Đồ án môn học chi tiết máy
Bạn đang xem bản rút gọn của tài liệu. Xem và tải ngay bản đầy đủ của tài liệu tại đây (529.15 KB, 76 trang )
ỏn chi tit mỏy Phm Minh Tun
C in t 2-K49
Lời nói đầu
Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nội dung không thể thiếu trong ch-
ơng trình đào tạo kỹ s cơ khí đặc biệt là đối với kỹ s nghành chế tạo máy. Đồ
án môn học Chi Tiết Máy là môn học giúp cho sinh viên có thể hệ thống hoá
lại các kiến thức của các môm học nh: Chi tiết máy, Sức bền vật liệu, Dung
sai, Chế tạo phôi, Vẽ kỹ thuật đồng thời giúp sinh viên làm quen dần với
công việc thiết kế và làm đồ án chuẩn bị cho việc thiết kế đồ án tốt nghiệp sau
này.
Nội dung của đồ án :
Phần I: Tính toán động học: 2
I. Chọn động cơ. 2
II. Phân phối tỉ số truyền. 3
III. Xác định công suất, tốc độ quay và mômen trên các trục. 3
Phần II: Thiết kế bộ truyền ngoài. 6
Phần III: Tính toán bộ truyền bánh răng. 10
A.Bộ truyền bánh trụ răng thẳng cấp nhanh. 10
B. Bộ truyền bánh trụ răng nghiêng cấp chậm. 23
Phần IV: Chọn khớp nối. 36
Phần V: Thiết kế trục. 38
Phần VI: Chọn ổ lăn. 64
Phần VII: Thiết kế vỏ hộp giảm tốc và bôi trơn. 69
Phần VIII: Bảng tra dung sai và lắp ghép. 73
Trong quá trình tính toán và thiết kế các chi tiết máy cho hộp giảm tốc phân
đôi cấp chậm em đã sử dụng và tra cứu các tài liệu sau:
- [1]:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1- PGS.TS-Trịnh Chất và TS-
Lê Văn Uyển.
- [2]:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 2- PGS.TS-Trịnh Chất và TS-
Lê Văn Uyển.
-[3]: Dung sai và lắp ghép của GS.TS Ninh Đức Tốn.
Do lần đầu tiên làm quen thiết kế với khối lợng kiến thức tổng hợp còn có
những mảng cha nắm vững cho nên dù đã rất cố gắng tham khảo các tài liệu và
bài giảng của các môn có liên quan song bài làm của em không thể tránh đợc
những sai sót. Em rất mong đợc sự hớng dẫn và chỉ bảo thêm của các thầy
trong bộ môn để em cũng cố và hiểu sâu hơn , nắm vững hơn về những kiến
thức đã học hỏi đợc.
Cuối cùng em xin chân thành cảm ơn các thầy trong bộ môn, đặc biệt là
thầy Đỗ Đức Nam đã trực tiếp hớng dẫn, chỉ bảo cho em hoàn thành tốt nhiệm
vụ đợc giao .
Một lần nữa em xin chân thành cảm ơn ! ! !
Giỏo viờn hng dn: c Nam
1
ỏn chi tit mỏy Phm Minh Tun
C in t 2-K49
Phần 1:Tính toán động học
I.Chọn động cơ.
1.Xác định công suất động cơ.
P
dc
> P
yc
=
.Pct
Trong đó:
- CS công tác: Pct=
1000
.vF
=
1000
72,0.6400
=4,61(KW)
- Hệ số tải trọng động :
=
tck
ti
T
Ti
2
1
=
tck
t
T
T
tck
t
T
T
tck
tmm
T
Tmm 2
1
21
1
1
1
222
+
+
t
mm
=3(s) << t
ck
=8(h) -> bỏ qua.
=
tck
t
T
T
tck
t 2
1
21
2
+
=
( )
8
3
8,0
8
5
2
+
=0,865
- Hiệu suất của bộ truyền:
xotbrolk
=
23
=> Theo bảng 2.3[1] ta chọn: Hiệu suất khớp nối:
k
=1
Hiệu suất 1 cặp ổ lăn:
ol
=0,99
Hiệu suất 1 cặp ổ trợt:
ot
=0,98
Hiệu suất bộ truyền bánh răng:
br
=0,96
Hiệu suất bộ truyền xích:
x
=0,90
=>
=
1.(0,99)
3
.(0,96)
2
.0,98.0,90=0,7887
Pyc=
.Pct
=
7887,0
865,0.61,4
=5,06(KW)
=> Pdc > Pyc=5,06(KW)
2. Xác định tốc độ quay sơ bộ của động cơ.
- Chọn u
sb
=30 -> n
sb
=n
ct
.u
sb
Với: n
ct
=
pz
v
.
.60000
=
100.9
72,0.60000
=48(v/ph)
=> n
sb
= 30.48=1440(v/ph)
-Theo bảng P1.1[1] ta chọn động cơ:
-Kí hiệu: K160S4.
-Thỏa mãn :
+Pdc=7,5(KW)> Pyc=5,06(KW)
Giỏo viờn hng dn: c Nam
2
ỏn chi tit mỏy Phm Minh Tun
C in t 2-K49
+n
dc
=1450(v/ph)~n
sb
=1440(v/ph)
+
Tdn
Tk
=2,2 >
1T
Tmm
=1,5
-Các thông số khác:
+Hệ số cos
=0,86
+Hiệu suất ĐC :
dc
=0,875
+Khối kợng ĐC: 94 (kg)
+Đờng kính trục ĐC: 32 (mm)
II.Phân phối tỉ số truyền.
- Ta có: u
ch
=
n
n
ct
dc
=
48
1450
=30,21=u
h
.u
ng
- Chon u
ng
=2
=> u
h
=
u
u
ng
ch
=
2
21,30
=15,11.
- Có: u
h
=u
1
.u
2
Trong đó: u
1
là tỉ số truyền cấp nhanh.
u
2
là tỉ số truyền cấp chậm.
- Theo kinh nghiệm: Trong hộp giảm tốc khai triển u
1
=(1,2
ữ
1,3)u
2
.
Chọn u
1
=1,3u
2
=>1,3u
2
2
= u
h
=> u
2
=
3,1
u
h
=
3,1
11,15
=3,41
u
1
=1,3u
2
=4,43
- Tính lại tỉ số truyền của bộ truyền ngoài:
u
ng
=
uu
u
ch
21
.
=
41,3.43,4
21,30
=2
Vậy : u
ng
=2
u
1
= 4,43
u
2
=3,41
III.Xác định công suất,tốc độ quay và mômen trên các trục.
1.Xác định công suất trên các trục.
- Pct=4,61(KW)
- P
3
=
xot
ct
p
.
=
90,0.98,0
61,4
=5,23(KW)
- P
2
=
2
3
.
brol
p
=
96,0.99,0
23,5
=5,50(KW)
Giỏo viờn hng dn: c Nam
3
Đồ án chi tiết máy Phạm Minh Tuấn
Cơ điện tử 2-K49
- P
1
=
ηη
brol
p
.
2
=
96,0.99,0
50,5
=5,79(KW)
- P
dc
’
=
ηη
kol
p
.
1
=
1.99,0
79,5
=5,85(KW)
2.TÝnh tèc ®é quay cña c¸c trôc.
- Trôc §C: n
dc
=1450(v/ph)
- Trôc I: n
1
=n
dc
=1450(v/ph)
- Trôc II: n
2
=
u
n
1
1
=
43,4
1450
=327,21(v/ph)
- Trôc III: n
3
=
u
n
2
2
=
41,3
31,327
=95,99(v/ph)
- Trôc c«ng t¸c: n
ct
=
u
n
x
3
=
2
99,95
≈
48(v/ph)
3.TÝnh m«men xo¾n trªn c¸c trôc.
- Trôc §C: T
dc
=9,55.10
6
n
p
dc
dc
'
=9,55.10
6
.
1450
85,5
=38529(Nmm)
- Trôc I: T
1
=9,55.10
6
n
p
1
1
=9,55.10
6
.
1450
79,5
=38134(Nmm)
- Trôc II: T
2
=9,55.10
6
n
p
2
2
=9,55.10
6
.
31,327
50,5
=160475(Nmm)
- Trôc III: T
3
=9,55.10
6
n
p
3
3
=9,55.10
6
.
99,95
23,5
=520330(Nmm)
- Trôc c«ng t¸c: : T
ct
=9,55.10
6
n
p
ct
ct
=9,55.10
6
.
48
61,4
=917198(Nmm)
Giáo viên hướng dẫn: Đỗ Đức Nam
4
Đồ án chi tiết máy Phạm Minh Tuấn
Cơ điện tử 2-K49
§éng c¬ 1 2 3 C«ng t¸c
TØ sè truyÒn
u
u
k
=1 u
1
=4,43 u
2
=3,41 u
x
=2
C«ng suÊt P
(KW)
5,85 5,79 5,50/2 5,23 4,61
Sè vßng
quay n
(v/ph)
1450 1450 327,31 95,99 48
M«men
xo¾n T
(Nmm)
38529 38134
160475/2 520330
917198
PhÇn 2:ThiÕt kÕ bé truyÒn ngoµi
Giáo viên hướng dẫn: Đỗ Đức Nam
5
ỏn chi tit mỏy Phm Minh Tun
C in t 2-K49
( Bộ truyền xích)
Các thông số:
- Số vòng quay đĩa dẫn:n
1
=95,99(v/ph).
- Công suất P
1
=5,23(KW).
- Tỉ số truyền u=2.
- Góc nghiêng của đờng nối tâm các đĩa xích:
=
30
.
- Đặc tính làm việc: Va đập vừa.
1.Chọn loại xích.
Chọn xích con lăn vì tải trọng nhỏ,vận tốc thấp.
2.Chọn số răng đĩa xích.
Z
1
= 29-2u = 29-2.2 = 25 (răng) > 19
Z
2
= u.Z
1
= 2.25 = 50(răng) < Z
2max
= 120
3.Chọn bớc xích.
+) Điều kiện đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mòn của bộ truyền xích theo CT(5.3)[1]:
P
t
=P.K.K
z
.K
n
Với:
P=P
1
=5,23(KW)
K=K
0
K
a
K
dc
K
bt
K
d
K
c[
Theo bảng 5.6[1]:
- K
0
: Hệ số ảnh hởng của vị trí bộ truyền.
K
0
=1 do
=
30
<
40
- K
a
: Hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích.
K
a
=1 ( chọn a
40p )
- K
dc
:Hệ số kể đến ảnh hởng của việc điều chỉnh lục căng xích.
K
dc
=1 (điều chỉnh bằng 1 trong các đĩa xích).
- K
bt
:Hệ số kể đến ảnh hởng của bôi trơn.
K
bt
=1 (bôi trơn nhỏ giọt).
- K
d
:Hệ số tải trọng động.
K
d
=1,3 (do bộ tryền va đập vừa).
- K
c
:Hệ số xét đến chế độ làm viêc của bộ truyền.
K
c
=1,25 (do bộ truyền làm việc 2 ca).
=> K=1.1.1.1.1,3.1,25=1,625.
K
z
=
Z
Z
1
01
=
25
25
=1 (hệ số răng)
K
n
=
n
n
1
01
=
99,95
50
=0,52 (hệ số vòng quay)
=> P
t
=5,23.1,625.1.0,52=4,42(KW)
+) Theo bảng 5.5[1] với n
01
=50(v/ph) => chọn bộ truyền xích 1 dãy có:
- Bớc xích: p =31,75 mm < p
max
(Bảng 5.8)
- [P]=5,83(KW) > P
t
=4,42(KW)
Giỏo viờn hng dn: c Nam
6
ỏn chi tit mỏy Phm Minh Tun
C in t 2-K49
- Đờng kính chốt:d
c
=9,55( mm)
- Chiều dài ống:B=27,46 (mm)
4.Khoảng cách trục và số mắt xích.
- Khoảng cách trục: a = 40p = 40.31,75 =1270 (mm)
- Số mắt xích:
X=
p
a2
+ 0,5(Z
1
+Z
2
) +
( )
a
p
ZZ
2
2
12
4
=
75,31
1270.2
+ 0,5(25+50) +
1270.4
75,31)2550(
2
2
= 117,9
Do X=117,9 => Lấy X=118( mắt xích)
Tính lại a: a=0,25[X- 0,5(Z
1
+Z
2
) +
[ ] [ ]
2
12
2
21
/)(2)(5,0 +
ZZZZ
X
]
=> a = 0,25[118-0,5(25+50) +
[ ] [ ]
22
/252)5025(5,0118 +
] =1272 (mm)
Để xích không bị căng quá cần giảm bớt a một lợng
aa 003,0
=4(mm)
Vậy chọn: a=1268 (mm)
X=118 (mắt xích)
- Số lần va đập của xích:
i =
X
n
Z
15
1
1
=
118.15
99,95.25
=2 < [i] = 25
[i]=25 theo bảng 5.9[1]
5.Kiểm nghiệm xích về độ bền.
Điều kiện: s =
FFFK
vtd
Q
++
0
[s]
-Tải trọng phá hỏng Q = 88,5 KN = 88500 (N) (theo B5.2[1])
-Hệ số tải trọng động: K
d
=1,2 (do Tmm =1,5T
1
)
-Vận tốc xích:
V=
1000.60
1
1
n
Z
p
=
1000.60
99,95.75,31.25
=1,27(m/s)
=> Lực vòng: F
t
=
v
P.1000
=
27,1
23,5.1000
=4118(N)
-Lực căng do lực ly tâm sinh ra: F
v
=q.V
2
Khối lợng 1 met xích: q=3,8(kg)
=> F
v
= 3,8.(1,27)
2
= 6(N)
-Lực căng do trọng lợng nhánh xích bị động gây ra:
F
0
=9,81.k
f
.q.a
k
f
=4 do
=
30
<
40
=> F
0
= 9,81.4.3,8.1,268=189(N)
Giỏo viờn hng dn: c Nam
7
ỏn chi tit mỏy Phm Minh Tun
C in t 2-K49
=> s =
61894118.2,1
88500
++
=17,2
Theo Bảng 5.10[1] với n =50(v/ph) => [s] = 7
=> s =17,2 > [s] = 7
Vậy bộ truyền đảm bảo điều kiện bền.
6.Tính toán đờng kính đĩa xích.
+) Đờng kính vòng chia đĩa xích tính theo công thức (5.17) :
- Đĩa dẫn : d
1
=
Z
p
1
sin
=
25
sin
75,31
= 253,32 (mm)
- Đĩa bị dẫn: d
2
=
Z
p
2
sin
=
50
sin
75,31
= 505,65 (mm)
+) Đờng kính vòng đỉnh:
- Đĩa dẫn: d
a1
=
+
Z
gp
1
cot5,0.
=
+
25
cot5,0.75,31 g
=267,20(mm)
- Đĩa bị dẫn: d
a2
=
+
Z
gp
2
cot5,0.
=
+
50
cot5,0.75,31 g
=520,53(mm)
+) Với p = 31,75 (mm), theo Bảng 5.2[1] : d
1
= 19,05 (mm)
=> r = 0,5025d
1
+ 0,05 = 0,5025.19,05 + 0,05 = 9,62 (mm)
+) Đờng kính vòng đáy:
- Đĩa dẫn: d
f1
= d
1
- 2r = 253,32 -2.9,62 = 234,08 (mm)
- Đĩa bị dẫn: d
f2
= d
2
- 2r = 505,65 -2.9,62 = 486,41 (mm)
+) Kiểm nghiệm về góc ôm:
66,16857
1268
32,25365,505
18057180
12
=
=
=
a
dd
>
120
=> Xích đạt yêu cầu về góc ôm.
+) Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc trên mặt răng theo công thức 5.18[1]:
( )
[ ]
H
d
vddtr
H
kA
EFKFK
+
=
.
.
47,0
Trong đó:
-
[ ]
H
: ứng suất tiếp xúc cho phép theo bảng 5.11
- F
t
: lực vòng
F
t
= 4118 (N)
- F
vd
: lực va đập trên m dãy xích
F
vd
= 13.10
-7
n
1
.p
3
.m
Giỏo viờn hng dn: c Nam
8
ỏn chi tit mỏy Phm Minh Tun
C in t 2-K49
m =1
F
vd
= 13.10
-7
. n
1
.p
3
= 13.10
-7
.95,99.(31,75)
3
4 (N)
- k
d
: hệ số phân bố tải trọng không đều cho các dãy
Có 1 dãy xích
k
d
= 1.
- K
d
: hệ số tải trọng động.
K
d
=1,3
- K
r
: hệ số kể đến ảnh hởng của số răng đĩa xích
Z
1
=25
K
r
=0,42
Z
2
=50
K
r
=0,24
- E: môdun đàn hồi.
E=2,1.10
5
MPa
- A diện tích bản lề
Theo B5.12[1] : A=262 mm
2
( )
1.262
10.1,243,1.411842,0
47,0
5
1
+
=
H
= 631 (MPa)
( )
1.262
10.1,243,1.411824,0
47,0
5
2
+
=
H
= 477 (MPa)
- Với đĩa chủ động:
Z
1
< 40,bộ truyền không va đập mạnh
=> Chọn vật liệu là thép 45 ,tôi + ram
Độ rắn bề mặt HRC=45
ữ
50
[ ]
H
= 800 MPa >
1H
= 631 MPa
- Với đĩa bị động:
Z
2
=50 > 30
V=1,27 (m/s) < 5 (m/s)
=> Chọn vật liệu là thép 45,tôi cải thiện
Độ rắn bề mặt HB = 170
ữ
210
Có
[ ]
H
= 500 MPa >
2H
= 477 MPa
7.Tính lực tác dụng lên trục.
Ta có: F
r
= K
x
.F
t
K
x
: Hệ số kể đến trọng lợng xích.
Do
=
30
<
40
nên K
x
=1,15
=> F
r
= 1,15.4118=4735,7 (N)
Phần III: Tính toán bộ truyền bánh răng
Giỏo viờn hng dn: c Nam
9
ỏn chi tit mỏy Phm Minh Tun
C in t 2-K49
A.Bộ truyền bánh trụ răng thẳng cấp nhanh.
Các thông số - Công suất : P
1
= 5,79 KW.
- Tỉ số truyền: u=u
1
= 4,43.
- Số vòng quay: n
1
= 1450 v/ph.
- Mômen xoắn : T
1
= 38134 Nmm.
I.Chọn vật liệu.
- Bánh nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB
1
= 230 có :
b1
= 750 MPa,
ch1
= 450 MPa
- Bánh lớn : Thép 45 thờng hoá đạt độ rắn HB
2
= 215 có :
b2
= 600 MPa,
ch2
= 340 MPa
II. Xác định ứng suất cho phép.
1. ứng suất tiếp xúc cho phép.
1.1 Ta có: [
H
] =
H
o
limH
S
. Z
R
. Z
v
. K
XH
. K
HL
Chọn sơ bộ: Z
R
. Z
v
. K
XH
= 1.
=> [
H
] =
H
o
limH
S
. K
HL
Trong đó:
-
Hlim
0
: ứng suất tiếp xúc cho phép với số chu kỳ cơ sở.
-
h
S
: Hệ số an toàn.
-
HL
K
: Hệ số tuổi thọ.
1.2. Theo B6.2[1].
+)
o
H 1lim
= 2
1
HB
+ 70 = 2.230 +70 =530 (MPa)
0
2limH
= 2
2
HB
+ 70 = 2.215 +70 = 500 (MPa)
+)
1H
S
=1,1
2H
S
=1,1
1.3. Theo công thức (6.5) [1] ta có:
N
HO
= 30.H
HB
2,4
=>Với bánh răng nhỏ : N
HO1
= 30. H
HB
2,4
= 30.
4,2
)230(
=1,4.10
7
(MPa).
=>Với bánh răng lớn : N
HO2
= 30. H
HB
2,4
= 30.
4,2
)215(
=1,19.10
7
(MPa).
Giỏo viờn hng dn: c Nam
10
ỏn chi tit mỏy Phm Minh Tun
C in t 2-K49
Ta có: N
HE
= 60.
2
c
.
2
max
)(
H
m
i
T
T
.
i
n
.
i
t
Với:
-
H
m
: Bậc đờng cong mỏi (
B
H
< 350 =>
H
m
= 6 ).
-
i
T
,
i
n
,
i
t
: lần lợt là momen xoắn, số vòng quay và tổng số giờ làm việc ở
chế độ thứ i của bánh răng đang xét .
- C: Số lần ăn khớp trong 1 vòng quay của bánh răng (c=1).
-
max
T
: momen xoắn lớn nhất.
=>
=
ck
ii
HE
t
t
T
T
ncN .)( 60
3
1
11
= 60.1.1450.19000.
]
8
3
.)8,0(
8
5
.1[
33
+
= 1,35.
9
10
=
ck
ii
hHE
t
t
T
T
lncN .)( 60
3
1
22
= 60.1.327,31.19000.
]
8
3
.)8,0(
8
5
.1[
33
+
=30,48.
7
10
Mặt khác: N
HE1
> N
HO1
=> K
HL1
=1
N
HE2
> N
HO2
=> K
HL2
=1
=> [
H1
] =
1,1
530
.1= 481,82 MPa
[
H2
] =
1,1
500
.1= 454,55 MPa
[
H
] = min ([
H1
] ,[
H2
]) = 454,55 MPa
2. ứng suất cho phép.
2.1. Ta có:
[
F
] =
XFSRFLFC
F
F
KYYKK
S
0
lim
Chọn sơ bộ:
R
Y
.
S
Y
.
XF
K
=1
=> [
F
] =
FLFC
F
F
KK
S
0
lim
Trong đó:
-
0
limF
: ứng suất uốn cho phép đối với số chu kỳ cơ sở.
-
F
S
: Hệ số an toàn khi tính về uốn.
- K
FC
: Hệ số xét đến ảnh hởng của đặt tải.
- K
FL
: Hệ số tuổi thọ.
2.2. Theo Bảng 6.2 [1]:
Ta có:
0
1limF
=1,8. HB
1
=1,8.230= 414 (MPa)
0
2limF
=1,8. HB
2
=1,8.230= 387 (MPa)
Giỏo viờn hng dn: c Nam
11
ỏn chi tit mỏy Phm Minh Tun
C in t 2-K49
=> S
F1
= 1,75
S
F2
= 1,75
2.3. Theo công thức 6.4[1]:
mF
Fe
Fo
FL
N
N
K =
Trong đó:
- m
F
là bậc của đờng cong mỏi khi thử về uốn ( m
F
= 6 với HB <356).
- Đối với thép: N
Fo
= 4.
6
10
- Số chu kỳ thay đổi ứng suất tơng đơng:
N
Fe
= 60.c.
mF
i
T
T
)(
max
.
i
n
.
i
t
Với: c: Số lần ăn khớp trong 1 vòng quay (c=1)
i
T
,
i
n
,
i
t
: lần lợt là momen xoắn, số vòng quay và tổng số
gian làm việc ở chế độ thứ i của bánh răng đang xét.
max
T
: momen xoắn lớn nhất.
F
m
=6
=>
1Fe
N
= 60.1.19000.1450.
]
8
3
.)8,0(
8
5
.1[
66
+
=1,2.
9
10
2Fe
N
= 60.1.19000.327,31.
]
8
3
.)8,0(
8
5
.1[
66
+
=0,27.
9
10
Mặt khác: N
Fe1
> N
Fo1
=> K
FL1
=1
N
He2
> N
Fo2
=> K
FL2
=1
2.4. Ta có: K
FC
=1 ( do đặt tải 1 phía).
=> [
F1
] =
75,1
414
.1.1= 236,57 MPa
[
F2
] =
75,1
387
.1.1= 221,14 MPa
3. ứng suất quá tải cho phép.
3.1 ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải.
Với bánh răng thờng hoá, tôi cải thiện nên [
H
] max=2,8
ch
=> [
H
] max = 2,8
ch
= 2,8.340 = 952MPa
3.2. ứng suất uốn cho phép khi quá tải.
Theo công thức(6.14)[1]:
[
F1
] max = 0,8
ch
=0,8.450=360 MPa
[
F2
] max = 0,8
ch
=0,8.340=272 MPa
Giỏo viờn hng dn: c Nam
12
ỏn chi tit mỏy Phm Minh Tun
C in t 2-K49
III. Các thông số của bộ truyền.
1. Khoảng cách trục.
Từ công thức:
3
2
1
11
][
.
)1(
baH
H
aw
u
KT
uKa
+=
Với: - K
a
: Hệ số phụ thuộc vật liệu của cặp bánh răng và loại bánh răng
Từ B.6.5[1] => K
a
= 49,5
)(
3
1
MPa
-
1
T
: Momen xoắn trên bánh dẫn.
1
T
= 38134 Nmm.
-
ba
: Hệ số chiều rộng vành răng.
Theo B6.6[1] chọn
ba
=0,3.
-
H
K
: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng khi tính về tiếp xúc.
H
K
phụ thuộc vào vị trí bánh răng với các ổ và
bd
.
bd
= 0,53.
ba
.(
1
u
+1) = 0,53.0,3.(4,43+1)= 0,863.
Theo B6.7[1]: với sơ đồ 7 và
bd
= 0,863 => tra nội suy ta có:
H
K
=1,023.
=>
3
2
1
43,4.3,0.]55,454[
023,1.38134
)143,4(5,49 +=
w
a
=140,25(mm)
=> Lấy a
w1
= 145(mm)
2. Các thông số ăn khớp.
+) Mođun.
Ta có: m = (0,01 ữ 0,02).a
w1
= (0.01 ữ 0,02).145=1,45ữ2,9( mm)
Theo B6.8[1] chọn m= 2,5(mm)
+) Số răng z
1
,z
2
Z
1
=
)1.(
2
1
1
+um
a
w
=
)143,4.(5,2
145.2
+
= 21,36
=> Chọn Z
1
= 21( răng)
Z
1
=
11
.zu
= 4,43.21= 93,03
Giỏo viờn hng dn: c Nam
13
ỏn chi tit mỏy Phm Minh Tun
C in t 2-K49
=> Chọn Z
1
= 93( răng)
+) Tính lại khoảng cách trục a
w1
a
w1
=
)1.(
2
1
1
+um
a
w
=
2
)9321.(5,2 +
=142,5(mm)
Lấy a
w1
= 145(mm)
+) Dịch chỉnh: Đảm bảo a
w1
= 145(mm)
- Hệ số dịch tâm:
y=
m
a
w1
- 0,5( Z
1
+ Z
1
) =
5,2
145
- 0,5( 21+ 93) =1
- Ta có: K
y
=
t
z
y.1000
=
114
1.1000
= 8,772
t
Z
=
1
Z
+
2
Z
=21+93 = 114
Theo Bảng 6.10a[1], tra nội suy:
x
K
=0,54
- Hệ số giảm đỉnh răng
y
=
t
x
z
k
1000
=
1000
114.54,0
= 0,062
- Tổng hệ số dịch chỉnh.
x
t
= y +
y
=1=0,062=1,062
- Hệ số dịch chỉnh bánh răng 1 và 2.
x
1
= 0,5[x
t
-
t
z
y
(z
2
- z
1
)] = 0,5.(1,002-
)2193(
114
1
) = 0,215
=> x
2
= x
t
- x
1
= 1,062- 0,215= 0,847
- Góc ăn khớp:
cos
tw
=
1
2
cos
w
t
a
mz
=
145.2
20cos.5,2.114
0
= 0,9235
=>
tw
= 22,56
0
- Tỷ số truyền thực.
43,4
21
93
1
2
===
z
z
u
t
IV. Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc.
Giỏo viờn hng dn: c Nam
14
ỏn chi tit mỏy Phm Minh Tun
C in t 2-K49
1. Điều kiện.
H
=
1w
HM
d
ZZZ
.
tub
u
KT
w
H
1
2
1
1
1
+
[
H
]
Trong đó :
- Z
M
: hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp.
Tra bảng 6.5[1] ta có Z
M
= 274 (MPa)
1/3
- Z
H
: hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc.
Theo công thức ta có :
Z
H
=
).2sin(
cos.2
tw
b
=
)56,22.2sin(
1.2
0
= 1,68
- Z
là hệ số xét đến sự trùng khớp của răng.
Với răng thẳng : Z
=
3
4
Theo công thức 6.38b[1]:
= [1,88 - 3,2.(
1
1
Z
+
2
1
Z
)].cos
= [1,88 - 3,2.(
21
1
+
93
1
)]
= 1,693
=> Z
=
3
693,14
= 0,877
- Đờng kính vòng lăn bánh răng nhỏ:
d
w1
=
1
.2
1
1
+
t
w
u
a
=
143,4
145.2
+
= 53,41 (mm)
- Momen xoắn trên bánh răng1.
1
T
= 38134 Nmm.
- Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc.
K
H
= K
H
.K
H
.K
HV
Với:
K
H
:là hệ số phân bố không đều tải trọng cho các đôi bánh răng đồng
thời ăn khớp. Với bánh răng thẳng : K
H
= 1.
Giỏo viờn hng dn: c Nam
15
ỏn chi tit mỏy Phm Minh Tun
C in t 2-K49
K
H
:là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng tra
bảng 6.7[1] ta có K
H
= 1,023.
K
HV
:là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp.
Theo công thức 6.14_[1] ta có : K
HV
= 1 +
HH1
1ww.H
K.K.T.2
db
.
- Chiều rộng vành răng:
w
b
=
1
.
wba
a
= 0,3.145= 43,5 (mm).
- Theo bảng 6.15 với
2
HB
= 215 < 350 HB :
H
=0,006
- Theo công thức (6.40)[1]:
Vận tốc ròng:
)/(05,4
60000
1450,41,53.
60000
11
sm
ndw
v ===
- Theo bảng 6.13 [1] chọn ccx là 8
- Theo bảng 6.16[1]: ccx8 =>
0
g
=56.
- Theo công thức (6.42)[1]:
H
=
H
.g
0
.v.
t
w
u
a
1
1
= 0,006.56.4,05.
43,4
145
= 7,785
=>
=+=
1.023,1.38134.2
41,53.5,43.785,7
1
HV
K
1,232
H
K
=1,023.1.1,232= 1,260
43,4.5,43
)143,4.(260,1.38134.2
.
41,53
877,0.68,1.274 +
=
H
= 393,32 MPa
2. Xác định ứng suất cho phép chính xác [
H
]
[
H
]=
XHVRH
KZZ ].[
- Z
V
: Hệ số kể đến ảnh hởng của vận tốc vòng
V=4,05 (m/s) <5 (m/s) => Z
V
= 0,95
- Z
R
: Hệ số xét đến ảnh hởng của độ nhám bề mặt răng làm việc.
Giỏo viờn hng dn: c Nam
16
ỏn chi tit mỏy Phm Minh Tun
C in t 2-K49
Với R
a
1,25 0,63 àm => Z
R
= 1
Với ccx động lực học là 8 => chọn ccx tiếp xúc là 8 => cần gia công đạt
độ nhám
a
R
=2,5ữ1,25 Mm =>
R
Z
= 0,95
- K
XH
: Hệ số kể đến ảnh hởng của kích thớc bánh răng.
Với d
a
700 mm => K
XH
= 1.
Vậy: [
H
]=454,55.0,95.1.1 = 431,82 (MPa)
=>
H
= 393,32(MPa) < [
H
] = 431,82 (MPa)
=> Đảm bảo điều kiện tiếp xúc.
3. Kiểm tra thừa bền.
32,393
32,39382,431]'[
=
H
HH
= 0,098 < 0,1
=> Thừa bền ít.
V. Kiểm tra bền uốn.
1. ứng suất uốn sinh ra tại chân bánh răng.
Theo công thức 6.43[1], ta có:
F1
=
1
1
1
2
F
wm
F
YYY
bwd
KT
[
F1
]
F2
=
F1
.
1
2
F
F
Y
Y
[
F2
]
Trong đó :
- Y
là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.
Y
=
1
=
591,0
693,1
1
=
- Y
là hệ số kể đến độ nghiêng của răng của bánh răng.
Y
= 1 với bánh răng thẳng.
- Y
F1
,Y
F2
là hệ số dạng răng của bánh răng 1 và 2, phụ thuộc vào số
răng tơng đơng và hệ số dịch chỉnh.
Với bánh răng thẳng: Z
v1
= Z
1
= 21(răng)
Z
v2
= Z
2
= 93 (răng)
Theo bảng 6.18[1]:
Giỏo viờn hng dn: c Nam
17
ỏn chi tit mỏy Phm Minh Tun
C in t 2-K49
+) Z
v1
=21(răng)
X
1
= 0,215
=> Y
F1
= 3,66
+) Z
v2
=93(răng)
X
2
= 0,847
=> Y
F2
= 3,45
- K
F
: Hệ số tải trọng khi tính về uốn.
K
F
= K
F
.K
F
. K
FV
Với: - K
F
: hệ số xét đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều
rộng bánh răng.
Theo bảng 6.7[1]: với
bd
=0,863
Sơ đồ 7
=> K
F
= 1,036.
- K
F
= 1 (dobánh răng thẳng).
- K
FV
: Hệ số kể đến tính trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp
khi tính về uốn.
Theo công thức 6.46[1]: K
FV
= 1 +
FF
wwF
KKT
db
2
!
1.
Theo bảng 6.15_[1] :
F
= 0,016
Theo bảng 6.16_[1] : g
0
= 56
v = 4,05(m/s ); ccx là 8
b
w
= 43,5(mm)
d
w1
= 53,41 (mm)
T
1
= 38134 (Nmm)
=>
F
=
vg
oF
.
t
w
u
a
1
1
= 0,016.56.4,05.
43.4
145
= 20,76
=> K
FV
= 1 +
1.036,1.38134.2
41,53.5,43.76,20
= 1,61
=> K
F
= 1,036.1.1,61 = 1,668
Giỏo viờn hng dn: c Nam
18
ỏn chi tit mỏy Phm Minh Tun
C in t 2-K49
Vậy :
1F
=
66,3.1.591,0.
5,2.5,43.41,53
668,1.38134.2
= 47,37 (MPa)
2F
=
1F
.
1
2
F
F
Y
Y
=
66,3
45,3
.37,47
= 44,65(MPa)
2. Tính chính xác ứng suất cho phép.
[ ]
F
=
[ ]
F
.Y
R
.Y
S
.K
xF
Trong đó:
- Y
S
: Hệ số ảnh hởng của kích thớc bánh răng.
Y
S
=1,08-0,0695ln(m)=1,08-0,0695.ln(2,5) =1,016
-Y
R
: Hệ số kể đến ảnh hởng của độ nhám mặt lợm chân răng.
Lấy Y
R
= 1
- K
xF
: Hệ số xét đến kích thớc bánh răng ảnh hởng đến độ bền uốn.
Với d
a
< 400 mm => K
xF
= 1
Theo công thức 6.2[1] và 6.2a[1] :
[ ]
1F
= 236,57.1.1,016 = 240,36 (MPa)
[ ]
2F
= 221,14.1.1,016.1 = 224,68 (MPa)
Vậy :
[ ]
1F
=240,36 (MPa) >
1F
= 47,37 (MPa)
[ ]
2F
=224,68 (MPa)>
2F
= 45,65 (MPa)
=> Bộ truyền đảm bảo điều kiện bền uốn.
VI. Kiểm nghiệm răng về quá tải.
1. Về tiếp xúc.
Ta có:
max1H
=
qtH
K
[ ]
H
max
Hệ số quá tải: K
qt
=
1
T
T
mm
= 1,5
=>
max1H
= 393,32.
5,1
= 481,72 (MPa)
=>
max1H
<
[ ]
H
max
= 952 (MPa)
Vậy: Đảm bảo các điều kiện quá tải về ứng suất tiếp xúc.
2. Về uốn.
Giỏo viờn hng dn: c Nam
19
ỏn chi tit mỏy Phm Minh Tun
C in t 2-K49
Điều kiện:
maxF
=
qtF
K.
[ ]
F
max
Theo công thức 6.49[1] :
max1F
=
1F
.K
qt
= 47,37.1,5= 71,06 (MPa)
=>
max1F
<
[ ]
1F
max
= 360 (MPa)
max2F
=
2F
.K
qt
= 44,65.1,5 = 66,98 (MPa)
=>
max2F
<
[ ]
2F
max
= 272 (MPa)
Vậy: Đảm bảo điều kiện quá tải về ứng suất uốn.
VII. Tính toán các thông số cơ bản của bộ truyền.
1. Các thông số hình học.
- Khoảng cách trục : a
w
= 145( mm)
- Khoảng cách trục chia: a = 0,5m(
)
21
zz +
=> a= 0,5.2,5.(21+93) =142,5(mm)
- Góc profon gốc:
=
20
- Góc ăn khớp :
= 56,22
tw
- Góc profin răng :
== 20
t
- Đờng kính vòng chia:
).(5,5221.5,2.
11
mmzmd ===
).(5,23293.5,2.
22
mmzmd ===
- Đờng kính vòng lăn:
1w
d
= 53,41(mm)
tww
udd
112
.=
=53,41.4,43=236,61(mm)
- Đờng kính vòng đỉnh:
++=
111
1.(2 xdd
a
y).m =52,5+2.(1+0,215-0,062).2,5
= 58,27(mm)
++=
222
1.(2 xdd
a
y).m =232,5+2.(1+0,847-0,062).2,5
= 241,43(mm)
- Đờng kính vòng đáy:
Giỏo viờn hng dn: c Nam
20
ỏn chi tit mỏy Phm Minh Tun
C in t 2-K49
mxdd
f
) 25,2(
111
=
=52,5-(2,5-2.0,215).2,5
= 47,33(mm).
mxdd
f
) 25,2(
222
=
=232,5-(2,5-2.0,847).2,5
= 230,49 (mm).
- Đờng kính cơ sở:
)(33,4920cos.5,52cos.
11
mmdd
b
===
.
).(48,21820cos.5,232cos.
22
mmdd
b
===
2. Lực tác dụng.
- Lực vòng:
).(72,1452
5,52
38134.2.2
1
1
21
N
d
T
FFF
ttt
=====
- Lực hớng tâm:
).(75,52820.72,1452.
21
NtgtgFFF
trr
====
Thông số Giá trị
Khoảng cách trục chia a=142,5(mm)
Khoảng cách trục
w
a
=145(mm)
Đờng kính chia
)(5,52
1
mmd =
)(5,232
2
mmd =
Đờng kính lăn
)(41,53
1
mmd
w
=
)(61,236
2
mmd
w
=
Đờng kính đỉnh răng
)(27,58
1
mmd
a
=
Giỏo viờn hng dn: c Nam
21
ỏn chi tit mỏy Phm Minh Tun
C in t 2-K49
)(43,241
2
mmd
a
=
Đờng kính đáy răng
)(33,47
1
mmd
f
=
)(49,230
2
mmd
f
=
Điều kiện cơ sở
)(33,49
1
mmd
b
=
)(48,218
2
mmd
b
=
Góc profin gốc
= 20
Góc profin răng
= 20
t
Góc ăn khớp
= 56,22
tw
Tổng hệ số dịch chỉnh
062,1=
t
x
Hệ số trùng khớp ngang
693,1=
Lực vòng
)(75,1452
21
NFF
tt
==
Lực hớng tâm
)(75,528
21
NFF
rr
==
Chiều rộng vành răng
)(5,43 mmb
w
=
Mođun m=2,5(mm)
Tỷ số truyền
43,4
1
=n
B. Bộ truyền bánh trụ răng nghiêng cấp chậm.
Các thông số bộ truyền: Công suất: P
1
=
2
2
P
=
2
50,5
=2,75 (KW)
Tỉ số truyền: u=u
2
= 3,41
Số vòng quay: n
1
= 327,31 (v/ph)
Mômen xoắn: T
1
=
2
2
T
=
2
160475
=80237,5 (Nmm)
I.Chọn vật liệu và nhiệt luyện.
- Bánh chủ động: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB
1
= 245 có :
b1
= 850 (Mpa),
ch1
= 580 (Mpa)
- Bánh bị động: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB
2
= 235 có :
b2
= 750 (Mpa),
ch2
= 450 (Mpa)
Giỏo viờn hng dn: c Nam
22
ỏn chi tit mỏy Phm Minh Tun
C in t 2-K49
II. Xác định ứng suất cho phép.
1. ứng suất tiếp xúc cho phép.
1.1 Ta có:
[
H
] =
H
o
H
S
lim
. Z
R
.Z
v
.K
XH
.K
HL
Chọn sơ bộ: Z
R
.Z
v
.K
XH
= 1
=> [
H
] =
H
o
H
S
lim
. K
HL
Trong đó:
-
Hlim
0
: ứng suất tiếp xúc cho phép với số chu kỳ cơ sở.
-
h
S
: Hệ số an toàn.
-
HL
K
: Hệ số tuổi thọ.
1.2 Theo Bảng 6.2[1].
+)
o
H 1lim
= 2
1
HB
+ 70 = 2.245 +70 =560 (
a
MP
)
0
2limH
= 2
2
HB
+ 70 = 2.235 +70 = 540 (
a
MP
)
+)
1H
S
=1,1
2H
S
=1,1
1.3 Hệ số tuổi thọ:
H
m
HE
HO
HL
N
N
K =
H
m
= 6 với vật liệu có HB < 350
- Theo công thức (6.5) [1] ta có:
N
HO
= 30.H
HB
2,4
=> N
HO1
= 30. H
HB1
2,4
= 30.
4,2
)245(
=1,626.10
7
(chu kỳ)
=> N
HO2
= 30. H
HB2
2,4
= 30.
4,2
)235(
=1,47.10
7
(chu kỳ)
- Số chu kỳ thay đổi ứng suất tơng đơng:
N
HE
= 60.c.
2
max
)(
H
m
i
T
T
.
i
n
.
i
t
Với:
H
m
: Bậc đờng cong mỏi (
B
H
< 350 =>
H
m
= 6 ).
i
T
,
i
n
,
i
t
: lần lợt là momen xoắn, số vòng quay và tổng số giờ làm việc ở
chế độ thứ i của bánh răng đang xét .
c: Số lần ăn khớp trong 1 vòng quay của bánh răng (c=1).
max
T
: momen xoắn lớn nhất.
Giỏo viờn hng dn: c Nam
23
ỏn chi tit mỏy Phm Minh Tun
C in t 2-K49
=>
=
ck
ii
hHE
t
t
T
T
lncN .)( 60
3
1
11
= 60.1.327,31.19000.
]
8
3
.)8,0(
8
5
.1[
33
+
= 30,48.
7
10
( chu kỳ)
=
ck
ii
hHE
t
t
T
T
lncN .)( 60
3
1
22
= 60.1.95,99.19000.
]
8
3
.)8,0(
8
5
.1[
33
+
= 8,94.
7
10
( chu kỳ)
Mặt khác: N
HE1
= 30,48.
7
10
> N
HO1
=
7
10.626,1
> K
HL1
=1
N
HE2
= 8,94.
7
10
> N
HO2
=
7
10.47,1
> K
HL2
=1
=> [
H1
] =
1,1
560
.1= 509,09 (MPa)
[
H2
] =
1,1
540
.1= 490,91 (MPa)
=> [
H
] =
2
01,49009,509
2
21
+
=
+
HH
= 500 (MPa)
2 ứng suất uốn cho phép.
2.1 Ta có: [
F
] =
XFSRFLFC
F
F
KYYKK
S
0
lim
Chọn sơ bộ:
R
Y
.
S
Y
.
XF
K
=1
=>[
F
] =
FLFC
F
F
KK
S
0
lim
Trong đó:
-
0
limF
: ứng suất uốn cho phép đối với số chu kỳ cơ sở.
-
F
S
: Hệ số an toàn khi tính về uốn.
- K
FC
: Hệ số xét đến ảnh hởng của đặt tải.
- K
FL
: Hệ số tuổi thọ.
2.2. Theo Bảng 6.2 [1]:
Ta có:
0
1limF
=1,8. HB
1
=1,8.245= 441 (MPa)
0
2limF
=1,8. HB
2
=1,8.235= 423(MPa)
=> S
F1
= 1,75
S
F2
= 1,75
2.3. Theo công thức 6.4[1]:
mF
Fe
Fo
FL
N
N
K =
Với:
- m
F
là bậc của đờng cong mỏi khi thử về uốn ( m
F
= 6 với HB <350)
- Đối với thép, số chu kỳ cơ sở: N
Fo
= 4.
6
10
(chu kỳ).
N
Fo1
= N
Fo2
= 4.
6
10
( chu kỳ)
- Số chu kỳ thay đổi ứng suất tơng đơng:
Giỏo viờn hng dn: c Nam
24
ỏn chi tit mỏy Phm Minh Tun
C in t 2-K49
N
Fe
= 60.c.
mF
i
T
T
)(
max
.
i
n
.
i
t
c: Số lần ăn khớp trong 1 vòng quay (c=1)
i
T
,
i
n
,
i
t
: lần lợt là momen xoắn, số vòng quay và tổng số gian làm
việc ở chế độ thứ i của bánh răng đang xét.
max
T
: momen xoắn lớn nhất.
F
m
=6
=>
=
ck
ii
hHE
t
t
T
T
lncN .)( 60
6
1
11
= 60.1.19000.127,31.
]
8
3
.)8,0(
8
5
.1[
66
+
=269,89.
6
10
( chu kỳ)
=
ck
ii
hHE
t
t
T
T
lncN .)( 60
3
1
22
= 60.1.19000.95,99.
]
8
3
.)8,0(
8
5
.1[
66
+
=79,15.
6
10
( chu kỳ)
=> N
Fe1
= 269,89.
6
10
> N
Fo1
=4.
6
10
=> K
FL1
=1
N
He2
= 79,15.
6
10
> N
Fo2
=4.
6
10
=> K
FL2
=1
2.4. Ta có: K
FC
=1 ( do đặt tải 1 phía).
=> [
F1
] =
75,1
441
.1.1= 252 (MPa)
[
F2
] =
75,1
423
.1.1= 241,71 (MPa)
3. ứng suất quá tải cho phép.
3.1 ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải.
Với bánh răng tôi cải thiện => [
H
] max=2,8
ch
=> [
H
] max = 2,8
ch2
= 2,8.450 = 1260 (MPa)
3.2 ứng suất uốn cho phép khi quá tải.
Theo công thức(6.14)[1]:
[
F1
] max = 0,8.
ch 1
= 0,8.580=464 (MPa)
[
F2
] max = 0,8.
ch 2
= 0,8.450=360 (MPa)
III. Các thông số của bộ truyền.
1. Khoảng cách trục.
3
2
2
1
22
][
.
)1(
baH
H
aw
u
KT
uKa
+=
Với: - K
a
: Hệ số phụ thuộc vật liệu của cặp bánh răng và loại bánh răng
Từ Bảng 6.5[1] => K
a
= 43
)(
3
1
MPa
Giỏo viờn hng dn: c Nam
25
