ĐỒ án môn học CHI TIẾT máy TÍNH TOÁN THIẾT kế bộ TRUYỀN ĐAI hộp GIẢM tốc PHÂN đôi cấp NHANH, f= 14500n, v=0,48
Bạn đang xem bản rút gọn của tài liệu. Xem và tải ngay bản đầy đủ của tài liệu tại đây (402.65 KB, 62 trang )
TRƯỜNG ĐẠI HỌC CƠNG NGHIỆP HÀ NỘI
GVHD:HỒNG XN
KHOA
KHOA CƠ KHÍ
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
Sinh viên: NGUYỄN VĂN HIỆP
Lớp: Công nghệ kỹ thuật cơ khí 5 _khóa 5
Mã sinh viên: 054101037
LỜI NĨI ĐẦU
Đồ án chi tiết máy là mơn học cơ bản của ngành cơ khí, mơn học này cho sinh
viên có cái nhìn cụ thể, thực tế hơn về kiến thức đã học và môn học cũng là cơ
sở rất quan trọng cho các môn học chuyên ngành sau này.
Đề tài của sinh viên được giao là thiết kế hệ dẫn động băng tải, gồm có hộp
giảm tốc hai cấp loại phân đôi cấp nhanh và bộ truyền đai thang . Hệ thống
được dẫn động bằng động cơ điện thông qua bộ truyền đai thang , hộp giảm tốc
và khớp nối truyền động tới băng tải.
Trong q trình tính toán thiết kế đồ án chi tiết máy sinh viên đã dùng và tra cứu
các tài liệu sau:
Tập 1 và tập 2 tính tốn thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí
của PGS.TS.TRỊNHCHẤT-TS.LÊ VĂN UYỂN
Dung sai và lắp ghép của GS.TS.NINH ĐỨC TỐN
Do là lần đầu tiên làm quen với cơng việc tính tốn, thiết kế chi tiết máy cùng
với sự hiểu biết còn hạn chế nên dù đã cố gắng kham khảo tài liệu và bài giảng
môm học nhưng bài làm của sinh viên không thể tránh những sai sót. Mong
được sự hướng dẫn và chỉ bảo nhiệt tình của các thầy cô để sinh viên ngày càng
tiến bộ
Cuối cùng sinh viên xin cảm ơn thầy HOÀNG XUÂN KHOA đã trực tiếp
hướng dẫn chỉ bảo sinh viên giúp sinh viên có thể hồn thành tố nhiệm vụ
được giao.
HÀ NỘI, ngày 12 tháng 04 năm 2012
Sinh viên: NGUYỄN VĂN HIỆP
I.
1.
CHỌN ĐỘNG CƠ.
Công suất cần thiết, công suất trên trục động cơ được xác định theo
cơng thức.
Pct = .β
Trong đó:
+
+
+
+
-
Pct : Công suất cần thiết
η: Hiệu suất
β: Hệ số đẳng trị
pt : Cơng suất làm việc trên trục tang
Ta có:
Pt =
+
+
Lực băng tải F = 14500 N
Vận tốc băng tải V= 0.48 m/s
⇒ Pt = = 6,96 (kw)
-
Hệ số đẳng trị:
-
β=
Hiệu suất :
⇔
=
= 0,5833
η = ηbr. ηol. ηot.ηk.ηđ
+
+
+
+
+
Hiệu suất một cặp bánh răng ηbr = 0,96
Hiệu suất một cặp ổ lăn ηol = 0,99
Hiệu suất một cặp ổ trượt ηot = 0,99
Hiệu suất nối trục đàn hồi ηk = 1
Hiệu suất bộ truyền đai ηđ = 0,95
⇒ η =0,994.0,962.1.0,95 =0,841
Do đó
Pct =
= 4,827 (kw)
Chọn động cơ.
Ta có
= 1,68
2.
Ta chọn động cơ 4A và kiểu động cơ 4A132M4Y3.
Theo bảng P1.3 trang 237 sách tính tốn thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí tập 1
P = 11 (kw) > pct = 4,287 (kw)
+
Kiểm tra điều kiện mở máy ≤ = 2,0
+
Kiểm tra điều kiện quá tải ≤ = 2,2
⇒ Chọn động cơ điện 4A132M4Y3 thỏa mãn điều kiện.
Tính tốc độ vịng quay tang.
V=
+
3.
nlv = = = 19,11 (m/s)
Phân phối tỉ truyền.
Uc = = = 76,3
⇒
4.
mà Uc= Uh.Uđ chọn Uđ = 3
⇒
Uh = = = 25,432
Ta lại có: Uh = U1.U2
Sử dụng công thức 3.12 trang 43 sách tính tốn thiết kế hệ thống dẫn động tập 1
U1 =0,7332.Uh0,6438
⇒
⇒
⇒
5.
U1= 0,7332.25,4320,6438
U1 = 5,891
U2 = = 4,317
Xác định công suất, mơmen và số vịng quay trên các trục.
+
Trục III: PIII =
+
Trục II:
+
+
+
+
+
+
+
+
PII =
= = 7,03 (kw)
= = 7,397 (kw)
= = 7,783 (kw)
Trục I : PI =
Động cơ: Pđc = = = 8,193 (kw)
n1 = = = 468 (vòng/phút)
n2 = = = 82,5 (vòng/phút)
n3 = = 19,11 (vòng/phút)
T1 = 9,55.106. = 9,55.106. = 152937,55 (N.mm)
T2 = 9,55.106. = 9,55.106. = 918767,88 (N.mm)
T3 = 9,55.106. = 9,55.106. = 3513160,65 (N.mm)
Ta có bảng :
Trục
Động cơ
I
II
III
7,783
7,739
7,703
Thơng số
Cơng suất P (kW)
8,193
Tỉ số truyền u
Số vịng quay n
(v/p)
Mơ men xoắn T
(N.mm)
u1 = 5,891
1458
u2 = 4,317
486
82,5
152937,5
5
uđai = 3
19,11
918767,88 3513160,65
TÍNH TỐN BỘ TRUYỀN ĐAI THANG.
II.
Chọn loại đai.
Với công suất của động cơ là 11( kw) và vận tốc vòng là 1458 (vòng/phút) ta
chọn đai thang
1.
Theo hình 4.1 trang 59 sách tính tốn thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí tập một
loại đai tiết diện hình thang là : Б
Theo bảng 4.3 trang 59 sách tính tốn thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí tập 1 ta
có các thơng số:
bt=14 mm
h=10,5 mm
b =17
yo =4,0 mm
mm
A = 138 mm2
Tính tốn thiết kế:
Đường kính bánh đai nhỏ:
Theo bảng 4.21 trang 63 sách tính tốn thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí tập 1
ta chọn đường kính đai d1= 140mm
2.
-
Vận tốc đai:
V1 = = 10,68 (m/s)
V1 < Vmax =30 (m/s) ⇒ đường kính d1 phù hợp với điều kiện làm việc
Đường kính bánh đai lớn:
D2 = uđ.d1.(1- ε) = 4.140.(1- 0,01) = 554,4 (mm)
Với ε = 0,01 : hệ số trượt tương đối
-
Theo tiêu chuẩn chọn d2 =560 (mm)
Ta có:
= = = 4,04
=
=
= 0,01 => = 1 4
⇒ đường kính d1 và d2 đã chọn thỏa mãn yêu cầu
Khoảng cách trục giữa hai bánh đai :
Theo bảng 4.14 trang 63 sách tính tốn thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí tập 1
-
⇒ a =532 ( mm)
Ta chọn a/d2= 0,95
-
Chiều dài đai:
= 2.532 + + = 2245,895 (mm)
Theo tiêu chuẩn ta chọn L = 2500 (mm)
-
Số vòng chạy đai:
i = = = 4,273
i imax =10
-
⇒ chiều dài L đai thỏa mãn.
Tính lại khoảng cách trục a:
a=
Với
K = L = 2500 = 1401
a = = 667,46 (mm)
Ta có
2(d1+d2) ≥ a 0.55(d1+ d2) +h
1400 (mm)
a 395,5 (mm)
Giá trị a vẫn thỏa mãn trong khoảng cho phép
-
Góc ơm α1 trên bánh đai nhỏ:
Điều kiện được thỏa
-
Số dây đai Z:
Z=
+
+
+
+
+
Pđc: Công suất trên trục bánh chủ động.
Kđ: Hệ số tải động
Theo bảng 4.7 trang 55 sách tính tốn thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí tập
1ta chọn Kđ = 1,1
: Cơng suất cho phép.
Theo bảng 4.19 trang 62 sách tính tốn thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí tập
1 bằng phương pháp nội suy ta chọn = 3,534.
Hệ số kể đến ảnh hưởng góc ơm đai:
C = 1- 0,025.(180- ) = 1- 0,0025.(180 – 144,133) = 0,91
Hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai:
= = 1,1161
Theo bảng 4.16 trang 61 sách tính tốn thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí tập
1
bằng phương pháp nội suy ta chọn Cl = 1,02.
+
Cu : Hệ số kể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền
Theo bảng 4.17 trang 61 sách tính tốn thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí
tập 1
ta chọn Cu = 1,14
+
Cz: Hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố khơng đều của tải trọng cho dây
đai
Ta có = 2,318
Theo bảng 4.18 trang 61 sách tính tốn thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí tập
1 ta chọn Cz = 0,95
⇒ Z=
= 2,558
Chọn số đai là: 3
Chiều rộng bánh đai:
Theo bảng 4.21 trang 63 sách tính tốn thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí tập 1
ta chọn t =19 và e =12,5, h0 = 4,2
b= (Z-1)t+2e=(3-1).19+2.12,5 = 63( mm)
-
-
Đường kính ngồi bánh đai:
da= d + 2h0 = 140+2.4,2 = 148,4 (mm)
Lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục:
F0=
+ Fv
Trong đó:
+
+
+
F0 : Lực căng tác dụng lên một đai.
Fv : Lực căng li tâm sinh ra
Fv= qm.V2
Theo bảng 4.22 trang 64 chọn qm= 0,178
Fv =0,178.10,682 =20,3 (N)
F0 =
⇒ Lực tác dụng lên trục :
+ 20,3 = 214,52 (N)
3.
Bảng tổng kết tính tốn:
Thơng số
Đường bánh kính đai nhỏ
Vận tốc đai
Đường kính bánh đai lớn
Khoảng cách trục
Chiều dài đai
Số vịng chạy đai
Góc ơm α1 trên bánh đai nhỏ
Số dây đai Z
Chiều rộng bánh đai
Đường kính ngồi bánh đai
Lực căng ban đầu
Lực tác dụng lên trục
Công suất
Tỉ số truyền
III.
1.
Giá trị
d1= 140
F0=214,52
Fr= 2040,97
P =11
U= 4
d2 =560
a = 667,46
L = 2500
i= 4,273
Đơn vị
mm
m/s
mm
mm
mm
Độ
Z=3
b= 63
da = 148,4
mm
mm
N
N
kw
Tính tốn thiết kế bộ truyền bánh răng.
Chọn vật liệu:
Theo bảng 6.1 trang 92 sách tính tốn thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí tập 1 ta
chọn vật liệu như sau:
+
Bánh răng nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241…285
Chọn độ cứng HB = 240
Giới han bền σb1 = 850 (MPa)
Giới hạn chảy σch1 = 580 (MPa)
+
Bánh răng lớn: Thép 45 thường hoá đạt độ rắn HB 170…217.
Chọn độ cứng HB = 215
Giới han bền σb2 = 600 (MPa)
Giới hạn chảy σch2 = 340 (MPa)
2.
a.
Xác định ứng suất cho phép
Ứng suất tiếp cho phép.
] = ZR ZV. KxH.KHL
H
[σ
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.
KH : Hệ số tuổi thọ xét đến thời gian phục vụ và chế độ tải trọng của bộ
truyền.
Do tính tốn sơ bộ nên ta chọn ZR.Zv.KxH = 1
⇒
+
+
+
=.
là ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở
SH là hệ số an tồn khi tính về tiếp xúc
Theo bảng 6.2 trang 69 sách tính tốn thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí tập 1
Ta có
= 2.HB +70
SH = 1,1
Chọn độ rắn bánh răng nhỏ HB1 =240 ; độ rắn bánh răng lớn HB2 = 210
⇒
⇒
= 2.HB1 +70 = 2.240 +70 = 550 (MPa)
= 2.HB2 +70 = 2.215 +70 = 500 (MPa)
Ta có số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc
NHO = 30.
NHO1 = NHO = 30. = 30.2402,4 =1,54.107
NHO2 = NHO = 30.= 30.2152,4 =1,18.107
Ta lại cósố chu kì thay đổi ứng suất tương đương
NHE =60.c.
⇒
NHE2 = 60.c.
= 60.1..14000.(13. + 0,72 3. ) = 3,5.107
Do đó hệ số tuổi thọ KHL2 = 1
Tương tự ta có NHE1 NHO1 ⇒ KHL1
Vậy ứng suất tiếp xúc cho phép
NHO2
⇒
⇒
[σH]1 = .1= 500 (MPa)
[σH]2 = .1= 454,5 (MPa)
Với phân đơi cấp nhanh
Do đó
b.
=
= = 477,25 (Mpa)
Ứng suất uốn cho phép.
[σF] = YR .YS.KxF KFC.KFL
Trong đó:
+
+
+
+
-
KFC: Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải. Với bộ truyền quay 1 chiều KFC = 1
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
Chọn sơ bộ YR.YS.KxF = 1
⇒ [σF] =
+ Theo bảng 6.2 trang 69 sách tính tốn thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí
tập 1 ta có = 1,75
+ Tính ứng suất uốn cho phép với chu kỳ cơ sở
=1,8HB
⇒
⇒
+
+
= 1,8.250 = 432 (MPa)
= 1,8.215 = 387 (MPa)
Hệ số ảnh hưởng =1
Hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng
bộ truyền
KFL=
với mF =6
Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn = 4.106 .
Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương
60.c.
60.c.
⇒ = 60.1.14000.( 16. + 0,726. ) = 2,82. 107 > NFO
Do đó KFL2 =1
Tương tự ta có > NFO ⇒ KFL1 =1
Ta có
⇒ [σF]1 =.1= 246,8 ( MPa)
⇒ [σF]2 = .1= 221,14 ( MPa)
c.
Ứng suất quá tải cho phép.
[σH]max = 2,8. σch2 = 2,8. 340 = 952 ( MPa)
[σF1]max = 0,8. σch1 = 0,8. 580 = 464 ( MPa)
[σF2]max = 0,8. σch2 = 0,8. 340 = 272 (MPa)
3.
a.
•
Tính tốn cấp nhanh bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng.
Xác định thông số cơ bản của bộ truyền.
Công thức xác định sơ bộ khoảng cách trục của bộ truyền răng trụ thẳng như
sau
= Ka.(u+1)
Trong đó:
-
u = u1 = 5,891
T: Là mơ men xoắn trên trục bánh chủ động
T = = = 76468,8 (N.mm)
Ka: Hệ số phụ thuộc vào vật liệu làm cặp bánh răng: Theo bảng 6.5 trang 96
sách tính tốn thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí tập 1 ta có ka = 43 (Mpa)1/3
Theo bảng 6.6 trang 67 sách tính tốn thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí tập 1
ta chọn
KHβ: Hệ số tính đến sự phân bố khơng đều tải trọng trên chiều rộng bánh răng
khi tính về tiếp xúc :
Ta có
= 0,5..(u1+1) = 0,5.0,3.(5,891+1) = 1,034 .Tra bảng 6.7 trang 98 sách tính
tốn thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí tập 1 và bằng phương pháp nội suy ta
chọn KHβ = 1,1625
Thay số vào công thức ta có
=43.(5,891+1). = 179,105 (mm)
Vậy ta chọn sơ bộ aω = 180 (mm)
b.
-
Xác định thông số ăn khớp.
Môđum của bánh răng thẳng được tính như sau:
m = (0,01 ÷ 0,02).aω = (0,01 ÷ 0,02).18 =1,8 ÷ 3,6
Theo bảng 6.8 trang 99 sách tính tốn thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí tập 1
ta chọn m = 2 (mm).
-
Chọn sơ bộ góc = 400 ⇒ cos = 0,766
Số răng trên bánh răng nhỏ và bánh răng lớn lần lượt là Z1và Z2 ta có :
Z1== = 20,009
Chọn Z1 = 20 răng
⇒ Z2 = U. Z1 =5,891.16 = 117,82 chọn Z2 =118 răng
-
c.
•
Tỉ số truyền thật là u = = 5,9
Tính lại góc
Cos = = = 0,767 ⇒ = 39,94
Góc nằm trong giá trị cho phép
Tính lại khoảng cách trục aw = = = 179,92 (mm)
kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc
Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc
=.
Trong đó:
-
ZH: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc.
ZH=
+
Góc : Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở
tan= cos.tan
Ta chọn
⇒
== arctan = arctan = 25,387
⇒
⇒
tan= cos(25,387).tan(39,94) = 0,756
= 37,106
Thay số vào ta có
-
ZH = = =1,435
ZM: Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp.
Theo bảng 6.5 trang 96 sách tính tốn thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí tập
1 ta chọn ZM = 274 ( MPa)1/3
-
Ta có = . aw = 0,3.179,92 = 53,976 (mm)
: Hệ số kể đên sự trùng khớp của răng.
=
vì 1
Hệ số trùng khớp dọc được tính theo:
= = =5,518 ⇒ 1
+ =[1,88-3,2].cos= 1,3
⇒ = = = 0,88
Đường kính vịng chia của bánh chủ động.
+
-
dw1= = = 52,15 (mm)
V1 = =1,326 (m/s)
Theo bảng 6.13 trang 106 sách tính tốn thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí tập 1
ta dùng cấp chính xác 9
-
KH: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc.
KH = KHβ. KHα. KHv
+
+
Theo bảng 6.14 trang 107 sách tính tốn thiết kế hệ thống dẫn động cơ
khí tập 1 với cấp chính xác 9 ta có KHα=1,13
Ta có: KHv= 1+
= H.0.V.= 0,002.73.1,326. = 1,069
Theo bảng 6.15 trang 107 và bảng 6.16 trang 107 sách tính tốn thiết kế hệ
thống dẫn động cơ khí tập 1 ta có lần lượtH = 0,02 và 0 = 73
Thay số vào ta có: KHv=1+= 1,015
⇒
KH = KHβ. KHα. KHv =1,1625.1,13.1,015=1,33
Ta có
=.
⇒
•
= . = 440,5 (MPa)
Tính chính xác
= Zv.ZR.KXH = 477,25.1.0,95.1= 453,3875 (MPa)
-
Tính ZR: Với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp
Ra
-
xúc là 8, khi đó cần gia cơng đạt độ nhám
= 2,5…1,25µm,
Tính ZV: Với V = 1,326 (m/s) < 5 (m/s), ZV =1
KxH : Với da < 700 (mm), KxH = 1
⇒
ZR = 0,95
Ta thấy thỏa mãn giữ nguyên kết quả. Vậy bánh răng thỏa mãn điều kiện về
tiếp xúc
d.
•
Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
Ứng suất uốn sinh ra tại chân răng tính theo cơng thức
= ≤
=. ≤
Trong đó:
T = 76468,8 (N.mm)
m = 2 (mm)
= 53,976 (mm)
dw1 = 52.15 (mm)
: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.
Với : Hệ số trùng khớp ngang, = 1,736
⇒
= 0,576
: Hệ số kể đến độ nghiêng của răng.
+
-
= 1 = 1 = 0,715
-
YF1, YF2: Lần lượt là hệ số dạng răng của bánh 1 và 2, phụ thuộc vào số răng
tương đương zv1, zv2 và hệ số dịch chỉnh
⇒ zv1 = 44,5
⇒ zv2 = 262,54
+ Tra bảng 6.18 trang 109 sách tính tốn thiết kế hệ thống dẫn động
cơ khí tập 1 bằng phương pháp nội suy ta được:
YF1 = 3,675
-
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 ta có KFβ = 1,3425
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 trang 107 sách tính
tốn thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí tập 1, với cấp chính xác 9 và
v < 5 (m/s) ta có
KFα = 1,37
+
KFv: Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi
tính về uốn:
KFv = 1
+
Với = F.0.v.
Trong đó:
v =1,326 (m/s)
: Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng 1 và 2.
0
Tra bảng 6.16 trang 107, với m < 3,35, cấp chính xác 9 ⇒ o = 73
δF: Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp.
Tra bảng 6.15 trang 107 sách tính tốn thiết kế hệ thống dẫn động
cơ khí tập1 ta được:
δF = 0,006
⇒
= 0,006.73.1,326. = 3,21
Thay số vào ta có:
⇒
KFv = 1+ = 1,04
KF = KFβ. KFα. KFv = 1,3425.1,37.1,04 =1,887
Vậy
⇒
σF1=
= = 77,587 (MPa)
Ta lại có:
⇒
•
σF2 = σF1. = = 76 (MPa)
Tính chính xác [σF1], [σF2]
[σF] =
-
Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất
YS = 1,08 – 0,0695ln(m) = 1,08 – 0,0695ln(2) = 1,032
-
Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám
=1
-
Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn
KxF = 1 ứng với da < 400 (mm)
⇒
⇒
[σF1] = 246,8.1.1,032. 1 = 254,7 (MPa)
[σF2] = 221,14. 1.1,032. 1 = 228,22 (MPa)
Dễ dàng thấy σF2 và
e.
f.
nên thỏa mãn điều kiện uốn
Kiểm nghiệm răng về quá tải.
- Hệ số quá tải Kqt = = 1,68
- σHmax = σH. = 440,5. = 570,9 < [σH]max = 952 (MPa)
- σF1max = σF1. Kqt =77,587.1,68 = 130,35 < [σF1]max = 464 (MPa)
- σF2max = σF2. Kqt =76. 1,68 = 127,68 < [σF2]max = 360 (MPa)
⇒ Thỏa mãn điều kiện về quá tải
Kết luận : Các thơng số và kích thước bộ truyền
- Khoảng cách trục:
aw = 179,92 (mm)
- Mu đum pháp
n=2
- Chiều rộng vành răng:
bw = 53,976 (mm)
- Tỉ số truyền:
u1 = 5,9
- Góc nghiêng của răng:
β = 39,94
- Số răng:
z1 = 20
z2 = 118
- Dịch chỉnh:
x1 = 0
x2 = 0
- Đường kính vịng chia:
+ d1 = = = 52,17 (mm)
+ d2 = = = 307,7 (mm)
- Đường kính vịng lăn:
+ dw1= = = 52,15 (mm)
+ dw2 = dw1.u = 52,15. 5,9 = 307.685 (mm)
- Đường kính đỉnh răng:
+ da1 = d1 + 2.m = 52,17+ 2.2 = 56,17 (mm)
+ da2 = d2 + 2.m = 307,7 + 2.2 = 311,7 (mm)
- Đường kính đáy răng:
+ df1 = d1 – 2,5.m = 52,17– 2,5.2 = 47,17 (mm)
+ df2 = d2 – 2,5.m = 307,7 – 2,5.2 = 302,7 (mm)
-
Đường kính vịng cơ sở:
db1= d1.cos = 52,17.cos200 = 49 (mm)
db2= d2.cos = 307,7. cos200 = 289,14 (mm)
- Góc profil gốc: = 200
- Góc profil răng: = 250 23’
- Góc ăn khớp: = 250 23’
Tính tốn bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng.
Xác định thông số cơ bản của bộ truyền.
Công thức xác định sơ bộ khoảng cách trục của bộ truyền răng trụ thẳng như
sau
+
+
4.
a.
•
= Ka.(u+1)
Trong đó:
-
-
u = u2 = 4,317
: Là mơ men xoắn trên trục bánh chủ động
= T2 = (N.mm)
Ka: Hệ số phụ thuộc vào vật liệu làm cặp bánh răng: Theo bảng 6.5 trang 96
sách tính tốn thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí tập 1 ta có ka = 49,5
(Mpa)1/3
Theo bảng 6.6 trang 67 sách tính tốn thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí tập 1
ta chọn
KHβ: Hệ số tính đến sự phân bố khơng đều tải trọng trên chiều rộng bánh răng
khi tính về tiếp xúc :
Ta có
= 0,5..(u1+1) = 0,5.0,3.(4,317+1) = 0,8 .Tra bảng 6.7 trang 98 sách tính tốn
thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí tập 1 và bằng phương pháp nội suy ta chọn
KHβ = 1,02
Thay số vào cơng thức ta có
= 49,5.(4,317+1). = 386,9 (mm)
Vậy ta chọn sơ bộ aω = 387 (mm)
b.
-
Xác định thông số ăn khớp.
Môđum của bánh răng thẳng được tính như sau:
m = (0,01 ÷ 0,02).aω = (0,01 ÷ 0,02).387 = 3,87 ÷ 7,74
Theo bảng 6.8 trang 99 sách tính tốn thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí tập 1
ta chọn m = 5 (mm).
-
Số răng trên bánh răng nhỏ và bánh răng lớn lần lượt là Z1và Z2 ta có :
Z1=== 29,11
Chọn Z1 = 29 răng
⇒ Z2 = U. Z1 = 4,317.29 = 125,2 chọn Z2 =125 răng
-
Tỉ số truyền thật là u = = 4,31
Tính lại khoảng cách trục aw = = = 385 (mm)
Do aw tính lại nhỏ hơn aw chọn sơ bộ nên ta thực hiện bước dịch chỉnh
-
Xác định hệ số dịch chỉnh
Hệ số dịch tâm y và hệ số ky
+
y - 0,5(Z1 + Z2)
- 0,5.154 = 0,4
ky = = = 2,6
+
+
+
+
+
c.
•
Theo bảng 6.10a trang 101 sách tính tốn thiết kế hệ thơng dẫn động
cơ khí tập 1 ta chọn kx= 0,048
Hệ số giảm đỉnh răng
= = = 0,0074
Tổng hệ số dịch chỉnh
xt = y + = 0,4+ 0,0074 =0,4074
Các hệ số dịch chỉnh bánh 1 và bánh 2
x1=0,5. = 0,5.[ 0,4074 ]= 0,079
x2 = xt - x1 = 0,4074 – 0,079 = 0,33
Góc ăn khớp
cos = = = 0,935
⇒ =200 47’
kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc
Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc
=.
Trong đó:
-
ZH: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc.
ZH =
Góc : Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở
Do là bánh răng trụ răng thẳng nên = 00
tan= cos.tan
Ta chọn ⇒ = arctan = arctan = 200
0
⇒ tan= cos(20 ).0 = 0
⇒ =0
Thay số vào ta có
ZH = = =1,74
ZM: Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp.
+
-
Theo bảng 6.5 trang 96 sách tính tốn thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí tập
1 ta chọn ZM = 274 ( MPa)1/3
-
Ta có = . aw = 0,3.387 = 116,1 (mm)
: Hệ số kể đên sự trùng khớp của răng.
=
vì = 1
Hệ số trùng khớp dọc = 1
+ = [1,88-3,2].cos= 1,744
⇒ = = = 0,76
Đường kính vịng chia của bánh chủ động.
+
-
dw1 = = = 145,76 (mm)
V1 = = 0,63 (m/s)
Theo bảng 6.13 trang 106 sách tính tốn thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí tập 1
ta dùng cấp chính xác 9
-
KH: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc.
KH = KHβ. KHα. KHv
+
+
Theo bảng 6.14 trang 107 sách tính tốn thiết kế hệ thống dẫn động cơ
khí
tập 1 với cấp chính xác 9 ta có KHα=1,13
Ta có: KHv= 1+
= H.0.V.= 0,006.82.0,63. = 2,94
Theo bảng 6.15 trang 107 và bảng 6.16 trang 107 sách tính tốn thiết kế hệ
thống dẫn động cơ khí tập 1 ta có lần lượtH= 0,006 và 0=82
Thay số vào ta có: KHv=1+= 1,023
⇒
KH = KHβ. KHα. KHv =1,02.1,13.1,023=1,18
Ta có
=.
⇒
•
= . = 377,1 (MPa)
Tính chính xác
= Zv.ZR.KxH = 477,25.1.0,95.1= 453,3875 (MPa)
-
-
Tính ZR: Với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp
xúc là 8, khi đó cần gia cơng đạt độ nhám
Tính ZV: Với V = 0,63 (m/s) < 5 (m/s), ZV =1
KxH : Với da < 700 (mm), KxH = 1
Ra
= 2,5…1,25µm,
⇒
ZR = 0,95
Ta thấy thỏa mãn giữ nguyên kết quả. Vậy bánh răng thỏa mãn điều kiện về
tiếp xúc
d.
•
Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
Ứng suất uốn sinh ra tại chân răng tính theo cơng thức
= ≤
=. ≤
Trong đó:
T = 918767,88 (N.mm)
m = 5 (mm)
= 116,1 (mm)
dw1 = 145,76 (mm)
: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.
Với : Hệ số trùng khớp ngang, = 1,744
⇒
= 0,573
: Hệ số kể đến độ nghiêng của răng.
+
-
= 1 do = 00
-
YF1, YF2: Lần lượt là hệ số dạng răng của bánh 1 và 2, phụ thuộc vào số răng
tương đương zv1, zv2 và hệ số dịch chỉnh
⇒ zv1 = = = 29
⇒ zv2= = = 225
+ Tra bảng 6.18 trang 109 sách tính tốn thiết kế hệ thống dẫn động
cơ khí tập 1 bằng phương pháp nội suy ta được:
YF1 = 3,73
-
YF2 = 3,54
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 ta có KFβ = 1,03
KFα: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng
đồng thời ăn khớp khi tính về uốn, tra bảng 6.14 trang 107 sách tính
tốn thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí tập 1, với cấp chính xác 9 và
v < 5 (m/s) ta có
KFα = 1,37
+
KFv: Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi
tính về uốn:
KFv = 1
+
Với = F.0.v.
Trong đó:
v =0,63 (m/s)
: Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng 1 và 2.
0
Tra bảng 6.16 trang 107, với m < 3,35, cấp chính xác 9 ⇒ o = 82
δF: Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp.
Tra bảng 6.15 trang 107 sách tính tốn thiết kế hệ thống dẫn động
cơ khí tập1 ta được:
δF = 0,016
⇒
= 0,016.82.0,63. = 7,83
Thay số vào ta có:
⇒
KFv = 1+ = 1,05
KF = KFβ. KFα. KFv = 1,03.1,37.1,05 =1,48
Vậy
⇒
σF1=
= = 85,87 (MPa)
Ta lại có:
⇒
•
σF2 = σF1. = = 90,48 (MPa)
Tính chính xác [σF1], [σF2]
[σF] =
-
Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất
YS = 1,08 – 0,0695ln(m) = 1,08 – 0,0695ln(5) = 0,968
-
Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám
=1
-
Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn
KxF = 1 ứng với da < 400 (mm)
⇒
⇒
[σF1] = 246,8.1.0,968. 1 = 238,9 (MPa)
[σF2] = 221,14. 1.0,968. 1 = 214,1(MPa)
Dễ dàng thấy σF2 và
e.
f.
Kiểm nghiệm răng về quá tải.
- Hệ số quá tải Kqt = = 1,68
- σHmax = σH. =377,1. = 488.8< [σH]max = 952 (MPa)
- σF1max = σF1. Kqt =85,87.1,68 = 144,26 < [σF1]max = 464 (MPa)
- σF2max = σF2. Kqt = 90. 1,68 = 151,2 < [σF2]max = 360 (MPa)
⇒ Thỏa mãn điều kiện về quá tải
Kết luận : Các thơng số và kích thước bộ truyền
- Khoảng cách trục:
aw = 387 (mm)
- Mu đum pháp
m=5
- Chiều rộng vành răng:
bw = 116,1 (mm)
- Tỉ số truyền:
u1 = 4,31
- Góc nghiêng của răng:
β =0
- Số răng:
z1 = 29
z2 = 125
- Dịch chỉnh:
x1 = 0,079
x2 = 0,33
- Đường kính vịng chia:
+ d1 = = = 145 (mm)
+ d2 = = = 625 (mm)
- Đường kính vịng lăn:
+ dw1= = = 145,76 (mm)
+ dw2 = dw1u = 52,15. 5,9 = 628.24 (mm)
- Đường kính đỉnh răng:
+ da1 = d1 + 2.(1+x1 -)m = 116 + 2.(1+ 0,079 - 0,0074).4 = 153,57 (mm)
+ da2 = d2 + 2.(1+x1 -)m = 500 + 2(1+ 0,33 - 0,0074).4 = 635,58 (mm)
- Đường kính đáy răng:
+ df1 = d1 – (2,5- 2x1) m = 116– (2,5-2.0,079).4 = 133,29 (mm)
+ df2 = d2 –( 2,5- 2x2) m = 500 – (2,5- 2.0,33).4 = 615,8 (mm)
-
Đường kính vịng cơ sở:
db1= d1.cos = 145.cos200 = 136,25 (mm)
db2= d2.cos = 625. cos200 = 587,3 (mm)
- Góc profil gốc: = 200
- Góc profil răng: = 200
- Góc ăn khớp: = 200 47’
Thiết kế trục.
Chọn và tính tốn các thông số ban đầu của trục.
Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 thường hóa có
Độ cứng HB = 200
Giới hạn bền = 850 (MPa)
Giới hạn chảy = 340 (MPa)
+
+
IV.
1.
a.
nên thỏa mãn điều kiện uốn
[τ ]
-
Ứng suất xoắn cho phép
= 15…30 (MPa) chọn
Tính sơ bộ đường kính các trục.
Đường kính trục I
-
Chọn
= 20 (MPa)
d1 = = = 33,69 (mm)
Lấy d1 = 35 (mm)
Đường kính trục II
-
[τ ]
Chọn
= 15 (MPa)
d2 = = = 67,4 (mm)
Lấy d2 = 70 (mm)
Đường kính trục III
b.
2.
-
-
= 20 (MPa)
[τ ]
[τ ]
[τ ]
Chọn
= 25 (MPa)
d3 = = = 88,9 (mm)
Lấy d3 = 90 (mm)
Do lắp bánh đai lên đầu vào của trục I nên khơng cần quan tâm đến đường
kính trục động cơ điện
Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực.
Theo bảng 10.2 trang 189 sách tính tốn thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí
tập 1 ta chọn:
Chiều rộng ổ lăn tương ứng là
b01 = 21
b02 = 35
b03 = 43
Chiều dài mayơ bánh răng trên trục II:
+ lm = (1,2…1,5).d2 = (1,2…1,5).70 = 84…105 (mm)
Chọn lm22 = lm24 = 85 ( mm) , lm23 = 105 (cho phù hợp với bề rộng bánh
răng)
-
-
-
Chiều dài mayơ bánh răng và nửa khớp nối trên trục III:
+ lm31 = (1,2…1,5).d3 = (1,2…1,5).90 = 108 …135(mm)
Chọn lm31= 130
+ lmkn = (1,4…2,5).d3 = (1,4…2,5).90 = 126…225
Chọn lmkn = 197
Chiều dài mayơ bánh răng và bánh đai trên trục I:
+ lm = (1,2…1,5).d1 = (1,2…1,5).35 = 42…52,5 (mm)
Chọn lmbđ = 45 (mm),
lm12 = 50 (mm),
lm13 = 50 (mm)
Theo bảng 10.3 trang 189 (sách tính tốn… tập 1) ta có các khoảng cách sau:
+
Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của
+
hộp, chọn k1 = 10
Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp, chọn k2 = 12
+
-
Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ, chọn k 3 =
15
+
Khoảng cách giữa các chi tiết quay, chọn k4 = 10
+
Chiều cao nắp ổ cà đầu bulông, chọn hn = 16
Xác định chiều dài giữa các ổ và sơ đồ khoảng cách trục II:
Khoảng cách từ gối đỡ 0 đến bánh răng trụ thứ nhất:
l22 = 0,5.(lm22 + b02) + k1 + k2 = 0,5.(85 + 35)+10+12= 82 (mm).
Khoảng cách từ gối đỡ 0 đến bánh răng trụ thứ hai:
l23 = l22 + 0,5.(lm22 + lm23) + k1 = 82 + 0,5.(85 + 95) + 10 =187 (mm).
Khoảng cách từ gối đỡ 0 đến bánh răng trụ thứ ba:
l24 = 2.l23 - l22 = 2.182 - 82 = 292 (mm).
Khoảng cách giữa hai gối đỡ 0 và 3:
l21 = 2.l23 = 2.182= 374 (mm).
