bộ truyền đai thang hgt bánh răng trụ răng thẳng 1 cấp
Bạn đang xem bản rút gọn của tài liệu. Xem và tải ngay bản đầy đủ của tài liệu tại đây (687.15 KB, 57 trang )
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN
KHOA CƠ KHÍ
ĐỒ ÁN CƠ SỞ TH1ẾT KẾ MÁY
Phương án 6
GVHD : Trần Văn Quyết
SVTH : Nguyễn Trung Thành
Trang 1
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN
KHOA CƠ KHÍ
ĐỒ ÁN CƠ SỞ TH1ẾT KẾ MÁY
BẢN THUYẾT MINH ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI
--------------------------
MỤC LỤC
I. Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền
1.
2.
3.
Trang
Chọn động cơ điện
Phân phối tỉ số truyền
Xác định các thông số động học
3
5
5
II. Thiết kế bộ truyền đai
1.
2.
3.
4.
Chọn vật liệu
Các thông số của bộ truyền
Xác định tiết diện đai và chiều rộng bánh đai
Xác định lực
8
8
9
13
III. Thiết kế bộ truyền trong hộp giảm tốc
1.
2.
3.
4.
Chọn vật liệu
Xác định ứng suất cho phép
Tính toán bộ truyền bánh răng
Các thông số và kích thước của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng
16
16
18
26
IV. Thiết kế trục truyền
1.
2.
3.
4.
5.
6.
7.
8
9
V.
Chọn vật liệu
Tính toán đường kính trục
Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực
Tính toán cho từng trục
Xác định phản lực tại các gối đỡ
Tính momen tại các tiết diện nguy hiểm
Tính mối ghép then
Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi
Kiểm nghiệm then
27
28
29
30
47
Tính toán thiết kế ổ lăn
I
II
VI.
Trục I
Trục II
48
50
Chọn vỏ hộp
I
II
Thiết kế vỏ hộp
Các chi tiết phụ khác
GVHD : Trần Văn Quyết
SVTH : Nguyễn Trung Thành
53
56
Trang 2
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN
KHOA CƠ KHÍ
VII.
ĐỒ ÁN CƠ SỞ TH1ẾT KẾ MÁY
Xây dựng bản vẽ lắp
61
MỞ ĐẦU
Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là một nội dung không thể thiếu đối với
chương trình đào tạo kĩ sư cơ khí nhằm cung cấp cho sinh viên các kiến thức cơ sở
về kết cấu máy và các quá trình cơ bản khi thiết kế máy .
Trong quá trình học tập môn học cơ sở thiết kế máy, em đã được làm quen với các
kiến thức cơ bản của các kết cấu máy, các loại tính năng cơ bản của các chi tiết
máy thường gặp. Đồ án môn học cơ sở thiết kế máy là kết quả đánh giá thực chất
nhất quá trình học tập môn học chi tiết máy, chế tạo phôi, sức bền vật liệu, dung
sai,…
Hộp giảm tốc là thiết bị không thể thiếu đối với các máy cơ khí, nó có nhiệm vụ
biết đổi một vận tốc đầu vào thành một hay nhiều vận tốc ra tùy thuộc vào công
dụng của máy. Khi nhận đồ án do thầy hướng dẫn giao cho việc thiết kế hộp giảm
tốc em đả tìm hiểu và cố gắng hoàn thành đồ án môn học này .
Trong quá trình làm đồ án em đã tìm hiểu các vấn đề chính sau :
- Cách trọn động cơ điện cho hộp giảm tốc .
- Cách phân phố tỉ số truyền cho các cấp của hộp giảm tốc .
- Các chỉ tiêu tính toán và các thông số cơ bản của hộp giảm tốc .
- Các chỉ tiêu tính toán , cách chế tọa bánh răng và trục .
- Cách xác định thông số của then .
- Kết cấu , công dụng và cách xác định các thông số cơ bản của vỏ hộp và các chi
tiết có liên quan .
- Cách lắp ghép các chi tiết lại với nhau thành một kết cấu máyhoàn chỉnh .
- Cách tính toán chọn chế độ bôi trơn của các chi tiết tham giachuyển động .
Giáo viên hướng dẫn :
Sinh viên thực hiện :
Trần Văn Quyết
Nguyen Trung Thành
GVHD : Trần Văn Quyết
SVTH : Nguyễn Trung Thành
Trang 3
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN
KHOA CƠ KHÍ
ĐỒ ÁN CƠ SỞ TH1ẾT KẾ MÁY
PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
1.Chọn động cơ.
Với yêu cầu ,đặc tính làm việc của hệ thống ,ta chọn động cơ điện xoay chiều
không đồng bộ 3 pha có roto ngắn mạch (do nó có kết cấu đơn giản ,giá thành hạ ,dễ bảo
quản ,độ tin cậy làm việc cao ,có thể mắc trực tiếp với dòng điện 3 pha mà không cần qua
bộ biết đổi hay chỉnh lưu dòng điện.Ngoài ra động cơ có hiệu suất ,công suất làm việc
phù hợp…). Ta chọn động cơ dựa vào 3 tiêu chí sau:
1. Giá thành rẻ.
2. Kích thước nhỏ gọn.
3. Thỏa mãn các yêu cầu làm việc của hệ thống.
1.1. Xác định công suất cần thiết của động cơ.
Trong đó :
+ Pct là công suất cần thiết của động cơ, kW;
+ Plv là công suất trên trục máy công tác, kW;
Plv = = = 3,25 (kW)
+ η là hiệu xuất của toàn bộ hệ thống:
η = ηđ.ηbr.ηkn
Trong đó:Tra bảng 2.3 trang [19] tài liệu [1].
ηđ= 0,95 là hiệu suất của bộ truyền đai.
ηbr = 0,96 là hiệu suất bộ truyền bánh răng.
ηol = 0,99 là hiệu suất của một cặp ổ lăn.
ηkn= 1 là hiệu suất của khớp nối
Vậy ta có:
η = 0,95.0,96..1 = 0,8849
β là hệ số tải trọng tương đương;
β = 0,863
Ta có công suất cần thiết của động cơ là:
Pct = 0,863. = 3,17(kW)
1.2. Xác định số vòng quay cơ bản của động cơ.
Ta có công thức xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ là:
nsb= nlv.usb
Trong đó:
GVHD : Trần Văn Quyết
SVTH : Nguyễn Trung Thành
Trang 4
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN
KHOA CƠ KHÍ
ĐỒ ÁN CƠ SỞ TH1ẾT KẾ MÁY
nlvlà số vòng quay của trục công tác,
usb là tỉ số truyền sơ bộ.
Với nlv được xác định bằng công thức: nlv = ;
Trong đó:
v - vận tốc của băng tải, m/s;
D- Đường kính băng tải;
Theo đề bài ta có: v = 1,0 m/s; D = 300mm;
=>nlv = = 63,7(v/p)
Mặt khác ta có : usb = ubr .
Trong đó:
Tra bảng 2.4[I] trang 21
– Tỉ số truyền của bánh răng sơ bộ; =4
– tỉ số truyền của bộ truyền đai;=4
Vậy usb = 4.4=16
=>nsb =63,7.16 = 1019,2(v/p)
Điều kiện mở máy: =1,4
1.3. Chọn động cơ.
Ta phải chọn động cơ có:
Tra bảng P1.3 [1] ta chọn được động cơ có tên là: 4A112MB6Y3
Bảng số liệu của động cơ:
Kiểu động cơ
4A112MB6Y3
Côn
g
suất
Vận
tốc
quay
(K
W)
(v/p)
4
950
Khối
(mm) lượng
(kg)
0,81
82
2. Phân phối tỷ số truyền.
Tỉ số truyền chung của hệ thống:
uht = = = 14,91
Mặt khác ta có:
uht = ubr .
Chọn tỉ số truyền của bộ truyền đai :
GVHD : Trần Văn Quyết
SVTH : Nguyễn Trung Thành
Trang 5
2,2
2,0
32
56
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN
KHOA CƠ KHÍ
ĐỒ ÁN CƠ SỞ TH1ẾT KẾ MÁY
=> ubr = == 4,188
3. Xác định thông số trên các trục
3.1 Tính toán tốc độ quay của các trục.
Trục động cơ nđc = 950 (v/p)
Trục I: nI = = =266,8(v/p)
Trục II: nII = = = 63,7 (v/p)
Trụclv: nlv = = 63,7 (v/p)
3.2 Tính công suất trên các trục.
- Trục công tác : (kW)
- Trục II : (kw)
- Trục I : (kw)
- Trục động cơ : (kw)
3.3 Tính momen xoắn trên các trục.
Ta có momen xoắn trên các trục như sau:
Trục động cơ: Tđc= .. = . = 36893(Nmm)
Trục I:
TI =. = . = 123491(Nmm)
Trục II:
TII= . = . = 491742 (Nmm)
Trục lv :
Tlv = . = . = 487244(Nmm)
Bảng kết quả tính toán thông số trên các trục:
GVHD : Trần Văn Quyết
SVTH : Nguyễn Trung Thành
Trang 6
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN
KHOA CƠ KHÍ
Trục
ĐỒ ÁN CƠ SỞ TH1ẾT KẾ MÁY
Động cơ
I
II
Công tác
Thông số
Tỷ số truyền u
=3,56
Ubr = 4,188
Ukn =1
Số vòng quay n,v/ph
950
266,8
63,7
63,7
Công suất p, kw
3,67
3,45
3,28
3,25
36893
123491
491742
487244
Mômen xoắn T, Nmm
PHẦN II:TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN
2. Bộ truyền đai
GVHD : Trần Văn Quyết
SVTH : Nguyễn Trung Thành
Trang 7
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN
KHOA CƠ KHÍ
ĐỒ ÁN CƠ SỞ TH1ẾT KẾ MÁY
Truyền động đai được dựng để truyền chuyển động và mô men xoắn giữa các trục xa
nhau. Đai được mắc vòng qua hai bánh đai với lực căng ban đầu Fo, nhờ đó có thể tạo ra
lực ma sát trên bề mặt tiếp xúc giữa đai và bánh đai và nhờ lực ma sát mà tải trọng được
truyền đi.
Thiết kế truyền đai gồm các bước :
-
Chọn loại đai, tiết diện đai
-
Xác định các kích thước và thông số bộ truyền.
- Xác định các thống số của đai theo chỉ tiêu về khả năng kéo của đai và về tuổi thọ.
-
Xác định lực căng đai và lực tác dụng trên trục.
Theo hình dạng tiết diện đai, phân ra : đai dẹt (tiết diện chữ nhật), đai hình thang, đai
hình lược và đai răng.
2.1. Các thông số đầu vào:
- Số vòng quay trên trục động cơ : n1= nđc = 950 (v/p)
- Công suất trên trục động cơ :
P1=Pđc = 3,67(KW)
- Tỷ số truyền của bộ truyền đai :
uđ = 3,56
2.2. Chọn loại đai và tiết diện đai:
- Nếu
Pđc< 2 : Chọn đai dẹt,
- Nếu
Pđc> 2 : Chọn đai thang,
- Nếu
(1)
v < 25m/s : Chọn đai thang thường, ,
(2)
-Nếu v ≥ 25m/s: Chọn đai thang hẹp,
Từ (1), (2) kết hợp với H 4.1, bảng 4.13 trang 59. Ta chọn đai hình thang thường loạiБ.
Theo đó thông số kích thước cơ bản của đai được cho trong bảng sau:
Loại đai
Kích thước tiết diện Diện tích
GVHD : Trần Văn Quyết
SVTH : Nguyễn Trung Thành
Trang 8
Đường
kính bánh Chiều dài giới
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN
KHOA CƠ KHÍ
ĐỒ ÁN CƠ SỞ TH1ẾT KẾ MÁY
(mm)
đai nhỏ
A(mm2)
Thang
thường
Б
bt
B
h
y0
14
17
10,5
4
han l (mm)
d1(mm)
138
140- 280
800- 6300
2.3. Chọn thông số của bộ truyền:
2.3.1. Đường kính bánh đai :
Chọn đường kính bánh đai nhỏ : d1 = 180 (mm) ( Bảng 4.13- trang 59)
2.3.2. Tính vận tốc đai:
π .d1 .n1
v = 60000 = = 8,949 (m/s) 25
( m/s )
⇨ Thỏa mãn điều kiện v = 25 m/s ( Đai thường )
2.3.3. Tính đường kính bánh đai lớn:
-Đường kính đai lớn được xác định bởi công thức :
..(1-ε)
(CT 4.2- Trang 53)
Trong đó: u là tỷ số truyền của bộ truyền đai ⇒ u = = 3,56
- εlà hệ số trượt ,chọn ε = 0,02.
- d1là đường kính bánh đai nhỏ sau khi chuẩn hóa
⇒180.3,56.(1- 0,02) = 627,984 (mm)
Theo bảng 4.21 : Các thông số của bánh đai hình thang ( trang 63) =>d2= 630mm
Như vậy tỷ số truyền thực tế : utt
utt = d2 / [ d1(1 – ε ) ] = 630 / [ 180(1 – 0,02 ) ] = 3,571
Sai số tỷ số truyền:
GVHD : Trần Văn Quyết
SVTH : Nguyễn Trung Thành
Trang 9
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN
KHOA CƠ KHÍ
∆u
ĐỒ ÁN CƠ SỞ TH1ẾT KẾ MÁY
=[( utt– uđ ) / uđ ].100%= [(3,571 – 3,56 ) / 3,56].100% =0,309 % < 4%
⇨ Thỏa mãn điều kiện
2.3.4. Xác định khoảng cách trục a:
Trị số a tính cần phải thỏa mãn điều kiện sau:
Công thức( 4.14) tài liệu [I]- trang 60:
0,55(180+630) + 10,5 a 2.(180+630)
456 a 1620 (mm)
Dựa vào tỉ số truyền và đường kính chọn khoảng cách trục a (theo bảng 4.14- Trang 60
tài liệu [I])1,0 và4 thì
Áp dụng công thức nội suy ta có:
=>
2.3.5. Xác định chiều dài đai l:
Theo công thức 4.4 tài liệu [I]- Trang54:
Theo dãy tiêu chuẩn bảng 4.13 tài liệu [I]- Trang 59: chọn .
-Kiểm nghiệm đai về tuổi thọ:
Theo công thức 4.15 tài liệu [I]-Trang 60:
Đổi : 2500mm = 2,5m
( thỏa mãn đk)
Trong đó:
+ v: vận tốc dây đai, (m/s).
+ l: chiều dài dây đai, (m).
+ i: số lần chạy của dây đai trong một giây.
Từ chiều dài đai tiêu chuẩn cần tính chính xác khoảng cách trục a theo công thức 4.6 tài
liệu [I]- Trang 54:
GVHD : Trần Văn Quyết
SVTH : Nguyễn Trung Thành
Trang
10
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN
KHOA CƠ KHÍ
ĐỒ ÁN CƠ SỞ TH1ẾT KẾ MÁY
Trong đó:
=>
( thỏa mãn đk cho phép về khoảng cách trục).
2.3.6. Tính góc ôm trên bánh đai nhỏ:
-Góc ôm xác định theo công thức 4.7 tài liệu [I]- T54 với điều kiện:
Góc => thỏa mãn điều kiện.
2.4. Xác định số đai:
Số đai z được tính theo công thức 4.16 tài liệu [I]- trang60:
Trong đó:
- Tra bảng 4.19 tài liệu [I]-Trang 62 kết hợp với áp dụng thức nội suy với , v=.
Có v = 5 m/s => KW
v = 10 m/s => KW
Áp dụng công thức nội suy ta có:
= 3,117KW : công suất cho phép
- Tra bảng 4.7 tài liệu [I]- Trang 55:
(hệ số tải trọng động) làm việc 2 ca
- :hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm . (Tra bảng 4.15- trang 61)
Ta có = thì và =thì
Mà lên ta áp dụng công thức nội suy:
GVHD : Trần Văn Quyết
SVTH : Nguyễn Trung Thành
Trang
11
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN
KHOA CƠ KHÍ
ĐỒ ÁN CƠ SỞ TH1ẾT KẾ MÁY
= 0,875
- Tra bảng 4.16 tài liệu [I]- Trang 61:
= 1,116
Với = 2240mm ; l = 2500mm
Với thì ,0 và thì
Áp dụng công thức nội suy ta có:
= 1,023 hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai
- Tra bảng 4.17 tài liệu [I]- trang 61. Với : u= 3,56
:hệ số kể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền
-Tra bảng 4.18- trang 61:
z = = = 1,177
Với : z= 1 thì Cz=1 và z= 2 Cz=0,95
Ta có:Cz=1+1,177-1)=0,991
(Hệ số kể đén ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các dây đai)
Vậy chọn số đai Z= 2
2.4.1.Xác định chiều rộng bánh đai:
- Từ số đai xác định chiều rộng bánh đai B theo công thức 4.17 tài lệu [I]
Tra bảng 4.21 tài liệu [I]-trang63:
=>
Theo tiêu chuẩn chọn 50
2.4.2. Xác định đường kính ngoài của bánh đai:
Đường kính ngoài của bánh đai tính theo công thức 4.18 tài liệu [I]-Trang 63
( với
Đường kính ngoài của bánh đai nhỏ :
GVHD : Trần Văn Quyết
SVTH : Nguyễn Trung Thành
Trang
12
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN
KHOA CƠ KHÍ
ĐỒ ÁN CƠ SỞ TH1ẾT KẾ MÁY
Đường kính ngoài của bánh đai lớn :
2.5. Xác định lực căng ban dầu và lực tác dụng lên trục:
- Lực căng ban đầu được xác định theo công thức 4.19 tài liệu [I]_Trang 63:
Trong đó:
lực căng do ly tâm sinh ra
Theo công thức 4.22 tài liệu [I]- Trang 64:
Vậy lực căng ban đầu
(N)
- Lực tác dụng lên trục tính theo công thức 4.21 tài liệu [I] trang 64
GVHD : Trần Văn Quyết
SVTH : Nguyễn Trung Thành
Trang
13
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN
KHOA CƠ KHÍ
ĐỒ ÁN CƠ SỞ TH1ẾT KẾ MÁY
BẢNG THÔNG SỐ CỦA BỘ TRUYỀN ĐAI
Tỷ số truyền đai thực tế :uđtt
Khoảng cách trục thực : a
Góc ôm : α1
3,571
(mm)
(°)
Vận tốc vòng đai : v
(m/s)
8,949
Đường kính bánh đai nhỏ : d1
(mm)
180
Đường kính bánh đai lớn :
Đường kính ngoài bánh đai nhỏ :
Đường kính ngoài bánh đia lớn :
Chiều dài đai : l
Chiều rộng bánh đai
(mm)
630
(mm)
(mm)
(mm)
:B
(mm)
Số đai : Z
Lực tác dụng lên trục : Fr
2
(N)
Lực căng ban đầu : (N)
GVHD : Trần Văn Quyết
SVTH : Nguyễn Trung Thành
50
Trang
14
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN
KHOA CƠ KHÍ
ĐỒ ÁN CƠ SỞ TH1ẾT KẾ MÁY
PHẦN III: BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
Các thông số đầu vào:
– Đặc tính làm việc: Va đập vừa.
– Số ca làm việc: 2ca.
– Công suất trên trục chủ động: PI = 3,45(kW).
– Số vòng quay trên trục chủ động: .
– Momen xoắn trên trục chủ động: TI = 123491(Nmm).
– Tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng: ubr = 4,188
3.1 CHỌN VẬT LIỆU:
Đối với hộp giảm tốc bánh răng trụ răng thẳng 1 cấp chịu công suất trung bình, nhỏ ta chỉ
cần chọn vật liệu nhóm I, là loại vật liệu có độ rắn HB ≤ 350. Bánh răng được thường hóa
hoặc tôi cải thiện. Theo bảng 6.1 ta chọn:
- Bánh răng nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện,có độ rắn HB241…285
Giới hạn bền: σb1 = 850 MPa và giới hạn chảy: σch1 = 580 Mpa. Chọn HB1 = 245 (HB)
- Bánh răng lớn:Thép 45 tôi cải thiện, có độ rắn HB192…240
Giới hạn bền: σb2 = 750 MPa và giới hạn chảy: σch2 = 450 Mpa. Chọn HB2 = 230 (HB)
3.2 XÁC ĐỊNH ỨNG SUẤT CHO PHÉP.
-Theo bảng 6.2 với thép 45, tôi cải thiện ta có:
=2HB+70 ; SH = 1,1 ; σoFlim = 1,8HB ; SF =1,75
-Chọn độ rắn bánh răng nhỏ HB1=245 ; độ rắn bánh răng lớn HB2=230khi đó ta có:
= 2HB1 + 70 = 2.245 + 70 = 560 MPa ; σoFlim1 = 1,8HB1 =1,8.245= 441 MPa
= 2HB2 + 70 = 2.230 + 70 = 530 Mpa ; σoFlim2 = 1,8HB2 = 1,8.230= 414 MPa
KHL=
mH
N HO N HE
với mH = 6.
GVHD : Trần Văn Quyết
SVTH : Nguyễn Trung Thành
Trang
15
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN
KHOA CƠ KHÍ
ĐỒ ÁN CƠ SỞ TH1ẾT KẾ MÁY
mH: Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc.
-Theo công thức (6.5) [I] (tr 93) ta có :
Số chu kì thay đổi ứng suất khi thử về tiếp xúc: NHO = 30. .Do đó:
→ NHO1 = 30. 2452,4 = 1,62.107
;
NHO2 = 30. 2302,4 = 1,39.107
-Theo công thức (6.7), (6.8) [I] (tr 93):
NHE = 60.c.
NFE = 60.c.
Ở đây:
+ ti : thời gian làm việc trong từng chế độ tải.
+ mF : bậc của đường cong mỏi khi thử về uốn (mF = 6 ).
+ c =1 Số lần ăn khớp trong 1 vòng quay
+ ni Số vòng quay ; nI = 266,8 v/p và nII = 63,7 v/p
+ Ti Mômen xoắn thứ i
+ Tmax Mômen xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng
+ ti Tổng số giờ làm việc ở chế độ thứ i ; ti = 24000 giờ…
→ NHE1= 60.1.[ (3.+(3.266,8.24000 =
NHE2= 60.1.[(3.+(3..24000 =
Vì : NHE1> NHO1 do đó: , tương tự
→ NFE1= 60.1[(6.+(6. 266,8. 24000 =
NFE2= 60.1.[ (6.+(6... 24000 =
Vì : NFE1> NFO do đó: , tương tự
(với NFO là số chu kì thay đổi ứng suất khi thử về uốn; N FO1 = 4. 106 với tất cả các
loại thép).
-Ứng suất tiếp xúc cho phép: [σH] =
→ = = 509,09MPa ;
= =481,81 MPa
→ [σH] = 481,18MPa (vì là bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng [σH]=min{)
-Ứng suất uốn cho phép: [σF] =
GVHD : Trần Văn Quyết
SVTH : Nguyễn Trung Thành
Trang
16
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN
KHOA CƠ KHÍ
→[σF1] = = 252 MPa
;
ĐỒ ÁN CƠ SỞ TH1ẾT KẾ MÁY
[σF2] = = 236,57 MPa
- Ứng suất quá tải cho phép tính theo công thức (6.13) và (6.14) (tr 95+96):
max
=2,8= 2,8.580=1624 Mpa
max
=2,8= 2,8.450=1260 Mpa
[σF1]max = 0,8.= 0,8.580 = 464 Mpa
[σF2]max = 0,8.= 0,8.450 =360 Mpa
3.3 Tính toán các thông số của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng.
3.3.1-Xác định khoảng cách trục .
Ta có :
3
aw = Ka.(u + 1).
TI .K H β
[σH ]
2
.u.ψ ba
(6.15a) [1]
Trong đó:
- Ka = 49,5 Mpa1/3 : Hệ số phụ thuộc vật liệu của cặp bánh răng và loại răng
(bảng 6.5[I]-Trang 96 )
- TI : Mômen xoắn trên trục chủ động TI = 123491 Nmm
- [σH] = 481,81 Mpa : Ứng suất cho phép
- Tỷ số truyền u = 4,188
- KHβ: Hệ số được xác định dựa vào hệ số đường kính ψba bảng 6.6 (tr 97)
Ta có: (ψba = (0,3...0,5) chọn ψba= 0,4
vậy ψbd=0,53.ψba.(u+1)=0,53.0,4.(4,188+1)= 1,099
Tra ở sơ đồ 6 (bảng 6.7, trang 98),kết hợp với ψbd= 1,099
Ta có ψbd=1 => KHβ=1,05 và ψbd=1,2 => KHβ=1,06
Áp dụng công thức nội suy: => KHβ=
=> aw2=49,5.(4,188+1).= 178,35
Chọn : aw2 =175 mm
3.3.2.Xác định thông số ăn khớp:
3.3.2.1. Xác định mô đun
-Theo công thức 6.17 (tr 97), ta có:
GVHD : Trần Văn Quyết
SVTH : Nguyễn Trung Thành
Trang
17
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN
KHOA CƠ KHÍ
ĐỒ ÁN CƠ SỞ TH1ẾT KẾ MÁY
m=(0,01 ÷ 0,02). aw2=(0,01 ÷ 0,02).175 = 1,3,5
tra bảng 6.8 (tr 98), chọn m= 2,5
3.3.2.2. Xác định số răng, góc nghiêng β và hệ số dịch chỉnh x.
- Chọn sơ bộ β=00 (Răng trụ răng thẳng). => =1
- Số răng bánh răng nhỏ:
= 26,98 (6.19 tr 99) [1]
Chọn z1= 27
- Số răng bánh răng lớn:
(6.20 tr 99) [1]
Lấy
=>( răng )
-Tỷ số truyền thực tế: = = = 4,185
Sai số tỷ số truyền:
∆u =
u − ut
u
100% =
4,188 − 4,185
4,188
.100% = 0,071%
-Theo công thức (6.21)(t99) [1]
tính lại khoảng cách: aw = == 175 mm,
Lấy =175mm
-Xác định hệ số dịch chỉnh. Theo công thức 6.22 (tr 100) [1]
Y= - 0,5() = - 0,5()= 0
Ky = 0
Hệ số chỉnh dịch của cả 2 bánh là :x1=x2=0
Góc ăn khớp. Theo công thức (6.27)(1) ta có
cos= ztmcosα /(2aw2) = (27+113).2,5. Cos(200)/(2.175)= 0,94200
* Theo các công thức trong bảng 6.11[I] (tr 104), ta có:
- Khoảng cách trục chia: a = =0,5.2,5.(27+113)/1=175 mm
- Đường kính chia:
GVHD : Trần Văn Quyết
SVTH : Nguyễn Trung Thành
Trang
18
< 4%.
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN
KHOA CƠ KHÍ
ĐỒ ÁN CƠ SỞ TH1ẾT KẾ MÁY
- Đường kính lăn:
- Đường kính đỉnh răng:
- Đường kính đáy răng:
- Đường kính cơ sở:
db1= d1cosα =>
db2= d2cosα =>
-Góc profin gốc(Theo TCVN 1065-71, α = 200)
-Góc prôfin răng :=20
-Góc ăn khớp răng : == 20
3.3.3- Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
-Theo CT (6.33) (tr 105),ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc :
Trong đó: + ZM – Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp,
tra bảng 6.5 (tr 96) : ZM= 274 MPa1/3
+ ZH – Hệ số kể đến hình dáng bề mặt tiếp xúc :
ZH =
2 cosβ b
sin 2α tw
=
(6.34 tr 105)
2.1
sin 2.20 0 = 1,764.
( 4 − εα )
+ - hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, với răng thẳng εβ=0 ta có : Zε =
Theo công thức (6.38b tr105) [1], ta có:
1
1
1
1
= 1,88 − 3,2 +
= 1,88 − 3,2 +
= 1,73
Z
Z
27
113
1
2
α
( 4 − 1,73)
=> Zε2 =
3
=0,869
GVHD : Trần Văn Quyết
SVTH : Nguyễn Trung Thành
Trang
19
3
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN
KHOA CƠ KHÍ
ĐỒ ÁN CƠ SỞ TH1ẾT KẾ MÁY
- bw: Chiều rộng vành răng:
bw2 = Ψba. aw2 = (0,3÷0,5). 175 = (52,5÷87,5)mm. Chọn bw = 80
- dw: Đường kính vòng lăn của bánh nhỏ (bánh chủ động);
dw1 = 2aw2 /(ut+1) = 2. 175/(+ 1) = 67,5 mm.
π .d w1 .n1 π .67,5.266,8
=
= 0,94
60000
Vận tốc vòng của bánh nhỏ: v = 60000
m/s.
Theo bảng 6.13(tr 106) ta chọn cấp chính xác 9.
KH = KHβ.KHα.KHv (6.39 tr 106) - hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc.Với:
• -hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng.
Theo bảng 6.7 (tr 98) do ψbd= 1,099 bằng phương pháp nội suy :=
• -hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp
chọn được ( bánh răng thẳng)
• -hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về tiếp xúc.
Theo công thức 6.41 :
Trong đó :
hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp, tra bảng 6.15: δ H = 0,004
hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng, tra bảng 6.16:
1,77
1,036
Vậy :
Theo công thức 6.33 [ I ]ta có:
Theo (6.1) với v = 0,94 m/s ⇒ ZV = 0,85.v0,1 = 0,85.0,940,1 =0,844(vì v < 5m/s),
ZR với cấp chính xác 9 thì Ra = 0,32 => ZR = 1
Với da<700mm ⇒ KxH = 1. Do đó theo(6.1) và (6.1a):
GVHD : Trần Văn Quyết
SVTH : Nguyễn Trung Thành
Trang
20
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN
KHOA CƠ KHÍ
ĐỒ ÁN CƠ SỞ TH1ẾT KẾ MÁY
⇒[σH]* = [σH]. ZRZVKxH = 481,81.1.0,844.1 = 406,65 MPa
Dovà
Như vậy : < → Thoả mãn độ bền tiếp xúc.
-Tính lại chiều rộng vành răng: bw=Ψba. aw2.= 80.= 78,3 mm .
Lấy bw= 80mm. Chọn bw1 = 90 mm
3.5. Kiểm nghiệm độ bền uốn.
- Đảm bảo độ bền uốn cho răng : (CT6.43[I])
Trong đó:
+ ; ; , dw= 67,5mm.
+ hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, với
→ 0,578
+ hệ số kể đến độ nghiêng của răng, với răng thẳng
+ hệ số dạng răng của bánh 1 và bánh 2 :
Tra bảng 6.18
thì với =25 thì Yf =3,9 và = 30 thì Yf =3,8
Áp dụng phương pháp nội suy,ta có: Yf1 = 3,86
và = 113 thì với =100 thì Yf =3,6 và = 150 thì Yf =3,6
Áp dụng phương pháp nội suy,ta có: Yf2 = 3,6.
+ hệ số tải trọng khi tính toán uốn:
Với:
•
- hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính
về uốn, tra bảng 6.7 kết hợp với ψbd=1,099 có
GVHD : Trần Văn Quyết
SVTH : Nguyễn Trung Thành
Trang
21
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN
KHOA CƠ KHÍ
ĐỒ ÁN CƠ SỞ TH1ẾT KẾ MÁY
Áp dụng công thức nội suy ta có:
= 1,1198
- hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp
tính về uốn, tra bảng 6.14: 1,37
•
- hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn, theo
công thức 6.46 (tr 109) : +
•
Bảng 6.15[I] : = 0,011 → =. = 0,011.73.0,94 = 4,88
Vậy: =
=
+ Tính chính xác độ bền uốn[σ F1]cx
[σ F2]cx
và
(6.2a) và (6.2)
[σF1]cx = [σF1].YR.YS.KxF = 252.1. 1,02.1 = 257,04 Mpa
[σF2]cx = [σF2].YR.YS.KxF =236,57.1. 1,02.1 = 241,30 Mpa
Trong đó các đại lượng được chú thích như sau : (trang 92,93)
+ YR = 1 : Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt chân răng.
+ YS = 1,08 – 0,0695ln(mn) = 1,08 – 0,0695ln(2,5) = 1,02.
Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất.
+ KxF = 1 : Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng tới độ bền uốn.
( do da < 400 mm lên KxF = 1 )
Theo kết quả đã tính : σF1<[σF1]cx= 257,04 Mpa
σF2 = <[σF2]cx = 241,30 Mpa
⇨ Đảm bảo điều kiện bền uốn
3.6. Kiểm nghiệm răng về độ quá tải:
- Kiểm nghiệm quá tải tiếp xúc :
Theo CT (6.48) :
GVHD : Trần Văn Quyết
SVTH : Nguyễn Trung Thành
Trang
22
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN
KHOA CƠ KHÍ
ĐỒ ÁN CƠ SỞ TH1ẾT KẾ MÁY
= = 1,4
=>σHmax = . = 476,04 < [σH2]max=1260 Mpa < [σH1]max =1624 Mpa
độ bền quá tải
=>Thỏa mãn
- Kiểm nghiệm quá tải uốn :
CT (6.49) :
→ Bánh răng đảm bảo điều kiện về quá tải.
3.7. Lực tác dụng trong bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng :
Trên hình vẽ thể hiện lực pháp tuyến Fn nằm trong mặt phẳng pháp tuyến và vuông góc
với cạnh răng.
→
Lực Fn được phân ra làm ba thành phần vuông góc: Lực vòng Ft, lực hướng tâm Fr:
→
= Ft +
→
Fr
Sơ đồ tác dụng lực lên bộ truyền bánh răng khi làm việc
-Lực tác dụng lên bánh răng thẳng nhỏ
2.TI
+Lực vòng: Ft1= d w1 = = 3658,99 N
+ Lực hướng kính: Fr1 = Ft1. tgα
⇒ Fr1 = 3658,99.Tg20 = 1331,76 N
-Lực tác dụng lên bánh răng lớn.
+Lực vòng: Ft2= Ft1=3658,99 N
+ Lực hướng kính: Fr2= Fr1= 1331,76 N
GVHD : Trần Văn Quyết
SVTH : Nguyễn Trung Thành
Trang
23
Fn
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN
KHOA CƠ KHÍ
ĐỒ ÁN CƠ SỞ TH1ẾT KẾ MÁY
Bảng thông số bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng:
Thông số
Khoảng cách trục
Mođun
Chiều rộng vành răng
Tỉ số truyền
Góc nghiêng của răng
Số răng bánh răng
Hệ số dịch chỉnh
Đường kính vòng chia
Đường kính lăn
Đường kính đỉnh răng
Đường kính đáy răng
GVHD : Trần Văn Quyết
SVTH : Nguyễn Trung Thành
Trị số
aw = 175 mm
m = 2,5 mm
bw1 = 90 mm
bw2= 80 mm
u= 4,185
β= 0
z1= 27
x1= 0
d1 = 67,5 mm
dw1 = 67,5 mm
da1 =72,5 mm
df1 = mm
Trang
24
z2 = 113
x2 =
d2 = 282,5 mm
dw2 = 282,5 mm
da2 = 287,5 mm
df2 = 276,25 mm
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN
KHOA CƠ KHÍ
ĐỒ ÁN CƠ SỞ TH1ẾT KẾ MÁY
Đường kính cơ sở
db1 = mm
db2 = 265,46 mm
Lực vòng
Ft1 = Ft2 = 3658,99 N
Lực hướng kính
Fr1 = Fr2 = 1331,76 N
CHƯƠNG IV: THIẾT KẾ TRỤC TRUYỀN
4.1 Chọn vật liệu
Do hộp giảm tốc chịu tải trọng trung bình, nên ta chọn vật liệu là thép 45, bảng 6.1 – [I] :
Nhãn thép
Nhiệt luyện
Kích thước
Độ rắn HB
Giới hạn
Giới hạn chảy
Smax, mm
bền σb MPa
σch MPa
45
Tôi cải thiện
100
230
750
450
4.2.Tải trọng tác dụng lên trục
Lực ăn khớp của bộ truyền bánh răng
(Vì là bánh răng trụ răng thẳng)
Lực tác dụng của bộ truyền đai (góc nghiêng đường nối tâm α = 25o)
Lực tác dụng khớp nối
GVHD : Trần Văn Quyết
SVTH : Nguyễn Trung Thành
Trang
25
