Đồ án nguyên lý máy
Bạn đang xem bản rút gọn của tài liệu. Xem và tải ngay bản đầy đủ của tài liệu tại đây (608.69 KB, 48 trang )
Trường ĐH SPKT Tp.HCM
Đồ án chi tiết máy
MỤC LỤC
Mục lục ............................................................................................................................ 1
Lời nói đầu ........................................................................................................................ 2
PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN....................................3
PHẦN II: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH...................................................................6
I.2 Phân phối tỷ số truyền..................................................................................................6
II.1 Chọn loại xích......................................................................................................6
II.2 Xác định các thông số của xích và bộ truyền........................................................7
II.3 Kiểm nghiệm xích về độ bền.................................................................................7
II.4 Xác định đường kính đĩa xích và các lực tác dụng lên trục..................................8
PHẦN III: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG.........................................................11
III.1 Chọn vật liệu và xác định ứng suất cho phép......................................................11
III.2 Tính toán bộ truyền cấp nhanh............................................................................13
III.3 Tính toán bộ truyền cấp chậm.............................................................................18
PHẦN IV: THIẾT KẾ TRỤC..............................................................................................32
IV.1 Chọn vật liệu.......................................................................................................22
IV.2 Xác định tải trọng tác dụng lên trục....................................................................23
IV.3 Tính toán thiết kế trục.........................................................................................25
PHẦN V: CHỌN THEN......................................................................................................48
PHẦN VI: THIẾT KẾ Ổ LĂN VÀ KHỚP NỐI................................................................39
PHẦN VII:THIẾT KẾ VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT PHỤ.............................................45
PHẦN VIII: CHỌN KIỂU LẮP GHÉP.............................................................................48
Tài liệu tham khảo ..........................................................................................................49
SVTH: Dương Hoàng Khải
GVHD: TS. Văn Hữu Thịnh
1
Trường ĐH SPKT Tp.HCM
Đồ án chi tiết máy
LỜI NÓI ĐẦU:
Thiết kế và phát triển những hệ thống truyền động là vấn đề cốt lõi trong cơ khí. Mặt
khác, một nền công nghiệp phát triển không thể thiếu một nền cơ khí hiện đại. Vì vậy, việc
thiết kế và cải tiến những hệ thống truyền động là công việc rất quan trọng trong công cuộc
hiện đại hoá đất nước. Hiểu biết, nắm vững và vận dụng tốt lý thuyết vào thiết kế các hệ
thống truyền động là những yêu cầu rất cần thiết đối với sinh viên, kỹ sư cơ khí.
Trong cuộc sống ta có thể bắt gặp hệ thống truyền động ở khắp nơi, có thể nói nó đóng
một vai trò quan trọng trong cuộc sống cũng như sản xuất.Đối với các hệ thống truyền
động thường gặp thì hộp giảm tốc là một bộ phận không thể thiếu.
Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí giúp ta tìm hiểu và thiết kế hộp giảm tốc,
qua đó ta có thể củng cố lại các kiến thức đã học trong các môn học như Nguyên lý- Chi
tiết máy, và giúp sinh viên có cái nhìn tổng quan về việc thiết kế cơ khí. Hộp giảm tốc là
một trong những bộ phận điển hình mà công việc thiết kế giúp chúng ta làm quen với các
chi tiết cơ bản như bánh răng, ,…
Với kiến thức còn hạn hẹp, vì vậy thiếu sót là điều không thể tránh khỏi, em rất mong
nhận được ý kiến từ thầy. Em chân thành cảm ơn thầy!
SVTH: Dương Hoàng Khải
GVHD: TS. Văn Hữu Thịnh
2
Trường ĐH SPKT Tp.HCM
Đồ án chi tiết máy
PHẦN I: TÍNH TOÁN CHON ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN BỐI TỈ SỐ TRUYỀN.
1. Tính toán chọn động cơ:
a. Số liệu ban đầu:
•
•
•
•
Hệ thống băng tải làm việc có các thông số sau :
Lực vòng trên băng tải (F): 6000(N)
Vận tốc tang tải (v)
: 1,3(m/s)
Đường kính tang tải (D) : 380(mm)
Số năm làm việc (y)
: 5 (năm)
Hệ thống làm việc tải trọng va đập nhẹ , quay một chiều, mỗi năm làm việc 300 ngày(mỗi
ngày làm việc 2 ca, 1 ca 8 giờ)
b. Công suất cần thiết trên trục động cơ:
• Công suất làm việc trên trục công tác
•
Theo (2.12) và (2.13) công suất tương đương:
Với ; = 0,8; t1 = 0,7tck ; t2 = 0,3tck⇒.
Thay số vào ta được: (kW)
• Hiệu suất truyền động: tra bảng (2.3)
với:
ɳnt= 0,99 - hiệu suất nối trục đàn hồi.
ɳbr = 0,96 - hiệu suất 1 cặp bánh răng trụ .
ɳx = 0,93 - hiệu suất bộ truyền xích để hở.
ɳôl = 0,99 - hiệu suất 1 cặp ổ lăn.
⇒ɳ = 0,99.0,962.0,93.0,994 = 0,815
• Công suất cần thiết trên trục động cơ:
Gọi : P là công suất trên tang tải.
ɳ là hiệu suất chung của hệ thống dẫn động
Ptlà công suất tinh toán trên trục máy công tác
Ta có : (kW)
c. Chọn động cơ:
Số vòng quay trên trục công tác là: (2.16);
Trong đó: v là vận tốc băng tải, v=1,3 m/s;
D đường kính tang tải, D = 380 mm.
(v/ph)
SVTH: Dương Hoàng Khải
GVHD: TS. Văn Hữu Thịnh
3
Trường ĐH SPKT Tp.HCM
Đồ án chi tiết máy
Số vòng quay sơ bộ của động cơ : = Theo (2.18)
Theo bảng (2.4)
•
•
Truyền động bánh răng trụ ( hộp giảm tốc 2 cấp): ubr = 8
Truyền động xích: ux = 2.5
⇒ Tỉ số truyền toàn bộ: ut = ubr.ux = 8.2.5=20
Do đó: nsb = 65,3720 = 1307,4 (v/ph) . Nên chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ là: nđb =
1500 (v/ph). Theo (bảng p1.2) với: Pct = 9,04 (kW) và nđb = 1500 (v/ph)
Ta chọn động cơ: DK 62-4 có Pđm = 10(kW) và nđc = 1460 (v/ph).
2. Phân phối tỉ số truyền:
a. Tỉ số truyền chung: Theo (3.23)
b. Chọn tỉ số ux = 2,5 thỏa:
=
Trong đó:
tỉ số truyền bộ truyền bánh răng trụ răng nghiên cấp nhanh;
uc
tỉ số truyền bộ truyền bánh răng trụ răng nghiên cấp chậm;
Chọn ⇒⇒
Do đó:
Tỉ số truyền chung là: utt = un.uc.ux =3,41. 2,62. 2,5 = 22,34
⇒ (Với sai lệch cho phép: 0,00 ÷ 0,09)
3. Xác định số vòng quay trên các trục,công suất và momem:
a. Số vòng quay của các trục truyền động:
(v/ph); (v/ph)
(v/ph); (v/ph)
b. Công suất của các trục truyền động:
Công suất cần thiết trên trục là: (kW)
(kW)
(kW)
SVTH: Dương Hoàng Khải
GVHD: TS. Văn Hữu Thịnh
4
Trường ĐH SPKT Tp.HCM
Đồ án chi tiết máy
(kW)
(kW)
c. Mômen xoắn của các trục truyền động:
(N.mm)
(N.mm)
(N.mm)
(N.mm)
(N.mm)
Bảng 1.1. Bảng số liệu động học và động lực học trên các trục của hệ thống dẫn động
Trục
cơ
(v/ph)
(kW)
(N.mm)
động I
1460
9,04
SVTH: Dương Hoàng Khải
1460
8,86
II
III
IV
428,15
8,42
163,42
7,44
65,37
6,85
GVHD: TS. Văn Hữu Thịnh
5
Trường ĐH SPKT Tp.HCM
Đồ án chi tiết máy
PHẦN II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH
1. Chọn loại xích:
Do tải trọng nhỏ, vận tốc quay thấp Nên ta chọn xích ống – con lăn gọi tắc là xích con
lăn chế tạo đơn giản giá thành hạ, độ bền mòn cao.
2. Xác định các thông số của xích và bộ truyền xích.
a. Chọn số răng đĩa xích.
• Với Theo bảng (5.4) ta chọn số răng đĩa xích nhỏ là z1 = 25
• Từ số răng đĩa xích nhỏ z1tính ra số răng đĩa xích lớn z2:
z2 = ux.z1 ≤ zmax = 120 . Thay z1 vào: z2 = 2,5z2 = 63 zmax .
b. Xác định bước xích P.
Điều kiện đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mòn của bộ truyền xích được viết dưới dạng :
Trong đó: Pt – công suất tính toán kW;
P – công suất cần truyền, P=PIII = 7,44 kW;
[P] – công suất cho phép kW;
kz = hệ số răng;Tra bảng (5.5) ta chọn n01 = 200 (v/ph)
kn = hệ số vòng quay;
Hệ số k được xác định theo công thức (5.4): k = k0kakđckbtkđkc
k0 hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền, k 0 = 1,25 (đường nối tâm hai đĩa xích so với
đường nằm ngang lớn hơn 600);
- ka hệ số kể đến hai trục và chiều dài xích, ka = 1 (chọn a = 40p);
kđc hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích, kđc =1,1;
kbt hệ số kể đến ảnh hưởn8u8uu88uuug của bôi trơn, k bt = 1,3 (môi trường làmviệc có bụi,
chất lượng bôi trơn bình thường);
- kđ hệ số tải trọng động, kđ = 1,2 (tải trọng va đập nhẹ);
- kc hệ kể đến chế độ làm việc của bộ truyền, kc=1,25 (làm việc 2ca/ngày);
•
•
•
-
-
Do đó: k = 1,25.1.1,1.1,3.1,2.1,25 = 2,68
- kd hệ số phân bố không đều cho tải trọng các dãy, kd = 2,5;
⇒ Pd = = 9,73 (kW)
SVTH: Dương Hoàng Khải
GVHD: TS. Văn Hữu Thịnh
6
Trường ĐH SPKT Tp.HCM
Đồ án chi tiết máy
Theo bảng (5.5) với n0 = 200 (v/ph) và điều kiện Pt ≤ [P] chọn bộ truyền xích 3 dãy có bước
xích p = 25,4 (mm) thỏa điều kiện bền mòn: P d = 9,73 kW [P] = 11 kW. Đồng thời theo
bảng (5.8), p pmax
c. Khoảng cách trục và số mắt xích.
• Khoảng cách trục a = 40p = 40.25,4 = 1016 (mm) ;
• Theo công thức (5.12) xác định số mắt xích:x
Thay số vào ta được: x
Lấy số mắc xích chẵn x = 124, tính lại khoảng cách trục theo công thức (5,13):
a* =
Thay số vào ta được:
a* =
= 1004,24 = 1004 (mm)
Để xích không chịu lực căng quá lớn cần giảm khoảng cách trục a một lượng là:a=(0,002
÷0,004)a; Chọn a = 0,004a* 4 mm; ⇒a = a*a = 10044 = 1000 mm
•
Số lần va đập i của bản lề xích trong một giây:
Trong đó: số lần va đập cho phép, 1/s, trị số trong bảng (5.4)
⇒
Do đó: Sự va đập của các mắt xích vào các răng trên đĩa xích đảm bảo, không gây ra
gẫy các răng và đức mắt xích.
3. Kiểm nghiệm xích về độ bền.
Với các bộ truyền xích bị quá tải lớn khi mở máy hoặc thường xuyên chịu tải trọng va
đập trong quá trình làm việc cần tiến hành kiểm tra về quá tải theo hệ số oan toàn:
- tải trọng phả hỏng, tra bảng (5.2);
- hệ số tải trọng động, với tải trọng va đập nhẹ tra.b (5.6);
- lực vòng trên đĩa xích,
;
SVTH: Dương Hoàng Khải
GVHD: TS. Văn Hữu Thịnh
7
Trường ĐH SPKT Tp.HCM
Đồ án chi tiết máy
- lực căn do lực li tâm sinh ra khi làm việc, ;
khối lượng 1m xích, kg, tra bảng (5.2);
⇒
- lực căng do lực bánh xích bọ động sinh ra, ;
hệ số phụ thuộc vào độ võng của xích ở vị trí bộ truyền
. Chọn ( bộ truyền thẳng đứng) tập 1 trang 85; ⇒
- hệ số an toàn cho phép, tra bảng (5.10) với p và n01 = 200(v/ph);
⇒
Do đó: bộ truyền xích đảm bảo đủ bền.
4. Xác định các thông số của đĩa xích và lực tác dụng lên trục.
a. Xác định các thông số đĩa xích.
• Đường kính đĩa xích:Theo công thức (5.17) và bảng (13.4)
+ Đường kính vòng chia d1 và d2 là:
Lấy mm;
Lấy mm;
+ Đường kính vòng đỉnh và là:
. Lấy mm;
- ứng suất tiếp xúc cho phép, MPa, tra bảng (5.11)
- lực va đập trên m dãy xích, (chọn m =1) xác định theo (5.19)
. ⇒;
- hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích, phụ thuộc z;. Lấy mm;
+ Đường kính vòng chân và là:
Với . Theo bảng (5.2) và (14-14b) được:
d1 = 15,08 mm; ⇒mm;
Do đó:
mm. Lấy mm;
SVTH: Dương Hoàng Khải
GVHD: TS. Văn Hữu Thịnh
8
Trường ĐH SPKT Tp.HCM
Đồ án chi tiết máy
mm. Lấy mm;
•
Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích theo công thức (5.18):
Trong đó:
Bảng 2.1. Hệ số ảnh hưởng của số răng đĩa xích
z
15
kz
0,59
Với z1 = 25 ⇒
20
0.48
30
0,36
40
0,29
50
0,24
60
0,22
- mô đun đàn hồi, với E 1, E2 lần lược là mô đun đàn hồi của vật liệu con lăn và răng đĩa
xích, lấy E = 2,1.MPa;
- diện tích chiếu của bản lề, mm2, tra bảng (5.12);
⇒ MPa
+ Do đó độ bền tiếp xúc của đĩa xích 1 là: MPa
Vậy có kết quả dùng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB = 210 sẽ đạt được ứng suất
cho phép MPa đảm bảo độ bền cho răng đĩa 1.
+ Độ bền rắn tiếp xúc của đĩa xích 2:
Trong đó: kr2 = 0,21 do z2 = 63, ta có: v do đó:
⇒MPa
Như vậy dùng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB = 210 sẽ đạt ứng suất tiếp xúc cho
phép MPa đảm bảo độ bền cho đĩa xích 2.
Kết luận: Với và ⇒ cả hai đĩa xích đều đảm bảo thỏa mãn điều kiện bền tiếp xúc.
b. Xác định lực tác dụng lên trục.
Lực căn trên nhánh chủ động F1 và nhánh bị động F2:
Trong thực tế tính toán có thể bỏ qua lực căn do trọng lượng nhánh xích bị động xinh ra
F0 và lực căn do lực li tâm sinh ra Fv nên: . Vì vậy lục tác dụng lên trục được tác dụng lên
công thức:
SVTH: Dương Hoàng Khải
GVHD: TS. Văn Hữu Thịnh
9
Trường ĐH SPKT Tp.HCM
Đồ án chi tiết máy
Trong đó: hệ số kể đến trọng lượng xích, (bộ truyền xích nghiên một góc trên 40 0 so
với phương ngang); lực vòng đĩa chủ động, ;
⇒
Bảng 2.2. Các thông số bộ truyền xích
Các đại lượng
Khoảng cách trục
Số răng đĩa chủ động
Số răng đĩa bị động
Tỉ số truyền
Số mắt của dây xích
Đường kính vòng chia đĩa xích
Đường kính vòng đỉnh đĩa xích
Đường kính vòng chân đĩa xích
Bước xích
Thông số
a = 1000 mm
z1 = 25 răng
z2 = 63 răng
ux = 2,5
x = 124 mắt xích
d1 = 203 mm
da1 = 214 mm
df1 = 188mm
P = 25,4 mm
d2 = 510mm
da2 = 522 mm
df2 = 495 mm
PHẦN III: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG
1. Tính chọn chung về vật liệu cho hai cấp nhanh và chậm.
a. Chọn vật liệu:
Nguyên tắc chọn vật liệu để thiết kế các bộ truyền bánh răng cho hộp giảm tốc là: chọn
vật liệu đảm bảo cho răng không bị gẫy do quá tải đột ngột dưới tác dụng của tải trọng va
đập, răng không bị tróc và mỏi do ứng suất tiếp xúc thay đổi gây ra. Dựa vào sơ đồ tải trọng
và điều kiện làm việc của bộ truyền ta thấy rằng bộ truyền không phải làm dưới tải trọng lớn
cũng không có điều kiện gì đặc biệt. Ta tiến hành chọn vật liệu theo các hàm mục tiêu sau:
•
•
•
•
Bền đều.
Kích thước nhỏ nhất.
Giá thành rẻ nhất.
Thuận lợi nhất cho quá trình gia công cơ khí.
Do đó chọn vật liệu theo bảng (6.1) ta có vật liệu bánh răng như sau:
Bảng 3.1. Các đặc trưng của vật liệu
Tên
Vật liệu
HB
MPa
Bánh nhỏ
Bánh lớn
Thép 45, tôi cải thiện đạt độ
cứng, S
Thép 45, tôi cải thiện đạt độ 750
SVTH: Dương Hoàng Khải
MPa
580
241… 285
450
192… 290
GVHD: TS. Văn Hữu Thịnh
10
Trường ĐH SPKT Tp.HCM
Đồ án chi tiết máy
cứng, S
b. Xác định ứng suất cho phép của ứng với số chu kì cơ sở:
Theo bảng (6.2)- tập 1 ta có: thép C45 tôi cải thiện có HB = 180… 350;
Với là hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn.
Chọn độ rắn bánh nhỏ là HB1 = 245; độ rắn bánh lớn là HB2 = 230 khi đó:
+ Ứng suất tiếp xúc cho phép với chu kỳ cơ sở:
+ Ứng suất uốn cho phép với chu kì cơ sở:
.
bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn, do HB br 350 nên:
số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn;
;
.
số chu kì thay đổi về ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc theo CT (6.5);
số lần chu kì thay đổi ứng suất tương đương, theo CT (6.7), (6.8);
Trong đó: c - Số lần ăn khớp trong một vòng quay, c = 1;
n- Số vòng quay bánh răng 1, số vòng quay bánh răng 2;
nbr1 = nI = 1460 (v/ph); n br2 = nII = 428,15 (v/ph). t(i) - Tổng số giờ làm việc của chế độ i; t 1
= nămngàycagiờ(h) Do đó:
o
o
o
o
+ Ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép được xác định theo công thức
(6.1a), (6.2a);
SVTH: Dương Hoàng Khải
GVHD: TS. Văn Hữu Thịnh
11
Trường ĐH SPKT Tp.HCM
Đồ án chi tiết máy
Trong đó:
, lần lược là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép với chu kì cơ sở,
trị số tra bảng (6.2);
, hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn tra bảng (6.2);
hệ số ảnh hưởng của đặt tải, (đặt tải một phía);
hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải trọng của bộ
truyền được xác định theo công thức (6.3), (6.4);
;
nên thay:
nên thay:
nên thay:
nên thay:
Do đó:
•
Với bánh răng trụ răng nghiên theo công thức (6.12) ứng suất tiếp xúc cho phép là:
•
Ứng suất tiếp xúc cho phép quá tải và ứng suất uốn cho phép quá tải theo công thức (6.13),
(6.14);
(MPa)
(MPa)
(MPa)
2. Tính toán bộ truyền cấp nhanh.
2.1
Xác định thông số cơ bản của bộ truyền.
a. Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
Thông số khoảng cách trục được xác định theo công thức (6.15a);
Trong đó :
- hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng, , tra bảng (6.5);
- momem xoắn trên trục bánh chủ động,N.mm;
SVTH: Dương Hoàng Khải
GVHD: TS. Văn Hữu Thịnh
12
Trường ĐH SPKT Tp.HCM
Đồ án chi tiết máy
- hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc tra
bảng (6.7) và hệ số tính theo (6.16);. là các hệ số, trong đó chiều rộng vành răng tra bảng
(6.5); Chọn tr.b (6.6) ⇒Dựa vào và độ cứng HB theo (6.7)⇒(sơ đồ 3);⇒ (mm)
Lấy mm;⇒ Để đơn giản
b. Xác định đường kính vòng lăn của bánh nhỏ:
Xác định đường kính còng lăn bánh răng nhỏ theo công thức (6,15b).
(mm)
2.2 Xác định các thông số ăn khớp.
a. Xác định môđul:
Môđul được xác định theo công thức (6.17).
mm.
Theo tiêu chuẩn tra bảng (6.8) chọn môđul pháp m = 2 mm.
b. Xác định số răng, góc nghiên và hệ số dịch chỉnh x:
Chọn sơ bộ góc = 10 0 do đó: . Theo công thức (6.31) ta tính số răng bánh nhỏ và bánh lớn
là:
•
•
Số răng bánh nhỏ: 26,79, Lấy z1 = 26 răng.
Số răng bánh lớn:. Lấy răng.
Do đó tỉ số truyền thực tế là:
⇒. Suy ra:
Với số bánh răng z1và z2, góc nghiên và môđul m trong bộ truyền ăn khớp ngoài ta tính lại
khoảng cách trục theo công thức (6.18); (mm);
Hệ số dịch chỉnh: x1 = x2 = 0
c. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
Theo công thức (6.33) ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc:
Trong đó:
•
•
hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp.
hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, theo công thức (6.34);
Theo công thức (6.35)tính góc ăn khớp:
SVTH: Dương Hoàng Khải
GVHD: TS. Văn Hữu Thịnh
13
Trường ĐH SPKT Tp.HCM
Đồ án chi tiết máy
Do đó :
hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, được xác định theo CT (6.36);
•
hệ số trùng khớp dọc xác định theo CT (6.37),
. Nên .(3.36c); hệ số trùng khớp ngang xác định theo CT (6.38b)
⇒.
hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc, . Theo (6.39);
hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp, tra
bảng (6.14);
•
hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, trị số tính theo công thức:
Trong đó:
•
•
(m/s),
hệ số kể đến ảnh hưởng sai số ăn khớp, tra.b (6.15); tra.b (6.16);Với u m và aw ta
tính lại đường kính vòng lăn bánh nhỏ:
(mm). Lấy ;
Theo (CT 6.40) vận tốc vòng: (m/s);
Thay những thông số trên vào công thức (6.33) ta được:
(MPa)
Xác định chính xác ứng suất tiếp súc cho phép:
Theo (6.1) với v = 4,13m/s 5m/s, ; Với cấp chính xác 8, chọn độ nhám bề mặt R a2,5 ...
µ
1,25 m, đo đó: ZR=1; với da 700mm, KxH =1;
Do đó: MPa
Như vậy . Vậy điều kiện bền tiếp xúc được đảm bảo.
d. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:
Độ bền uốn của bánh răng phải thỏa điều kiện sau theo công thức (6.43):
Trong đó:
SVTH: Dương Hoàng Khải
GVHD: TS. Văn Hữu Thịnh
14
Trường ĐH SPKT Tp.HCM
Đồ án chi tiết máy
Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng,0,61 theo (6.38b);
Hệ số kể đến độ nghiêng của răng,
Số răng tương đương, (răng);
(răng);
YF hệ số dạng răng của bánh 1 và 2, tra bảng (6.18)theo hệ số dịch chỉnh x1= x2 = 0 và
số răng tương đương ta được: YF1 = 3,85 ; YF2 = 3,60
Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vòng ăn khớp khi tính về uốn, K F
1,27 tra bảng (6.14);
α
=
hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về
uốn, .
Với: các hệ số tra trong bảng (6.15), (6.16)và v tính theo (6.40);
Thbbay vào công thức (6.46) ta có:
Hệ số tải trọng khi tính về uốn, ;
Với m = 2, Ys = 1,08 – 0,0695ln(m) = 1,08 – 0,0695ln(2) = 1,032; YR = 1; KxF= 1
(da<400mm) . Do đó ;
Suy ra: Ứng suất uốn sinh ra tại chân bánh răng chủ động:
(MPa); (MPa);
Do đó: MPa; MPa. Vậy ta thất các bánh răng đủ bền về độ bền uốn.
e. Kiểm nghiệm răng về quá tải:
Hệ số quá tải được xác đinh theo công thức (6.48):
Hệ số quá tải: ;
Ứng suất tiếp xúc cực đại:
MPa<;
Vậy thỏa mãn điều kiện biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt.
Ứng suất uốn cực đại:(MPa);
(MPa);
Vậy thỏa mãn điều kiện biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng.
SVTH: Dương Hoàng Khải
GVHD: TS. Văn Hữu Thịnh
15
Trường ĐH SPKT Tp.HCM
Đồ án chi tiết máy
Bảng 3.2: Thông số hình học của bộ truyền BRTRN cấp nhanh.
Khoảng cách trục chia a
Môđul pháp m
Chiều rộng vành răng bw
Tỉ số truyền ubr1
Góc nghiên của răng
Số răng bánh răng 1 z1
120
2
Số răng bánh răng 2 z2
89
Hệ số dịch chỉnh
Cấp chính xác
x1 = x2 =0
8
mm
mm
mm
3,423
Độ
Răn
g
Răn
g
mm
26
Đường kính chia
mm
Đường kính đỉnh răng da
mm
Đường kính đáy răng
mm
3. Tính toán bộ truyền cấp chậm.
3.1
Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
Tương tự khoảng cách trục được xác định theo công thức (6.15a).
Trong đó:
Ka= 43 hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng , tra bảng (6.5);
β
KH hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính
về tiếp xúc tra bảng (6.7). Chọn
Với: .
β
Tra bảng (6.7) ta được: KH =1,c11; (mm);
Lấy mm; ⇒
3.2
Xác định các thông số ăn khớp.
a. Xác định môđul pháp:
Môđul được xác định theo công thức (6.17).
SVTH: Dương Hoàng Khải
GVHD: TS. Văn Hữu Thịnh
16
Trường ĐH SPKT Tp.HCM
Đồ án chi tiết máy
a w2
m = (0,01...0,02).
= (0,01...0,02).140 = 1,4...2,8. Chọn môđul tiêu chuẩn của bánh răng
cấp chậm bằng môđun cấp nhanh: m =2
b. Xác định số răng, góc nghiên và hệ số dịch chỉnh x:
Chọn sơ bộ góc = 10 0 do đó: . Theo công thức (6.31) ta tính số răng bánh nhỏ và bánh lớn
là:
•
•
Số răng bánh nhỏ:38,09, Lấy z1 = 38 răng.
Số răng bánh lớn:. Lấy răng.
Do đó tỉ số truyền là: ⇒
Suy ra:
Với số bánh răng z1và z2, góc nghiên và môđul m trong bộ truyền ăn khớp ngoài ta
tính lại khoảng cách trục theo công thức (6.18);(mm);
Vì z1 = 38 răng nên hệ số dịch chỉnh là x1 = x2 = 0
c. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
Theo công thức (6.33) ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc:
Trong đó:
•
hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, theo công thức (6.34);
Theo công thức (6.35)tính góc ăn khớp:
Do đó :
•
hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, được xác định theo CT (6.36);
hệ số trùng khớp dọc xác định theo CT (6.37)
. Nên .(3.36c);
hệ số trùng khớp ngang xác định theo CT (6.38b)
;
⇒
SVTH: Dương Hoàng Khải
GVHD: TS. Văn Hữu Thịnh
17
Trường ĐH SPKT Tp.HCM
Đồ án chi tiết máy
hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc, . Theo (6.39);
hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp, tra
bảng (6.14);
•
hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, trị số tính theo công thức:
Trong đó:
•
•
(m/s)
Với um và aw ta tính lại đường kính vòng lăn bánh nhỏ:
(mm);
• Theo (6.40) vận tốc vòng: (m/s);
•
Thay những thông số trên vào công thức (6.33) ta được:
(MPa)
Xác định chính xác ứng suất tiếp súc cho phép:
Theo (6.1) với v = 1,728m/s 5m/s, ; Với cấp chính xác động học9, nên chọn cấp chính xác
µ
về mức tiếp xúc là 8. Khi đó gia coog cầ đạt độ nhám bề mặt R a1,25 ... 0,63 m, đo đó:
ZR=1; với da 700mm, KxH =1; Do đó: MPa
%. Ta thấy nhưng sai số giữa ứng suất suất cho phép sih ra là % =2,7% < 4% vì sai số
nhỏ nên vẫn thỏa điều kiện cho phép.
d. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:
Độ bền uốn của bánh răng phải thỏa điều kiện sau theo công thức (6.43):
Trong đó:
Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, 0,57 theo (6.38b);
Hệ số kể đến độ nghiêng của răng,
Số răng tương đương, (răng);
(răng);
YF hệ số dạng răng của bánh 1 và 2, tra bảng (6.18)theo hệ số dịch chỉnh x 1= x2 = 0
và số răng tương đương ta được: YF1 = 3,71 ; YF2 = 3,60
Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vòng ăn khớp khi tính về uốn, tra bảng
(6.14);
SVTH: Dương Hoàng Khải
GVHD: TS. Văn Hữu Thịnh
18
Trường ĐH SPKT Tp.HCM
Đồ án chi tiết máy
hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về
uốn, ;
(m/s);
Thay vào công thức (6.46) ta có:
Hệ số tải trọng khi tính về uốn, theo công thức (6.45);
Với m = 2;
Do đó theo công thức (6.2) và (6.2a);
(MPa);
(MPa);
Suy ra: Ứng suất uốn sinh ra tại chân bánh răng chủ động:
(MPa); (MPa);
Do đó: MPa; MPa. Vậy ta thất các bánh răng đủ bền về độ bền uốn.
e. Kiểm nghiệm răng về quá tải:
Hệ số quá tải được xác đinh theo công thức (6.48):
. Hệ số quá tải:
Ứng suất tiếp xúc cực đại: Mpa;
Vậy thỏa mãn điều kiện biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt.
Ứng suất uốn cực đại:
(MPa);
(MPa)
Vậy thỏa mãn điều kiện biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng.
Bảng 3.3: Thông số hình học của bộ truyền BRTRN cấp chậm.
Khoảng cách trục chia a
Môđul pháp m
SVTH: Dương Hoàng Khải
140
2
mm
mm
GVHD: TS. Văn Hữu Thịnh
19
Trường ĐH SPKT Tp.HCM
Đồ án chi tiết máy
Chiều rộng vành răng bw
Tỉ số truyền ubr1
Góc nghiên của răng
Số răng bánh răng 1 z1
Số răng bánh răng 2 z2
Hệ số dịch chỉnh
Cấp chính xác
mm
2,63
38
100
x1 = x2 =0
9
Độ
Răng
Răng
mm
Đường kính chia
mm
Đường kính đỉnh răng
Đường kính đáy răng
mm
mm
PHẦN IV: THIẾT KẾ TRỤC
1. Chọn vật liệu.
Dựa vào đặt điểm làm việc của hộp giảm tốc và tải trọng tác dụng lên các trục trong quá
trình hệ thống làm việc cộng với để thuận lợi cho quá trình thống nhất hóa traong hệ chế tạo
cá thông tin chọn vật liệu cho các trục như sau chọn thép C45, thường hóa với cơ tính như
sau: MPa; MPa và ứng suất xoắn cho phép MPa.
2. Chọn sơ bộ đường kính
Theo công thức (10.9) đường kính trục thứ k (k = 1,2,3);
Với lấy trị số nhỏ đối với trục vào, và lấy trị số lớn đối với trục ra;
MPa ⇒(mm). Lấy d1 = 20 mm;
MPa ⇒(mm). Lấy d2 = 30 mm;
MPa ⇒(mm). Lấy d3 = 35mm;
Đường kính sơ bộ của các trục sẽ là: d1 = 20 mm; d2 = 30 mm; d3 = 35 mm
Từ đường kính sơ bộ và bảng (10.2) xác định được chiều rộng ổ lăn lần lượt như sau:
bo1 = 15 mm; bo2 = 19 mm; bo3 = 21 mm ⇒botb = (15 + 19 + 21)/3 = 18.33 mm
SVTH: Dương Hoàng Khải
GVHD: TS. Văn Hữu Thịnh
20
Trường ĐH SPKT Tp.HCM
Đồ án chi tiết máy
Sơ đồ trong không gian
o
x
Fa1
Fr1
Fx2
Fa2
Fx1
y
Fr2
Fr3
Fa3
Fa3
Fa4
Fx3
Fr4
Frxích
3. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặc lực:
Để xác định chiều dài mayơ của bánh răng theo công thức (10.13), để xác định chiều dài
nửa nối trục (chọn nối trục đàn hồi) bảng (10.3) và (10.4) để tính khoảng cách. Kết quả tính
được khoảng cách lki trên trục thứ k từ gối đỡ O đến chi tiết quay thứ i như sau:
Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp: K1 = 10.
Khoảng cách từ mặt mút của ổ đến thành trong của hộp: K2 = 10.
Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ: K3 = 10.
Chiều cao nắp ổ và đầu bulông: hn = 16.
Chiều dài mayơ bánh răng trụ răng nghiêng trên trục. Xác định theo công thức (10.10):
•
•
•
•
lm11 = (1,2...1,5)d1 = (1,2...1,5). = 24...30 mm; Chọn lm11 = 29mm.
lm22 = lm23 = (1,2…1,5)d2 = (1,2...1,5).30 = 36…45 mm; chọn lm22 =41mm;
lm23 = 41mm.
lm33 = (1,2…1,5)d3 =(1,2...1,5).35 = 42 … 52,5 mm. Chọn lm33 = 50 mm.
Chiều dài các đoạn trục trên trục II:
l22 = 0,5 (lm22 + bo2) + K1 + K2 = 0,5(41 +19) + 10+ 10 = 50 mm
l23 = 0,5 (lm22 + lm23) + K1+l22= 0,5(41 + 41) + 10+50 = 101 mm
l21 = lm22 + lm23 + 3K1 + 2K2+bo2= 41 +41 +3.10 +2.10 +19 =151 mm
Chiều dài các đoạn trục trên trục I:
l12 = l22 = 50mm. lm12 = 1,4d1 = 1,4.20 = 28 mm.
lc12 = l22 = 50mm. lc11 = 0,5(lm11 + b01) + k3 + hn = 0,5(29 +15) + 10 +16 = 48 (mm)
SVTH: Dương Hoàng Khải
GVHD: TS. Văn Hữu Thịnh
21
Trường ĐH SPKT Tp.HCM
Đồ án chi tiết máy
Chiều dài các đoạn trục trên trục III:
l32 = l23 = 101 mm. lm34 = 1,8d3 = 1,8.35 = 63 mm.
lc34 = 0,5(lm34 + b03) + k3 + hn = 0,5(63 +25) + 10 +16 =70 (mm)
lc11
l11
1
3
l22
2
4
l33
lc34
Rx
l31
4.
4.1
a.
•
•
Tính toán thiết kế và kiểm nghiệm trục về độ bền
Trục I
Xác định các thông số và chiều của các lực từ các chi tiết máy:
dw1 = 39.94 (mm); TI = 26296 (N.mm) ; αtw1 = 20,442; β =
Theo công thức (10.1)
- Lực vòng:
- Lực hướng tâm:
- Lực dọc trục:
→
- Moment uốn do
Fa1
gây ra trên trục I: N.mm
Lực từ khớp nối tác dụng lên trục I:
Theo phương ox. TI = Nm tra bảng (16.10) ta có Dt = 50 mm
N Fr = (0,2...0,3)Ft = 0,3Ft = 316 N
SVTH: Dương Hoàng Khải
GVHD: TS. Văn Hữu Thịnh
22
Trường ĐH SPKT Tp.HCM
Đồ án chi tiết máy
b. Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục :
-
Xác định phản lực tác dụng lên gối đỡ. Sử dụng phương trình moment và phương trình hình
chiếu của các lực trong mp zOy và zOx :
+Trong mp zOy : N
N
+Trong mp zOx : N
N
SVTH: Dương Hoàng Khải
GVHD: TS. Văn Hữu Thịnh
23
Trường ĐH SPKT Tp.HCM
Đồ án chi tiết máy
- Biểu đồ trục I như hình:
SVTH: Dương Hoàng Khải
GVHD: TS. Văn Hữu Thịnh
24
Trường ĐH SPKT Tp.HCM
Đồ án chi tiết máy
- Xác định đường kính các đoạn trục :
*Tại A : Theo công thức (10.15) và công thức (10.16);
= 28152
N.mm
+ Đường kính trục tại tiết diện A : theo công thức (10.17) và trị số tra bảng (10.5) ;
Chọn d1A = 25(mm)
[σ ]
σ b ≥ 600 ( MPa )
=63 (MPa) ứng với thép 45 có
đường kính trục < 30(mm)
*Tại D : theo công thức (10.15) và công thức (10.16);
N.mm
+ Đường kính trục tại tiết diện D : theo công thức (10.17);
Chọn d1D = d1A= 25 (mm)
*Tại B : Theo công thức (10.15) và công thức (10.16);
N.mm
+ Đường kính trục tại tiết diện B : theo công thức (10.17);
Chọn d1B = 28 (mm).
*Tại C: Theo công thức (10.15) và công thức (10.16);
N.mm
+ Đường kính trục tại tiết diện C : theo công thức (10.17);
Chọn d1C = 20 (mm).
c. Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi: Kiểm nghiệm mỏi tại tiết diện có mặt cắt
nguy hiểm (tại B). Công thức (10.9) :
SVTH: Dương Hoàng Khải
GVHD: TS. Văn Hữu Thịnh
25
