Đồ án công nghệ tự động máy theo dây chuyền trong sản xuất, nguyên lý máy và chi tiết máy
Bạn đang xem bản rút gọn của tài liệu. Xem và tải ngay bản đầy đủ của tài liệu tại đây (531.86 KB, 60 trang )
Lời nói đầu
Khoa học kỹ thuật là nền tảng cho sự phát triển vượt bậc của thế giới nói chung cung
nh của nước ta nói riêng!
Thời địa của chúng ta đang sống,cũng nh tương là thời đại của khọc kỹ thuật,ở đó
con người với sự hỗ trợ của khoa học kỹ thuật mà có cuộc sống ngày càng đầy đủ
cũng nh các tiện nghi khác nữa. Khoa học kỹ thuật ngày nay đang phát triển nh vũ
bão, mang lại những lợi Ých cho con người về tất cả những lĩnh vực tinh thần và vật
chất.
Nước ta đang phấn đấu là nước công nghiêp vào năm 2020,để thực hiện được mục
tiêu đó thì phảI phát triển khoa học kỹ thuật, phát triển theo hướng bền vững và có
chiều sâu, do đó cần phát triển yếu tố con người là quan trọng nhất!
Muốn thực hiện được điều đó một trong những ngành cần quan tâm phát triển nhất
đó là ngành cơ khí chế tạo máy vì ngành cơ khí chế tạo máy đóng vai trò quan trọng
trong việc sản xuất ra các thiết bị công cụ cho mọi ngành kinh tế quốc dân. Để thực
hiện việc phát triển ngành cơ khí cần đẩy mạnh đào tạo đội ngũ cán bộ kỹ thuật có
trình độ chuyên môn cao, đồng thời phải đáp ứng được các yêu cầu của công nghệ
tiên tiến, công nghệ tự động hoá theo dây truyền trong sản xuất .
Nhằm thực hiện mục tiêu đó, chúng Em là sinh viên trường Đại Học Kỹ Thuật
Công Nghiệp - Thái Nguyên nói riêng và những sinh viên của các trường kỹ thuật nói
chung trong cả nước luôn cố gắng phấn đấu trong học tập và rèn luyện, trau dồi
những kiến thức đã được dạy trong trường để sau khi ra trường có thể đóng góp một
phần trí tuệ và sức lực của mình vào công cuộc đổi mới của đất nước trong thế kỷ mới
.
Qua đồ án này Em đã tổng hợp được nhiều kiến thức chuyên môn, giúp Em hiểu rõ
hơn những công việc của một kỹ sư tương lai. Song với những hiểu biết còn hạn chế
cùng với kinh nghiệm thực tế chưa nhiều nên đồ án của Em không tránh khỏi những
thiếu sót. Em rất mong được sự chỉ bảo của các thầy trong bộ môn Nguyên Lý Máy .
Chi Tiết Máy và các Thầy Cô giáo trong khoa để đồ án của Em được hoàn thiện hơn .
Cuối cùng Em xin chân thành cảm ơn sự quan tâm chỉ bảo của các Thầy Cô trong
khoa và bộ môn Nguyên Lý Máy và Chi Tiết Máy trường Đại Học Kỹ Thuật Công
Nghiệp và đặc biệt là sự hướng dẫn tận tình của cô giáo : Bùi Thanh Hiền
Ngày tháng năm 2009
Sinh viên : ĐÆng Văn Uý
- 1 -
MỤC LỤC
TÀI LIỆU THAM KHẢO
[1] . Nguyễn Trọng Hiệp :
CHI TIẾT MÁY , tập 1 và tập 2
Nhà suất bản Giáo dục , Hà Nội 1999
[2] . Nguyễn Bá Dương, Nguyễn Văn Lẫm , Hoàng Văn Ngọc , Lê Đắc Phong
TẬP BẢN VẼ CHI TIẾT MÁY
Nhà xuất bản Đại học và Trung học chuyên nghiệp , 1978
[3] . Trịnh Chất , Lê Văn Uyển :
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ , tập 1 và tập 2
Nhà xuất bản Giáo dục , 1999
PHẦN 1
TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
Ι . CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN :
- 2 -
1 . Chọn kiểu loại động cơ điện :
ở đây ta chọn loại động cơ điện 3 pha không đồng bộ roto lồng sóc vì những lý
do sau :
- Kết cấu ,dễ bảo quản, làm việc tin cậy
- Có thể mắc trực tiếp vào lưới điện công nghiệp
- Gía thành tương đối thấp và dễ kiếm
- Hiệu suất và hệ số công suất không cần cao.
2. Chọn công suất :
Công suất của động cơ được chọn theo điều kiện nhiệt độ, đảm bảo cho động cơ làm
việc mà nhiệt độ sinh ra không quá mức cho phép .
Muốn vậy : P
đm
≥
P
ct
Vì tải trọng không đổi nên ta có:
P
dc
lv
=
P
dc
dt
Ta có :
)(925,8
1000
05,1.8500
1000
.
KW
vF
t
ct
lv
P
===
Do có ma sát nên công suất từ động cơ truyền đến băng tải bị hao mòn khi đi qua bộ
truyền đai ,hai cặp bánh răng trong hộp giảm tốc ,bốn ổ lăn và khớp nối trục .Do đó
hiệu suất chung của hệ là:
ηηηηη
dobrk
42
=
Trong đó:
d
η
: Hiệu suất bộ truyền đai
br
η
: Hiệu suất của một cặp bánh răng ăn khớp
o
η
: Hiệu suất của một cặp ổ lăn
k
η
: hiệu suất của khớp nối
Tra hi u su t trong b ng: “Tr s hi u su t c a các lo i b truy n v ”ệ ấ ả ị ố ệ ấ ủ ạ ộ ề à ổ ta
c: đượ
Bộ truyền đai Bánh răng trụ ổ lăn Khớp nối
η
0,95 0,97 0,99 1
η
⇒
=1. 0,97
2
. 0,99
4
. 0,95 = 0,85
⇒
công suất làm việc của động cơ là:
5,10
85,0
925,8
===
η
P
P
ct
lv
dc
lv
(Kw)
⇒
)(5,10 kw
P
dc
ct
=
⇒
)(5,10 kw
P
dc
dm
≥
3.Chọn số vòng quay:
a. số vòng quay trên trục công tác :n
ct
n
ct
=
)/(16,50
400.14,3
05,1.10.60.10.60
33
phvg
D
V
==
π
Trong đó:
V là vận tốc băng tải ( m/s)
D là đường kính tang băng tải (mm)
- 3 -
số vòng quay sơ bộ của động cơ: n
sb
=n
ct
.u
h
.u
d
trong đó : u
h
tỷ số truyền trung bình của hộp giảm tốc
u
d
tỷ số truyền của bộ truyền đai
tra bảng “ tỷ số truyền nên dùng cho các bộ truyền trong hệ’’ ta chọn:
u
h
=15 ;u
d
=2
số vòng quay sơ bộ của động cơ :
n
sb
= n
ct
.u
h
.u
d
=50,16 . 15. 2=1504(vg/ph)
Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ: n
đb
=1500(vg/ph)
Với P
đc
≥10,5(kw) và n
đb
=1500(vg/ph) theo bảng “ các thông số cơ bản của động cơ
điện DK’’ ta dùng động cơ điện 4A160S4Y3
Bảng thông số kỹ thuật của động cơ điện 4A160S4Y3:
Ký hiệu
Công
suất
P(kw)
n(vg/ph)
η(%) cosϕ
dn
K
T
T
T
max
/T
d
n
4A160S4Y3 15 1460 89 0,88 1,4 2,2
4.Kiểm tra mở máy và quá tải
a. Kiểm tra điều kiện mở máy theo điều kiện
PP
dc
bd
dc
mm
≥
với
)(214,1.15. kw
T
T
PP
dn
k
dc
dm
dc
mm
===
)(8,166,1.5,10. kw
k
PP
bd
dc
lv
dc
bd
===
Ta thấy
PP
dc
bd
dc
mm
>
⇒
máy mở an toàn
b.Kiểm tra quá tải:
Với tải không thay đổi không cần kiểm tra quá tải.
II.PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
Tỷ số truyền chung của hệ thống là:
Σ
U
=
30
16,50
1500
==
n
n
ct
dc
Mà
Σ
U
=u
h
.u
đ
u
h
tỷ số truyền trung bình của hộp giảm tốc
u
d
tỷ số truyền của bộ truyền đai
Ta có:
hdng
uuu )75,07,0(
÷==
12,273,1)1,015,0(
÷=÷=⇒
Σ
uu
d
Vì vậy ta chọn u
d
=2
⇒
u
h
=
15
2
30
==
Σ
u
d
U
Ta có :u
h
=u
1
.u
2
- 4 -
Vì đây là hộp giảm tốc đồng trục nên: u
1
=u
2
=
h
u
=
87,315
=
II.Xác định các thông số trên các trục:
1.Tốc độ quay:
. n
đc
=1500 (vg/ph)
. n
I
=
)/(750
2
1500
phvg
u
n
d
dc
==
.n
II
=
)/(8,193
87,3
750
1
phvg
u
n
I
==
.n
III
=
)/(1,50
87,3
8,193
2
phvg
u
n
II
==
.n
ct
=
)/(1,50
1
1,50
phvg
u
n
k
III
==
2.Công suất danh nghĩa trên các trục:
P
đc
=
P
dc
lv
=10,5 (kw)
P
I
=
)(88,999,0.95,0.5,10 kw
do
dc
lv
P
==
ηη
P
II
=
)(48,999,0.97,0.88,9 kw
obr
I
P
==
ηη
P
III
=
)(1,999,0.97,0.48,9 kw
obr
II
P
==
ηη
P
IV
=
)(91.99,0.1,9 kw
ok
III
P
==
ηη
3.Momen xoắn trên các trục:
T
đc
=
).(66850
1500
5,10.10.55,9
.10.55,9
6
6
mmN
n
P
dc
dc
==
T
I
=
).(125805
750
88,9.10.55,9
.10.55,9
6
6
mmN
n
P
I
I
==
T
II
=
).(467152
8,193
48,9.10.55,9
.10.55,9
6
6
mmN
n
P
II
II
==
T
III
=
).(1734631
1,50
1,9.10.55,9
.10.55,9
6
6
mmN
n
P
III
III
==
T
IV
=
).(1715569
1,50
9.10.55,9
.10.55,9
6
6
mmN
n
P
iV
IV
==
Bảng thống kê thông số:
Lập bảng thông số khi làm việc
Thông sè
Tỷ số truyền Công suất Số vòng quay Mômen xoắn
- 5 -
Trục
u P(kw) n(v/ph) T(Nmm)
Động cơ
2
10,05 1500 66850
Trục I 9,88 750 125805
3,87
TrụcII 9,48 193,8 467152
3,87
Trục III 9,1 50,1 1734631
1
Trục IV 9 50,1 1715659
PHẦN 2
THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN CƠ KHÍ
CHƯƠNG I : THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI
1.Chọn loại đai:
Yêu cầu:Do truyền chuyển động từ động cơ vào hộp giảm tốc nên phải chịu vận tốc
lớn .Vì vậy ta chọn đai dẹt với ưu điểm mềm dẻo, dễ uốn ,có thể giảm được đường
kính bánh đai và tăng được vận tốc, giá thành hạ
Vì điều kiện làm việc cao, thời gian phục vụ dài ta chọn loại đai vải cao su ,có giới
hạn bền tương đối cao, có thể làm việc với vận tốc cao.
2. Xác định các thông số của bộ truyền .
-Đường kính bánh đai nhỏ:
3
1
1
).(
4,62,5
d
T
d
÷=
Với T
d1
=T
dc
=
1504
5,10.10.55,9
.10.55,9
6
6
=
dc
dc
n
P
=66672(N.mm)
⇒
)().(
5,2599,210
66672
4,62,5
3
1
mm
d
÷
=÷=
đối chiếu với dãy tiêu chuẩn ta chọn d
1
=250(mm)
-Đường kính bánh đai lớn:
( )
ε
−
=
1
1.
2
dUd
d
ε
:hệ số trượt,ta chọn
01,0
=
ε
495)01,01.(250.2
2
=−=⇒
d
(mm)
Chọn d
2
=500(mm)
⇒
tỷ số truyền thực tế :
( ) ( )
02,2
01,01.250
500
1.
1
2
=
−
=
−
=
ε
d
d
u
t
- 6 -
Sai lệch tỷ số truyền:
%4%1%100.
2
202,2
%100. <=
−
=
−
=∆
d
dt
u
uu
u
(thoả mãn)
-Khoảng cách trục:
a
≥
(1,5
÷
2).(d
1
+ d
2
) =(1,5
÷
2).(250+500)=1125
÷
1500 (mm)
chọn a=1500 (mm) vì đây là bộ truyền có vận tốc trung bình
-Chiều dài đai: L=2a+
( ) ( )
a
dddd
42
.
2
1221
−
+
+
ππ
=2.1500+
)(8,4210
1500.4
)250500(
2
)500250(
.14,3
2
mm
=
−
+
+
Đây là đai cao su nên ta cộng thêm 100
÷
400 (mm)
Vì thế có thể lấy L=4500(mm)
Do yêu cầu về tuổi thọ nên: i=v/L
≤
i
max
Với : v =
)/(7,19
60000
1504.250.14,3
60000
1
sm
nd
I
==
π
(vận tốc dây đai)
Số lần uốn của đai trong 1 giây: i=v/L=19,7/4,5 =4,37 (1/s)
)/1(5 3
max
s
i
=≤
⇒
(thoả mãn)
-Góc ôm của bánh đai nhỏ:
00
0
0
0
12
0
1
1505,170
1500
57).250550(
180
57).(
180
>=
−
−=
−
−=
a
dd
α
150
0
là góc ôm tối thiểu của đai cao su
-Chiều dầy đai:Theo bảng “tỷ số của chiều dầy đai và đường kính bánh đai nhỏ ” bảng
4.8 nên dùng
)(25,6
40
250
4040
1
1
1
max
max
mm
d
d
===⇒=
δ
δ
Theo bảng 4.1 ta chọn chiều dày đai theo tiêu chuẩn va lấy
mm25,6
=
δ
Theo bảng 4.6 ta chọn loại đai 5 lớp, không có lớp lót, chiều rộng đai từ b=20
÷
250
ứng suất có Ých cho phép xác định theo (4.10)
CCC
oVFF
].[][
0
α
σσ
=
Trong đó với bộ truyền đạt nằm ngang điều chỉnh định kì lực căng,
Tra bảng 4.9 ta chọn
)(8,1 MPa
=
σ
;k
1
=2,5 ; k
2
=10 .Do đó
)(25,2
250
25,6
.105,2.][
1
210
MPa
d
kk
F
=−=−=
δ
σ
Tra bảng 4.10; 4.11; 4.12 ta được: C
α
=0,97 ; C
V
=0,88 ;C
0
=1
⇒
[
σ
F
]=2,25.0,97.0,88.1 =1,921 (MPa)
-Lực vòng cản đai tác dụng lên trục động cơ :
)(533
7,19
5,10.1000
.1000
N
V
P
F
d
LV
t
===
-Chiều rộng đai
)(49,55
25,6.921,1
25,1.533
].[
.
mmb
F
d
t
k
F
===
δ
σ
- 7 -
Theo trên b=20
÷
250,đối chiếu với kích thước tiêu chuẩn bảng 4.1 ta lấy: b=63 (mm)
3.Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục
Lực căng ban đầu F
0
=
)(75,70863.25,6.8,1
0
N
b
==
δσ
Từ công thức 4.13 ta có:
F
t
=2.F
0
.sin(
2
1
α
)=2.708,75.sin(
2
5,170
) =1142,63 (N)
-chiều rộng bánh đai: tra bảng 20.21 ta nhânl được B=71(mm)
Các thông số của bộ truyền đai: Giá trị
Đường kính bánh đai nhỏ : d
1
(mm) 250
Đường kính bánh đai lớn: d
2
(mm) 500
Chiều rộng bánh đai : B(mm) 71
Khoảng cách trục: a(mm) 1500
Chiều dài đai :L (mm 4500
Chiều dầy đai :
δ
(mm 6,25
Chiều rộng đai :b(mm) 63
Lực căng ban đầu : F
0
(N) 708,5
Lực tác dụng lên trục :F
t
(N) 1412,63
CHƯƠNG II : THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
I : BỘ TRUYỀN BẮNH RĂNG CẤP CHẬM :
1 . Chọn vật liệu :
Đây là hộp giảm tốc chịu công suất trung bình nhỏ nên ta chọn vật liệu là thép
nhóm I có độ rắn HB <350 . Tra bảng 6.1“cơ tính của một số vật liệu chế tạo bánh
răng” .Ta chọn:
- 8 -
Loại bánh
răng
Nhãn thép Nhiệt luyện Độ rắn
Giớ hạn bền
σ
b
(MPa)
Giớ hạn chảy
σ
ch
(MPa)
Nhá 45
Tôi cải
thiện
HB192-
240
750 450
Lớn 45
Thường
hoá
HB170-
217
600 340
2 . Ứng suất cho phép:
Tra bảng 6.2 Trị số của
0
limH
σ
và
0
limF
σ
ứng với số chu kì cơ sở ta chọn :
-ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở :
0
limH
σ
=2.HB+70
-Hệ sè an toàn khi tính về tiếp xúc :
H
S
=1,1
-ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở :
0
limF
σ
=1,8HB
-Hệ sè an toàn khi tính về uốn :
F
S
=1,75
-Chọn độ rắn bánh răng nhỏ : HB
3
=194
-Chọn độ rắn bánh răng lớn : HB
4
=176
a . Ứng suất tiếp xúc cho phép :
[ ]
H
HL
HH
S
K
.
0
lim
σσ
=
0
3limH
σ
= 2.
3
HB
+ 70 = 2.194 + 70 = 458 (Mpa)
0
4limH
σ
= 2.
4
HB
+ 70 = 2.176 + 70 = 422 (Mpa)
H
m
HE
H
HL
N
N
K
0
=
m
H
là bậc của đường cong mái khi thử về tiếp xúc, ta chọn m
H
=6 vì độ rắn của mặt
răng HB
≤
350
0H
N
là sè chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc,
4,2
.30
HBHO
HN
=
(
HB
H
là
độ rắn Brinen) =>
64,24,2
33
10.286,9194.30.30
===
HBHO
HN
(chu kỳ)
64,24,2
44
10.351,7176.30.30
===
HBHO
HN
(chu kỳ)
HE
N
là sè chu kì thay đổi ứng suất tiếp xúc tương đương
Vì bộ truyền chịu tải trọng không đổi nên
HE
N
=
Σ
==
tncNN
FE
60
t
∑
: tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét
t
∑
=3.365.0,25 .24.2/3 =4380 (h)
c : số lần ăn khớp trong một vòng quay,c=1
n: số vòng quay
⇒
HE
N
=
6
10.514380.8,193.1.60
===
NN
FE
Ta thấy N
HE
> N
HO
do vậy ta lấy N
HE
= N
HO
để tính,do đó hệ số tuổi thọ xét đến ảnh
hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền K
HL
=1
⇒
[ ]
(Mpa)364,416
1,1
1
.458.
3
0
3lim3
===
H
HL
HH
S
K
σσ
[ ]
(Mpa)636,383
1,1
1
.422.
4
0
4lim4
===
H
HL
HH
S
K
σσ
Ta sử dụng bánh răng nghiêng :
[σ] =
2
][][
43 HH
σσ
+
≤
1,25[σ
H
]
min
- 9 -
2
636,383364,416 +
= 400 (MPa) <1,25.383,636=479,545 ⇒ thoả mãn
- Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải :
[σ
H3
]
max
= 2,8.σ
ch
= 2,8.450 = 1260 (Mpa)
[σ
H4
]
max
= 2,8.σ
ch
= 2,8.340 = 952 (Mpa)
b. Ứng suất uốn cho phép :
[ ]
F
FL
FCFF
S
K
K
0
lim
σσ
=
0
limF
σ
=1,8HB
0
3limF
σ
=1,8HB
3
=1,8.194=349,2
0
4limF
σ
=1,8HB
4
=1,8.176=316,8
K
FC
–hệ sè xét đến ảnh hưởng đặt tải, bộ truyền quay một chiều và tải trọng đặt một
phía nên ta chọn
FC
K
=1.
F
m
FE
F
FL
N
N
K
0
=
m
F
=6
N
F0
- Sè chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn :
43 FOFO
NN
=
=
6
10.4
(MPa)(đối
với tất cả các loại thép)
N
FE
=N
HE
=N=
6
10.51
Ta thấy N
EF
>N
F0
nên ta lấy N
EF
=N
F0
để tính và khi đó K
FL
=1
⇒
K
FL3
=K
FL4
=1
⇒
[ ]
( )
MPa
S
K
K
F
FL
FCFF
54,199
75,1
1
.1.2,349
3
0
3lim3
===
σσ
[ ]
( )
MPa
S
K
K
F
FL
FCFF
03,181
75,1
1
.1.8,316
4
0
4lim4
===
σσ
Ứng suất quá tải cho phép :
[σ
F
3
]
max
=
)(360450.8,08,0
3
MPa
ch
==
σ
[σ
F
4
]
max
=
)(272340.8,08,0
4
MPa
ch
==
σ
3 . Xác định sơ bộ khoảng cách trục :
3
2
1
][
.
).1(
baH
HII
aw
u
KT
uKa
ψσ
β
+=
trong đó :
w
w
ba
a
b
=
ψ
: hệ số, là tỉ số giữa chiều rộng vành răng và khoảng cách trục. Tra Bảng
6.6 : Trị số của các hệ số
ψ
ba
ta chọn ψ
ba
= 0,4.
- 10 -
a
K
: hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng. Tra bảng 6.5 : Trị số
của các hệ số
a
K
,do ta chọn bộ truyền bánh răng nghiêng nên ta chọn:
a
K
= 43 MPa
1/3
.
β
H
K
: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính
về tiếp xúc. Trị sè của hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng
được tra trong bảng 6.7 va dựa vào hệ số ψ
bd
Với hệ số ψ
bd
= 0,5.ψ
ba
.(u+1) = 0,5.0,4.(3,87+1) = 0,974.
Tra Bảng 6.7: ta chọn
β
H
K
=1,1063 (sơ đồ 4)
)(24,279
35,0.87,3.400
1063,1.467152
).187,3(43
3
2
1
mma
w
=+=
=> lấy
1w
a
=280(mm).
∗
Xác định các thông số ăn khớp :
- Môđun m = (0,01
÷
0,02).
1w
a
= (0,01
÷
0,02).280=2,8
÷
5,6(mm) => tra Bảng 6.8 :
Trị số tiêu chuẩn của môđun ta chọn môđun pháp m = 3.
- Chiều rộng vành răng : b
W3
== a
W
.ψ
ba
= 280.0,4 = 112 (mm)
-Xác định số răng Z
1
, Z
2
:
Chọn sơ bộ β = 15
0
do đó cosβ = 0,9659
sè răng bánh nhá :
Z
3
=
)1(
cos2
+
um
a
W
β
=
)187,3.(3
9659,0.280.2
+
= 37,02⇒ chọn Z
3
= 37
Số răng bánh lớn:
Z
4
= u.Z
3
= 3,87 .37 = 143,19 ⇒ chọn Z
4
= 143
Do đó, tỉ số truyền thực sẽ là :
865,3
37
143
3
4
===
z
z
m
u
%4%129,0%100.
<=
−
u
uu
m
(thoả mãn)
Góc nghiêng : cosβ =
W
a
ZZm
2
)(
43
+
=0,9643 ⇒ β =15,356
0
Vì Z > 30 do đó không cần dùng dịch chỉnh vì dịch chỉnh làm giảm khá nhiều hệ số
trùng khớp.
4 . Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc :
Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng của bộ truyền phải thoả mãn điều kiện :
2
33
)1.( 2
wmw
mHII
HMH
dub
uKT
ZZZ
+
=
ε
σ
≤
[σ
H
]
Trong đó :
+ Z
M
: Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp tra trong Bảng 6.5 :
Trị số của các hệ số và
M
Z
được
M
Z
=274 (MP
3
1
a
) .
+ Z
H
: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc :
- 11 -
Z
H
=
tw
b
α
β
2sin
cos.2
β
b
là góc nghiêng của bánh răng trên hình trụ cơ sở tgβ
b
= cosα
t
.tgβ
đối với bánh răng nghiêng không dịch chỉnh thì :
α
tW
= α
t
= arctg
)
cos
(
β
α
tg
=
)
356,15cos
20
(
tg
arctg
=20,679
0
⇒ tgβ
b
= cos(20,679
0
).tg(15,356
0
) =0,2569 ⇒ β
b
= 14,408
0
⇒ Z
H
=
tw
b
α
β
2sin
cos.2
=
712,1
)679,20.2sin(
)408,14cos(.2
0
0
=
+ Z
ε
: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, được xác định nh sau :
Vì ε
β
= b
W
.sinβ/(mπ) =
14,3.3
)356,15sin(.112
0
= 3,149 > 1,1
Nên Z
ε
=
α
ε
1
Theo công thức 8.38b
ε
α
= [1,88 - 3,2(
43
11
ZZ
+
)]cosβ = [1,88 - 3,2(
+
37
1
143
1
)]cos(15,356
0
) =1,708
⇒ Z
ε
=
708,1
1
= 0,765
+ K
H
: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc :
HvHHH
KKKK
αβ
=
trong đó : K
H
β
= 1,1063 ( tra theo bảng 6.7 với sơ đồ 4 )
K
H
α
: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng
thời ăn khớp
Đường kính vòng lăn bánh nhỏ:
)(108,115
1865,3
280.2
)1(
2
3
mm
u
a
m
w
w
d
=
+
=
+
=
Vận tốc vòng của bánh răng :
)/(17,1
60000
8,193.108,115.14,3
60000
3
sm
nd
v
IIw
===
π
.Tra
Bảng 6.13 : Chọn cấp chính xác theo vận tốc vòng với v < 4 (m/s) ⇒ cấp chính xác
của bánh răng là 9. Tra Bảng 6.14: Trị số của hệ số phân bố không đều tải trọng của
các đôi răng đồng thời ăn khớp ta được K
H
α
= 1,13.
K
Hv
: là hệ số kể đến tải trọng động suất hiện trong vùng ăn khớp
K
Hv
= 1 +
αβ
HHII
WWH
KKT
dbv
2
3
- 12 -
với v
H
= δ
H
.g
0
v
m
W
u
a
= 0,002.73.1,17.
865,3
280
= 1,41 (trong đó δ
H
là hệ số kể đến ảnh
hưởng của các sai số ăn khớp, tra trong bảng 6.15 được δ
H
= 0,002; g
0
là hệ số kể đÕn
ảnh hưởng của các bước răng 3 và 4 , tra trong bảng 6.16 được g
0
= 73)
⇒ K
Hv
= 1 +
13,1.1063,1.467152.2
108,115.112.41,1
= 1,014
⇒
HvHHH
KKKK
αβ
=
= 1,1063.1,13.1,014 = 1,268
Vậy ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:
)(34,382
108,115.865,3.112
)1865,3.(268,1.467152.2
.765,0.712,1.274
2
MPa
H
=
+
=
σ
- Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép :
[σ
H
]
CX
= [σ
H
].Z
v
.Z
R
.K
XH
Trong đó : [σ
H
] = 400 (MPa)
với v = 1,17(m/s) < 5 (m/s) ⇒ lấy Z
v
= 1.
đường kính vòng đỉnh d
a
< 700 (mm) ⇒ lấy K
XH
= 1
với cấp chính xác động học là 9 , chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8 khi đó cần
gia công đạt độ nhám R
a
= 2,5 ÷ 1,25 (µm) ⇒ lấy Z
R
= 0,95
⇒ [σ
H
]
CX
= 400.1.1.0,95 = 380 (MPa)
độ chênh lệch: ∆σ
H
=
H
H
CX
H
σ
σσ
−
][
=
%4%61,0%100.
34,382
34,382380
<=
−
Do đó ta có thể thay đổi chiều rộng vành răng:
b
wmới
= b
wcũ
(σ
H
/ [σ
H
]
CX
)
2
= 112.(382,34/380)
2
= 113,38 (mm)
lấy b
w4
= 114( mm ); b
w3
= 118( mm )
⇒ σ
H
= 274.1,732.0,765.
2
108,115.865,3.114
)1865,3.(268,1.467152.2
+
= 378,97(MPa)
chênh lệch ∆σ
H
=
H
HH
σ
σσ
−
][
=
97,378
97,378380
−
100% = 0,27% < 4% vì sai lệch này khá
nhá nên có thể giữ nguyên kết quả tính toán
vì sai lệch này khá nhỏ nên có thể giữ nguyên kết quả tính toán
5 . Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn :
Để đảm bảo độ bền uốn cho răng , ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không được
vượt quá một giá trị cho phép :
][
2
3
33
3
3 F
ww
FFII
F
mdb
YYYKT
σσ
βε
≤=
3
43
4
.
F
FF
F
Y
Y
σ
σ
=
≤
[σ
F4
]
Trong đó :
T
II
: mômen xoắn trên bánh chủ động T
II
= 467152(N.mm)
m : mô dun pháp m = 3(mm)
b
W
: chiều rộng vành răng b
W
= 114 (mm)
- 13 -
d
W3
: đường kính vòng lăn bánh chủ động d
W3
= 115,108 (mm)
Y
ε
: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:Y
ε
=
α
ε
1
=
708,1
1
= 0,585
Y
β
: Hệ số kể đến độ nghiêng của răng :
0
00
140
356,15
1
140
1
−=−=
β
β
Y
= 0,89
Y
F3
, Y
F4
là hệ số dạng răng của bánh 3 và 4 chúng phụ thuộc vào số răng tương đương
và hệ số dịch chỉnh
Số răng tương đương : Z
v3
=
β
3
3
cos
Z
=
)356,15(cos
37
3
= 41,26
Z
v4
=
β
3
4
cos
Z
=
)356,15(cos
143
3
= 159,48
Vì ta dùng răng không dịch chỉnh nên hệ số dịch chỉnh x=0.
Tra Bảng 6.18 Trị số của hệ số dạng răng ta được : Y
F3
= 3,74
Y
F4
= 3,6
Tra Bảng 6.7 Trị số của hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng
β
H
K
=1,1063 được K
F
β
= 1,22
Tra Bảng 6.14 : trị số hệ số phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời
ăn khớp khi tính về uốn: K
F
α
= 1,37 (v < 2,5(m/s)
K
Fv
:
là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn
K
Fv
= 1 +
αβ
ν
FFII
WWF
KKT
db
2
33
với
ν
F
= δ
F.
g
0.
v.
m
w
u
a
= 0,006.73.1,13.
865,3
280
= 4,23
⇒ K
Fv
= 1 +
37,1.22,1.467152.2
108,115.114.23,4
= 1,031
Hệ số tải trọng khi tính về uốn :
723,1031,1.37,1.22,1
===
FvFFF
KKKK
αβ
Ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh chủ động:
)(95,89
3.108,115.114
74,3.89,0.585,0.723,1.467152.2
2
33
3
3
MPa
mdb
YYYKT
ww
FFII
F
===
βε
σ
Ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh bị động:
)(58,86
74,3
6,3.95,89
.
3
43
4
MPa
Y
Y
F
FF
F
===
σ
σ
∗
Xác định chính xác ứng suất uốn cho phép :
với m = 3 (mm) ⇒ Y
S
= 1,08 - 0,0695ln(3) = 1,0036
Y
R
= 1 : phụ thuộc độ nhám
K
xF
= 1 vì d
a
< 400(mm)
[σ
F3
]
CX
= [σ
F3
].Y
R
.Y
S
.K
xF
= 199,54.1.1.1,0036 = 200,26(MPa) > σ
F3
[σ
F4
]
CX
= [σ
F4
].Y
R
.Y
S
.K
xF
= 181,03.1.1.1,0036= 181,68(MPa) > σ
F4
⇒ Vậy thoả mãn điều kiện độ bền uốn
6 . Kiểm nghiệm răng về quá tải :
Khi làm việc răng có thể bị quá tải (thí dụ nh lúc mở máy , hãm máy ) với hệ số
quá tải
- 14 -
48,1
48,1
1
1
1
max
====
T
T
T
T
T
T
K
mm
qt
=K
bd
- Ứng suất tiếp xúc cực đại :
48,1.34,382.
max
==
qtHH
K
σσ
=465,14 (MPa) < [σ
H
]
max
= 1260(MPa)
=> thoả mãn điều kiện tránh biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt.
- Ứng suất uốn cực đại :
48,1.56,91.
3max3
==
qtFF
K
σσ
=135,51(MPa) < [σ
F3
] = 199,54 (MPa)
48,1.133,88.
4max4
==
qtFF
K
σσ
= 130,44 (MPa) < [σ
F4
] = 181,53(MPa)
=> Đã thoả mãn điều kiện phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân
răng.
Các thông số cơ bản của bộ truyền
Khoảng cách trục : a
W
= 280(mm)
Chiều rộng vành răng : b
W4
= 114(mm) ; b
W3
= 118 (mm)
Góc prôfin gốc :
α
=
0
20
(theo TCVN 1065-71).
Góc nghiêng răng :
β
= 15,356
0
Góc ăn khớp : α
t
= α
tW
= 20,679
0
Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở : β
b
= 14,408
0
Hệ số trùng khớp ngang : ε
α
= 1,708
Hệ số trùng khớp dọc : ε
β
=3,149
Đường kính vòng chia :
)(108,115
356,15cos
37
.3
)cos(
.
0
3
3
mm
z
md
===
β
)(892,444
356,15cos
143
3
)cos(
.
0
4
4
mm
z
md
===
β
Đường kính vòng cơ sở :
)(166,108)20cos(.108,115)cos(.
0
33
mmdd
b
===
α
)(062.418)20cos(.892,444)cos(.
0
44
mmdd
b
===
α
Đường kính vòng lăn :
33
)(108,115
1865,3
280.2
1
2
dmm
u
a
d
m
w
w
==
+
=
+
=
)(892,444865,3.108,115.
34
mmudd
mww
===
Đường kính vòng đỉnh :
)(108,1213.2108,115.2
33
mmmdd
a
=+=+=
)(892,4503.2892,444.2
44
mmmdd
a
=+=+=
Đường kính vòng chân :
)(608,1073.5,2108,115.5,2
33
mmmdd
f
=−=−=
)(392,4373.5,2892,444.5,2
44
mmmdd
f
=−=−=
II : BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP NHANH :
1 . Chọn vật liệu :
Vì bộ truyền không có yêu cầu đặc biệt về khả năng chịu tải ,ta chọn vật liệu là thép
40tôI cải thiện ,thép 45 thường hoá thuộc nhóm I ,có độ rắn HB <350.
-Cụ thể, tra Bảng 6.1 ta chọn :
Loại bánh
răng
Nhãn thép Nhiệt luyện Độ rắn Giớ hạn bền
σ
b
(MPa)
Giớ hạn chảy
σ
ch
(MPa)
Nhá 40 Tôi cải thiện HB192-228 700 400
Lớn 45 Thường hoá HB170-217 600 340
- 15 -
2 .Xác định ứng suất cho phép:
Tra bảng 6.2 Trị số của
0
limH
σ
và
0
limF
σ
ứng với số chu kì cơ sở ta chọn :
ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở :
0
limH
σ
=2.HB+70
hệ sè an toàn khi tính về tiếp xúc :
H
S
=1,1
ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở :
0
limF
σ
=1,8.HB
hệ sè an toàn khi tính về uốn :
F
S
=1,75
chọn độ rắn bánh răng nhỏ :
1
HB
=195
chọn độ rắn bánh răng lớn :
2
HB
=172
a . Ứng suất tiếp xúc cho phép :
Nh vậy :
0
1limH
σ
= 2.
1
HB
+ 70 = 2.195 + 70 = 460 (MPa)
0
2limH
σ
= 2.
2
HB
+ 70 = 2.172 + 70 = 414 (MPa)
Bộ truyền quay một chiều và tải trọng đặt một phía nên hệ số xét đến ảnh hưởng đặt
tải
FC
K
=1.
Sè chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc
4,2
.30
HBHO
HN
=
(
HB
H
là độ rắn
Brinen) =>
64,24,2
11
10.402,9195.30.30
===
HBHO
HN
(chu kỳ)
64,24,2
22
10.956,6172.30.30
===
HBHO
HN
(chu kỳ)
N
HE
là số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương, vì bộ truyền chịu tảI không đổi nên
N
HE
=N
F
E
=N=60.c.n.
Σ
t
Trong đó :
n: số vòng quay, n=n
1
=750(v/ph)
t
∑
: tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét, theo trên ta có
Σ
t
=4380(h)
T
i
mômen xoắn ở chế độ thứ i
c : số lần ăn khớp trong một vòng quay, c=1
⇒
N
HE
=N
F
E
=N=60.c.n.
Σ
t
=60.1.750.4380=197.10
6
(chu kỳ)
Ta thấy N
HE
> N
HO
do vậy ta lấy N
HE
= N
HO
để tính,do đó hệ số tuổi thọ xét đến ảnh
hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền K
HL
=1
⇒
Ứng suất tiếp xúc cho phép [σ
H
] =
H
S
0
lim
Η
σ
.K
HL
(tính sơ bộ lấy Z
R
.Z
V
.K
XH
= 1)
Bánh nhỏ : [σ
H1
]=
1.1.
1,1
460
= 418,18 (Mpa)
Bánh lớn : [σ
H2
] =
1.1.
1,1
414
= 376,36 (Mpa)
Ta sử dụng bánh răng nghiêng :
[σ] =
2
][][
21 HH
σσ
+
≤
1,25[σ
H
]
min
- 16 -
⇔
2
36,37618,418
+
= 397,27 (MPa) <1,25.376,36=470,45 ⇒ thoả mãn
- Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải :
[σ
H1
]
max
= 2,8.σ
ch
= 2,8.400 = 1120 (Mpa)
[σ
H2
]
max
= 2,8.σ
ch
= 2,8.340 = 952 (Mpa)
b. Ứng uốn cho phép :
0
1limF
σ
= 1,8.
1
HB
= 1,8.195 = 351 (MPa)
0
2limH
σ
= 2.
2
HB
+ 70 = 1,8.172 = 309,6 (MPa)
Sè chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn :
21 FOFO
NN
=
=
6
10.4
(MPa)
Vì bộ truyền tải trọng tĩnh nên:
⇒
N
HE
=N
F
E
=N=60.c.n.
Σ
t
=60.1.750.4380=197.10
6
(chu kỳ)
Do đó N
FE
>N
FO
ta lấy N
FE
= N
FO
để tính vậy K
FL
= 1
Ứng suất uốn cho phép :
FLFC
F
F
F
KK
S
][
0
lim
σ
σ
=
)(57,2001.1.
75,1
351
][
1
MPa
F
==
σ
)(91,1761.1.
75,1
6,309
][
2
MPa
F
==
σ
Ứng suất quá tải cho phép :
[σ
F1
]
max
=
)(320400.8,08,0
1
MPa
ch
==
σ
[σ
F2
]
max
=
)(272340.8,08,0
2
MPa
ch
==
σ
3 . Xác định các thông số ăn khớp:
Vì hộp giảm tốc là hộp bánh răng trụ đồng trục nên khoảng cách trục của bộ truyền là
bằng nhau: a
w1
=a
w2
=280 (mm)
trị sè ψ
ba
trong cấp nhanh của hộp giảm tốc lấy nhỏ hơn ở cấp chậm,vì vậy
ta chọn ψ
ba
= 0,2.
Ta có: ψ
bd
= 0,5.ψ
ba
.(u+1) = 0,5.0,2.(3,87+1) = 0,5
Tra Bảng 6.7: Trị sè của hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng
β
H
K
ta chọn
β
H
K
=1,015 (sơ đồ 5).
- Chiều rộng vành răng : b
W1
== a
W
.ψ
ba
= 84 (mm)
Các thông số ăn khớp giống bộ truyền cấp chậm:
m=3
β=15,356
Z
1
=37
Z
2
=143
4 . Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc :
Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng của bộ truyền phải thoả mãn điều kiện :
- 17 -
2
11
)1.( 2
wmw
mHI
HMH
dub
uKT
ZZZ
+
=
ε
σ
≤
[σ
H
]
Trong đó :
Z
M
: Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp tra trong Bảng 6.5 : Trị
số của các hệ số và
M
Z
được
M
Z
=274 (MP
3
1
a
) .
Z
H
: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc :
Z
H
=
tw
b
α
β
.2sin
cos.2
β
b
là góc nghiêng của bánh răng trên hình trụ cơ sở tgβ
b
= cosα
t
.tgβ
α
t
= arctg
)
cos
(
β
α
tg
= 20,679
0
⇒ tgβ
b
= cos(20,679
0
).tg(15,356
0
) = 0,2569 ⇒ β
b
= 14,408
0
đối với bánh răng nghiêng không dịch chỉnh thì : α
tW
= α
t
= 20,679
0
Z
H
=
)679,20.2sin(
)408,14cos(.2
0
0
= 1,712
Z
ε
: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng :
Z
ε
=
α
ε
1
vì ε
β
= b
W1
.sinβ/mπ =
14,3.3
)356,15sin(.84
0
= 2,36 > 1,1
ε
α
= [1,88 - 3,2(
43
11
ZZ
+
)]cosβ = [1,88 - 3,2(
+
37
1
143
1
)]cos(15,356
0
) = 1,708
⇒ Z
ε
=
708,1
1
= 0,765
-Đường kính vòng lăn bánh nhỏ:
)(108,115
1865,3
280.2
)1(
2
1
mm
u
a
m
w
w
d
=
+
=
+
=
-K
H
: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc :
HvHHH
KKKK
αβ
=
trong đó : K
H
β
= 1,015 ( tra theo bảng 6.7 với sơ đồ 5)
K
H
α
: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng
thời ăn khớp
Vận tốc vòng của bánh răng :
)/(398,4
60000
750.108,115.14,3
60000
1
sm
nd
v
Iw
===
π
.
Tra Bảng 6.13 : Chọn cấp chính xác theo vận tốc vòng với v < 5 (m/s) ⇒ cấp chính
xác của bánh răng là 9. Tra Bảng 6.14: Trị số của hệ số phân bố không đều tải trọng
của các đôi răng đồng thời ăn khớp ta được K
H
α
= 1,16.
K
Hv
: là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp
K
Hv
= 1 +
αβ
HH
WWH
KKT
dbv
1
2
1
- 18 -
với v
H
= δ
H
.g
0
v
t
W
u
a
= 0,002.73.4,398.
865,3
280
=5,465 (trong đó δ
H
là hệ số kể đến ảnh
hưởng của các sai số ăn khớp, tra trong bảng 6.15 được δ
H
= 0,002; g
0
là hệ số kể đến
ảnh hưởng của các bước răng 3 và 4 , tra trong bảng 6.16 được g
0
= 73)
⇒ K
Hv
= 1 +
16,1.015,1.125805.2
108,115.84.465,5
= 1,178
⇒ K
H
= 1,178.1,015.1,16 = 1,396
Vậy ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:
)(176,240
108,115.865,3.84
)1865,3.(396,1.125805.2
.765,0.712,1.274
2
MPa
H
H
=
+
=
σ
σ
- Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép :
[σ
H
]
CX
= [σ
H
].Z
v
.Z
R
.K
xH
Trong đó : [σ
H
] = 397,27 (MPa)
với v = 4,398(m/s) < 5 (m/s) ⇒ lấy Z
v
= 1
đường kính vòng đỉnh d
a
< 700 (mm) ⇒ lấy K
xH
= 1
với cấp chính xác động học là 9 , chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8 khi đó cần
gia công đạt độ nhám R
a
= 2,5 ÷ 1,25 (µm) ⇒ lấy Z
R
= 0,95
⇒ [σ
H
]
CX
= 397,27.1.1.0,95 = 377,407(MPa)
Nh vậy σ
H
< [σ
H
]
CX
ta phải tính lại chiều rộng vành răng
b
wmới
= b
wcũ
(σ
H
/ [σ
H
]
CX
)
2
= 84(240,176/377,407)
2
= 34,02(mm)
lấy b
w2
= 34mm ;b
w1
=40 (mm)
⇒
)(511,377
108,115.865,3.34
)1865,3.(396,1.125805.2
.765,0.712,1.274
2
MPa
H
=
+
=
σ
chênh lệch ∆σ
H
=
H
HH
σ
σσ
−
][
=
511,377
511,377407,377
−
100% = 0,028% < 4% vì sai lệch
này khá nhá nên có thể giữ nguyên kết quả tính toán
5 . Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn :
Để đảm bảo độ bền uốn cho răng , ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không được
vượt quá một giá trị cho phép :
][
2
1
11
1
1 F
ww
FFI
F
mdb
YYYKT
σσ
βε
≤=
1
21
2
.
F
FF
F
Y
Y
σ
σ
=
≤
[σ
F2
]
Trong đó :
T
I
: mômen xoắn trên bánh chủ động T
I
=125805 (N)
m : mô dun pháp m = 3(mm)
b
W1
: chiều rộng vành răng b
W2
= 34(mm), b
W1
=40
d
W1
: đường kính vòng lăn bánh chủ động d
W1
= 115,108(mm)
- 19 -
Y
ε
: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:Y
ε
=
α
ε
1
=
708,1
1
= 0,585
Y
β
: Hệ số kể đến độ nghiêng của răng :
0
00
140
356,15
1
140
1
−=−=
β
β
Y
= 0,89
Y
F1
, Y
F2
là hệ số dạng răng của bánh 1 và 2 chúng phụ thuộc vào số răng tương đương
và hệ số dịch chỉnh
Số răng tương đương : Z
v1
=
β
3
1
cos
Z
=
3
)356,15(cos
37
= 41,26
Z
v2
=
β
3
2
cos
Z
=
3
)356,15(cos
143
= 159,48
Vì ta dùng răng không dịch chỉnh nên hệ số dịch chỉnh x=0.
Tra Bảng 6.18 Trị số của hệ số dạng răng ta được : Y
F1
= 3,74
Y
F2
= 3,6
Tra Bảng 6.7 Trị số của hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng
β
H
K
được K
F
β
= 1,22
Tra Bảng 6.14 : trị số hệ số phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời
ăn khớp khi tính về uốn với bánh răng thẳng K
F
α
= 1,4 (v < 5(m/s)
K
Fv
:
là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn
K
Fv
= 1 +
αβ
ν
FFI
WWF
KKT
db
2
11
với
ν
F
= δ
F.
g
0.
v.
ua
W
/
= 0,006.73.3,398.
865,3
280
= 12,669
⇒ K
Fv
= 1 +
4,1.22,1.125805.2
108,115.34.669,12
= 1,102
Hệ số tải trọng khi tính về uốn :
882,1102,1.4,1.22,1
===
FvFFF
KKKK
αβ
Ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh chủ động:
3.108,115.34
74,3.89,0.585,0.882,1.125805.2
2
11
1
1
==
mdb
YYYKT
ww
FFI
F
βε
σ
=88,559 (MPa)
Ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh bị động:
74,3
6,3.559,88
.
1
21
2
==
F
FF
F
Y
Y
σ
σ
= 85,244 (MPa)
-Xác định chính xác ứng suất uốn cho phép :
với m = 3 (mm) ⇒ Y
S
= 1,08 - 0,0695ln(3) = 1,0036
Y
R
= 1 : phụ thuộc độ nhám
K
xF
= 1 vì d
a
< 400(mm)
[σ
F1
]
CX
= [σ
F1
].Y
R
.Y
S
.K
xF
= 200,57.1.1.1,0036 = 201,292(MPa) > σ
F1
[σ
F2
]
CX
= [σ
F2
].Y
R
.Y
S
.K
xF
= 176,91.1.1.1,0036= 177,54(MPa) > σ
F2
⇒ Vậy thoả mãn điều kiện độ bền uốn
6 . Kiểm nghiệm răng về quá tải :
Khi làm việc răng có thể bị quá tải (thí dụ nh lúc mở máy , hãm máy ) với hệ số
quá tải
- 20 -
5,1
5,1
1
1
1
max
====
T
T
T
T
T
T
K
mm
qt
=K
bd
- Ứng suất tiếp xúc cực đại :
5,1.58,399.
max
==
qtHH
K
σσ
= 455,59 (MPa) < [σ
H
]
max
= 1120(MPa)
=> thoả mãn điều kiện tránh biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt.
- Ứng suất uốn cực đại :
5,1.95,100.
1max1
==
qtFF
K
σσ
= 131,235 (MPa) < [σ
F1
] = 200,57 (MPa)
5,1.407,98.
2max2
==
qtFF
K
σσ
= 127,93 (MPa) < [σ
F2
] = 176,91(MPa)
=> Đã thoả mãn điều kiện phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng
Các thông số cơ bản của bộ truyền
Khoảng cách trục : a
W
= 280(mm)
Chiều rộng vành răng : b
W1
= 34(mm) ; b
W2
= 30 (mm)
Góc prôfin gốc :
α
=
0
20
(theo TCVN 1065-71).
Góc nghiêng răng :
β
= 15,356
0
Góc ăn khớp : α
t
= α
tW
= 20,679
0
Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở : β
b
= 14,408
0
Hệ số trùng khớp ngang : ε
α
= 1,708
Hệ số trùng khớp dọc : ε
β
= 2,36
Đường kính vòng chia :
)(108,115
356,15cos
37
.3
)cos(
.
0
1
1
mm
z
md
===
β
)(892,444
356,15cos
143
3
)cos(
.
0
2
2
mm
z
md
===
β
Đường kính vòng cơ sở :
)(166,108)20cos(.108,115)cos(.
0
11
mmdd
b
===
α
)(062,418)20cos(.892,444)cos(.
0
22
mmdd
b
===
α
Đường kính vòng lăn :
)(108,115
1865,3
280.2
1
2
1
mm
u
a
d
m
w
w
=
+
=
+
=
)(892,444865,3.108,115.
12
mmudd
mww
===
Đường kính vòng đỉnh :
)(108,1213.2108,115.2
11
mmmdd
a
=+=+=
)(892,4503.2892,444.2
22
mmmdd
a
=+=+=
Đường kính vòng chân :
)(608,1073.5,2108,115.5,2
11
mmmdd
f
=−=−=
)(392,4373.5,2892,444.5,2
22
mmmdd
f
=−=−=
III . KIỂM TRA ĐIỀU KIỆN BÔI TRƠN :
Để giảm mất mát công suất vì ma sát , giảm mài mòn răng , đảm bảo thoát nhiệt tốt
và đề phòng các chi tiết máy bị han gỉ cần phải bôi trơn liên tục các bộ truyền trong
hộp giảm tốc .
Đối với hộp giảm tốc của ta đang thiết kế ta dùng phương pháp bôi trơn trong dầu :
ngâm các chi tiết trong dầu chứa ở hộp ( vì vận tốc nhỏ v < 12 m/s)
- 21 -
Xmax2
Xmax4
Xmin4
X
Xmin2
1 . Cặp bánh răng cấp nhanh :
- Chiều cao răng : h
1
= h
2
= 2,25.m = 2,25.3 = 6,75 (mm)
- Chiều sâu ngâm dầu : l
2
= (0,75 ÷2)h = 5,0625 ÷ 13,5 (mm) nhưng chiều sâu này
không được nhỏ hơn 10 ⇒ ta lấy l
2
= 10 (mm)
- Mức dầu tối thiểu : x
2min
=
2
2a
d
- l
2
=
2
892,450
- 10 = 215,446 (mm)
- Mức dầu tối đa : vì v
n
= 4,398 (m/s) > 1,5 nên
x
2max
= x
2min
-10 = 215,446 - 10 = 205,446 (mm)
2 . Cặp bánh răng cấp chậm :
- Chiều cao răng : h
3
= h
4
= 2,25.m = 2,25.3 = 6,75 (mm)
- Chiều sâu ngâm dầu : l
2
= (0,75 ÷2)h = 5,0625 ÷ 13,5 (mm) nhưng chiều sâu này
không được nhỏ hơn 10 ⇒ ta lấy l
4
= 10 (mm)
- Mức dầu tối thiểu : x
4min
=
2
4a
d
- l
4
=
2
892,450
- 10 = 215,446 (mm)
- Mức dầu tối đa : vì v
n
= 2,58 (m/s) > 1,5 nên
x
4max
= x
4min
-10=215,446-10=205,446 (mm)
3 . Mức dầu chung :
x
min
= min(x
2min
,x
4min
) = min(215,446; 215,446)=215,446 (mm)
x
max
= max(x
2max
,x
4max
) = min( 205,446;205,446)= 205,446 (mm)
∆x = x
min
- x
max
= 215,446-205,446 = 10 > 5
Nh vậy thoả mãn điều kiện bôi trơn.
IV. KIỂM TRA SAI SỐ VẬN TỐC
- 22 -
%4%100.
<
−
=∆
ct
ctth
n
nn
+ U
th
=
3
4
1
2
Z
Z
Z
Z
U
ng
=
87,292.
37
143
=
39,50
87,29
1505
===⇒
th
ct
th
u
n
n
%4%75,0%100.
01,50
01,5039,50
<=
−
=∆⇒
Vậy đã thỏa mãn điều kiện sai số vận tốc trên trục công tác
PHẦN III
THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT NỐI ĐỠ
CHƯƠNG I : THIẾT KẾ TRỤC
1 . Chọn vật liệu :
Trục chỉ chịu tải trọng trung bình nên ta dùng thép 45 tôi cải thiện có
b
σ
=750(MPa), ứng suất xoắn cho phép
][
τ
=12 20(MPa) để chế tạo.
2 . Xác định sơ bộ đường kính trục:
)(43,37
].[2,0
3
1
mm
T
d
sb
=≥
Ι
τ
=> chọn
1
d
=40(mm).
)(95,57
].[2,0
3
2
mm
T
d
sb
==
ΙΙ
τ
=> chọn
2
d
=60(mm).
)(74,89
].[2,0
3
3
mm
T
d
sb
==
ΙΙΙ
τ
=> chọn
3
d
=90(mm).
].[
τ
: ứng suất xoắn cho phép của vật liệu làm trục, với thép 45 thì có
][
τ
= 12 ( MPa).
3 . Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực:
- 23 -
Dùa theo đường kính trục sơ bộ ta sử dụng bảng 10.2 để chọn chiều rộng ổ lăn :
d(mm) 40 60 90
0
b
(mm)
23 31 43
- Chiều dài mayơ bánh đai :
kmki
dl ).5,12,1(
÷=
l
m12
= (1,2÷1,5)40 = 48 ÷60 => l
m12
=55(mm)
- Chiều dài mayơ bánh răng trụ:
kmki
dl ).5,12,1(
÷=
l
m22
= (1,2÷1,5).60 =72 ÷90 =>
22m
l
= 80(mm)
l
m32
= =(1,2÷1,5) 90= 108÷135 => l
m32
= 120(mm)
- Chiều dài mayơ nửa khớp nối trục vòng đàn hồi :
l
m33
= (1,4 ÷2,5).
3
d
=(1,4 ÷2,5).90=126÷225 => chọn l
m33
= 180(mm)
- Các kích thước liên quan tra theo bảng 10.3 :
l
m13
l
m32
k
1
b
01
h
n
k
3
b
03
b
02
l
m22
b
23
l
22
l
23
l
21
l
12
l
13
l
11
k
1
k
2
l
m33
l
32
l
31
l
33
- 24 -
+khoảng cách từ mặt cạnhcủa chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách
giữa các chi tiết quay:k
1
=12.
+khoảng cách từ mặt cạnh ổ đến thành trong của hộp k
2
=8
+khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến nắp ổ: k
3
=15.
+chiều cao nắp ổ và đầu bulông :h
n
=18
- Khoảng cách từ gối đỡ 0 đến các chi tiết quay :
Trục I:
l
12
=-l
c12
=-[ 0,5(l
m12
+b
0
) +k
3
+h
n
] = -[0,5(55 +23) +15 +18] = 72 (mm)
l
13
=0,5(l
m13
+b
0
) +k
1
+k
2
=0,5.(55+23)+12+8=59 (mm)
l
11
=2l
13
=2.59=118 (mm)
Trục II:
)(75812)3180(5,0)(5,0
2102222
mmkkbll
m
=+++=+++=
l
23
=l
11
+l
32
+k
1
+b
0
=118+101,5+12+31=262,5(mm)
l
21
=l
23
+l
32
=262,5+101,5=364(mm)
Trục III:
l
32
=0,5(l
m32
+b
0
) +k
1
+k
2
=0,5(120+43)+12+8=101,5
l
31
=2.l
32
=2.101,5=203(mm)
l
33
=l
31
+l
c33
=l
31
+[0,5(l
m33
+b
0
) +k
3
+h
n
]=203+[0,5(120+43)+15+18]=317,5
4 . Xác định trị số và chiều của các lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục:
a . Bộ truyền cấp nhanh :
F
t
1
=
1
1
2
W
d
T
=
108,105
125805.2
= 2464,873(N) =F
t2
F
r1
= F
t
1
β
α
cos
t
tg
=2464,873.
)356,15cos(
)679,20(
0
0
tg
=964,81(N)=F
r2
F
a
1
= F
a
2
= F
t
1
tgβ = 2464,873tg(15,356
0
) =676,9 (N)
b . Bộ truyền cấp chậm :
F
t
3
= F
t
4
=
3
2
W
II
d
T
=
108,115
467152.2
=9169,377 (N)
F
r
3
= F
r
4
= F
t
3
β
α
cos
¦t
tg
= 9169,377.
356,15cos
679,20tg
=3589,114 (N)
F
a
3
= F
a
4
= F
t
3
tgβ =9169,377.tg(15,356)=2518,09(N)
Xác định chiều nh hình vẽ:
- 25 -
