ĐỒ án môn học CHI TIẾT máy TÍNH TOÁN THIẾT kế bộ TRUYỀN ĐAI hộp GIẢM tốc PHÂN đôi cấp NHANH, f= 6500n, v=0,45
Bạn đang xem bản rút gọn của tài liệu. Xem và tải ngay bản đầy đủ của tài liệu tại đây (230.82 KB, 20 trang )
Đồ án môn học Chi tiết máy
Nguyễn Träng Hïng – Cơ Tin 2 – K46
1.1 Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền
1.1.1 Xác định công suất động cơ
- Công suất trên trục động cơ điện được xác định theo cơng thức:
Pct
β.Pt
η
Trong đó:
Pct : Cơng suất trên trục động cơ
Pt : Công suất trên trục máy công tác
η : Hiệu suất truyền động
2
+
=
T t
5
3
i . i 12 0,9 2 0,9407
8
8
T1 t ck
η = ni
Theo sơ đồ của bài ra thì
η = khớp nối . mổ lăn . kbánh răng . xích
Với m, k là số cặp ổ lăn và số cặp bánh răng:
m = 4; k = 3
Dựa vào bảng 2.3 (Tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí – Trịnh Chất –
Lê Văn Uyển ) tìm được
khớp nối = 0,99; ổ lăn = 0,99;
bánh răng = 0,97;
xích = 0,92
η = 0.99. 0,994. 0,973. 0,92 = 0,831
F.v 6500.0,45
2,925 KW
+ Pt = Plv =
1000
1000
+
Pct = 0,952.
2,925
0,831
= 3,35 KW
1.1.2 Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ
- Tỷ số truyền ut của hệ thống dẫn động
ut = uHGT .uxích
- Số vòng quay của trục tang quay
nlv =
60000.v
D
=
60000.0,45
.240
= 36 (vòng/phút)
- Theo bảng 2.4 , tỷ số truyền nên dùng cho các bộ truyền trong hệ:
uHGTsb = 8÷40 (Hộp giảm tốc 2 cấp);
uxíchsb = 2÷5
ut = (8÷40).( 2÷5) = (16÷200)
Số vịng quay sơ bộ
nsb = nlv. utsb = 36. (16÷200) =(576÷7200) (vịng/phút)
1.1.3 Chọn quy cách động cơ
- Động cơ được chọn dựa vào bảng P1.1 đến bảng P1.7 và phải thỏa mãn
điều kiện sau:
Pđc ≥ Pct ;
nđb ≥ nsb ;
Tk/Tdn ≥ Tmm/T1
Có Pct = 3,35 KW;
nsb = (576÷7200) (vịng/phút); Tmm/T1 = 1,5
Hà Nội 11 - 2004
1
Đồ án môn học Chi tiết máy
Nguyễn Träng Hïng – Cơ Tin 2 – K46
Ta chọn được động cơ DK51_4 có các thơng số sau:
Pđc = 4.5 KW;
nđc = 1440 (vòng/phút);
Tk/Tdn = 1,4;
Tmm/T1 = 2
Cosφ = 0,85;
mđc = 84 (kg);
Đường kính trục động cơ: dđc = 35 mm
1.1.4 Phân phối tỷ số truyền
- Tỷ số truyền của hệ thống dẫn động
uht =
n
đc
n
lv
=
1440
36
= 40
- Vì hộp giảm tốc là loại 2 cấp phân đôi cấp nhanh nên
uHGT = u1. u2
u1: tỉ số truyền bộ truyền cấp nhanh
u2: tỉ số truyền bộ truyền cấp chậm
Ta chọn uHGT = 20
u
40
ht
uxích =
= 20 = 2
u HGT
Dựa vào bảng 3.1 tìm được u1, u2 của HGT thỏa mãn đồng thời 3 chỉ tiêu:
khối lượng nhỏ nhất, momen quán tính thu gọn nhỏ nhất và thể tích các
bánh nhúng trong dầu lớn nhất.
uHGT = 20 u1 = 5,1; u2 = 3,92
1.1.5 Tính cơng suất, mơmen và số vịng quay trên các trục
- Trục cơng tác:
+ Pt = Plv = 2,925 (KW)
+ nlv = 36 (vòng/phút)
Pt
+ Tt = Tlv = 9,55.106. n = 9,55.106.
lv
2,925
=
36
776.103 (Nmm)
- Trục 3:
Plv
2,925
+ P3 = η .η 0,92.0,99 3,211 (KW)
x
ol
+ n3 = nlv . ux = 36. 2 = 72 (vòng/phút)
P3
+ T3 = 9,55.106. n = 9,55.106.
3
3,211
=
72
425,9.103 (Nmm)
- Trục 2:
P3
3,211
+ P2 = η .η 0,97.0,99 3,344 (KW)
br
ol
+ n2 = n3 . u2 = 72.3,92 = 282,35 (vòng/phút)
P2
3,344
+ T2 = 9,55.106. n = 9,55.106. 282,35 = 113,11.103 (Nmm)
2
- Trục 1:
P2
3,344
3,482 (KW)
η br .η ol 0,97.0,97.0,99
+ n1 = nđc = 1440 (vòng/phút)
+ P1 =
Hà Nội 11 - 2004
2
2
Đồ án môn học Chi tiết máy
Nguyễn Träng Hïng – Cơ Tin 2 – K46
P1
3,482
+ T1 = 9,55.106. n = 9,55.106. 1440 = 23.103 (Nmm)
1
- Trục động cơ:
+ Pđc = 4,5(KW)
+ nđc = 1440 (vòng/phút)
Pđc
+ T1 = 9,55.106. n
đc
4,5
= 9,55.106. 1440 = 30.103 (Nmm)
- Bảng kết quả tính tốn thu được:
Thông số
P (KW)
u
n (vg/ph)
T (Nmm)
Trục ĐC
4,5
1
1440
30.103
Trục 1
Trục 2
Trục 3
3,482
3,344
3,211
u1 = 5,1
u2 = 3,92
1440
282,35
72
3
3
23.10
113,1.10 425,9.103
Trục làm việc
2,925
ux = 2
36
776.103
1.2 Thiết kế các bộ truyền
1.2.1 Tính tốn các bộ truyền trong hộp: Bộ truyền bánh răng
a. Chọn vật liệu
- Do khơng có u cầu gì đặc biệt, ta thống nhất hóa trong thiết kế, chọn vật
liệu 2 cấp bánh răng như nhau.
- Theo bảng 6.1, ta chọn:
+ Bánh nhỏ: Thép 45, tôi cải thiện, độ rắn HB 241..285
σb1 = 850 MPa, σch1 = 580 MPa
+ Bánh lớn: Thép 45, tôi cải thiện, độ rắn HB 192..240
σb2 = 750 MPa, σch2 = 450 MPa
b. Xác định ứng suất cho phép
Ứng suất tiếp xúc cho phép [σσH] tính theo cơng thức
[σH] = σ°Hlim. ZR.ZV.KxH.KHL/SH
Trong đó:
+ ZR: hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc.
+ ZV: hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng
+ KxH: hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng
Ở bước tính thiết kế, sơ bộ lấy ZR.ZV.KxH = 1, khi đó
[σH] = σ°Hlim. KHL/SH
+ σ°Hlim: ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở
+ SH: hệ số an tồn khi tính về tiếp xúc
Theo bảng 6.2, với thép 45, tơi cải thiện, độ rắn HB 180..350 thì
σ°Hlim = 2HB + 70;
SH = 1,1;
Chọn HB1 = 245; HB2 = 230, suy ra:
σ°Hlim1 = 2.245 + 70 = 560 (MPa)
σ°Hlim2 = 2.230 + 70 = 530 (MPa)
+ KHL: hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ
Hà Nội 11 - 2004
3
Đồ án môn học Chi tiết máy
Nguyễn Träng Hïng – Cơ Tin 2 – K46
KHL = mH NHO/NHE
mH: bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc; mH = 6 khi HB ≤ 350
NHO – số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc
NHO = 30H2,4HB
NHO1 = 30H2,4HB1 = 30.2552,4 = 17,90.106
NHO2 = 30H2,4HB2 = 30.2402,4 = 15,47.106
NHE – số chu kì thay đổi ứng suất tương đương
NHE = 60cΣ(Ti/Tmax)3.ni.ti
n1
NHE2 = 60c u
1
= 60.1.
ΣtiΣ(Ti/Tmax)3/Σti
1440
5,1
5
3
.18.103[13. 8 + 0,93. 8 ]
= 27,35.106 > 15,47.106 = NHO2
KHL2 = 1;
Tương tự NHE1 > NHO1, do đó KHL1 = 1
Vậy sơ bộ tính được
[σH1] =
[σH2] =
560.1
1,1 =
530.1
1,1 =
509 (MPa)
481,8 (MPa)
Với cấp nhanh sử dụng bánh răng nghiêng, theo (6.12) :
1
1
[σH] = 2 ([σH1] + [σH2]) = 2 (509 + 481,8)
= 495,4(MPa) < 1,25[σH2]
Với cấp chậm sử dụng bánh răng thẳng và NHE > NHO, KHL = 1
[σH]’ = [σH2] = 481,8 MPa
Ứng suất uốn cho phép[σσF] tính theo cơng thức
[σF] = σ°Flim.YR.YS.KxF.KFC.KFL/SF
Trong đó:
+ YR – hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng
+ YS – hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất
+ KxF – hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn
Ở bước tính thiết kế, sơ bộ lấy YR.YS.KxF = 1, khi đó
[σF] = σ°Flim.KFC.KFL/SF
+ σ°Flim - ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở
+ SF – hệ số an tồn khi tính về uốn
Theo bảng 6.2 , với thép 45, tơi cải thiện, độ rắn HB 180..350 thì
σ°Flim = 1,8HB;
SF = 1,75
σ°Flim1 = 1,8.245 = 441 (MPa)
σ°Flim2 = 1,8.230 = 414 (MPa)
+ KFC – hệ số ảnh hưởng đến đặt tải, KFC = 1 (bộ truyền quay một chiều)
+ KFL – hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của chế độ tải trọng của bộ truyền
KFL = mF NFO/NFE
Hà Nội 11 - 2004
4
Đồ án môn học Chi tiết máy
Nguyễn Träng Hïng – Cơ Tin 2 – K46
mF: bậc của đường cong mỏi khi thử về uốn; mF = 6 khi HB ≤ 350
NFO – số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn
NFO = 4.106 đối với tất cả các loại thép
NFE – số chu kì thay đổi ứng suất tương đương
NFE = 60cΣ(Ti/Tmax)6.ni.ti
n1
NFE2 = 60c u
=
ΣtiΣ(Ti/Tmax)6/Σti
1
1440
60.1. 5,1
5
3
.18.103[16. 8 + 0,96. 8 ]
= 23,4.106 > 4.106 = NFO
KFL2 = 1, và tương tự có KFL1 = 1
+ Vậy sơ bộ tính được
[σF1] =
[σF2] =
441.1.1
1,75
414.1.1
1,75
= 252 (MPa)
= 236,5 (MPa)
Ứng suất quá tải cho phép
[σH]max = 2,8σch2 = 2,8.450 = 1260 (MPa)
[σF1]max = 0,8σch1 = 0,8.580 = 464 (MPa)
[σF2]max = 0,8σch2 = 0,8.450 = 360 (MPa)
c. Tính tốn bộ truyền cấp nhanh: Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng
Xác định sơ bộ khoảng cách trục
+ Theo (6.15a)
aw K a (u1 1)3
T1 '.K H
H
2
u1ba
Trong đó:
+ Theo bảng 6.5 chọn Ka = 43 (ứng với răng nghiêng, vật liệu thép – thép)
+ Theo bảng 6.6 chọn ψba = 0,3
+ Xác định KHβ:
ψbd = 0,5ψba(u1+1) = 0,5.0,3(5,1+1) = 0,67
Theo bảng 6.7, KHβ tương ứng với sơ đồ 3 KHβ = 1,07
+ T1’ = T1/2 = 23000/2 = 11500 (Nmm)
a w 43(5,1 1)3
11500.1,07
459,4 2 .5,1.0,3 = 118,38 (mm)
Ta lấy aw = 118 mm
Xác định các thơng số ăn khớp
+ Theo (6.17), m = (0,01÷0,02)aw = (0,01÷0,02).102 = (1,02÷2,04) (mm)
+ Theo bảng 6.8 chọn module pháp m = 2 (mm)
+ Chọn sơ bộ β = 14°, do đó cosβ = 0,97
2.a w .cosβ
2.118.0,97
+ Số răng bánh nhỏ: z1 = m(u 1) = 2(5,1 1) = 17,22
+ Số răng bánh lớn: z2 = u1.z1 = 5,1.18 = 91,8
+ Tỉ số truyền thực là: ut1 = 92/18 = 16/3 ≈ 5,11
Hà Nội 11 - 2004
Lấy z1 = 18
Lấy z2 = 92
5
Đồ án môn học Chi tiết máy
Nguyễn Träng Hïng – Cơ Tin 2 – K46
+ Tính lại β:
cosβ = m(z1+z2)/(2aw) = 2(18+92)/(2.102) = 0,9661
β = 14,961° = 14°57’40’’
+ Theo bảng 6.9 ứng với bánh răng nghiêng có β = 14,961° thì zmin = 16
+ Chiều rộng vành răng bw = ψba. aw = 0,3.118 = 35,4 (mm)
+ Hệ số trùng khớp dọc
sin(14,961 )
sin
εβ = bw. .m = 35,4.
= 1,44 > 1,0
2π
+ Nhờ góc nghiêng β của răng, và z1 = zmin + 2 nên ta không cần dịch chỉnh
để đảm bảo khoảng cách trục.
Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn:
2.T1 K H ut1 1
H Z M Z H Z
bwut1d w21 ≤ [σH]
Trong đó:
+ ZM – hệ số kể đến cơ tính của vật liệu của các bánh răng ăn khớp.
Tra bảng 6.5, ta được ZM = 274 (MPa)1/3
+ ZH – hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
ZH=
2. cos b
sin 2 tw
Ở đây:
* βb – góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở
tgβb = cosαt.tgβ
tg
* Với răng nghiêng, không dịch chỉnh thì αtw = αt = arctg cos
Theo TCVN 1065 – 71, α = 20°
tg20 ο
αtw = αt = arctg cos(14,961 ) = 20,643°
ZH=
2. cos(14,961 )
= 1,71
sin( 2.20,643 )
+ Zε – hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
Vì εβ = 1,527 > 1,0 nên Zε = 1 /
1
1
1
1
εα = 1,88 - 3,2 z z .cosβ = 1,88 - 3,2 18 96 .0,9661 = 1,612
1
2
Zε = 0,7876
+ KH – hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
KH = KHβ. KHα. KHv
* KHβ – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng, tra bảng 6.7 KHβ = 1,15
* KHα – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng
đồng thời ăn khớp, tra bảng 6.14
- Vận tốc vòng v
Hà Nội 11 - 2004
π.d w1 n 1
(m/s)
60000
6
Đồ án môn học Chi tiết máy
Nguyễn Träng Hïng – Cơ Tin 2 – K46
Với dw1 – đường kính vịng lăn bánh nhỏ
n1 – số vòng quay của bánh chủ động
2.a w
2.118
dw1 = u 1 = 5,1 1 = 38,7 (mm)
t1
v
π.38,7.1440
60000
= 3 (m/s)
Theo bảng 6.13, với răng trụ răng nghiêng, v ≤ 5 (m/s), ta chọn
cấp chính xác 9.
Từ bảng 6.14, v < 5, cấp chính xác 9 KHα = 1,16
* KHv – là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp
υ H .b w .d w1
a
w
KHv = 1+ 2.T '.K .K
Với υ H = δH. go. v.
u t1
1
Hβ
Hα
Trong đó:
- v = 3 m/s
- go – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng 1 và 2
Tra bảng 6.16, với m < 3,35, cấp chính xác 9 go = 73
- δH – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp
Tra bảng 6.15 δH = 0,002
118
= 2,1
5,1
2,1.38,7.35,4
2.11500.1,07.1,16
υ = 0,002.73.3
KHv = 1+
= 1,1
KH = 1,15. 1,16. 1,1 = 1,4674
2.T1 ' K H ut1 1
H Z M Z H Z
bwut1d w21
= 247.1,71.0,7876.
2.11500.1,4674.(5,1 1)
35,4.5,1.38,7 2
= 290,3(MPa)
Tính chính xác [σH]
[σH] = σ°Hlim. ZR.ZV.KxH.KHL/SH
+ Tính ZR: Chọn Ra = 2,5..1,25μm m ZR = 0,95
+ Tính ZV: Lấy ZV = 1
+ KxH = 1
[σH] = 509.1.1.0,95 = 532 (MPa)
σH < [σH] Thỏa mãn điều kiện tiếp xúc
Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
Ứng suât uốn sinh ra tại chân răng tính theo công thức
σF1 =
2T1 '.K F .Yε .Yβ .YF1
b w .d w1 .m
YF2
σF2 = σF1. Y
≤ [σF1]
≤ [σF2]
F1
T’1 = 11500 (Nmm)
bw = 35,4 (mm)
Hà Nội 11 - 2004
m = 2 (mm)
dw1 = 38,7 (mm)
7
Đồ án môn học Chi tiết máy
Nguyễn Träng Hïng – Cơ Tin 2 – K46
+ Yε – hệ số kể đến sự trùng khớp của răng. Yε = 1/εα
Với εα – hệ số trùng khớp ngang.
Yε = 1/1,612 = 0,62
εα = 1,612
+ Yβ – hệ số kể đến độ nghiêng của răng
Yβ = 1 – β/140 = 1 – 14,961/140 = 0,893
+ YF1, YF2 – hệ số dạng răng của bánh 1 và 2, phụ thuộc vào zv1, zv2
zv1 = z1/cos3β = 18/0,96613 = 19,962
zv2 = z2/cos3β = 92/0,96613 = 102
Tra bảng 6.18 ta được:
YF1 = 4,08
YF2 = 3,60
+ KF – hệ số tải trọng khi tính về uốn
KF = KFβ. KFα. KFv
* KFβ – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành
răng khi tính về uốn, tra bảng 6.7, ứng với sơ đồ 3 KFβ = 1,12
* KFα – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đơi răng đồng
thời ăn khớp khi tính về uốn, tra bảng 6.14, với cấp chính xác 9, v < 5 (m/s)
KFα = 1,4
* KFv – hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính
về uốn:
υ F .b w .d w1
a
w
KFv = 1+ 2.T '.K .K
Với υ F = δF. go. v.
u t1
1
Fβ
Fα
Trong đó:
- v = 3 m/s
- go – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng 1 và 2
Tra bảng 6.16, với m < 3,35, cấp chính xác 9 go = 73
- δF – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp
Tra bảng 6.15, δH = 0,006
σF1 =
118
= 6,32
5,1
6,32.38,7.35,4
2.11500.1,4.1,12 =
υ = 0,006.73.3.
KHv = 1+
1,24
KH = 1,12. 1,4. 1,24 = 1,944
2T1 '.K F .Yε .Yβ .YF1
b w .d w1 .m
Y
σF2 = σF1. F2 = 58,678.
Y
F1
=
2.16474.2,192.0,62.0,893.4,08
37,7.35,4.2
3,90
4,08
= 58,678 (MPa)
= 56,089 (MPa)
+ Tính chính xác [σF1], [σF2]
[σF] = σ°Flim.YR.YS.KxF.KFC.KFL/SF
* Chọn YR = 1,05
* YS = 1,08 – 0,0695ln(m) = 1,08 – 0,0695ln(2) = 1,0318
* KxF = 1 ứng với da < 400mm
[σF1] = 262,29. 1,05. 1,0318. 1 = 284,162 (MPa)
[σF2] = 246,89. 1,05. 1,0318. 1 = 267,487 (Mpa)
Dễ dàng thấy [σF1] > σF1 và [σF2] > σF2 Thỏa mãn điều kiện uốn
Kiểm nghiệm răng về quá tải
Hà Nội 11 - 2004
8
Đồ án môn học Chi tiết máy
Nguyễn Träng Hïng – Cơ Tin 2 – K46
+ Hệ số quá tải Kqt = Tmax/T = 1,5
+ σHmax = [σH]. K = 344,8. 1,5 = 448,347 < [σH]max = 1260
+ σF1max = σF1. Kqt = 58,678. 1,6 = 90,68 < [σF1]max = 464
σF2max = σF2. Kqt = 56,089. 1,6 = 89,74 < [σF2]max = 360
Thỏa mãn điều kiện về quá tải
qt
Các thơng số và kích thước bộ truyền
Khoảng cách trục
aw1 = 118 mm
Module pháp
m = 2 mm
Chiều rộng vành răng bw1 = 38,7 mm
Tỉ số truyền
ut1 = 5,11
Góc nghiêng của răng β = 14,961°
Số răng
z1 = 18
z2 = 96
Dịch chỉnh
x1 = 0
x2 = 0
Đường kính chia:
mz
2.18
0,9661
mz
2.92
d1 = cos 1 =
= 37,26 mm
d2 = cos 2 = 0,9661 = 190,45 mm
Đường kính lăn:
dw1 = 2aw(ut1+1) = 2.118(5,11+1) = 1441,96 mm
dw2 = dw1ut1 = 1441,96. 5,11 = 7368,41 mm
Đường kính đỉnh răng
da1 = d1 + 2m = 37,26 + 2.2 = 41,26 mm
da2 = d2 + 2m = 190,45 + 2.2 = 194,45 mm
Đường kính đáy răng
df1 = d1 – 2,5m = 37,26 – 2,5.2 = 32,26 mm
df2 = d2 – 2,5m = 190,45 - 2,5.2 = 185,45 mm
d. Tính tốn bộ truyền cấp chậm: Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng
Xác định sơ bộ khoảng cách trục
+ Theo (6.15a)
aw K a (u2 1)3
T2 .K H
H
2
u 2 ba
Trong đó:
+ Theo bảng 6.5 chọn Ka = 49,5 (răng thẳng, vật liệu thép – thép)
+ Theo bảng 6.6 chọn ψba = 0,5
+ Xác định KHβ:
ψbd = 0,53ψba(u2+1) = 0,53.0,5(3,92+1) = 1,3038
Theo bảng 6.7, KHβ tương ứng với sơ đồ 7 KHβ = 1,12
+ T2 = 113,11.103 Nmm
+ u2 = 3,92
+ [σH] = 481,8 MPa
Hà Nội 11 - 2004
9
Đồ án môn học Chi tiết máy
Nguyễn Träng Hïng – Cơ Tin 2 – K46
a w 49,5(3,92 1)3
113,11.103.1,12
459,4 2 .3,92.0,5
= 164,16 (mm)
Ta lấy aw = 165 mm
Xác định các thơng số ăn khớp
+ m = (0,01÷0,02)aw = (0,01÷0,02).165 = (1,65÷3,30) mm
Chọn m = 2,5 mm
2a w
2.165
+ z1 = m(u 1) = 2,5(3,92 1) =26,8 Chọn z1 = 27
2
Chọn z2 = 105
+ z2 = z1.u2 = 27.3,92 = 105,1
Tỉ số truyền thực là ut2 = z2/z1 = 105/27 = 3,9
Không cần dịch chỉnh
+ Tính lại aw = m(z1+z2)/2 = 2,5(27+105)/2 = 165 mm
mCos
2aw
(27 105).2,5.Cos20
2.165
+ Góc ăn khớp
cosαtw = zt
=
= cos20°
αtw = 20°
+ Chiều rộng bánh răng bw2 = 0,5.165 = 82,5 mm
Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn:
2.T1 K H ut1 1
H Z M Z H Z
bwut1d w21 ≤ [σH]
Trong đó:
+ ZM – hệ số kể đến cơ tính của vật liệu của các bánh răng ăn khớp.
Tra bảng 6.5, ta được ZM = 274 (MPa)1/3
+ ZH – hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
ZH=
2. cos b
=
sin 2 tw
2
sin( 2.20 )
= 1,764
+ Với răng thẳng thì βb = 0 ε β = 0
Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
4
Với ε α tính theo cơng thức sau
3
1 1
1
1
εα = 1,88 - 3,2 z z = 1,88 - 3,2 27 105 = 1,742
1
2
Zε =
Zε =
4 1,742
3
= 0,868
+ KH – hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
KH = KHβ. KHα. KHv
* KHβ – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng, tra bảng 6.7, ứng với sơ đồ 7 KHβ = 1,04
* KHα – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng
đồng thời ăn khớp, tra bảng 6.14
Hà Nội 11 - 2004
10
Đồ án môn học Chi tiết máy
Nguyễn Träng Hïng – Cơ Tin 2 – K46
- Vận tốc vòng v
π.d w2 n 2
(m/s)
60000
Với dw2 – đường kính vịng lăn bánh nhỏ
n2 – số vòng quay của bánh chủ động
2.aw
2.165
3,92 1
dw2 = u 1 =
t2
v
π.67.282,35
60000
= 67 (mm)
= 1 (m/s)
Theo bảng 6.13, với răng trụ răng thẳng, v < 6 (m/s), chọn cấp chính xác 8.
Từ bảng 6.14, v < 5, cấp chính xác 8 KHα = 1,09
* KHv – là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp
υ H .b w .d w2
aw
KHv = 1+ 2.T .K .K
Với υ H = δH. go. v.
u t2
2
Hβ
Hα
Trong đó:
- v = 2,1624 m/s
- go – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng 1 và 2
Tra bảng 6.16, với m < 3,35, cấp chính xác 8 go = 56
- δH – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp
Tra bảng 6.15, δH = 0,004
165
= 1,56
3,4
1,56.82,5.67
=
2.113110.1,04.1,09
H = 0,004.56.1.
KHv = 1+
1,043
KH = 1,04. 1,09. 1,043 = 1,182
2.T1 K H ut1 1
H Z M Z H Z
bwut1d w21
= 274. 1,764. 0,868.
2.113110.1,182.(3,92 1)
82,5.3,92.67 2
= 437,83 (MPa)
Tính chính xác [σH]
[σH] = σ°Hlim. ZR.ZV.KxH.KHL/SH
+ Tính ZR: Chọn Ra = 2,5..1,25μm m ZR = 0,95
+ Tính ZV: Khi v < 5 m/s, lấy ZV = 1
+ KxH = 1
[σH] = 481,1.1.1.0,95 = 457 (MPa)
σH < [σH] Thỏa mãn độ bền tiếp xúc
Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
Ứng suât uốn sinh ra tại chân răng tính theo cơng thức
σF1 =
σF2
2T2 .K F .Yε .Yβ .YF1
b w .d w2 .m
YF2
= σF1. Y ≤ [σF2]
F1
T’1 = 113110 (Nmm)
Hà Nội 11 - 2004
≤ [σF1]
m = 2,5 (mm)
11
Đồ án môn học Chi tiết máy
Nguyễn Träng Hïng – Cơ Tin 2 – K46
bw = ψba.aw = 0,5.165 = 82,5 mm dw2 = 67 (mm)
+ Yε – hệ số kể đến sự trùng khớp của răng. Yε = 1/εα
Với εα – hệ số trùng khớp ngang.
Yε = 1/1,746 = 0,573
εα = 1,746
+ Yβ – hệ số kể đến độ nghiêng của răng
Yβ = 1 – β/140 = 1
+ YF1, YF2 – hệ số dạng răng của bánh 1 và 2, phụ thuộc vào zv1, zv2
zv1 = z1/cos3β = 27/13 = 27
zv2 = z2/cos3β = 105/13 = 105
Tra bảng 6.18 ta được:
YF1 = 3,80
YF2 = 3,60
+ KF – hệ số tải trọng khi tính về uốn
KF = KFβ. KFα. KFv
* KFβ – hệ số kể đến sự phân bố khơng đều tải trọng trên chiều rộng vành
răng khi tính về uốn, tra bảng 6.7, ứng với sơ đồ 7 KFβ = 1,08
* KFα – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng
KFα = 1
thời ăn khớp khi tính về uốn, với răng thẳng
* KFv – hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính
về uốn:
υ F .b w .d w2
a
w
KFv = 1+ 2.T .K .K
Với υ F = δF. go. v.
u t2
2
Fβ
Fα
Trong đó:
- v = 1 m/s
- go – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng 1 và 2
Tra bảng 6.16, với m < 3,35, cấp chính xác 8 go = 56
- δF – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp
Tra bảng 6.15 δH = 0,0011
σF1 =
165
=2,34
3,4
2,34.82,5.67
2.113110.1,08.1 = 1,05
υ F = 0,006.56. 1.
KFv = 1+
KF = 1,08. 1. 1,05 = 1,134
2T2 .K F .Yε .Yβ .YF1
σF2 = σF1.
b w .d w2 .m
YF2
YF1
= 40,42.
=
2.113110.1,134.0,573.1.3,80
82,5.67.2,5
3,60
3,80
= 40,42 (MPa)
= 38,3 (MPa)
+ Tính chính xác [σF1], [σF2]
[σF] = σ°Flim.YR.YS.KxF.KFC.KFL/SF
* Chọn YR = 1,05
* YS = 1,08 – 0,0695ln(m) = 1,08 – 0,0695ln(2,5) = 1,0163
* KxF = 1 ứng với da < 400mm
[σF1] = 262,29. 1,05. 1,0163. 1 = 279,894 (MPa)
[σF2] = 246,89. 1,05. 1,0163. 1 = 263,460 (Mpa)
Dễ dàng thấy [σF1] > σF1 và [σF2] > σF2 Thỏa mãn điều kiện uốn
Hà Nội 11 - 2004
12
Đồ án môn học Chi tiết máy
Nguyễn Träng Hïng – Cơ Tin 2 – K46
Kiểm nghiệm răng về quá tải
+ Hệ số quá tải Kqt = Tmax/T = 1,5
+ σHmax = [σH]. K = 437,83. 1,5 = 553,816 < [σH]max = 1260
+ σF1max = σF1. Kqt = 53,964. 1,6 = 86,34 < [σF1]max = 464
σF2max = σF2. Kqt = 51,12. 1,6 = 81,79 < [σF2]max = 360
Thỏa mãn điều kiện về q tải
qt
Các thơng số và kích thước bộ truyền
Khoảng cách trục
aw2 = 165 mm
Module pháp
m = 2,5 mm
Chiều rộng vành răng bw1 = 82,5 mm
Tỉ số truyền
ut1 = 3,9
Góc nghiêng của răng β = 0
Số răng
z1 = 27
z2 = 105
Dịch chỉnh
x1 = 0
x2 = 0
Đường kính chia:
d1 = mz1 = 2,5.27 = 67 mm
d2 = mz2 = 2,5.105 = 262 mm
Đường kính lăn:
dw1 = 2aw(ut1+1) = 2.165(3,9+1) = 1617 mm
dw2 = dw1ut1 = 1617. 3,9 = 6306 mm
Đường kính đỉnh răng
da1 = d1 + 2m = 67 + 2.2,5 = 72 mm
da2 = d2 + 2m = 262 + 2.2,5 = 267 mm
Đường kính đáy răng
df1 = d1 – 2,5m = 67 – 2,5.2,5 = 60,75 mm
df2 = d2 – 2,5m = 262 - 2,5.2,5 = 255,75 mm
1.2.2 Tính tốn các bộ truyền ngồi hộp: Bộ truyền xích
Chọn loại xích: Chọn xích con lăn
Xác định thơng số của xích và bộ truyền xích
Chọn số răng đĩa xích
+ Có uxích = 2 theo bảng 5.4, ta chọn z1 = 27
z2 = z1. uxích = 27. 2 = 54 Chọn z2 = 54 < zmax = 120
uxt = z2/z1 = 54/27 = 2
Xác định bước xích
+ Điều kiện đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mịn của bộ truyền xích
Pt = P.k.kz.kn ≤ [P]
Trong đó:
+ Pt là cơng suất tính tốn
+ P là cơng suất cần truyền (Chính là cơng suất của trục ra của HGT)
Hà Nội 11 - 2004
13
Đồ án môn học Chi tiết máy
Nguyễn Träng Hïng – Cơ Tin 2 – K46
P = P3 = 4,5 KW
+ kz = z01/z1 = 25/27 – hệ số dạng răng
+ kn = n01/n1 – hệ số số vòng quay
Với n1 = 163, ta chọn n01 = 200 kn = 200/163
+ k được tính từ các hệ số thành phần cho trong bảng 5.6
k = k0kakđckbtdđkc
k0 – hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền k0 = 1
ka – hệ số kể đến khoảng cách trục
ka = 1,25
(Lấy a ≤ 25p)
kđc – hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích
kđc = 1
kbt – hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn
kbt = 1,3
kđ – hệ số tải trọng động, kể đến tính chất của tải trọng kđ = 1,2
kc – hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền kc = 1,25
k = 1.1.1.1,3.1,2.1,25 = 1,95
25 200
Pt = 9,058.1,95. 27 . 163 = 10 (KW)
Theo bảng 5.5, với n01 = 200 vg/ph, chọn bộ truyền xích 1 dãy có
bước xích p = 38,1 mm thỏa mãn điều kiện bền mòn: Pt < [P] = 34,8 KW
đồng thời theo bảng 5.8, p < pmax
Khoảng cách trục và số mắt xích
Chọn sơ bộ khoảng cách trục a = 20p = 20.38,1 = 762
+ Khi đó số mắt xích x:
x = 2a/p + (z1 + z2)/2 + (z2 – z1)2p/(4π2a)
= 2.20 + (27+54)/2 + (54 – 27)2.38,1/(4π2.762) = 81,42
Lấy số mắt xích chẵn x = 82, tính lại khoảng cách trục theo công thức:
a = 0,25p{x – 0,5(z2 + z1) + [x 0,5(z z )] 2[(z z )/π/ }
= 0,25.38,1{82 – 0,5(27 + 54)
+ [82 0,5(27 54)] 2[(54 27)/ ] } ≈ 756 mm
+ Số lần va đập của xích: i = z1n1/(15x) = 27.163/(15.104) = 2,82 < [i] = 35
Kiểm nghiệm xích về độ bền
Kiểm nghiệm về quá tải theo hệ số an toàn
s = Q/(kđFt + Fo + Fv) ≥ [s]
+ Q: tải trọng phá hỏng, tra bảng 5.2, ta được Q = 127 kN, khối lượng 1
met xích q = 5,5 kg
+ kđ = 1,2
+ Ft – lực vòng, N; Ft = 1000P/v
Với v = z1.pn1/60000 = 27.38,1.163/60000 = 2,795 m/s
Ft = 1000. 4,5 /2,795 = 1610 N
+ Fv – lực căng do lực li tâm sinh ra, N
Fv = qv2 = 5,5.2,7952 = 42,966 N
+ Fo – lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra, N, tính theo
cơng thức: Fo = 9,81kf.qa
2
2
2
Hà Nội 11 - 2004
1
2
2
1
2
14
Đồ án môn học Chi tiết máy
Nguyễn Träng Hïng – Cơ Tin 2 – K46
Lấy k = 4 ứng với bộ truyền nằm ngang nghiêng một góc dưới 40°
Fo = 9,81.4.5,5.1,142 = 246,47 N
s = 127000/(1,2.3241 + 246,47 + 42,966) = 30,39
Theo bảng 5.10, ứng với p = 38,1 mm và n = 200 vg/ph thì [s] = 8,5
Vậy s > [s]: bộ truyền xích đảm bảo đủ bền
Xác định thơng số đĩa xích và lực tác dụng lên trục
Thơng số đĩa xích
+ Đường kính vịng chia của đĩa xích
d1 = p/sin(π/z1) = 38,1/sin(π/27) = 328,185 mm
d2 = p/sin(π/z2) = 38,1/sin(π/59) = 715,867 mm
da1 = p[0,5 + cotg(π/z1)] = 345 mm
da2 = p[0,5 + cotg(π/z2)] = 733,9 mm
r = 0,5025d1 + 0,05 = 0,5025.22,23 + 0,05 = 11,22 mm
df1 = d1 – 2r = 328,185 – 2.11,22 = 305,745 mm
df2 = d2 – 2r = 715,867 – 2.11,22 = 693,427 mm
Lực tác dụng lên trục
Fr = kx.Ft = 1,15.1610 = 1851 N
1.3 Thiết kế trục và chọn ổ lăn
1.3.1 Chọn vật liệu: chọn thép 45 có σb1 = 600 MPa, [τ] = 12..20MPa
1.3.2 Xác định sơ bộ đường kính trục
Xác định sơ bộ đường kính trục theo công thức sau:
dk ≥
3
Tk
0,2[ ]
với k = 1, 2, 3
d1 ≥
3
23000
0,2.15
= 19,7 mm
T2 = 113110 Nmm d2 ≥
3
113110
0,2.15
= 33,53 mm
T3 = 425900 Nmm d2 ≥
3
425900
0,2.15
= 52,16 mm
T1 = 23000 Nmm
+ Vì trục động cơ nối với trục vào của HGT bằng nối trục đàn hồi
d1 = (0,8..1,2)dđc = (0,8..1,2).38 = (30,4..45,6)
Chọn sơ bộ
d1 = 25 mm; d2 = 35 mm; d3 = 55 mm
Chiều rộng ổ lăn tương ứng b01 = 19;
b02 = 21;
b03 = 29
1.3.3 Xác định sơ bộ khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực
Trục 1
+ lc12 = 0,5(lm22 + b01) + k3 + kn
lm12 = (1,4..2,5)d1 = (1,4..2,5).31 = (43,4..77,5)
Chọn lm12 = 69;
k3 = 15;
kn = 17
lc12 = 76 l12 = - lc12 = -76
+ l13 = 0,5(lm13 + b01) + k1 + k2
lm13 = (1,2..1,5).d1 = (1,2..1,5).31 = (37,2..46,5)
Chọn lm13 = 47;
k1 = 10;
k2 = 10
l13 = 56
Hà Nội 11 - 2004
15
Đồ án môn học Chi tiết máy
Nguyễn Träng Hïng – Cơ Tin 2 – K46
+ l14 = l24
Trục 2
+ l22 = l13 = 56
+ l23 = l22 + 0,5(lm23 + lm22) + k1
lm23 = (1,2..1,3).35 = (42..52,5)
Vì chiều rộng bánh răng 23 là b23 = 82,5 Chọn lm23 = 81
l23 = 132
+ l24 = 2l23 – l22 = 2.132 – 56 = 208
+ l21 = 2l23 = 264
Trục 3
+ l32 = l23 = 132;
l31 = l21 = l11 = 264;
+ l33 = l31 + lc33
lc33 = 0,5(lm33 + b03) + k3 + kn
lm33 = (1,2..1,5)d3 = (66..82,5)
Chọn lm33 = 75;k3 = 15;
kn = 17
lc33 = 84 l33 = 348
1.3.4 Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục
a. Vẽ sơ đồ trục, sơ đồ chi tiết quay và lực từ các chi tiết quay tác dụng lên trục
+ Chọn hệ tọa độ Oxyz như hình thì ta có sơ đồ phân tích lực chung:
1
Fk
z
2
Fr2
Fr1
x
Fa1
3
Ft1
Ft2
y
Fa2
Fr3
Ft3
1'
2'
Fx
3'
+ Các lực trên bánh bị động (1’, 2’, 3’) ngược chiều với lực trên bánh chủ động
+ Tính các lực vòng, lực dọc trục, lực hướng tâm:
Ft1 = Ft2 =
2(T1 /2)
2.23000
=
2.38,7 = 594 N
d w1
Fa = Ft1.tgβ = 158 N
Hà Nội 11 - 2004
16
Đồ án môn học Chi tiết máy
Nguyễn Träng Hïng – Cơ Tin 2 – K46
tg( tw )
Fr1 = Fr2 = Ft1. cos( ) = 232 N
2T2
113110
Ft3 = d = 2. 67 = 3376 N
w2
Fr3 = Ft3.tgαtw = 3376.tg20° = 1198 N
Lực vịng do xích tác dụng lên trục ra là:
Fxích = 1610 N
Lực tại khớp nối giữa trục vào và trục động cơ là:
Fk = 0,3.
2.23000
50
= 210 N
b. Tính các phản lực Fly, Flx trên các gối đỡ trong mặt phẳng zOy và zOx
Chọn chiều các phản lực như trên hình dưới đây:
Trục 1
Fx13 = Fx14 = 594;
Fz13 = Fz14 = Fa1 = 158;
Trục 2
Fx22 = Fx24 = 594;
Fx23 = Ft3 = 3376;
Trục 3
Hà Nội 11 - 2004
Fy13 = Fy14 = Fr1 = 232;
Fx12 = 210;
Fy22 = Fy24 = 232;
Fy23 = Fr3 = 1198;
Fz22 = Fz24 = 158
17
Đồ án môn học Chi tiết máy
Nguyễn Träng Hïng – Cơ Tin 2 – K46
Fx32 = 3376;
Fy32 = 1198; Fy33 = 1610;
Sử dụng các phương trình momen và phương trình cân bằng lực để xác định
phản lực tại các gối đỡ. Kết quả tính được các phản lực sau
Flx10 = 324;
Flx11 = 654;
Flx20 = 3470;
Flx21 = 2282;
Flx30 = 1431;
Flx31 = 2750;
Fly10 = 232;
Fly11 = 232;
Fly20 = 376;
Fly21 = 376;
Fly30 = 156;
Fly31 = 2436;
c. Biểu đồ momen uốn Mkx, và Mky trong mặt phẳng zOx và zOy và biểu đồ
momen xoắn Tk đối với các trục k = 1..3 được vẽ trên các hình dưới đây
d. Xác định momen uốn tổng và momen tương đương Mtđkj ứng với các tiết diện.
* Trục 1
Mtd13 = 52515 Suy ra
d13 = 20,27
Mtd14 = 44672,5
d14 = 19,21
Chọn đường kính các đoạn trục của trục 1:
d13 = 20;
d14 = 20;
* Trục 2
Mtd22 = 219224,2
Mtd23 = 426307,75
Mtd22 = 163186,4
Suy ra
d22 = 32,64
d23 = 40,7
d22 = 29,58
Chọn đường kính các đoạn trục của trục 2:
d22 = 30;
d23 = 35;
d22 = 30
* Trục 3
Mtd32 = 414906,4
Hà Nội 11 - 2004
Suy ra
d32 = 40,38
18
Đồ án môn học Chi tiết máy
Nguyễn Träng Hïng – Cơ Tin 2 – K46
Chọn đường kính các đoạn trục của trục 3:
d32 = 50;
1.3.5 Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi
a. Với thép 45 có σb = 600 MPa
Suy ra: σ-1 = 0,436σb = 0,436.600 = 261,6 MPa
τ-1 = 0,58σ-1 = 0,58.261,6 = 151,7 Mpa
Theo bảng 10.6,
ψσ = 0,05;ψτ = 0;
1.4 Tính tốn và chọn các yếu tố của vỏ hộp giảm tốc và các chi tiết khác
1.4.1 Các phần tử cấu tạo thành hộp giảm tốc
1.4.2 Kết cấu bánh vít, bánh răng, nắp ổ, cốc lót
1.5 Bơi trơn và điều chỉnh ăn khớp
1.5.1 Bôi trơn bánh răng
1.5.2 Bôi trơn ổ lăn
1.6 Bảng thống kê các kiểu lắp, trị số của sai lệch giới hạn và dung sai của các
kiểu lắp
1.7 Bảng kê các chi tiết của hộp giảm tốc
MỤC LỤC
1.1 Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền…………………………………….
1.1.1 Xác định công suất động cơ……………………………………………………….
Hà Nội 11 - 2004
19
Đồ án môn học Chi tiết máy
Nguyễn Träng Hïng – Cơ Tin 2 – K46
1.1.2 Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ…………………………………………….
1.1.3 Chọn quy cách động cơ……………………………………………………………
1.1.4 Phân phối tỷ số truyền…………………………………………………………….
1.1.5 Tính cơng suất, mơmen và số vòng quay trên các trục………………………….
1.2 Thiết kế các bộ truyền
1.2.1 Tính tốn các bộ truyền trong hộp……………………………………………….
a. Chọn vật liệu…………………………………………………………………..
b. Xác định ứng suất cho phép………………………………………………….
c. Tính tốn bộ truyền cấp nhanh………………………………………………
d. Tính tốn bộ truyền cấp chậm………………………………………………
1.2.2 Tính tốn các bộ truyền ngoài hộp……………………………………………….
1.3 Thiết kế trục và chọn ổ lăn
1.3.1 Sơ đồ phân tích lực……………………………………………………………….
1.3.2 Sơ đồ hộp giảm tốc…………………………………………………………………
1.3.3 Tính tốn thiết kế các trục của hộp giảm tốc……………………………………
1.3.4 Kiểm nghiệm hệ số an toàn………………………………………………………
1.3.5 Kiểm nghiệm độ bền cho các then……………………………………………….
1.3.6 Tính tốn chọn ổ lăn cho 3 trục………………………………………………….
1.4 Tính tốn và chọn các yếu tố của vỏ hộp giảm tốc và các chi tiết khác
1.4.1 Các phần tử cấu tạo thành hộp giảm tốc…………………………………………
1.4.2 Kết cấu bánh vít, bánh răng, nắp ổ, cốc lót………………………………………
1.5 Bơi trơn và điều chỉnh ăn khớp
1.5.1 Bôi trơn bánh răng…………………………………………………………………
1.5.2 Bôi trơn ổ lăn……………………………………………………………………….
1.6 Bảng thống kê các kiểu lắp, trị số của sai lệch giới hạn và dung sai của các
kiểu lắp……………………………………………………………………………..
1.7 Bảng kê các chi tiết của hộp giảm tốc………………………………………..
Hà Nội 11 - 2004
20
