đồ án chi tiết máy thiết kế hệ dẫn động xích tải
Bạn đang xem bản rút gọn của tài liệu. Xem và tải ngay bản đầy đủ của tài liệu tại đây (435.57 KB, 73 trang )
Đồ án chi tiết máy Đặng Thị Thu Trà CĐT2 - K49
Lời nó i đầu
Chi tiết máy là môn khoa học nghiên cứu về các phơng pháp tính toán và thiết
kế các chi tiết có công dụng chung. Trong môn học chi tiết máy có sự kết hợp
chặt chẽ giữa lí thuyết và thực nghiệm. Lí thuyết tính toán các chi tiết máy đợc
xâydựng trên cơ sở những kiến thức về toán học, vật lí, cơ học lí thuyết, nguyên
lí máy, sức bền vật liệuđợc xác minh và hoàn thành qua thí nghiệm cà thực
tiễn sản xuất.
Là một sinh viên ngành cơ điện tử việc nắm bắt những nguyên lí hoạt động của
máy là một nhiện vụ hết sức quan trọng. Nội dung bản thuyết minh đồ án chi
tiết máy này đề cập đến những vấn đề cơ bản về trình tự tính toán và thiết kế hệ
dẫn động cơ khí. Cụ thể là thiết kế hệ dẫn động xích tải
PhầnI. Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền
PhầnII. Thiết kế các bộ truyền cơ khí
Phần III. Thiết kế trục
Phần IV. Tính chọn then
Phần V. Tính chọn ổ lăn
Phần VI. Tính toán và chọn các yếu tố của vỏ hộp giảm tốc và các
chi tiết khác
Để hoàn thành bài tập lớn này em đã đợc sự hớng dẫn và chỉ bảo tận tình
của thầy giáo Đỗ Đức Nam cùng các bạn sinh viên trong lớp.
Do kiến thức còn nhiều hạn chế và thời gian có hạn nên không tránh khỏi
thiếu sót. Kính mong thầy và các bạn sinh viên đóng góp ý kiến để đồ án môn
học của em đợc hoàn thiện tốt hơn.
Em xin chân thành cảm ơn.
Hà nội ngày 29 tháng 3 năm 2007
Sinh viên
Đặng Thị Thu Trà.
- 1 -
Đồ án chi tiết máy Đặng Thị Thu Trà CĐT2 - K49
Phần I. Chọn động cơ điện - Lập bảng thông số
1.1. Chọn loại, kiểu động cơ
Chọn động cơ điện để dẫn động máy móc hoặc thiệt bị công nghiệp là giai
đoạn đầu tiên trong quá trình tính toán thiết kế máy. Theo yêu cầu làm việc của thiết
bị cần đợc dẫn động và phạm vi sử dụng của loại động cơ, ta chọn động cơ không
đồng bộ ba pha roto lồng sóc. Loại động cơ này có u điểm sau: Kết cấu đơn giản,
giá thành thấp, dễ bảo quản, làm việc tin cậy. Tuy nhiên loại này có nhợc điểm: hiệu
suất thấp và cos(
) thấp (so với động cơ đồng bộ), không điều chỉnh vận tốc đợc.
Ta có sơ đồ khai triển hệ dẫn động sau:
1. Động cơ
2. Khớp nối
3. Hộp giảm tốc
4. Bộ truyền xích.
5. Xích tải
1.2 Chọn công suất của động cơ
Điều kiện: P
đc
P
gc
1.2.1.Công suất tính toán trên trục công tác:
.P
ct
==
tdyc
PP
Trong đó:
- P
yc
: Công suất yêu cầu trên trục động cơ
- P
ct
: Công suất trên trục công tác
-
: Hệ số tải trọng tơng đơng.
-
: Hiệu suất chung
92,4
1000
6,0.8200
1000
.F
===
V
P
ct
(kW)
1.2.2 Hiệu suất chung.
- 2 -
Đồ án chi tiết máy Đặng Thị Thu Trà CĐT2 - K49
xolbrotk
32
=
Trong đó:
k
= 0,99
ot
= 0,99
x
= 0,93
br
= 0,97
ổ
= 0,99
= 0,99. 0,99 . (0,97)
2
. (0,99)
3
= 0,83
5,1
1
=
T
T
mm
;
8,0
1
2
=
T
T
;
1
1
1
=
T
T
3
0
10.04,1
8.360
3
==
ck
t
t
;
5,0
8
4
1
==
ck
t
t
;
5,0
8
4
2
==
ck
t
t
* hệ số tải trọng tơng đơng:
ck
i
n
i
i
t
t
T
T
.
1
2
1
=
=
=
5,0.8,05,0.110.04,1.5,1
232
++
= 0,907<1
1.2.3 Công suất cần thiết của động cơ.
P
yc
=
.P
ct
=
83,0
907,0.92,4
= 5,36 (kW)
1.3. Xác định tốc độ của động cơ
1.3.1 Số vòng quay của trục công tác
n
ct
=
65.17
6,0.1000.60
.
.1000.60
=
pz
V
= 32,58 (v/ph)
n
sb
= n
ct
. u
sb
Trong đó :
- 3 -
Đồ án chi tiết máy Đặng Thị Thu Trà CĐT2 - K49
+ n
sb
: số vòng quay sơ bộ của động cơ (vòng/ph)
+ u
sb
: tỉ số truyền sơ bộ của động cơ
+ v: Vận tốc xích tải (m/s)
+ z: số răng của đĩa xích
+ p: bớc xích tải (mm)
1.3.2. Tỷ số truyền của toàn bộ hệ thống.
U = U
h
. U
x
Do hệ khai triển U
h
= 8
ữ
40
U
h
= 20
Do bộ truyền xích U
x
= 2
ữ
5
U
x
= 2
U
sb
= 20 . 2 = 40
1.3.3. Tốc độ quay theo yêu cầu của động cơ.
n
sb
= n
ct
. u
sb
= 32,58.40 = 1303,20(v/ph)
1.4. Chọn động cơ
Động cơ đợc chọn phải thỏa mãn điều kiện sau:
* P
đc
P
ct
* n
db
n
sb
*
K
T
T
dn
k
>
(hệ số quá tải)
Dựa vào 2 thông số:
n
sb
= 1303,20 (v/ph)
P
ct
= 4.92 (kW)
Tra bảng P1.3-I .
Ta chọn đợc loại động cơ : 4A112M4Y3
Với P
dc
= 5,5 kW; N
đc
= 1425 (v/ph).
1.5 Phân phối tỷ số truyền.
- 4 -
Đồ án chi tiết máy Đặng Thị Thu Trà CĐT2 - K49
Tỷ số truyền chung của toàn bộ hệ thống
U
ch
=
58,32
1425
=
ct
dc
n
n
= 43,74
Do yêu cầu hệ dao động là giảm tốc hai cấp.
Tra bảng 2.4
*
U
x
= U
ng
= 2
U
h
=
87,21
2
74,43
==
x
ch
U
U
Chọn theo kinh nghiệm:
( )
=
ữ=
87,21.
3,12,1
21
21
UU
UU
=
=
18,4
23,5
2
1
U
U
Tính lại U
ng
: U
ng
=
2
18,4.23,5
74,43
21
==
UU
U
sb
1.6. Tính toán các thông số động học
* Nguyên tắc:
- Công suất P
i
: Tính từ trục công tác đến trục động cơ
- Số vòng quay n
i
: Tính từ trục động cơ đến trục công tác.
- Mômen xoắn : phụ thuộc vào P
i
, n
i
.
1.6.1. Công suất trên các trục
1
1
.
+
+
=
ii
i
i
P
P
P
ct
= 4,92 (kW)
Công suất trên trục III:
P
III
=
34,5
0,93.0,99
4,92
.
P
ct
==
otX
(kW)
Công suất trên trục II:
- 5 -
Đồ án chi tiết máy Đặng Thị Thu Trà CĐT2 - K49
P
II
=
56,5
0,99.0,97
5,34
.
P
III
==
brol
(kW)
Công suất trên trục I:
P
I
=
79,5
0,99.0,97
5,53
.
P
II
==
brol
(kW)
Công suất trên trục động cơ:
P
đc
=
85,5
0,99
5,79
P
I
==
K
(kW)
1.6.2. Tốc độ trên trục
n
dc
= 1425 (vg/ph)
Tốc độ trên trục I: n
1
=
1
1425
=
k
dc
n
n
= 1425 (v/ph)
Tốc độ trên trục II: n
2
=
23,5
1425
1
1
=
u
n
= 272,47 (v/ph)
Tốc độ trên trục III: n
3
=
18,4
47,272
2
2
=
u
n
= 65,18 (v/ph)
Tốc độ trên trục công tác: n
ct
=
2
18,65
3
=
ct
u
n
= 32,58 (v/ph)
1.6.3. Momen xoắn trên các trục
Momen xoắn trên trục động cơ :
T
đc
= 9,55. 10
6
.
1425
85,5
.10.55,9
6
=
dc
dc
n
P
= 39205,26 (N.mm)
Momen xoắn trên trục I:
T
1
=9,55.10
6
1425
79,5
.10.55,9
6
1
=
n
P
I
= 38803,15 (N.mm)
Momen xoắn trên trục II:
T
2
=9,55.10
6
.
47,272
56,5
.10.55,9
6
2
=
n
P
II
= 194876,50 (N.mm)
Momen xoắn trên trục III:
- 6 -
Đồ án chi tiết máy Đặng Thị Thu Trà CĐT2 - K49
T
3
=9,55.10
6
.
18,65
34,5
.10.55,9
6
3
=
n
P
III
= 782402,58 (N.mm)
Momen xoắn trên trục công tác:
T
ct
=9,55.10
6
.
58,32
92,4
.10.55,9
6
=
ct
ct
n
P
= 1442173,11 (N.mm)
1.7. Bảng thông số
Trục
Thông số
Động cơ I II III
2,5
Công suất P
(kW)
5,85 5,79 5,56 5,34 4,92
Tỷ số truyền u
1 5,23 4,18 2
Số vòng quay n
(v/ph)
1425 1425 272,47 65,18 32,58
Momen xoắnT
(N.mm)
39205,26 38803,15 194876,50 782402,58 1442173,11
- 7 -
Đồ án chi tiết máy Đặng Thị Thu Trà CĐT2 - K49
Phần II. Thiết kế bộ truyền cơ khí
a- bộ truyền ngoài
I. Xác định các thông số của xích và bộ truyền
Do tải trọng nhỏ, vận tốc thấp nên dùng loại xích con lăn.
2.1. Chọn số đĩa xích
Theo điều kiện : Z
1
= 29- 2U 19
Tra bảng 5.4 -I
Với U
x
= 2 ta chọn số răng đĩa nhỏ Z
1
= 25 (răng)
Số răng đĩa lớn: Z
2
= Z
1
= 2 . 25 = 50 (răng)
Chọn Z
2
= 50 (răng) < Z
max
= 120 (răng) đối với xích con lăn
Vậy tỷ số truyền của bộ truyền xích :
2
25
50
1
2
===
Z
Z
U
x
2.2. Xác định bớc xích
Theo công thức(5.3) ta có công thức tính:
P
t
= P. k. k
z
. k
N
[ ]
P
Trong đó:
+ P
t,
P,
[ ]
P
: công suất tính toán, công suất cần truyền, công suất cho phép (kW)
+ k= k
o
.k
a
. k
đc
. k
đ
. k
c
. k
bt
Với:
- k
o
: hệ số kể đến ảnh hởng của vị trí bộ truyền (k
o
=1 vì góc nghiêng đờng
nối tâm bộ truyền ngoài = 30 )
- k
a
: hệ số kể đến khoảng cách trục va chiều dài xích; K
a
= 1
- k
đc
: hệ số kể đến ảnh hởng của việc điều chỉnh lực căng xích; k
đc
= 1.
- k
đ:
hệ số tải trọng động, kể đến tính chất của tải trọng; k
đ
= 1,2.
- k
c
: hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền; k
c
=1,25 (vì làm việc 2
ca).
- 8 -
Đồ án chi tiết máy Đặng Thị Thu Trà CĐT2 - K49
- k
bt
: hệ số kể đến ảnh hởng của bôi trơn; k
bt
= 1,3 (vì môi trờng làm việc
có bụi)(bảng 5.7)
k = 1.1.1.1,2.1,25.1,3 = 1,95
+ k
z
: Hệ số răng đĩa dẫn
k
z
=
25
25
1
01
=
Z
Z
= 1
+ k
n
: hệ số vòng quay(chọn n
01
= 50)
k
n
=
18,65
50
2
01
=
n
n
= 0,76
Vậy P
t
= 5,34. 1,95. 1. 0,76 = 7,91 (kW)
Ta dùng xích 2 dãy, khi đó bớc xích đợc chọn từ điều kiện:
654
71
917
,
,
,
k
P
P
d
t
d
===
Tra bảng 5.5 với n
01
= 50 (v/ph), chọn bộ truyền xích 2 dãy có bớc xích p =
31,75 (mm), thỏa mãn điều kiện bền mòn.
P
t
< [P] = 11 (kW)
2.3. Xác định sơ bộ khoảng cách trục
2.3.1. Khoảng cách trục
a = 40.p = 40. 31,75 = 1270 (mm)
Theo công thức (5.12) ta có số mắt xích
X=
a
p
zzzz
p
a
4
.)().(5,0
2
2
2
1221
+++
X=
12704
7531
2550502550
7531
12702
2
2
,
.)().(,
,
.
+++
= 117,89
Lấy số mắt xích chẵn x
c
= 118
Tính lại khoảng cách trục theo công thức (5.13)
- 9 -
Đồ án chi tiết máy Đặng Thị Thu Trà CĐT2 - K49
a = 0,25.p
( )
+++
2
12
2
2121
][2)](5,0[5,0
zz
zzxzzx
cc
a = 0,25.31,75.
+
22
25
275501187550118 ][].,[.,
= 1271,66 (mm)
Để xích không chịu lực căng quá lớn, giảm a một lợng a
a = 0,002 .a = 0,002. 1271,66 = 2,54 (mm)
Do đó a
*
= 1271,66 - 2,54 = 1269,12 (mm) = 1,27(m)
Theo công thức (5.14) ta có số lần va đập xích trong 1 giây:
i =
11815
1865
25
15
3
1
.
,
.
x.
n
z =
= 0,92
Nh vậy số lần va đập xích thảo mãn điều kiện cho phép
i< [i] = 15 Tra bảng 5.9
2.4 Kiểm nghiệm xích về độ bền
Theo công thức (5.15)
S =
votd
FFF.K
Q
++
[S]
Trong đó:
+ Q: Tải trọng phá hỏng. Tra bảng (5.2) Q = 88500 N
Khối lợng 1m xích q = 3,8(kg)
+ K
đ
: Hệ số tải trọng động =1,2
+ F
t
: Lực vòng
F
t
=
V
P
3
.1000
Với v =
60000
1865
753125
60000
3
1
,
.,.
n
.p.z =
= 0,86 (m/s)
F
t
=
860
3451000
,
,.
= 6209,3 N
+F
v
: Lực căng do lực li tâm sinh ra
- 10 -
Đồ án chi tiết máy Đặng Thị Thu Trà CĐT2 - K49
F
v
= q.v
2
Với q: khối lợng 1m xích (q= 3,8kg)
F
v
= 3,8.(0,86)
2
= 2,81(N)
+ F
o
: Lực căng do tải trọng lợng nhánh xích bị động sinh ra.
F
0
= 9,81.k
f
.q.a
Với k
f
= 4 (do bộ truyền nghiêng 1 góc <40)
F
o
= 9,81. 4. 3,8. 1,27 = 189,37(N)
Nh vậy: S =
812371893620921
88500
,,,., ++
= 11,58
Tra bảng (5.10) ứng với n =50 (v/ph) thì [S] = 7
S > [S] thỏa mãn điều kiện, bộ truyền đảm bảo độ bền.
2.5. Xác định các thông số của đĩa xích
2.5.1. Xác định các thông số
a) Đờng kính đĩa xích dẫn
d
1
=
)sin(
1
z
p
=
=
)sin(
,
25
7531
252,65 (mm)
b) Đờng kính đĩa xích bị dẫn
d
2
=
)sin(
,
)
z
sin(
p
50
7531
2
=
= 505,65 (mm)
d
a1
= p[0,5+ cotg(/z
1
)] = 31,75[0,5 +cotg(/25)] = 267,2 (mm)
d
a2
= p[0,5+ cotg(/z
2
)] = 31,75.[0,5 +cotg(/50)] = 520,53 (mm)
* d
f1
= d
1
- 2r
với r = 0,5025d
1
+ 0,05 = 0,5025. 19,05 + 0,05 = 9,62 (mm).
Tra bảng 5.2
*
d
1
= 19,05 (bảng 5.2/78)
d
f1
= 252,65 - 2. 9,62 = 233,41 (mm)
* d
f2
= d
2
- 2r
- 11 -
Đồ án chi tiết máy Đặng Thị Thu Trà CĐT2 - K49
d
f2
= 505,65 - 2. 9,62 = 486,41 (mm)
2.5.2 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích
Theo công thức (5.18) ứng suất tiếp xúc
h
của đĩa xích
h
=
d
vddtr
KA
E
FKFK
.
) (.47,0 +
[
h
]
Trong đó:
+ K
r
: hệ số kể đến ảnh hởng của số răng đĩa xích, phụ thuộc vào z:
Với Z
1
= 25 K
r
= 0,42
+ A: diện tích chiếu của bàn lề, mm
2
. Tra bảng 5.12
*
A= 446 mm
2
+K
đ
: hệ số tải trọng động
K
đ
= 1,2
+K
d
: hệ số phân bố không đều cho các dãy : K
d
=1
+F
t
: lực vòng
F
t
= 6209,3 (N)
+E: modun đàn hồi
E = 2E
1
E
2
/(E
1
+ E
2
)
E = 2,1.10
5
(Mpa)
+F
vđ
: Lực va đập trên m dãy xích
F
vđ
= 13.10
-7
. n
3
. p
3
. m = 13. 10
-7
. 65,18. (31,75)
3
. 2 = 5,42(N)
Nh vậy:
h
=
1446
1012
4252136209420470
5
.
.,
),,.,.(,., +
=570,73 (MPa)
Vậy chúng ta dùng thép 45 tôi kết hợp ram đạt độ rắn HRC50 sẽ đợc ứng
suất tiếp xúc cho phép [
h
] = 900 (MPa). Đảm bảo đợc độ bền tiếp xúc cho răng đĩa
h
<[
h
]
- 12 -
Đồ án chi tiết máy Đặng Thị Thu Trà CĐT2 - K49
2.6. Xác định lực tác dụng lên trục
Từ công thức (5.20) ta có lực tác dụng lên trục
F
x
= K
x
. F
t
Với K
x
: hệ số kể đến trọng lợng xích . Khi bộ truyền ngoài nằm ngang
K
x
=1,15
F
x
= 1,15. 6209,3 = 7140,695 (N)
bảng thống số
Thông số Kí hiệu Trị số Đơn vị
Số rằn đĩa dẫn Z
1
25 răng
Số răng đĩa bị dẫn Z
2
50 răng
Đờng kính đĩa xích bị dẫn d
1
252,65 mm
Đờng kính đĩa xích dẫn d
2
505,65 mm
- 13 -
Đồ án chi tiết máy Đặng Thị Thu Trà CĐT2 - K49
B- thiết kế bộ truyền trong
I .Bộ truyền cấp nhanh
2.7. Chọn vật liệu
Chọn vật liệu thích hợp là một bớc quan trọng trong việc tính toán thiết kế
chi tiết máy nói chung và bộ truyền bánh răng nói riêng. Dựa vào bảng 6.1 I
*
+ Bộ truyền cấp nhanh:
Vật liệu làm bánh răng nhỏ là thép C45, tôi cải thiện. Độ rắn 220HB; độ bền
uốn
b
= 750MPa; độ bền chảy
ch
= 450MPa.
Vật liệu làm bánh răng lớn thép C45, tôi cải thiện. Độ rắn 210HB; độ bền
uốn
b
= 600MPa; độ bền chảy
ch
= 340MPa.
2.8. Định ứng suất cho phép
Theo (6.1) và (6.2) trang 91 tài liệu [1]:
ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép:
[
H
] = (
o
Hlim
/S
H
).Z
R
.Z
v
.K
xH
.K
HL
[
F
] = (
o
Flim
/S
F
).Y
R
.Y
v
.K
xF
.K
FC
.K
FL
Trong đó:
+ Z
R
: hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc
+ Z
V
: hệ số xét đến ảnh hởng của vận tốc vòng
+ K
xH
: hệ số xét đến ảnh hởng của kích thớc bánh răng
+
o
Hlim
,
o
Flim
: ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với
chu kỳ cơ sở
+ S
H
, S
F
: hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn
+ K
FC
: hệ số xét đến ảnh hởng đặt tải
+ K
HL
, K
FL
: hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hởng của chế độ tải trọng và thời gian
phục vụ
Chọn sơ bộ:
Z
R
.Z
v
.K
xH
= 1
Và Y
R
.Y
v
.K
xF
= 1
- 14 -
Đồ án chi tiết máy Đặng Thị Thu Trà CĐT2 - K49
Theo bảng 6.2 trang 94 tài liệu [1], tôi cải thiện đạt độ rắn mặt răng và lõi
răng HB 180 ữ 350
o
Hlim
= 2HB + 70 MPa
o
Flim
= 1,8HB
S
H
= 1,1 S
F
= 1,75
*
oHlim1
= 2 . 220 + 70 = 510 MPa
*
o
Hlim2
= 2 . 210 + 70 = 490 MPa
*
o
Flim1
= 1,8 . 220 = 396 MPa
*
o
Flim2
= 1,8 . 210 = 378 MPa
Theo (6.5) trang 93 tài liệu [1]
N
HO
= 30H
HB
2,4
* N
HO1
= 30 . 220
2,4
= 12,5.10
6
* N
HO2
= 30 . 210
2,4
= 11,2.10
6
Khi bộ truyền tải trọng va đập nhẹ, theo bảng 6.4 trang 95 tài liệu [1]
K
HE
= 0,125
ii
3
max
i
HEi
t . n .
T
T
60c. N
=
Trong đó:
n
i
, t
i
: số vòng quay và tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét: t =
18000h
c: số lần ăn khớp trong 1 vòng quay: c= 1
7
33
1
3
2
3
1
1
10.95,6818000.1425.
5,1
8,0
5,1
1
.1.60
1.60
=
+
=
+
= tn
T
T
T
T
N
mmmm
HE
N
HE1
> N
HO1
N
HE1
= N
HO1
- 15 -
Đồ án chi tiết máy Đặng Thị Thu Trà CĐT2 - K49
7
33
2
3
2
3
1
2
10.83,13118000.47,272.
5,1
8,0
5,1
1
.1.60
1.60
=
+
=
+
= tn
T
T
T
T
N
mmmm
HE
N
HE2
> N
HO2
Vậy K
HL1
= K
HL2
= 1
Nh vậy, theo (6.1a) trang 93 tài liệu [1] sơ bộ xác định đợc
H
HL
o
ilimHiH
S
K
.][
=
*
MPa
H
64,463
1,1
1
.510][
1
==
*
MPa
H
45,445
1,1
1
.490][
2
==
Với cấp nhanh sử dụng bánh răng trụ răng nghiêng ta có:
[ ]
[ ] [ ]
MPa
HH
H
54,454
2
45,44564,463
2
21
=
+
=
+
=
[ ]
[ ]
25,102,1
45,445
54,454
4
==
H
H
Theo (6.8) trang 95 tài liệu [1]
( )
=
ii
m
maxiFE
tnT/Tc60N
F
6
66
1
10.53,17018000.1425.
5,1
8,0
5,1
1
.1.60 =
+
=
FE
N
N
FE1
> N
FO
với N
FO
= 4.10
6
với mọi loại thép
6
66
2
10.6,3218000.47,272.
5,1
8,0
5,1
1
.1.60 =
+
=
FE
N
N
FE2
> N
FO
Vậy K
FL1
= K
FL2
= 1.
Do tải trọng một phía nên K
FC
= 1
Theo (6.2a) trang 93 tài liệu [1]
- 16 -
Đồ án chi tiết máy Đặng Thị Thu Trà CĐT2 - K49
F
FLFC
o
ilimFF
S
K.K
.][
=
*
MPa
S
KK
F
FLFC
o
FF
28,226
75,1
1.1
.396
.
.][
1lim1
==
=
;
MPa
S
KK
F
FLFC
o
FF
216
75,1
1.1
.378
.
.][
2lim2
==
=
Theo (6.13) và (6.14) trang 95 tài liệu [1]
[
H
]
max
= 2,8
ch i
* [
H1
]
max
= 2,8
ch 1
= 2,8 . 450 = 1260 MPa
* [
H2
]
max
= 2,8
ch 2
= 2,8 . 340 = 952 MPa
[
F i
]
max
= 0,8
ch i
* [
F1
]
max
= 0,8 .
ch1
= 0,8 . 450 = 360 MPa
* [
F2
]
max
= 0,8 .
ch2
= 0,8 . 340 = 272 MPa
2.9.Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền
2.9.1. Xác định sơ bộ khoảng cách trục
Theo (6.15a), ta có công thức tính khoảng cách trục a
w
:
( )
[ ]
3
ba
2
H
H2
aw
u
K.T
1uKa
+=
Trong đó
+ K
a
: hệ số phụ thuộc vật liệu của cặp bánh răng và loại răng
Theo bảng 6.5 trang 96 tài liệu [1]: K
a
= 43 MPa
1/3
(với bánh răng nghiêng và
vật liệu của cặp bánh răng là thép - thép)
+ T
1
: mômen xoắn trên trục chủ động cấp nhanh, T
1
= 38803,15 Nmm
+ [
H
]: ứng suất tiếp xúc cho phép, [
H
]= 454,54 MPa
+ u: tỷ số truyền, u = 5,23
+
ba
= 0,3
Theo (6.16) trang 97 tài liệu [1]:
bd
= 0,53
ba
(u+1)= 0,53. 0,3 (5,23+1) = 0,99
- 17 -
Đồ án chi tiết máy Đặng Thị Thu Trà CĐT2 - K49
+ K
H
: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng
khi tính về tiếp xúc
Theo bảng 6.7 trang 98 tài liệu [1]:
Sơ đồ 3: K
H
= 1,15
( )
32,138
3,0.23,5.54,454
5,1.15,38803
123,5.43
3
2
=+=
w
a
mm
Vậy chọn a
w
= 140 mm
2.9.2. Xác định các thông số ăn khớp
2.9.2.1 Xác định modun
Theo (6.17) trang 97 tài liệu [1]:
m = (0,01
ữ
0,02). a
w
= (0,01
ữ
0,02). 140 = 1,4
ữ
2,8
Theo bảng 6.8 trang 99 tài liệu [1]: chọn m = 2
2.9.2.2. Xác định góc nghiêng
Chọn sơ bộ góc nghiêng = 10
o
Z
1
= 2a
w
. cos
/ [m (u+1)] = 2. 140. cos10
0
/[2 (5,23+1)]= 22,13
chọn số răng bánh nhỏ z
1
= 22
z
2
= u.z
1
= 5,23.22 = 115,06
Chọn z
2
= 115
* Tính lại góc nghiêng theo z
3
và z
4
:
cos
= m
n
(z
1
+z
2
) / (2a
)
= 2. (22 +115) / (2.140) = 0,978
Vậy = 11,88
o
thỏa mãn điều kiện 8
0
<
0
<20
0
* Tính lại tỷ số truyền theo z
1
và z
2
:
23,5
22
115
1
2
===
z
z
u
t
Kiểm tra: tỉ số truyền ban đầu u = 5,23 thỏa mãn điều kiện
Các kích thớc của bánh răng
* Đờng kính vòng chia
d
1
= d
1
= mz
1
/ cos= 2.22/ cos11,88 = 44,99 mm
- 18 -
Đồ án chi tiết máy Đặng Thị Thu Trà CĐT2 - K49
d
2
= d
2
= mz
2
/ cos= 2.115 / cos11,88 = 235,03 mm
* Chiều rộng vành răng:
b
=
ba
a
1
= 0,3.140 = 42 mm.
* Hệ số trùng khớp dọc:
=
m.
sin.b
=
2.14,3
)88,11sin(.42
o
= 1,37 thoả mãn điều kiện
1,1
2.9.3. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Theo (6.33) trang 105 tài liệu [1]:
H
=
ub
uKKKT
d
ZZZ
HvHH
HM
.
)1(.2
1
1
+
[
H
]
Trong đó:
+ Z
M
: Hệ số xét đến cơ tính vật liệu
Bảng 6.5 trang 96 tài liệu [1]: Z
M
= 274 (Bánh răng bằng thép)
+ Z
H
: Hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
Z
H
=
t
b
2sin
cos2
với tg
b
= cos
t
.tg
t
=
tw
= arctg(tg
/ cos) = arctg(tg20
0
/ cos11,88
0
) = 20,4
0
Vậy tg
b
= cos20,4
0
.tg11,88
0
= 0,19
b
= 11,15
0
Z
H
=
4,20.2sin
15,11cos.2
0
= 1,73
+ Z
: Hệ số xét đến tổng chiều dài tiếp xúc
Z
=
1
: Hệ số trùng khớp ngang
= [1,88 - 3,2(1/z
1
+ 1/z
2
)].cos
- 19 -
Đồ án chi tiết máy Đặng Thị Thu Trà CĐT2 - K49
= [1,88 - 3,2(1/22 + 1/115)].cos11,88
0
= 1,71
Z
=
71,1
1
= 0,76
+ Vận tốc vòng
v =
60000
11
nd
w
v =
35,3
60000
1425.99,44
=
Theo bảng 6.13 trang 106 tài liệu [1]: với v < 4 m/s chọn cấp chính xác 9 cho
bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng
+ K
H
: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng
thời ăn khớp
Bảng 6.14 trang 107 tài liệu [1]: K
H
= 1,16, K
F
= 1,4
+ K
H
= 1,15
+ K
Hv
: hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp
Theo (6.41) trang 107 tài liệu [1]:
K
Hv
= 1+
HH
wwH
KKT
db
2
1
2
Trong đó:
Theo (6.42) trang 107 tài liệu [1]:
H
=
H
.g
o
.v.
u/a
Với
v = 3,35 m/s
*
H
: hệ số kể đến sự ảnh hởng của các sai số ăn khớp
Bảng 6.15 trang 107 tài liệu [1]:
H
= 0,002 (với răng nghiêng)
* g
o
: hệ số kể đến ảnh hởng của sai lệch các bớc răng bánh 1 và 2
Bảng 6.16 trang 107 tài liệu [1]: g
ô
= 73 ( cấp chính xác theo mức làm việc
êm là 9)
- 20 -
Đồ án chi tiết máy Đặng Thị Thu Trà CĐT2 - K49
H
= 0,002 . 73 . 3,35
23,5
140
= 2,53
K
Hv
= 1 +
15,1.16,1.15,38803.2
99,44.42.53,2
=1,05
Vậy
H
=
23,5.42
)123,5(05,1.15,1.16,1.15,38803.2
99,44
76,0.73,1.274 +
= 444,61Mpa
Tính chính xác [
H
]:
Với v
1
= 3,35 (m/s) <5(m/s) hệ số xét đến ảnh hởng của vận tốc vòng Z
v
= 1
Với cấp chính xác động học là 9 chọn cấp chính xác về tiếp xúc là 8, khi đó cần gia
công bề mặt đạt độ nhám R
a
= 2,5 1,25(àm) => Z
R
=0,95
Đờng kính đỉnh răng: d
a1
48,99(mm) <700(mm) => K
xH
= 1
Vậy ứng xuất tiếp xúc cho phép là:
[
H
] = [
H
].Z
R
.Z
v
.K
xH
= 454,54.0,95.1.1 = 431,813(MPa)
Thay các giá trị tính đợc ở trên vào công thức (2) ta có:
H
> [
H
] => Độ bền tiếp xúc không đợc đảm bảo, để khắc phục ta tăng
chiều rộng vành răng: b
w
= 45 mm
Tính lại
H
:
H
=
)MPa(,
,.
),(,.,.,.,.
,
,.,.
53429
23545
123505115116115388032
9944
760731274
=
+
H
< [
H
] thỏa mãn điều kiện
Vậy bánh răng thỏa mãn điệu kiện về độ bền tiếp xúc
2.10. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
Theo (6.43) và (6.44) trang 108 tài liệu [1]:
Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không
đợc vợt quá giá trị cho phép
F1
=
mdb
T
ww
.2
1
2
K
F
Y
F1
Y
[
F1
]
F2
=
F1
.Y
F2
/Y
F1
[
F2
]
- 21 -
Đồ án chi tiết máy Đặng Thị Thu Trà CĐT2 - K49
Trong đó :
+ T
2
: Mômen xoắn trên bánh chủ động: T
2
= 38803,15 Nmm
+ m: môđun pháp: m = 2 mm
+ b
w
: chiều rộng vành răng: b
w
= 45 mm
+ d
w1
: đờng kính vòng lăn chủ động, d
w1
= 44,99 mm
+ Y
: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng: Y
= 1/
với
là hệ số trùng
khớp ngang:
=1,71
+ Y
= 1 - /140 = 1 - 11,88/140 = 0,91
+ Y
F1
, Y
F2
: hệ số dạng răng của bánh 1 và 2 phụ thuộc vào số răng tơng đơng
và hệ số dịch chỉnh
Bảng 6.18 trang 109 tài liệu [1]:
Z
td1
= z
1
/ cos
3
= 22 / cos
3
11,88
o
= 23,47 Y
F1
= 3,95
Z
td2
= z
2
/ cos
3
= 115 / cos
3
11,88
o
= 117,52 Y
F2
= 3,6
+ K
F
: hệ số tải trọng khi tính về uốn
K
F
= K
F
K
F
K
Fv
Với:
* K
F
: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng
thời ăn khớp khi tính về uốn
Bảng 6.14 trang 107 tài liệu [1]: K
F
= 1,4
* K
F
: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng
khi tính về uốn
Bảng 6.7 trang 98 tài liệu [1]: K
F
= 1,32
* K
Fv
: hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về
uốn
Theo (6.41) trang 107 tài liệu [1]:
K
Fv
= 1+
FF
wwF
KKT
db
2
1
2
*
F
: hệ số kể đến sự ảnh hởng của các sai số ăn khớp
Bảng 6.15 trang 107 tài liệu [1]:
F
= 0,006 (với răng nghiêng)
- 22 -
Đồ án chi tiết máy Đặng Thị Thu Trà CĐT2 - K49
* g
ô
: hệ số kể đến ảnh hởng của sai lệch các bớc răng bánh 1 và 2
Bảng 6.16 trang 107 tài liệu [1]: g
o
= 73 ( cấp chính xác theo mức làm việc
êm là 9)
F
=
F
.g
o
.v.
u/a
= 0.006 . 73 .3,35.
23,5/140
=7,59
K
Fv
= 1 +
3214115388032
994445597
,.,.,.
, ,
= 1,11
K
F
= 1,4 . 1,32 . 1,1=2,033
Vậy :
F1
=
2994445
15388032
.,.
,.
.2,033 . 3,95. 0,91 = 140,06 MPa < [
F1
]
F2
= 140,06. 3,6/ 3,95 =127,64 MPa < [
F2
]
Vậy bánh răng thỏa mãn điệu kiện về độ bền uốn
2.11. Kiểm nghiệm răng về quá tải
Theo (6.48) trang 110 tài liệu [1]:
H max
=
H
qt
K
[
H max
]
với K
qt
= 2,2 (bảng P1.3 trang 237 tài liệu [1])
H max
= 429,53 .
2,2
= 637,09 MPa
[
H max
]
Theo (6.49) trang 110 tài liệu [1]:
F i max
=
Fi
. K
qt
[
F
]
max
F1
= 140,06 . 2,2 = 308,13 Mpa [
F1
]
max
F2
= 127,64. 2,2 = 280,81 Mpa [
F2
]
max
- 23 -
Đồ án chi tiết máy Đặng Thị Thu Trà CĐT2 - K49
bảng thông số
Thông số kí
hiệu
Công thức tính Kết
quả
đơn vị
Khoảng cách trục a
w
140 mm
đờng kính chia d
w
d
1
= d
1
= mz
1
/ cos
d
2
= d
2
= mz
2
/ cos
44,99
235,03
mm
đờng kính đỉnh răng d
a
d
a1
= d
1
+2m
d
a2
= d
2
+2m
48,99
239,03
mm
đờng kính đáy răng d
f
d
f1
= d
1
- 2,5m
d
f2
= d
2
- 2,5m
39,58
230,03
mm
Modun m
m = (0,01
ữ
0,02). a
w
2
Chiều rộng vành răng
b
b
=
bd
d
1
45 mm
Tỉ số truyền u 5,23
Góc nghiêng răng
11,88
0
Số răng các bánh Z
1
Z
2
Z
1
= 2a
w
. cos
/ [m (u+1)]
z
2
= u.z
1
22
115
Răng
- 24 -
Đồ án chi tiết máy Đặng Thị Thu Trà CĐT2 - K49
II. bộ truyền cấp chậm bánh trụ răng thẳng
2.12. Chọn vật liệu
Vật liệu làm bánh răng nhỏ là thép C45, tôi cải thiện. Độ rắn 280HB; độ bền
uốn
b
= 850MPa; độ bền chảy
ch
= 580MPa.
Vật liệu làm bánh răng lớn thép C45, tôi cải thiện. Độ rắn 260 HB; độ bền
uốn
b
= 850MPa; độ bền chảy
ch
= 580MPa.
2.13. Định ứng suất cho phép
Theo (6.1) và (6.2) trang 91 tài liệu [1]:
ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép:
[
H
] = (
o
Hlim
/S
H
).Z
R
.Z
v
.K
xH
.K
HL
[
F
] = (
o
Flim
/S
F
).Y
R
.Y
v
.K
xF
.K
FC
.K
FL
Chọn sơ bộ:
Z
R
.Z
v
.K
xH
= 1
Và Y
R
.Y
v
.K
xF
= 1
Theo bảng 6.2 trang 94 tài liệu [1], tôi cải thiện đạt độ rắn mặt răng và lõi
răng HB 180 ữ 350
o
Hlim
= 2HB + 70 MPa
o
Flim
= 1,8HB
S
H
= 1,1 S
F
= 1,75
*
oHlim3
= 2 .280 + 70 = 630MPa
*
o
Hlim4
= 2 . 270 + 70 = 610 MPa
*
o
Flim3
= 1,8 . 280 = 504MPa
*
o
Flim4
= 1,8 . 270 = 486 Mpa
* Theo (6.5) trang 93 tài liệu [1]
N
HO
= 30H
HB
2,4
* N
HO3
= 30 . 280
2,4
= 2,24.10
7
* N
HO4
= 30 . 270
2,4
= 2,05.10
7
Khi bộ truyền tải trọng va đập vừa, theo bảng 6.4 trang 95 tài liệu [1]
K
HE
= 0,125
- 25 -
