) 5.5 5,454 5,18 4,93 4,88
Số vòng quay (vg/ph)
2900 725 203 62,1 62,1
Mômen T (Nmm)
15412 71842 243690 758156 750467
Phần III: Tính toán, thiết kế bộ truyền đai thang.
1. Chọn dạng đai:
Các thông số của động cơ và tỷ số của bộ truyền đai:
2900 /
dc
n v ph
=
5,5 W
dc
P k
=
4
d
u
=
Theo sơ đồ hình 4.2[1]
ta chọn loại đai là đai hình thang thường loại A, ta chọn như sau:
(L = 560 - 4000, d
1
= 100 - 200, T = 40-190,
=36
0
)
Thông số cơ bản của bánh đai
Loại đai
Kích thước mặt cắt, (mm) Diện tích
A
1
(mm
2
)
b
t
b H y
0
Thang, A
11
13
8
2,8
81
Đồ án Chi Tiết Máy GVHD:AO HÙNG LINH
Trang
11
2. tính đường kính bánh đai nhỏ
1 min
1,2 1,2.100 120
d d mm
= = =
trang 152[1]
Với d
min
= 100 mm cho trong bảng 4.3[1]
Theo tiêu chuẩn chọn
1
125
d mm
=
trường hợp
Vận tốc dài của đai:
1
1
.125.2900
18,98 / 25 /
60000 60000
πd n π
v m s m s
= = = <
Vận tốc đai nhỏ hơn vận tốc cho phép:
max
25 /
v m s
=
3. đường kính bánh đai lớn
Do sự trượt đàn hồi giữa đai và bánh đai nên
1
2
v v
và giữa chúng có liên hệ
2 1
1v v
4.9[1]
Trong đó
là hệ số trượt tương đối, thường
= 0,01
0,02 ta chon
0,015
ξ =
Þ
Đường kính bánh đai lớn
2 1
. (1 )
d
d u d
ξ
= -
4.125.(1 0,015) 492,5
mm
= - =
Theo tiêu chuẩn trong bảng 4.21[1] của bánh đai hình thang ta chọn
2
500
d mm
=
-Tỷ số truyền thực tế của bộ truyền đai là:
2
1
500
4
125
ttd
d
u
d
= = =
= u
d
Không co sai số của bộ truyền vậy các thông số bánh đai được thỏa
4. Xác định khoảng cách trục
a
và chiều dài đai
l
4.1 Chọn khoảng cách trục
a
.
1 2 1 2
2 0,55
d d a d d h
trang 153[1]
2 125 500 0,55 125 500 8
a
625 352
a
Theo tiêu chuẩn ta chọn a = 600mm
4.2 Chiều dài đai L
Đồ án Chi Tiết Máy GVHD:AO HÙNG LINH
Trang
12
1 2 2 1
( )
2.
2 4
d d d d
L a π
a
+ -
= + +
4.4[1]
2
3,14(125 500) (500 125)
2.600 2240
2 4.600
mm
+ -
= + + =
Theo tiêu chuẩn chọn L = 2240mm
Xácđịnh lạikhoảng cách trục
a
2 2
8
4
k k
a
4.5a[1]
Với
1 2
2
d d
k L
125 500
2240 1258,25
2
k mm
2 1
500 125
187,5
2 2
d d
mm
2 2
1258,25 1258,25 8.187,5
599,8 600
4
a mm mm
Vậy a =600mm được chọn thõa
5. Tính góc ôm đai nhỏ
Vì góc ôm bánh đai nhỏ trong trường hợp này luôn nhỏ hơn góc ôm bánh đai lớn nên nếu
góc ôm bánh đai nhỏ thõa thì góc ôm bánh đai lớn cũng được thõa
2 1
1
500 125
180 57 180 57 144,375
600
o
d d
α
a
- -
= - = - =
Vì
1 min
120
o
α α> =
Þ
thỏa mãn điều kiện không trượt trơn.
6. Tính số đai z
Ta có:
[ ]
dc
o u
α v r z
o
p
Z
p C C C C C
³
Với:
dc
P
: công suất trên trục bánh dẫn trường hợp này cũng chính là công suất
động cơ, kW(
dc
P
=5,5kW)
[
]
o
p
: công suất có ích cho phép được xác định theo đồ thị hình 4.21[1]
[p
o
] = 3,05kw
:
v
C
: Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc
v
C
=1 – 0,05(0,01
2
1
v
– 1) = 1 – 0,05(0,0118,98
2
-1) = 0,87 trang 151[1]
Đồ án Chi Tiết Máy GVHD:AO HÙNG LINH
Trang
13
α
C
: Hệ số xét đến ảnh hưởng của góc ôm
1
110
1,24 1C e
=
144,375
110
1,24 1 0,91
e
4.53[1]
u
C
: Hệ số xét đến ảnh hưởng của tỉ số truyền, chọn
1,14
u
C =
( tra bảng 4.9 [1])
L
C
: hệ số xét đến ảnh hưởng của chiều dài đai L
6
6
0
2240
1,047
1700
L
L
C
L
trang 152
Với L
0
là chiều dài thực nghiệm L
0
= 1700mm
z
C
: hệ số ảnh hưởng đến sự phân bố không đều của tải trọng giữa các dây đai
Z 2
3 4
6 Z >6
C
z
0,95 0,9 0,85
Chọn C
z
= 0,9
C
r
: Hệ số xét đến ảnh hưởng tải trọng, theo bảng 4.8[1]
Chọn C
r
= 0,7 do cơ cvau61 phải làm việc 2 ca nên C
r
= 0,7 – 0,1 = 0,6
Thay các thông số vào ta có:
5,5
3,53
3,05.0,91.1,14.1,047.0,9.0,6.0,87
Z ³ =
Þ
chọn
4
Z
=
7. Định các kích thước chủ yếu của bánh đai
7.1 Chiều rộng bánh đai
Chiều rộng bánh đai:
( 1) 2
B z t e
= - +
4.17[2]
Với t và e tra bảng 4.21[2]
t = 15mm
e = 10mm
3,3
o
h =
mm
thay số vào ta được:
B = (4 – 1 ).15 + 2.10 = 65mm
7.2 Đường kính ngoài hai bánh đai:
1 1
2
n o
D d h
= +
4.18[2]
2 2
2
n o
D d h
= +
1
125 2.3,3 131,6
n
D mm
= + =
2
500 2.3,3 506,6
n
D mm
= + =
Đồ án Chi Tiết Máy GVHD:AO HÙNG LINH
Trang
14
8. Lực tác dụng lên trục F
r
, và lực căng ban đầu F
o
.
Lực căng trên 1 đai:
0
1
780 .
. .
dc d
v
α
p k
F F
v C Z
= +
Với K
d
: hệ số tải trọng động tra bảng 4.7[2] với loại truyền động xích tải lam việc 1ca ta
chọn
K
d
= 1,25 trường hợp này làm việc 2 ca nên
K
d
= 1,25 + 0,15 = 1,4
C
= 0,91 (đã tính ở trên)
F
v
: lực căng do lực li tâm sinh ra.
2
1
v m
F q v
4.20[2]
q
m
: khối lượng trên 1m chiều dài đai tra bảng 4.22[2] ta được
q
m
= 0,105 kg/m
F
v
= 0,105.18,98
2
= 37,83 kgm/s
2
0
780.5,5.1,4
37,83 124,8
18,98.0,91.4
F N
Lực tác dụng lên trục: trục được tính như sau:
1
144,375
2. . .sin 2.4.124,8.sin 951
2 2
r o
α
F Z F N
æ ö
æ ö
÷
÷
ç ç
= = =
÷ ÷
ç ç
÷ ÷
çç
è øè ø
9. Đánh giá đai
Để đảm bảo cho đai hoạt động có lợi nhất (khả năng tải tương đối lớn , không sảy ra hiện
tượng trượt trơn và hiệu suất truyền động cao nhất), công suất trên bánh đai chủ động phải
đảm bảo:
dc
d
Z p
p p
K
8.23[3]
Với
0
. . . . 3,05.0,91.1,14.1,047.0,9 2,98
u L Z
p p C C C C kw
Suy ra
4.2.98
5,5 8,5
1,4
p
Vậy bộ truyền bánh đai được thõa.
10. Tuổi thọ đai
Lực vòng có ích:
1
1000 1000.5,5
290
18,98
t
P
F N
v
= = =
4.9[2]
Đồ án Chi Tiết Máy GVHD:AO HÙNG LINH
Trang
15
Hệ số ma sát tương đương:
Từ công thức
'
'
0
1
2. . 1
f
t
f
F
e
Z F e
4.31[1]
Suy ra
1
2. .1 1 2.4.124,8 290
' ln ln 0,24
2. . 2,52 2.4.124,8 290
o t
o t
Z F F
f
α Z F F
+ +
= = =
- -
Hệ số ma sát nhỏ nhất để bộ truyền không bị trượt trơn:
36
'.sin 0,24.sin 0,074
2 2
γ
f f= = =
4.1[1]
Ứng suất lớn nhất trong mỗi đai:
ax 1
0,5
m o t v u
σ σ σ σ σ
= + + +
Với -
o
σ
: ứng suất do lực căng ban đầu gây ra,
1,2
o
σ MPa
£
ta chọn
0
1,2
MPa
-
t
σ
: ứng suất có ích
290
0,9( )
4.81
t
t
F
σ MPa
ZA
= = =
-
v
σ
: ứng suất do lực căng phụ gây nên
2 6 2 6
1
1
.10 1200.18,98 .10 0,43( )
v
v
F
σ ρv MPa
A
- -
= = = =
3
1200 /
ρ kg m
=
: là khối lượng riêng của đai (đai vải cao su)
-
1
1
2 2.2,8
.100 4,48
125
o
u
y
σ E MPa
d
= = =
E
: môđun đàn hồi của đai,
100
E MPa
=
Þ
Z
ax
1,2 0,5.0,9 0,43 4,48 6,56( )
m
σ MPa
= + + + =
Tuổi thọ đai:
8
7
7
ax
9
.10
.10
6,56
2058,2
2.3600 2.3600.8,47
m
r
m
h
σ
σ
L
i
æ ö
æ ö
÷
ç
÷
ç
÷
ç
÷
ç
÷
ç
÷
÷ ÷
ç ç
è ø è ø
= = =
giờ
Trong đó:
r
σ
: Giới hạn mỏi của đai thang,
9
r
σ MPa
=
m
: Chỉ số mũ của đường cong mỏi
Đối với đai thang
8
m
Þ =
i
: số vòng chạy của đai trong 1 giây,
18,98
8,47
2,24
i = =
(l/s)
Đồ án Chi Tiết Máy GVHD:AO HÙNG LINH
Trang
16
Vậy trong bảy năm làm việc, số lần thay đai là N =
7.300.2.8
16,3 17
2058,2
lần
Phần IV :Thiết kế bộ truyền bánh răng.
1. Tính toán cấp chậm.
1.1 Chọn vật liệu:
Đối với hộp giảm tốc bánh răng trụ, hai cấp, chịu công suất nhỏ (
5,5
dc
dm
P kW
=
), chỉ
cần chọn vật liệu nhóm I. Vì nhóm I có độ rắn HB<350, bánh răng được tôi cải thiện. Nhờ
có độ rắn thấp nên có thể cắt răng chính xác sau khi nhiệt luyện, đồng thời bộ truyền có
khả năng chạy mòn. Dựa theo bảng 3.8 ( [1] ) chọn Thép
45
C
loại thép này rất thông dụng
, rẻ tiền.Với phương pháp tôi cải thiện tra bảng 6.1, 6.2 ta được các thông số sau:
Bánh nhỏ:
2 2
1 1 1
250, 850 / , 580 /
b ch
HB
σ N mm σ N mm
= = =
Bánh lớn:
2 2
2 2 2
220, 750 / , 360 /
b ch
HB
σ N mm σ N mm
= = =
1.2 Xác định ứng suất mỏi tiếp xúc và ứng suất mỏi uốn cho phép:
1.2.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép:
lim
.0,9
.
OH
H HL
H
K
S
6.33[1]
Trong đó:
H
-ứng suất tiếp xúc cho phép,
2
( / )
N mm
.
lim
OH
- Giới hạn mỏi tiếp xúc tương ứng số chu kì cơ sở
lim
OH
= 2HB + 70
2
( / )
N mm
Giới hạn mỏi tiếp xúc tương ứng số chu kì cơ sở bánh nhỏ
lim1
OH
= 2.250 + 70 = 570
2
( / )
N mm
Giới hạn mỏi tiếp xúc tương ứng số chu kì cơ sở bánh lớn
lim2
OH
= 2.220 + 70 = 510
2
( / )
N mm
S
H
- Hệ số an toàn tra bảng 6.13[1]
S
H
= 1,1
K
HL
– hệ số tuổi thọ phụ thuộc vào N
HE
, N
HO
, N
FO
, N
FE
N
HE
– số chu kì làm việc tương đương của đường mỏi tiếp xúc.
N
HE
=
3
'
60
i
i i
T
c n t
T
6.36[1]
c – số lần an khớp ở trường hợp này c = 1
Đồ án Chi Tiết Máy GVHD:AO HÙNG LINH
Trang
17
T – Mô men xoắn lớn nhất trong các mô men T
i
T
i
– Mô men xoán ở chế độ làm việc thứ i
t
'
i
- thời gian làm việc tính bằng giờ
n
i
– số vòng quay
t
'
1
=
1
1 2 3
15
.7.300.2.8 6720
75
lv
t
t
t t t
giờ
t
'
2
=
2
1 2 3
48
.7.300.2.8 21504
75
lv
t
t
t t t
giờ
t
'
3
=
3
1 2 3
12
.7.300.2.8 5376
75
lv
t
t
t t t
giờ
Số chu kì làm việc tương đương bánh nhỏ
N
HE1
=
3 3 3 7
60.1.203 1 .6720 0,9 .21504 0,75 .5376 30.10
chu kì
Số chu kì làm việc tương đương bánh lớn
N
HE2
=
3 3 3 7
60.1.62,1 1 .6720 0,9 .21504 0,75 .5376 9,2.10
chu kì
N
FE
– số chu kì làm việc tương đương của đường cong mỏi uốn
N
HE
=
6
'
60
i
i i
T
c nt
T
Số chu kì làm việc tương đương bánh nhỏ
N
FE1
=
6 6 6 7
60.1.203 1 .6720 0,9 .21504 0,75 .5376 23,3.10
chu kì
Số chu kì làm việc tương đương bánh lớn
N
FE2
=
6 6 6 7
60.1.62,1 1 .6720 0,9 .21504 0,75 .5376 7,12.10
N
HO
- số chu kì làm việc cơ sở của đường mỏi tiếp xúc.
N
HO
= 30HB
2,4
T220[1]
số chu kì làm việc cơ sở của đường mỏi tiếp xúc của bánh nhỏ:
N
HO1
= 30.250
2,4
=1,7.10
7
chu kì
số chu kì làm việc cơ sở của đường mỏi tiếp xúc của bánh lớn:
N
HO2
= 30.220
2,4
=1,26.10
7
chu kì
N
FO
- số chu kì làm việc cơ sở của đường mỏi uốn. Đối với tất cả các loại
thép thì : N
FO
= N
FO1
= N
FO2
= 5.10
6
chu kì .
Vì N
HE1
> N
HO1
N
FE1
> N
FO1
N
HE2
> N
HO2
N
FE2
> N
FO2
Đồ án Chi Tiết Máy GVHD:AO HÙNG LINH
Trang
18
Nên K
HL1
= K
HL2
= K
FL1
= K
FL2
= 1
Với : K
FL
, K
HL
– Hệ số tuổi thọ
Vậy: ứng suất tiếp xúc cho phép bánh nhỏ:
1
570.0,9
.1 466
1,1
H
N/mm
2
ứng suất tiếp xúc cho phép bánh lớn :
2
510.0,9
.1 417,3
1,1
H
N/mm
2
Do bánh lớn co ứng suất tiếp xúc cho phép bé hớn nên ta chọn bánh lớn để tính toán điều
kiện tiếp xúc.
1.2.2 Ứng suất uốn cho phép.
Răng làm việc một mặt (răng chịu ứng suất thay đổi mạch động) nên ứng suất uốn
được tính theo công thức sau:
[ ]
lim
. .
OF
F FL FC
F
σ
σ K K
s
=
6.47[1]
FC
K
: Hệ số xét đến ảnh hưởng khi quay hai chiều đến độ bền mỏi. Ở
đây quay một chiều nên
FC
K
= 1.
F
s
- Hệ số an toàn tra bảng 6.13[1] ta được:
F
s
= 1,75
lim
OF
- giới hạn mỏi uốn tra bảng 6.13 ta được:
lim1
OF
= 1,8HB = 1,8.250 = 450
lim2
OF
= 1,8HB = 1,8.220 = 396
Vậy :
[ ]
lim1
1 1
450
. . .1.1 257
1,75
OF
F FL FC
F
σ
σ K K
s
= = =
N/mm
2
[ ]
lim 2
2 2
396
. . .1.1 226,3
1,75
OF
F FL FC
F
σ
σ K K
s
= = =
N/mm
2
1.3 Các thông số bánh răng.
Do các bánh răng không đối xứng các ổ trục nên ta chọn
ba
ψ
= 0,3 theo 6.15[1]
Với
ba
ψ
- hệ số chiều rộng vành răng.
( )
2
1
0,64
2
bd ba
u
ψ ψ
+
= =
Theo bảng 6.7[2] ta chọn hệ số phân bố không đều của tải trọng
Đồ án Chi Tiết Máy GVHD:AO HÙNG LINH
Trang
19
1,05
H
K
1,12
F
K
1.3.1 Xác định khoảng cách trục a
w
Ta xác định độ bền tiếp xúc theo độ bền tiếp xúc của bánh bị dẫn
( )
( )
( )
2
2
3
3
2
2 2
2
243690.1,05
50( 1) 50 3,27 1 244
0,3. 417,3 .3,27
Hβ
w
ba H
T K
a u mm
ψ σ u
= + = + =
Theo tiêu chuẩn ta chọn a
w
= 250 mm
1.3.2 Môđun bánh răng.
m =
0,01 0,02 2,5 5
w
a
chọn m = 4 mm theo tiêu chuẩn
1.3.3 Số răng của bánh răng.
1 2
2. 2.250
125
4
w
a
Z Z
m
răng
Số răng bánh dẫn Z
1
và bánh bị dẫn Z
2
:
Z
1
=
1 2
2
125
29
1 3,27 1
Z Z
u
răng
Z
2
=
1
125 125 29 96
Z
răng
Tỉ số truyền sau khi chọn răng:
'
2
96
3.31
29
u
Sai số tỉ số truyền:
'
2 2
2
2
3,31 3,27
0,012% 2%
3,27
u u
u
u
Vậy số răng cặp bánh răng được thõa.
1.3.4 Kích thước bộ truyền bánh răng
Chiều rộng bánh răng lớn:
2
0,3.250 75
w ba w
b
ψ a mm
= = =
Chiều rộng bánh răng nhỏ:
1 2
5 75 5 80
w w
b b mm
= + = + =
Đường kính vòng chia:
Đồ án Chi Tiết Máy GVHD:AO HÙNG LINH
Trang
20
d
1
w
= Z
1
.m = 29.4 = 116 mm
d
2
w
= Z
2
.m = 96.4 = 384 mm
đường kính vòng đỉnh:
d
1
a
= d
w1
+ 2.m = 116 + 2.4 = 124 mm
d
2
a
= d
w2
+ 2.m = 384 + 2.4 = 392 mm
Đường kính vòng chân răng :
d
f
= d
w
– 2,5m
d
f1
= d
w1
– 2,5m = 116 – 2,5.4 = 106 mm
d
f1
= d
w2
– 2,5m = 384 – 2,5.4 = 374 mm
vận tốc bánh răng:
1
.
.116.203
1,23 / 2
60000 60000
w II
d n
v m
Theo bảng 6.13[2] ta chọn cấp chính xác của cặp bánh răng là cấp 9
Hệ số tải trọng động theo bảng 6.5[1] chọn:
K
HV
= 1,06
K
FV
= 1,11
1.4 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc.
'
2
1
'
1 2 2
2. . .
. .
.
II H
FV u
H
H
w w
T K K
Z Z Z
d b u
Với : Z
H
– Hệ số xét đến ảnh hưởng của hình dạng bề mặt tiếp xúc
Z
H
=
0
2 2
1,76
sin 2 s in40
w
a
Z
- Hệ số xét đến ảnh hưởng tổng chiều dài tiếp xúc
Z
=
4
3
6.61[1]
Với
- hệ số trùng khớp có giá trị từ 1,2 – 1,9 ta chọn
= 1,5
Z
=
4 1,5
0,91
3
Z
- Hệ số xét đến cơ tính vật liệu làm bánh răng
Đồ án Chi Tiết Máy GVHD:AO HÙNG LINH
Trang
21
Z
=
1 2
2 2
2 1 1 2
2.
1 1
E E
E E
Cả hai bánh đều bằng thép nên môđun đàn hồi của vật liệu làm bánh răng E
1
= E
2
=
2,1.10
5
N/mm
2
Hệ số poisson của vật liệu làm bánh răng
1 2
0,3
Vậy Z
=
5
1
2 2
1
2,1.10
271
1 1 0,3
E
(N/mm
2
)
1/2
2.243690.1,05.1,11. 3,31 1
271.1,76.0,91
348
124 75.3,31
H
MPa
lim
. . . .
r v l XH HL
H OH
H
Z Z K K K
s
6.39[1]
Trong đó : Z
r
– Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt. Ta chọn độ nhám
bề mặt bánh răng R
a
= 2,5 khi đó Z
r
= 0,95
Z
v
– Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng.
Z
v
= 0,85.v
0,1
=0,85.1,23
0,1
= 0,87
K
l
–Hệ số xét đến ảnh hưởng của điều kiện bôi trơn, thường K
l
= 1
K
XH
– Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răng
K
XH
=
4
1,05 1
10
a
d
1
0,95.0,87.1.1.1
570 428
1,1
H
N/mm
2
2
0,95.0,87.1.1.1
510 383
1,1
H
N/mm
2
2
H
= 383 >
H
= 348
Vậy độ bền tiếp xúc được thõa
1.5 tính toán kiểm tra giá trị ứng suất uốn
1.5.1 Hệ số dạng răng
Y
F1
=
1
13,2 13,2
3,47 3,47 3,925
29Z
6.80[1]
Y
F1
=
2
13,2 13,2
3,47 3,47 3,6
96Z
Đặc tính so sánh độ bền các răng:
Đồ án Chi Tiết Máy GVHD:AO HÙNG LINH
Trang
22
Bánh dẫn :
1
1
257
65,5
3,925
F
F
Y
Bánh bi dẫn :
2
2
226,3
62,9
3,6
F
F
Y
Do đó độ bền bánh bị dẫn thấp hơn, nên ta kiểm tra độ bền uốn theo bánh bị dẫn
1.5.2 Ứng suất uốn tính toán:
2
2
1 2
2. . . .
2.3,6.243690.1,12.1.11
62,7
. . 116.75.4
F II F FV
F
w w
Y T K K
d b m
N/mm
2
Vì :
2 2
62,7 226,3
F F
N/mm
2
Nên độ bền uốn được thõa mãn.
2 Tính toán cấp nhanh.
2.1 Chọn vật liệu:
So với bộ truyền bánh răng cấp chậm, bộ truyền cấp chậm có tỉ số truyền cao hơn, nhưng
chênh lệch không lớn nên ta chọn vật liệu cấp nhanh giống cấp chậm.
Bánh nhỏ:
2 2
1 1 1
250, 850 / , 580 /
b ch
HB
σ N mm σ N mm
= = =
Bánh lớn:
2 2
2 2 2
220, 750 / , 450 /
b ch
HB
σ N mm σ N mm
= = =
2.2 Xác định ứng suất mỏi tiếp xúc và ứng suất mỏi uốn cho phép:
2.2.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép:
lim
.0,9
.
OH
H HL
H
K
S
6.33[1]
Trong đó:
H
-ứng suất tiếp xúc cho phép,
2
( / )
N mm
.
lim
OH
- Giới hạn mỏi tiếp xúc tương ứng số chu kì cơ sở
lim
OH
= 2HB + 70
2
( / )
N mm
Giới hạn mỏi tiếp xúc tương ứng số chu kì cơ sở bánh nhỏ
lim1
OH
= 2.250 + 70 = 570
2
( / )
N mm
Giới hạn mỏi tiếp xúc tương ứng số chu kì cơ sở bánh lớn
lim2
OH
= 2.220 + 70 = 510
2
( / )
N mm
S
H
- Hệ số an toàn tra bảng 6.13[1]
S
H
= 1,1
K
HL
– hệ số tuổi thọ phụ thuộc vào N
HE
, N
HO
, N
FO
, N
FE
Đồ án Chi Tiết Máy GVHD:AO HÙNG LINH
Trang
23
N
HE
– số chu kì làm việc tương đương của đường mỏi tiếp xúc.
N
HE
=
3
'
60
i
i i
T
c n t
T
6.36[1]
c – số lần an khớp ở trường hợp này c = 1
T – Mô men xoắn lớn nhất trong các mô men T
i
T
i
– Mô men xoán ở chế độ làm việc thứ i
t
'
i
- thời gian làm việc tính bằng giờ
n
i
– số vòng quay
t
'
1
=
1
1 2 3
15
.7.300.2.8 6720
75
lv
t
t
t t t
giờ
t
'
2
=
2
1 2 3
48
.7.300.2.8 21504
75
lv
t
t
t t t
giờ
t
'
3
=
3
1 2 3
12
.7.300.2.8 5376
75
lv
t
t
t t t
giờ
Số chu kì làm việc tương đương bánh nhỏ
N
HE1
=
3 3 3 7
60.1.725 1 .6720 0,9 .21504 0,75 .5376 107.10
chu kì
Số chu kì làm việc tương đương bánh lớn
N
HE2
=
3 3 3 7
60.1.203 1 .6720 0,9 .21504 0,75 .5376 30.10
chu kì
N
FE
– số chu kì làm việc tương đương của đường cong mỏi uốn
N
HE
=
6
'
60
i
i i
T
c nt
T
Số chu kì làm việc tương đương bánh nhỏ
N
FE1
=
6 6 6 7
60.1.725 1 .6720 0,9 .21504 0,75 .5376 83,2.10
chu kì
Số chu kì làm việc tương đương bánh lớn
N
FE2
=
6 6 6 7
60.1.203 1 .6720 0,9 .21504 0,75 .5376 23,3.10
N
HO
- số chu kì làm việc cơ sở của đường mỏi tiếp xúc.
N
HO
= 30HB
2,4
T220[1]
số chu kì làm việc cơ sở của đường mỏi tiếp xúc của bánh nhỏ:
N
HO1
= 30.250
2,4
=1,7.10
7
chu kì
số chu kì làm việc cơ sở của đường mỏi tiếp xúc của bánh lớn:
N
HO2
= 30.220
2,4
=1,26.10
7
chu kì
Đồ án Chi Tiết Máy GVHD:AO HÙNG LINH
Trang
24
N
FO
- số chu kì làm việc cơ sở của đường mỏi uốn. Đối với tất cả các loại
thép thì : N
FO
= N
FO1
= N
FO2
= 5.10
6
chu kì .
Vì N
HE1
> N
HO1
N
FE1
> N
FO1
N
HE2
> N
HO2
N
FE2
> N
FO2
Nên K
HL1
= K
HL2
= K
FL1
= K
FL2
= 1
Với : K
FL
, K
HL
– Hệ số tuổi thọ
Vậy: ứng suất tiếp xúc cho phép bánh nhỏ:
1
570.0,9
.1 466
1,1
H
N/mm
2
ứng suất tiếp xúc cho phép bánh lớn :
2
510.0,9
.1 417,3
1,1
H
N/mm
2
Do bánh lớn co ứng suất tiếp xúc cho phép bé hớn nên ta chọn bánh lớn để tính toán điều
kiện tiếp xúc.
2.2.2 Ứng suất uốn cho phép.
Răng làm việc một mặt (răng chịu ứng suất thay đổi mạch động) nên ứng suất uốn
được tính theo công thức sau:
[ ]
lim
. .
OF
F FL FC
F
σ
σ K K
s
=
6.47[1]
FC
K
: Hệ số xét đến ảnh hưởng khi quay hai chiều đến độ bền mỏi. Ở
đây quay một chiều nên
FC
K
= 1.
F
s
- Hệ số an toàn tra bảng 6.13[1] ta được:
F
s
= 1,75
lim
OF
- giới hạn mỏi uốn tra bảng 6.13 ta được:
lim1
OF
= 1,8HB = 1,8.250 = 450
lim2
OF
= 1,8HB = 1,8.220 = 396
Vậy :
[ ]
lim1
1 1
450
. . .1.1 257
1,75
OF
F FL FC
F
σ
σ K K
s
= = =
N/mm
2
[ ]
lim 2
2 2
396
. . .1.1 226,3
1,75
OF
F FL FC
F
σ
σ K K
s
= = =
N/mm
2
2.3 Các thông số bánh răng.
Do các bánh răng không đối xứng các ổ trục nên ta chọn
ba
ψ
= 0,3 theo 6.15[1]
Đồ án Chi Tiết Máy GVHD:AO HÙNG LINH
Trang
25
Với
ba
ψ
- hệ số chiều rộng vành răng.
( )
1
1
3,57 1
0,3. 0,7
2 2
bd ba
u
ψ ψ
+
+
= = =
tr 228[1]
Theo bảng 6.7[2] ta chọn hệ số phân bố không đều của tải trọng
1,03
H
K
1,08
F
K
2.3.1 Xác định khoảng cách trục a
w
Do hộp giảm tốc đồng trục nên khoảng cách trục cấp nhanh ta chọn bằng khoảng cách trục
cấp chậm a
w
= 250 mm
2.3.2 Môđun bánh răng.
m =
0,01 0,02 2,5 5
w
a
chọn m = 4 mm theo tiêu chuẩn
2.3.3 Số răng của bánh răng.
1 2
2.
2.250
125
4
w
a
Z Z
m
răng
Số răng bánh dẫn Z
1
và bánh bị dẫn Z
2
:
Z
1
=
1 2
1
125
27
1 3,57 1
Z Z
u
răng
Z
2
=
1
125 125 27 98
Z
răng
Tỉ số truyền sau khi chọn răng:
'
1
98
3.63
27
u
Sai số tỉ số truyền:
'
1 1
1
1
3,63 3,57
0,02% 2%
3,57
u u
u
u
Vậy số răng cặp bánh răng được thõa.
2.3.4 Kích thước bộ truyền bánh răng
Chiều rộng bánh răng lớn:
2
0,3.250 75
w ba w
b
ψ a mm
= = =
Chiều rộng bánh răng nhỏ:
1 2
5 75 5 80
w w
b b mm
= + = + =
Đường kính vòng chia:
