Đồ án CTM hộp giảm tốc bánh răng trụ răng thẳng bộ truyền xích
Bạn đang xem bản rút gọn của tài liệu. Xem và tải ngay bản đầy đủ của tài liệu tại đây (554.85 KB, 41 trang )
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
THIÊT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI
Mục lục
Lời nói đầu ............................................................................................................. 2
PhầnI: Tínhtoán động học………………………………………...….................... 4
1.1 Chọn động cơ……………………………………………….…................. 4
1.2 Tính các thông số trên trục động học…………………...……................... 5
1.3 Bảng các thông số đông học…………………………………................... 6
Phần II: Tính toán thiết kế bộ truyền xích……………………………………...... 7
2.1 Chọn loại xích............................................................................................ 7
2.2 Chọn số răng đĩa xích………………………………………………......... 7
2.3 Xác định bước xích.................................................................................... 7
2.4 Xác định khoảng cách trục và số mắt xích…….…………..….................. 8
2.5 Kiểm nghiệm về độ bàn xích..................................................................... 9
2.6 Xác định thông số đĩa xích........................................................................ 9
2.7 Lực tác dụng lên trục............................................................................... 11
2.8 Tổng hợp các thông số của bộ truyền xích............................................... 11
Phần III: Tính bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng…………………………...... 12
3.1 Chọn vật liệu làm bánh răng..................................................................... 12
3.2 Xác định ứng suất cho phép..................................................................... 13
3.3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục............................................................. 15
3.4 Xác định thông số ăn khớp...................................................................... 15
3.5 Xác định các hệ số và mốt số thông số động học.................................... 16
3.6 Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng.......................................................... 17
3.7 Một vài thông số hình học của cặp bánh răng......................................... 20
3.8 Bảng tổng kết các thông số của bộ truyền bánh răng.............................. 21
PhầnIV: Tính toán thiết kế trục…………………………………….................. 22
4.1 Tính chọn khớp nối......……………………………………………...... 22
4.2 Thiết kế trục………………………………………………..........…….. 25
4.3 Xác định sơ bộ đường kính trục.............................................................. 25
4.4 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực.......................... 26
4.5 Thiết kế trục II......................................................................................... 28
4.6 Tính trục, ổ còn lại.................................................................................. 36
Phần V Tính lụa chọn kết cấu…………………………………………........... 39
Lời nói đầu
Sinh viên: Vũ Ngọc Lâm – Lớp CN CTM – K57
Trang22
Tài liệu tham khảo…………………………………………………..…....... 41
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
THIÊT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI
Chi tiết máy là môn khoa học nghiên cứu về các phương 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 được xâydựng trên cơ
sở những kiến thức về toán học, vật lí, cơ học lí thuyết, nguyên lí máy, sức bền vật
liệu…được xác minh và hoàn thành qua thí nghiệm cà thực tiễn sản xuất.
Là một sinh viên ngành chế tạo máy 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 được sự hướng dẫn và chỉ bảo tận tình của
thầy giáo Trịnh Đồng Tính 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 được
hoàn thiện tốt hơn.
Em xin chân thành cảm ơn.
Hà Nội, ngày 18 tháng 7 năm 2016
Vũ Ngọc Lâm
Sinh viên: Vũ Ngọc Lâm – Lớp CN CTM – K57
Trang22
Sinh viên
THIÊT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI
Trang22
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
Sinh viên: Vũ Ngọc Lâm – Lớp CN CTM – K57
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
THIÊT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI
THUYẾT MINH:
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
PHẦN 1.TÍNH ĐỘNG HỌC
1.1 Chọn động cơ:
+Tính công suất yêu cầu của động cơ.
+Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ.
+Kết hợp công suất,số vòng quay và các yêu cầu khác để chọn động cơ.
Công suất làm việc:
F .v 3000.3, 29
P =
=
= 9,87 KW
lv 1000
1000
1.1.1 Hiệu suất hệ dẫn động:
Căn cứ vào sơ đồ kết cấu của bộ truyền và giá trị hiệu suất của các loại bộ truyền,các cặp ổ
theo bảng 2.3[1] ta có
+Hiệu suất nối trục ηk =1 (1 nối trục đàn hồi)
+Hiệu suất ổ lăn ηol =0,99
+Hiệu suất bộ truyền bánh răng ηbr =0,98 (1 cặp bánh răng)
+Hiệu suất của bộ truyền xích η x =0,93 (1 bộ truyền xích)
⇒ Hiệu suất hệ dẫn động:
η = η η 3 η η x = 1.0,993.0,97.0,93 = 0,875
k ol br
1.1.2 Công suất cần thiết trên trục động cơ:
P
9, 87
Pyc = lv =
=11, 28
η
0, 875
(Kw)
1.1.3 Số vòng quay trên trục làm việc (trục công tác):
n =
lv
60000v 60000.3,29
=
= 117,5 (v/ph)
z. p
16.105
1.1.5 Số vòng quay đồng bộ của động cơ:
Sinh viên: Vũ Ngọc Lâm – Lớp CN CTM – K57
Trang22
1.1.4 Chọn tỉ số truyền sơ bộ:
usb=ux.ubr
Theo bảng 2.4[1] chọn sơ bộ:
•Tỉ số truyền bộ truyền xích: ux=3
•Tỉ số truyền bộ truyền bánh răng: ubr=5
⇒ usb=ux.ubr=3.5=15
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
THIÊT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI
Ta có số vòng quay sơ bộ trên trục động cơ: nsb= nlv.usb = 117,5.15=1762,5 (v/ph)
Số vòng quay đồng bộ của động cơ:
Chọn nđb≈nsb
nđb=1500 (v/ph)
⇒ Chọn động cơ: tra bảng P1.3[1]
Chọn các thông số của động cơ điện sao : { Pđc ≥Pyc;
{n đb≈ nsb
Ta có:
• Ký hiệu động cơ: 4A160S4Y3
• Pđc =15 KW
• nđc =1460 v/ph
• dđc =48(mm)
• Phân phối tỉ số truyền:
⇒
Tỉ số truyền của hệ : u t =
n
đc = 1460 = 12,43
n
117,5
lv
Chọn tỉ số truyền của hộp giảm tốc : ubr=4
ut
12, 43
u
=
=
= 3,11
Tỉ số truyền của bộ truyền ngoài là : x
u
4
br
Vậy ta có
• ut=12,43
• ubr=4
• ux=3
1.2 Tính các thông số trên trục và lập bảng thông số động học:
• Công suất:
Công suất trên trục gắn với băng tải : Pct= Plv=9,87 (KW)
Công suất trên trục II (trục gắn bánh răng bị động) :
Plv
9,87
P =
=
= 10,72( KW )
II η .η X 0,99.0,93
ol
Công suất trên trục I ( trục gắn bánh răng chủ động) :
P
II = 10, 72 = 11,16( KW )
P =
I η .η
0,99.0,97
ol br
P
I = 11,16 = 11,27( KW )
P =
đc η .η
0,99.1
ol k
• Vận tốc:
Số vòng quay trên trục động cơ: nđc=1460 (v/ph)
Sinh viên: Vũ Ngọc Lâm – Lớp CN CTM – K57
Trang22
Công suất trên trục động cơ:
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
THIÊT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI
n
đc = 1460 = 1460(v / ph)
n
=
Số vòng quay trên trục I: I
u
1
k
n
I 1460
Số vòng quay trên trục II: nII = u = 4 = 365(v / ph)
br
n
II = 365 = 121,67(v / ph)
n
=
Số vòng quay trên trục công tác: ct
ux
3
•Môment xoắn:
Môment xoắn trên trục động cơ:
P
11, 27
T = 9,55.106. đc = 9,55.106.
= 73718,15( N .mm)
đc
n
1460
đc
Môment xoắn trên trục I:
P
11,16
T = 9,55.106. I = 9,55.106.
= 72998,63( N .mm)
I
n
1460
I
Môment xoắn trên trục II:
P
10, 72
T = 9,55.106. II = 9,55.106.
= 280482,19( N .mm)
II
n
365
II
Môment xoắn trên trục công tác:
P
9,87
Tct = 9,55.106. ct = 9,55.106.
= 774706,17( N .mm)
nct
121, 67
Bảng 1.1: Các thông số động học
Động cơ
uk=1
11,27
1460
73718,15
I
II
ubr=4
11,16
1460
72998,63
10,72
365
280482,19
Công tác
ux=3
9,87
121,67
774706,17
Trang22
Thông sô\Trục
U
P(KW)
n(v/ph)
T(N.mm)
Sinh viên: Vũ Ngọc Lâm – Lớp CN CTM – K57
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
THIÊT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI
PHẦN 2.TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI
(BỘ TRUYỀN XÍCH)
Thiết kế bộ truyền xích gồm các bước như sau:
- Chọn loại xích
- Chọn số răng đĩa xích, xác định bước xích theo chỉ tiêu về độ bền mòn và xác định các
thông số khác của xích và bộ truyền.
- Kiểm tra xích về độ bền
- Thiết kế kết cấu đĩa xích và xác định lực tác dụng lên trục
Thông số yêu cầu:
P = P = 10,72( KW )
II
T = T = 280482,19( N .mm)
II
1
n1 = nII = 365(v / ph)
u = u x = 3
α = 1350
2.1 Chọn loại xích:
Chọn loại xích ống con lăn do tải trọng không quá lớn và vận tốc thấp
2.2 Chọn số răng đĩa xích:
Dựa vào bảng 5.4 với tỉ số truyền u=3 ta chọn số răng Z1=25
Vậy ta có: Z2=3. Z1=3.25=75 ≤140 ⇒ Z2=75
2.3 Xác định bước xích:
Bước xích p được tra bảng 5.5[1] với điều kiện Pt≤[P],trong đó:
•Pt-Công suất tính toán: Pt=P.k.kZ.kn
Ta có:
Chọn bộ truyền thí nghiệm là bộ truyền xích tiêu chuẩn,có số răng và vận tốc vòng
đĩa xích nhỏ là:
Z = 25
01
n01 = 400(v / ph)
Z
25
k z = 01 =
= 1 ,với kz-Hệ số răng.
Z
25
1
Sinh viên: Vũ Ngọc Lâm – Lớp CN CTM – K57
Trang22
Do vậy ta tính được:
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
THIÊT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI
n
400
kn = 01 =
= 1,09 ,với kn-Hệ số vòng quay.
n
365
1
k=k0 ka kđc kbt kđ. kc,trong đó: Tra bảng 5.6[1]
k0-Hệ số ảnh hưởng của vị trí bộ truyền: với β=1350>600 ta được k0=1,25
ka-Hệ số ảnh hưởng của khoảng cách trục và chiều dài xích:
Chọn a=(30÷50)p ⇒ ka=1
kđc-Hệ số ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích (điều chỉnh bằng 1 trong các
đĩa xích) : kđc=1
kbt-Hệ số ảnh hưởng của bôi trơn: kbt=1,3(Bộ truyền làm việc trong môi trường có
bụi,chất lỏng bôi trơn đạt yêu cầu).
kđ-Hệ số tải trọng động (êm) : kđ=1
kc-Hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền;với số ca làm việc là 2 ta có k c=1,25
⇒ k=k0 ka kđc kbt kđ. kc=1,25.1.1.1,3.1.1,25=2,03
•Công suất cần truyền:P=10,72(KW)
Do vậy ta có: Pt=P.k.kZ.kn=10,72.2,03.1.1,09=23,72(KW)
pt = 23,72 ≤ [p]
Tra bảng 5.5[1] với điều kiện
ta được:
n01 = 400(v / ph)
*Bước xích:p=31,75mm
*Đường kính chốt:dc=9,55mm
*Chiều dài ống:B=27,46mm
*Công suất cho phép:[P]=32 KW
2.4 Xác định khoảng cách trục và số mắt xích:
Chọn sơ bộ: a=40.p=40.31,75=1270(mm)
Số mắt xích:
2
2
2a Z1 + Z 2 (Z 2 − Z1) . p 2.1270 25 + 75 ( 75 − 25) .31,75
x= +
+
=
+
+
= 131,58
p
2
31,75
2
4.Π 2a
4.3,142.1270
Chọn số mắt xích là số chẵn: x=132
Tính lại khoảng cách trục:
2
2
Z
+
Z
Z
+
Z
Z
−
Z
p
a* = x − 1 2 + x − 1 2 ÷ − 2 2 1 ÷
Π ÷
4
2
2 ÷
Để xích không quá căng thì cần giảm a một lượng:
∆a = 0,003.a* = 0,003.1276,72 = 3,83(mm)
Do đó:
Sinh viên: Vũ Ngọc Lâm – Lớp CN CTM – K57
Trang22
2
2
75 − 25
31,75
75 + 25
25 + 75
*
a =
132 −
+ 132 −
− 2
÷ = 1276,72(mm)
4
2
2 ÷
3,14
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
THIÊT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI
a = a* − ∆a = 1276,72 − 3,83 = 1272,89(mm) ≈ 1272(mm)
Số lần va đập của xích i:
Tra bảng 5.9[1] với loại xích ống con lăn,bước xích p=31,75mm ⇒ Số lần va đập
cho phép của xích:[i]=25
Z .n 25.365
i= 1 1=
= 4,61 < [i] = 30
15.x 15.132
2.5 Kiểm nghiệm xích về độ bền:
s=
Q
≥ [s ] ,với:
k .Ft + F + Fv
0
đ
Q- Tải trọng hỏng:Tra bảng 5.2[1] với p=31,75 mm ta được:
•Q=88,5.103 (N)
•Khối lượng 1 mét xích:q=3,8 (Kg)
kđ-Hệ số tải trọng động:
do điều kiện làm việc êm ⇒ kđ=1
Ft-Lực vòng:
Ta có:
Z1. p.n1 25.31,75.365
=
= 4,83
60000
60000
1000.P 1000.P.60000 1000.10,72.60000
Ft =
=
=
= 2219,46( N )
v
Z . p.n
25.31,75.365
1 1
v=
Fv-Lực căng do lực ly tâm sinh ra:
2
Z . p.n
2
1
1
÷ = 3,8.4,832 = 88,65( N )
Fv = q.v = q.
60000 ÷
F0-Lực do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra:
F = 9,81.k .q.a ,trong đó;
0
f
kf –Hệ số phụ thuộc độ võng của xích:Do @=1350 ⇒ kf=1
⇒ F0 = 9,81.1.3,8.1,272 = 47,42( N )
s=
Q
88,5.103
=
= 37,57 ≥ [s]=10,2 ⇒ thỏa mãn, bộ
kđ .Ft + F0 + Fv 1.2219,46+47,42+88,65
truyền đảm bảo đủ bền.
Sinh viên: Vũ Ngọc Lâm – Lớp CN CTM – K57
Trang22
[s]-Hệ số an toàn cho phép:Tra bảng 5.10[1] với p=31,75(mm);n 1=365 (v/ph) ta được
[s]=10,2
Do vậy:
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
THIÊT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI
2.6 Xác định thông số của đĩa xích:
Đường kính vòng chia:
p
31, 75
d
=
=
= 253,32(mm)
1
Π
180
sin ÷ sin 25 ÷
Z ÷
1
p
31, 75
d =
=
= 758,2(mm)
2
Π
180
÷ sin 75 ÷
sin
Z ÷
2
Đường kính đỉnh răng:
d = p 0,5 + cot g Π ÷ = 31,75. 0,5 + cot g 180 = 267,20(mm)
25 ÷
a1
Z ÷
1
Π
÷ = 31,75. 0,5 + cot g 180 ÷ = 773,41(mm)
d
=
p
0,5
+
cot
g
Z ÷
75
a2
2
Bán kính đáy răng: r = 0,5025.d1 + 0,05 với d1 tra theo bảng 5.2[1] có
d = 19,05 ⇒ r = 0,5025.19,05 + 0,05 = 9,72(mm)
1
Đường kính chân răng:
= d − 2r = 253,32 − 2.9,72 = 233,88(mm)
d
1
f1
d f 2 = d2 − 2r = 758,2 − 2.9,72 = 738,76(mm)
•Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc theo công thức (5.18)
σ
E
= 0, 47 kr ( Ft K + F )
H1
đ
vđ A.k
đ
F = 13.10−7.n . p3.m = 13.10−7.365.31,753.1 = 15,19 ( N )
1
vđ
E-Mô đun đàn hồi:
Sinh viên: Vũ Ngọc Lâm – Lớp CN CTM – K57
Trang22
Kđ-Hệ số tải trọng động: Kđ=1,2
A-Diện tích của bản lề:Tra bảng 5.12[1] với p=31,75(mm)
ta có A=262 mm2.
kr-Hệ số ảnh hưởng của răng đĩa xích,tra ở trang 87[1] theo số răng Z1=25
ta có kr=0,42 ( dùng phép nội suy)
kđ-Hệ số phân bố tải không đều giữa các dãy;với 1 dãy Kđ=1
Fvđ-Lực va đập trên m dãy xích:
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
E=
THIÊT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI
2E E
1 2 = 2,1.105 (MPa) do E = E =2,1.105(MPa),cả hai đĩa xích đều
1
2
E +E
1 2
làm bằng thép.
σ
σ
H1
E
= 0,47 kr ( Ft K + F )
đ
vđ A.K
H1
= 0,47 0, 42.(2219, 46.1 + 15,19)
đ
2,1.105
= 407,65( MPa)
262.1
Tra bảng 5.11[1] ta chọn vật liệu làm đĩa xích là thép 45,với đặc tính:tôi cải thiện
2.7 Xác định lực tác dụng lên trục:
Fr=kx.Ft
Trong đó:
kx-Hệ số kể đến trọng lượng của xích:kx=1,05 vì β=1350>400
Ft-Lực vòng: Ft=2219,46(N)
⇒ Fr=1,05.2219,46=2330,43(N)
2.8 Tổng hợp các thông số của bộ truyền xích:
(trang 88)
Thông số
Loại xích
Bước xích
Số mắt xích
Chiều dài xích
Khoảng cách trục
Số răng đĩa xích nhỏ
Số răng đĩa xích lớn
Vât liệu đĩa xích
Đường kính vòng chia đĩa
xích nhỏ
Đường kính vòng chia đĩa
xích lớn
Ký hiệu
-----p
x
L
a
Z1
Z2
------
Giá trị
Xích ống con lăn
31,75 mm
132
4191 mm
1272mm
25
75
Thép C45(tôi cải thiện)
d1
253,32mm
d2
758,2mm
Sinh viên: Vũ Ngọc Lâm – Lớp CN CTM – K57
Trang22
P = P = 10,72( KW )
II
T = T = 280482,19( N .mm)
II
1
n1 = nII = 365(v / ph)
u = u x = 3
β = 1350
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
Đường kính vòng đỉnh đĩa
xích nhỏ
Đường kính vòng đỉnh đĩa
xích nhỏ
Bán kính đáy
Đường kính chân răng đĩa
xích nhỏ
Đường kính chân răng đĩa
xích nhỏ
Lực tác dụng lên trục
THIÊT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI
da1
267,20mm
da2
773,41mm
r
9,72mm
df1
233,88mm
df2
738,76mm
Fr
2330,43N
Bảng 2.1: Các thông số của bộ truyền xích
PHẦN 3.TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG
(BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG)
Thông số đầu vào:
3.1 Chọn vật liệu làm bánh răng
Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế ở đây chọn
vật liệu 2 cấp bánh răng như nhau.
Tra bảng 6.1[1] ta chọn: Vật liệu nhóm I
-Vật liệu bánh lớn :
• Nhãn hiệu thép : C45
• Chế độ nhiệt luyện: Tôi cải thiện
• Độ rắn : HB =192÷240 ;Chọn :HB2=230
• Giới hạn bền : σb2=750(MPa)
• Giới hạn chảy : σch2=450(MPa)
-Vật liệu làm bánh nhỏ :
• Nhãn hiệu thép : C45
• Chế độ nhiệt luyện: Tôi cải thiện
• Độ rắn : HB =241÷285 ; Chọn :HB1=245
• Giới hạn bền : σb1 =850(MPa)
Sinh viên: Vũ Ngọc Lâm – Lớp CN CTM – K57
Trang22
P = P = 11,16( KW )
I
T = T = 72998,63( N .mm)
I
1
n1 = nI = 1460(v / ph)
u = ubr = 4
Lh = 12500(h)
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
THIÊT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI
• Giới hạn chảy : σch1 =580(MPa)
3.2 Xác định ứng suất cho phép:
3.2.1 Ứng suất tiếp xúc [σH] và ứng suất uốn cho phép[σF]:
σo
H lim Z Z K K
[σ ]=
R v xH HL
H
S
H
σo
F lim Y Y K K
[σ F ] =
R S xF FL
S
F
Trong đó :
=1
Z Zv K
R
xH
-Chọn sơ bộ:
Y Y K
=1
R S xF
-SH,SF –Hệ số an toàn khi tính về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn:
Tra bảng 6.2[1] với :
• Bánh răng chủ động : SH1=1,1 ; SF1=1,75
• Bánh răng bị động : SH2= 1,1; SF2=1,75
o
o
-σ H lim , σ F lim - ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép với chu kỳ cơ sở:
σ 0
= 2HB + 70
H lim
σ 0
= 1,8HB
F lim
σ 0
= 2 HB + 70 = 2.245 + 70 = 560( MPa)
1
⇒ Bánh chủ động H lim1
σ 0
= 1,8HB = 1,8.245 = 441( MPa)
1
F lim1
Bánh bị động
σ 0
= 2 HB + 70 = 2.230 + 70 = 530(MPa)
H lim2
2
σ 0
= 1,8HB = 1,8.230 = 414( MPa)
2
F lim2
m N
K
= H H0
HL
N
HE
, Trong đó:
m NF 0
= F
K
N
FL
FE
+ mH,mF –Bậc của đường cong mỏi khi thử về ứng suất tiếp xúc.Do bánh răng có HB <350
⇒ mH =6 và mF =6
Sinh viên: Vũ Ngọc Lâm – Lớp CN CTM – K57
Trang22
-KHL,KFL –Hệ số tuổi thọ,xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải trọng của bộ
truyền:
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
THIÊT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI
+ NH0 , NF0 –Số chu kỳ thay đổi về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn:
2,4
N
H 0 = 30.HB
N
= 4.106
F0
Do vậy:
2,4
2,4 = 16,26.106
N
H 01 = 30.HB1 = 30.245
2,4
2,4 = 13,97.106
N H 02 = 30.HB2 = 30.230
N
=N
= 4.106
F 02
F 01
+ NHE, NFE -Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương:Do bộ truyền chịu tải trọng tĩnh ⇒ NHE= NFE=60.c.n.t∑ ,trong đó:
c- số lần ăn khớp trong một vòng quay:c=1
n- vận tốc vòng của bánh răng.
t∑ - tổng số giờ làm việc của bánh răng.
N
=N
= 60.c.n .t = 60.1.1460.12500 = 109,5.106
HE1
FE1
1∑
⇒
n
1460
N
=N
= 60.c.n .t = 60.c. 1 .t = 60.1.
.12500 = 273,75.106
HE 2
FE 2
2 ∑
u ∑
4
Ta có:
NHE1>NH01 ⇒ lấy NHE1= NH01 ⇒ KHL1=1
NHE2>NH02 ⇒ lấy NHE2= NH02 ⇒ KHL2=1
NFE1>NF01 ⇒ lấy NFE1= NF01 ⇒ KFL1 =1
NFE2>NF02 ⇒ lấy NFE2= NF02 ⇒ KFL2=1
σo
560
[σ
]= H lim1 Z Zv K K
=
.1.1 = 509,09( MPa)
R
xH HL1 1,1
H1
S
H1
o
σ
530
[σ
]= H lim2 Z Zv K K
=
.1.1 = 481,82( MPa)
R
xH
H
2
HL
2
S
1,1
H2
o
σ
441
F lim1 Y Y K K
[
σ
]
=
=
.1.1 = 252(MPa)
R S xF FL1 1,75
S
F1
F1
σo
414
] = F lim2 Y Y K K
=
.1.1 = 236,57( MPa )
[σ
R S xF FL2 1,75
S
F 2
F2
Do đây là bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng
Sinh viên: Vũ Ngọc Lâm – Lớp CN CTM – K57
Trang22
Do vậy ta có:
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
THIÊT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI
⇒ [σ H ]=Min( [ σ H 1 ] , [ σ H 2 ] ) = [σ H 2 ]=481,82 (Mpa)
3.2.2 Ứng suất cho phép khi quá tải:
[σ ]
= 2,8.max(σ ,σ
) = 2,8.580 = 1624( MPa)
H max
ch1 ch2
[σ F1]max = 0,8.σ ch1 = 0,8.580 = 464( MPa)
= 0,8.450 = 360( MPa)
[σ F 2 ]max = 0,8.σ
ch2
3.3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
TK
1 Hβ
aw = K a (u + 1)3
,với:
[σ ]2.u.ψ
H
ba
-Ka- Hệ số phụ thuộc vật liệu làm bánh răng của cặp bánh răng.Tra bảng 6.5[1]
⇒ Ka=49,5 MPa1/3
-T1-Môment xoắn trên trục chủ động:T1=72998,63(N.mm)
-[σH]-Ứng suất tiếp xúc cho phép: [σH]=481,82(MPa)
-u- Tỉ số truyền: u=4
-ψba,ψbd -Hệ số chiều rộng vành răng:
Tra bảng 6.6[1] với bộ truyền đối xứng,HB<350,ta chọn được ψba=0.4;
ψbd=0,5. ψba.(u+1)=0,5.0,4.(4+1)=1
- KHβ,KFβ-Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính
về ứng suất tiếp xúc và uốn:Tra bảng 6.7[1] với ψbd=1 và sơ đồ bố trí là sơ đồ 6 và dùng
phép nội suy ta được:
= 1,05
K
Hβ
K F β = 1,1
Do vậy ta có:
aw = K a (u + 1)3
TK
72998,63.1,05
1 Hβ
= 49,5.(4 + 1)3
= 146,26(mm)
2
2
[σ ] .u.ψ
481,82 .4.0, 4
H
ba
3.4 Xác định thông số ăn khớp:
3.4.1 Môđun pháp:
m=(0,01÷0,02)aw=(1,4÷2,8) (mm)
Tra bảng 6.8[1] chọn m theo tiêu chuẩn: m=2
3.4.2 Xác định số răng:
Ta có: chọn góc nghiêng β =10o
Sinh viên: Vũ Ngọc Lâm – Lớp CN CTM – K57
Trang22
Chọn aw=140 (mm)
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
THIÊT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI
2a cosβ 2.140.cos10ο
Z = w
=
= 27,57 ;Chọn Z1=27
1 m.(u + 1)
2.(4 + 1)
Z2= u.Z1=4.27,57=110,28; Chọn Z2=110
Tính lại β : cos β =
m. ( z1 + z2 ) 2.(27 + 110)
=
= 0,978 → β = 11,88ο
2.aw
2.140
Thỏa mãn 8=<β<=20
Tỉ số truyền thực tế:
Z
110
ut = 2 =
= 4,07
Z
27
1
Sai lệnh tỉ số truyền:
u −u
4,07 − 4
∆u = t
.100% =
.100% = 1,75% < 4% ⇒ thỏa mãn.
u
4
Khoảng cách trục aw xác định lại theo công thức:
aw=
m. ( z1 + z2 ) 2. ( 27 + 110 )
=
= 140 mm
2 cos β
2 cos11,88
chọn aw= 140 mm vì vậy không phải sử dụng bánh răng dịch chỉnh.
3.4.3 Xác định góc ăn khớp αtw:
Z .m.cosα (110 + 27).2.cos20o
Cosαtw = t
=
= 0,92
2.aw
2.140
⇒ atw = 23,14ο = α t
Góc nghiêng của rang trên hình trụ cơ sở:
βb = arctan(cos α t .tan β ) = arctan(cos 23,14ο.tan11,88ο ) = 10,95ο
2aw
2.140
d
=
=
= 55, 23(mm)
w1 u + 1 4,07 + 1
t
d
= 2.aw − d = 2.140 − 55, 23 = 224,77(mm)
w1
w2
•Vận tốc dài của bánh răng:
v=
Π.d
.n
w1 1 = 3,14.55,23.1460 = 4,22(m / s)
60000
60000
Sinh viên: Vũ Ngọc Lâm – Lớp CN CTM – K57
Trang22
3.5 Xác định các hệ số và một số thông số động học:
•Tỉ số truyền thực tế: ut=4,07
•Đường kính vòng lăn của cặp bánh răng:
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
THIÊT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI
-Tra bảng 6.13[1] với bánh răng trụ răng thẳng và v=4,22(m/s) ta được cấp chính xác của bộ
truyền là:CCX=8
-Tra bảng phụ lục P2.3[1] với:
+CCX=8
+HB<350
+Răng thẳng
+v=4,22 (m/s)<10 m/s
Nội suy tuyến tính ta được:
= 1,05
K
Hv
K Fv = 1,12
Từ thông tin trong trang 91 và 92 trong [1] ta chọn:
+Ra=2,5÷1,25μm ⇒ ZR=0,95
+HB<350 ⇒ Zv=1 do v < (5m/s)
+da2≈dw2=224,77 (mm) <700(mm) ⇒ KxH=1
Chọn YR=1 ; YS=1,08-0,0695ln(m)= 1,08-0,0695ln2=1,032
Do da2≈dw2=224,77(mm) <400(mm) ⇒ KxF=1
= 1,05
K
Hβ
-Hệ số tập trung tải trọng:
K F β = 1,1
-KHα ,KFα-Hệ số phân bố không đều tải trọng trên các đôi răng khi tính về ứng suất tiếp xúc
và ứng suất uốn
Tra bảng 6.14[1] ta được KHα=1,06; KFα=1,23
-KHv , KFv-Hệ số tải trọng động trong vùng ăn khớp khi tính về ứng suất tiếp xúc và ứng suất
uốn:
= 1,05
K
Hv
K Fv = 1,12
3.6 Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng:
3.6.1 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc:
Ta có ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc phải thỏa mãn điều kiện:
2T .K .(ut + 1)
1 H
≤ [σ ]
H
bw .ut d 2
w1
•[σH]-Ứng suất tiếp xúc cho phép:
[σH]cx=[σH].ZR .Zv.KxH=1.481,82.0,95.1=457,73 (MPa)
(Do Zv=1, KxH=1 và ZR=0.95)
•ZM-Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp:
Tra bảng 6.5[1] ⇒ ZM=274(MPa)1/3 (Thép-Thép)
•ZH-Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc:
Sinh viên: Vũ Ngọc Lâm – Lớp CN CTM – K57
Trang22
σ H = Z M Z H Zε
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
Z
H
=
THIÊT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI
o
2cos β
b = 2.cos10,95 = 1, 65
sin(2αtw )
sin(2.23,14ο )
•Zε-Hệ số trùng khớp của răng;Phụ thuộc vào hệ số trùng khớp ngang εα và hệ số trùng khớp
dọc εβ:
-εα-Hệ số trùng khớp ngang:
εα
1
1 ÷
1
1
ο
≈ 1,88 − 3, 2
+
.cosβ = 1,88 − 3,2 +
÷ .cos11,88 = 1,69
Z
Z ÷
27
110
1
2
-εβ -Hệ số trùng khớp dọc:
b sin β (ψ ba .aw ).sin β (0,4.140).sin11,88o
ε = w
=
=
= 1,84
β
m.Π
m.Π
2.3,14
⇒ Zε =
4 − εα
3
=
4 − 1, 69
= 0,88
3
•KH-Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc:
KH= KHα KHβ KHv=1,06.1,05.1,05=1,17
•bw-Chiều rộng vành răng: bw=ψba.aw=0,4.140=56 (mm)
Thay vào ta được:
σ H = Z M Z H Zε
2T .K .(ut + 1)
2.72998,63.1,17.(4,07 +1)
1 H
= 274.1,65.0,88
= 444,04( MPa)
bw .ut d 2
56.4,07.55, 232
w1
Nhận thấy σH=444,04< [σH]=457,73(MPa) vì vậy bánh răng tính toán được đã đủ bền.
3.6.2 Kiểm nghiệm về độ bền uốn:
2.T .K .Yε Y Y
1 F
β F1
σ
=
≤ [σ ]
F
1
F1
bw .d .m
w1
σ .Y
F1 F 2 ≤ [σ ]
σ F 2 =
F2
Y
F1
-[σF1], [σF2]-Ứng suất uốn cho phép của bánh răng chủ động và bị động:
-KF-Hệ số tải trọng khi tính về uốn: KF= KFα KFβ KFv=1,23.1,1.1,12=1,52
-Yε-Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:
1
1
Yε =
=
= 0,59
εα 1,69
- Yβ-Hệ số kể đến độ nghiêng của răng:
Sinh viên: Vũ Ngọc Lâm – Lớp CN CTM – K57
Trang22
= 252.1.1,032 = 260( MPa)
[σ ] = [σ ].Y .Y .K
F1
F1 R S xF
[σ ] = [σ ].Y .Y .K
= 236,57.1.1,032 = 244( MPa)
F 2 R S xF
F2
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
THIÊT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI
β0
11,88
Y = 1−
= 1−
= 0,92
β
140
140
- YF1, YF2-Hệ số dạng răng:
Phụ thuộc vào số răng tương đương Zv1, và Zv2:
Z
27
1 =
= 28,81
Z =
v1 cos3β cos311,88ο
Z
110
2 =
Z
=
= 117,38
v2
cos3β cos311,88ο
Tra bảng 6.18[1] :
Y = 3,94
F1
Ta được:
YF 2 = 3,6
Thay vào ta có:
2.T .K .Yε Y Y
1 F
β F1 2.72998,63.1,52.0,59.0,92.3,94
σ
=
=
= 76, 72 ≤ 260( MPa)
F1
bw .d .m
56.55,23.2
w1
σ .Y
F1 F 2 = 76,72.3,6 = 70,1 ≤ 244( MPa)
σ
=
F2
Y
3,94
F1
⇒ Thỏa mãn.
3.6.3 Kiểm nghiệm về quá tải:
σ
=σ
K qt ≤ [σ ]max
H
H
Hmax
σ Fmax1 = K qt .σ F1 ≤ [σ F1]max ,Trong đó:
= K qt .σ
≤ [σ ]max
σ
F2
F2
Fmax2
-Kqt-Hệ số quá tải:
T
K qt = max = 1,01
T
σ
=σ
K qt = 444,04. 1, 01 = 446,25 ≤ [σ ]max = 1624( MPa)
H
H
Hmax
σ Fmax1 = K qt .σ F1 = 1,01.76,72 = 77,49 ≤ [σ F1]max = 464( MPa)
= K qt .σ
= 1,01.70,1 = 70,8 ≤ [σ ]max = 360( MPa)
σ
F2
F2
Fmax2
⇒ Thỏa mãn.
Sinh viên: Vũ Ngọc Lâm – Lớp CN CTM – K57
Trang22
Do vậy:
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
THIÊT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI
3.7 Một vài thông số hình học của cặp bánh răng:
m.Z
1 = 2.27 = 55,18(mm)
d =
1
cosβ cos11,88ο
•Đường kính vòng chia:
m.Z
2.110
2
d 2 = cosβ = cos11,88ο = 224,82(mm)
•Đường kính đỉnh răng:
d = d + 2.m = 55,18 + 2.2 = 59,18(mm)
a1
1
d = d + 2.m = 224,82 + 2.2 = 228,82(mm)
2
a2
•Đường kính đáy răng:
= d − 2,5.m = 55,18 − 2,5.2 = 50,18(mm)
d
1
f1
d f 2 = d 2 − 2,5.m = 224,82 − 2,5.2 = 219,82(mm)
•Đường kính vòng cơ sở:
d = d .cosα = 55,18.cos20 = 51,85( mm)
b1
1
d = d cosα = 224,82.cos20 = 211, 26(mm)
2
b2
•Góc profin gốc:α=200
3.8 Bảng tổng kết các thông số của bộ truyền bánh răng:
Trang22
P = P = 11,16( KW )
I
T = T = 72998,63( N .mm)
I
1
n1 = nI = 1460(v / ph)
u = ubr = 4
Lh = 12500(h)
Sinh viên: Vũ Ngọc Lâm – Lớp CN CTM – K57
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
Thông số
Khoảng cách trục chia
Khoảng cách trục
Chiều rộng vành răng
Số răng
Đường kính vòng chia
Đường kính vòng lăn
Đường kính đỉnh răng
Đường kính cơ sở
Hệ số dịch chỉnh
Góc profin gốc
Góc profin răng
Góc ăn khớp
Hệ số trùng khớp ngang
Hệ số trùng khớp dọc
Mô đun pháp
Góc nghiêng của răng
THIÊT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI
Ký hiệu
a
aw
bw
Z1
Z2
d1
d2
dw1
dw2
da1
da2
db1
db2
x1
x2
α
αt
αtw
εα
εβ
m
β
Giá trị
140 mm
140 mm
56mm
27 mm
110 mm
55,18 mm
224,82 mm
55,23 mm
224,77 mm
59,18 mm
228,82 mm
51,85 mm
211,26 mm
0
0
200
23,140
23,140
1,69
1,84
2
11,88
Bảng 3.1: Các thông số của bộ truyền bánh răng
4.1 Tính chọn khớp nối.
Thông số đầu vào:
•Mômen cần truyền:T=Tđc=73718,15(N.mm)
•Đường kính trục động cơ:dđc=48(mm)
4.1.1 Chọn khớp nối:
Ta sử dụng khớp nối vòng đàn hồi để nối trục.
Sinh viên: Vũ Ngọc Lâm – Lớp CN CTM – K57
Trang22
PHẦN 4 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
THIÊT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI
Ta chọn khớp theo điều kiện:
cf
Tt ≤ Tkn
d ≤ d cf
kn
t
Trong đó :
•dt-Đường kính trục cần nối:dt=dđc=48mm
•Tt-Mô ment xoắn tính toán:Tt=k.T ,với:
+k-Hệ số chế độ làm việc,phụ thuộc vào loại máy.Tra bảng 16.1[2],ta lấy k=1,7
+T-Mô ment xoắn danh nghĩa trên trục:T=Tđc=73718,15(N.mm)
Do vậy:Tt=k.T=1,7.73718,15=125320,86(N.mm)
Tra bảng 16.10a[2] với điều kiện:
cf
Tt = 125320,86( N .mm) ≤ Tkn
d = 48( mm) ≤ d cf
kn
t
cf
Tkn = 125( N .m)
d cf = 28(mm)
kn
Z = 4
l1 = 30(mm)
l = 32(mm)
2
D3 = 28(mm)
D0 = 90(mm)
Sinh viên: Vũ Ngọc Lâm – Lớp CN CTM – K57
Trang22
Ta được:
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
THIÊT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI
cf = 125( N .m) ,ta được:
kn
Tra bảng 16.10b[2] với T
l = 34(mm)
1
l3 = 28(mm)
d0 = 14(mm)
4.1.2 Kiểm nghiệm khớp nối:
Ta kiểm nghiệm theo 2 điều kiện:
a)Điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi
-Ứng suất dập cho phép của vòng cao su
Do vậy ứng suất dập sinh ra trên vòng đàn hồi:
σd =
2.k .T
2.1, 7.54819,13
=
= 1,32 < [ σ d ]
Z .Do .do .l3
4.90.14.28
Thỏa mãn.
b)Điều kiện bền của chốt:
Trong đó:
[ ]- Ứng suất uốn cho phép của chôt.Ta lấy [
Do vậy,ứng suất sinh ra trên chốt:
σu =
]=(60
) MPa;
k .T .l1
1, 7.54819,13.34
=
= 44,91Mpa < [ σ u ]
2
0,1.d o .Do .Z
0,1.142.90.4
Thỏa mãn.
4.1.3 Lực tác dụng lên trục:
Ta có:
Fkn=0,2Ft
Fkn=0,2Ft=0,2.1218,2=243,64(N)
4.1.4 Các thông số cơ bản của nối trục vòng đàn hồi:
Sinh viên: Vũ Ngọc Lâm – Lớp CN CTM – K57
Trang22
2.T 2.54819,13
Ft =
=
= 1218, 2( N )
D
90
0
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
Thông số
Môment xoắn lớn nhất có thể truyền được
Đường kính lớn nhất có thể của trục nối
THIÊT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI
Ký hiệu
T cf
kn
d cf
kn
Số chốt
Z
Đường kính vòng tâm chốt
D0
Chiều dài phần tử đàn hồi
l3
Chiều dài đoạn công xôn của chốt
l1
Đường kính của chốt đàn hồi
d0
Bảng 4.1: Các thông số cơ bản của nối trục vòng đàn hồi
Giá trị
125N.m
28mm
4
90mm
34mm
28mm
14mm
4.2.2 Sơ đồ phân bố lực:
Sinh viên: Vũ Ngọc Lâm – Lớp CN CTM – K57
Trang22
4.2 Thiết kế trục
4.2.1 Chọn vật liệu chế tạo trục:
Trục của hộp giảm tốc làm việc trong điều kiện chịu tải trọng trung bình thì ta chọn
vật liệu làm trục là thép C45 thường hóa có cơ tính như sau:
σb= 600 (MPa); σch= 340 (MPa); Với độ cứng200 HB; [τ] = 12 ÷ 30 (MPa)
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
THIÊT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI
Hình 4.1:Sơ đồ phân bố lực trên2 trục
4.2.3 Lực tác dụng từ xích lên trục:
Fx=1950,46(N)
•Lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng
2T
2.54285,61
F =F = 1 =
= 2155,9( N )
t1 t2 dw
50,36
1
F = F = F .tgαtw = 2155,9.tg 21o5' = 831,17( N )
r1 r2
t1
4.3 Xác định sơ bộ đường kính trục:
Trục I:
d
sb1
=3
T
1 = 3 54285,61 = 23,9(mm)
0,2[τ ]
0,2.20
với [τ] ứng suất cho phép [τ]=12÷30(MPa);ta chọn [τ]=20MPa
⇒ Chọn d sb1 = 25(mm)
Trục II:
T
2 = 3 234683, 55 = 34,7(mm)
sb2
0, 2[τ ]
0, 2.28
⇒ Chọn d sb2 = 35(mm)
=3
với [τ] ứng suất cho phép [τ]=12÷30(MPa)
Do trục 2 lớn nên ta chọn [τ]=28Mpa
4.4 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực:
Sinh viên: Vũ Ngọc Lâm – Lớp CN CTM – K57
Trang22
d
