Đồ án: Thiết kế hộp giảm tốc 1 cấp bánh trụ răng thẳng

Chia sẻ: Hoàng Thanh Tùng | Ngày: | Loại File: DOC | Số trang:14

9
2.142
lượt xem
420
download

Đồ án: Thiết kế hộp giảm tốc 1 cấp bánh trụ răng thẳng

Mô tả tài liệu
  Download Vui lòng tải xuống để xem tài liệu đầy đủ

Xác định công xuất động cơ h Pct = Pt Trong đó: - Pct là công suất cần thiết trên trục động cơ (kw) - Pt: công suất tính toán trên trục máy công tác (kw) Pt = F.v.10-3 Với :Lực kéo băng tải F=14000 N Vận tốc băng tải V=0,34 m/s - Pt = 14000.0,34.10-3 = 4,76 kw

Chủ đề:
Lưu

Nội dung Text: Đồ án: Thiết kế hộp giảm tốc 1 cấp bánh trụ răng thẳng

  1. ĐH Công Nghiệp Hà Nội Đồ Án Chi Tiết Máy Đề 76 -1- Lớp :CTM3_K11 Môn Học: Đồ án Chi Tiết Máy Đề tài : Thiết kế hộp giảm tốc 1 cấp bánh trụ răng thẳng Chương 1: Chọn động cơ, phân phối tỷ số truyền và mômen xoắn trên các trục động cơ 1.1, Chọn động cơ 1.1.1, Xác định công xuất động cơ Pt Pct = η Trong đó: Pct là công suất cần thiết trên trục động cơ (kw) - Pt: công suất tính toán trên trục máy công tác (kw) - Pt = F .v.10 −3 Với :Lực kéo băng tải F=14000 N Vận tốc băng tải V=0,34 m/s − Pt = 14000.0,34. 10 −3 = 4,76 kw Hiệu suất truyền động: η =ηđ..ηbr. η ol . ηk .ηot 2 - Theo bảng 2.3_TTTKHTDĐCK ta có: - ηđ = 0,96 Hiệu suất bộ truyền đai ηbr =0,97 Hiệu suất 1 cặp bánh răng ηol =0,99 Hiệu suất 1 cặp ổ lăn ηk =0,99 Hiệu suất khớp nối ηot =0,995 Hiệu suất 1 cặp ổ trượt − η = 0,96.0,97.0,99 2 .0,99.0,995 = 0,9 4,76 Pct = − = 5,289 kw 0,9 1.1.2 Xác định sơ bộ số vòng quay của động cơ Tỷ số truyền của hệ thống dẫn động - Ut = Uh.Un Trong đó: Uh: Tỷ số truyền của hộp giảm tốc - Un: Tỷ số truyền của bộ truyền ngoài - Theo bảng 2.4_TTTKHTDĐCK ta chọn sơ bộ: Uh= Ubr= 4 Un= Uđ =5  Ut= 4.5 = 20 Số vòng quay trục máy công tác: - 60000.v π .D nlv = Với vận tốc băng tải v =0.34 m/s SV:Phạm Thanh Tùng GVHD:Trần Thị Thu Thủy -1-
  2. ĐH Công Nghiệp Hà Nội Đồ Án Chi Tiết Máy Đề 76 -2- Đường kính tang D= 200mm 60000.0,34 3,14.200 = 32,48 (vg/ph)  nlv = Số vòng quay sơ bộ của động cơ : - n n u 32.20 = 640 (vg/ph) . sb= lv. t = 1.1.3 Chọn động cơ Momen mở máy của động cơ - 1,4.T1 Tmm 1,4 = = = 0,85 T1 + T2 1,65 T Theo kết quả tính toán ở trên : - • Công suất cần thiết Pct = 5.289 kw • Số vòng quay đồng bộ tạm chọn của động cơ:nsb = 750 (vg/ph) Tmm Tmax < • Tải trọng phải thỏa mãn: T Tdn Theo phần phụ lục P1.3_TTTKHTDĐCK ta chọn đông cơ: Tên động cơ Công suất động cơ Hệ số cosϕ nđb (vg/ph) Tmax (kw) Tdn 4A132S8Y3 5,5 716 0,74 1.8 1.2.Phân phối tỷ số truyền Tỷ số truyền của hệ thống dẫn động : - n đb 716 Ut = Uh.Uđ = = = 22,04 nlv 32,48 Phân phối tỷ số truyền: - Tỷ số truyền của hộp giảm tốc Uh = Ubr = 4  Tỷ số truyền của bộ truyền ngoài Un = Uđ = 5,51 1.3.Xác định công suất,số vọng quay và mômen xoắn trên các trục của hệ thống dẫn động: Gồm các trục: − Trục động cơ − Trục bánh răng nhỏ: trục 1 − Trục bánh răng lớn : trục 2 1.3.1,Trục bánh răng lớn: Theo sơ đồ hệ thống dẫn đông của đề 76 ta có: Plv Pt P2 = = η ot .η k .η 0l η ot .η k .η 0l Theo bảng 2.3_TTTKHTDĐCK ta chọn: ηot= 0,995 − ηk= 0,99 − − ηo l= 0,99 SV:Phạm Thanh Tùng GVHD:Trần Thị Thu Thủy -2-
  3. ĐH Công Nghiệp Hà Nội Đồ Án Chi Tiết Máy Đề 76 -3- 4,76 = 4,88 kw  P2 = 0,995.0,99.0,99 n2= nlv = 32,48 (vg/ph) P2 4,88 T2 = 9,55.10 6 . = 9,55.10 6 = 1434852,22 N.mm n2 32.48 1.3.2,Trục bánh răng nhỏ: Theo sơ đồ hệ thống dẫn động đề 76 ta có: P2 P1 = η ol .η br Theo bảng 2.3_TTTKHTDĐCK ta chọn: nlt= 0,99 − nbr= 0,97 − 4,88 = 5,08 kw  P1 = 0,99.0,97 n đc 716 n1= U = 5,51 = 130(vg/ph) đ P1 5,08 T1 = 9,55.10 6 . = 9,55.10 6 = 373184,62 N.mm n1 130 1.3.3,Trục động cơ: Theo sơ đồ hệ thống dẫn động đề 76 ta có: P1 Pđc = η br .η đ Theo bảng 2.3_TTTKHTDĐCK ta chọn: nbr= 0,97 − nđ= 0,96 − 5.08 = 5,45 kw  Pđc = 0,97.0,96 nđc = 716(vg/ph) Pđc 5,45 Tđc = 9,55.10 6 . = 9,55.10 6 = 72692,04 N.mm n đc 716 Bảng tổng kết số liệu: Thông số trục Động cơ 1 2 Công suất P(kw) 5,4 5,03 4,83 Tỷ số truyền U 5,51 4 Số vòng quay n (vg/ph) 716 130 32,48 Mômen xoắn T (N.mm) 72692,04 373184,62 1434852,22 SV:Phạm Thanh Tùng GVHD:Trần Thị Thu Thủy -3-
  4. ĐH Công Nghiệp Hà Nội Đồ Án Chi Tiết Máy Đề 76 -4- Chương 2.Thiết kế bộ truyền ngoài_Bộ truyền đai dẹt 2.1,Chọn loại đai Căn cứ công suất động cơ P = 5,5kw, tỷ số truyền Uđ = 5,1 và điều kiện làm việc va đập nhẹ ta chọn Loại đai là đại vải cao su 2.2,Xác định các thông số bộ truyền 2.2.1,Đường kính bánh đai nhỏ Theo công thức thực nghiệm ta có : d1 = (5.2...6.4) 3 Tđc trong đó : mômen xoắn trên trục động cơ T1 = 72692,04N.mm đường kính bánh đai nhỏ d1  d1 = (5.2...6.4) 3 72692,04 =217,02...267,1 mm Theo tiêu chuẩn bảng 15_tập bảng tra chi tiết máy ta chọn :d1 = 225 mm 2.2.2,Đường kính bánh đai lớn 225.5.51 d1 .U d d2 = = = 1252,27 mm 1 − 0,01 1−ξ Theo tiêu chuẩn bảng 15_ tập bảng tra chi tiết máy ta chọn :d2 = 1250 mm Tỷ số truyền thực tế : d2 1250 = Utt= = 5.61 d1. (1 − ξ ) 225.(1 − 0.01)  Sai lệch tỷ số truyền : U đ − U tt 5,51 − 5,61 ∆U = .100 = .100 = −1.8 % < 5% ⇒ đảo bảo Uđ 5,51 2.2.3,Khoảng cách trục và chiều dài đai • khoảng cách trục : a ≥ (1,5...2)(d1 + d 2 ) =1,5.(225 + 1250) = 2212,5 mm • chiều dài đai : π (d − d1 ) 2 3,14.(1250 + 225) (1250 − 225) 2 L = 2a + (d1 + d 2 ) + 2 = 2.2212,5 + + = 6860,64 mm 2 4a 2 4.2212,5 • tăng dây đai lên một lượng l = 139,36 mm để dễ nối đai.Vậy chiều dài của đai là L = 7m v Nghiệm đai về tuổi thọ : i = • L Với chiều dài của đai L = 7m π .d1 .n đc 3,14.225.716 = = 8,435m / s vận tốc đai v = 60.10 3 60.10 3 8,435  i= = 1,205 < 5 ⇒ đảm bảo độ bền của đai 7 Nghiệm góc ôm α1: • d 2 − d1 1250 − 225 = 153,6° > [α 1 ] = 150° .Thỏa mãn điều kiện góc ôm α 1 = 180° − 57. = 180° − 57. a 2212,5 2.3,Xác định tiết diện đai SV:Phạm Thanh Tùng GVHD:Trần Thị Thu Thủy -4-
  5. ĐH Công Nghiệp Hà Nội Đồ Án Chi Tiết Máy Đề 76 -5- • Diện tích tiết diện đai dẹt được xác định từ chỉ tiêu về khả năng kéo của đai : F .k Ft .k đ A = b.δ = ⇒b= t đ [δ F ] [δ F ].δ δ 1 1 225 ⇒δ ≤ ≤ d1 = = 5,625mm Trong đó : δ là chiều dày của đai.Với đai vải cao su d1 40 40 40 Theo bảng tra 4.1_TTTKHTDĐCK ta chọn δ = 6 ⇒ z = 4 π .d1 .n đc 3,14.225.716 1000.Pct = = 8,435m / s Lưc vòng Ft = Với vận tốc đai V = 60.10 3 60.10 3 V 1000.Pđc 1000.5,5 = = 652 N  Ft = V 8,435 • Theo bảng 4.7_TTTKHTDĐCK ta có :Hệ số tải trọng động kđ = 1,1 Ứng suất có ích cho phép [δ F ] xác định theo công thức: [δ F ] = [δ F ] 0 .Cα .C v .C 0 • Trong đó: k 2.δ Ứng suất có ích cho phép xác định bằng thực nghiệm [δ F ] 0 = k1 −  d1 Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài là 55° ⇒ Ứng suất căng ban đầu σ 0 = 1.8MPa  Theo bảng 4.9_TTTKHTDĐCK ta chọn : k1 = 2,5; k2 = 10 10 .5,5 => [δ F ] 0 = 2,5 − = 2,256 (MPa) 225 Theo bảng 4.10_TTTKHTDĐCK Bằng phương pháp nội suy ta có: : Cα = 0,9208 − Hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm Theo bảng 4.11_TTTKHTDĐCK Bằng phương pháp nội suy ta có: : Cv = 1,0094 − Hệ số kể đến ảnh hưởng của vận tốc góc Theo bảng 4.12_TTTKHTDĐCK với Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài là 55° − Hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền C 0 = 1 ⇒ [δ F ] = 2,256.0,9208.1,0094.1 = 2,09 (MPa) Hệ số tải trọng động kđ = 1,35 Ft .k đ 652.1,35 => b = = = 70,19mm δ .[δ F ] 6.2,09 Theo tiêu chuẩn bảng 21_tập bảng tra chi tiết máy : b = 75 (mm) ⇒ B = 85( mm ) 2.4,Tính lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục − Lực căng ban đầu : F0 = σ 0 .b.δ = 1,8. 75.6=810 (N) − Lực tác dụng lên trục: α   153,6  Fr = 2.F0 . sin  1  = 2.810. sin   = 1577,19 (N) 2 2 SV:Phạm Thanh Tùng GVHD:Trần Thị Thu Thủy -5-
  6. ĐH Công Nghiệp Hà Nội Đồ Án Chi Tiết Máy Đề 76 -6- Chương 3 .Thiết kế bánh răng 3.1,Chọn vật liệu Chọn vật liệu 1 cấp bánh răng với: − Bánh răng nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện có độ cứng HB 192…240 Chọn độ cứng HB = 230 Giới hạn bền σ b1 = 750 (MPa) Giới hạn chảy σ ch1 = 450 (MPa) − Bánh răng lớn: Thép 45 thường hóa có độ rắn HB 170…217 Chọn độ cứng HB = 180 Giới hạn bền σ b 2 = 600 (MPa) Giới hạn chảy σ ch 2 = 340 (MPa) 3.2,Định ứng suất cho phép K HL − Ứng suất tiếp xúc cho phép : [σ H ] = σ H lim . 0 SH + Tính ứng suất tiếp xúc cho phép với chu kỳ cơ sở : σ H lim = 2.HB + 70 0 Theo bảng 6.2_TTTKHTDĐCK ta có:SH =1,1 ⇒ σ 0 lim1 = 2.230 + 70 = 530 (MPa) H ⇒ σ 0 lim 2 = 2.180 + 70 = 430 (MPa) H + Hệ số tuổi thọ xét đến thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền: N HO .Với bậc của đưởng cong mỏi khi thử về tiếp xúc m H = 6 KHL = mH N HE o Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc N HO = 30.HB 2, 4 ⇒ N HO1 = 30.230 2, 4 = 1,39.10 7 ⇒ N HO 2 = 30.180 2, 4 = 7,76.10 6 3 T  = 60.c.∑  i  .ni .t i o Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương N HE T   max  Với c, ni , Ti , t i lần lượt là số lần ăn khớp trông 1 vòng quay, số vòng quay, mômen xoắn, tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét. 3 T  ti n = 60.c. 1 ∑ t i ∑  i . N HE 2 T   ∑ ti u1  max 130  3 2,5 4.25  ⇒ N HE 2 = 60.1. + 0,653. .10000 = 8,9.10 6 .1 . 4 8 8 Vì N HE 2 > N HO 2 ⇒ N HE 2 = N HO 2 .Tương tự thì do đó N HE1 > N HO1 ⇒ N HE1 = N HO1 Nên suy ra KHL = 1 Như vậy sơ bộ xác định được : SV:Phạm Thanh Tùng GVHD:Trần Thị Thu Thủy -6-
  7. ĐH Công Nghiệp Hà Nội Đồ Án Chi Tiết Máy Đề 76 -7- [σ H ]1 = 530. 1 = 481,82MPa 1,1 [σ H ] 2 = 430. 1 = 390,91MPa 1,1 [σ H ] 1 + [σ H ] 2 481,82 + 390,91 [σ H ] = = 436,365MPa < 1,25[σ H ] min ⇒ thỏa mãn = 2 2 K FC .K FL − Ứng suất uốn cho phép: [σ F ] = σ F lim . 0 SF Theo bảng 6.2_TTTKHTDĐCK ta có:;SF = 1,75 + Tính ứng suất uốn cho phép với chu kỳ cơ sở : σ F lim = 1,8.HB 0 [] ⇒ σ Flim 1 = 1,8.230 = 414 MPa 0 ⇒ [σ ] = 1,8.180 = 324 MPa 0 Flim 2 + Hệ số xét đến ảnh hưởng của tải:KFC = 1(vì tải đặt một phía) + Hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền: N FO .Với bậc của đưởng cong mỏi khi thử về uốn mF = 6 KFL = mF N FE o Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn N FO = 4.10 6 mF T  = 60.c.∑  i  .ni .t i o Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương: N FE T   max  Với c, ni , Ti , t i lần lượt là số lần ăn khớp trông 1 vòng quay, số vòng quay, mômen xoắn, tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét. 6 T  130  6 2,5 4.25  n ∑T i  .ti = 60.1. ⇒ N FE 2 = 60.c. 1 + 0,656. .10000 = 8,4.10 7 1 .   u1 4 8 8  max  Vì N FE 2 = 8,4.10 > N FO 2 = 4.10 do đó KFL2 = 1.Tương tự thì KFL1 = 1 7 6 Như vậy sơ bộ xác định được : [σ F ]1 = 414. 1.1 = 236,57 MPa 1,75 [σ F ] 2 = 324. 1.1 = 185,14 MPa 1,75 − Ứng suất quá tải chọ phép: [σ H ] max = 2,8σ ch 2 = 2,8.340 = 952MPa [σ F 1 ] max = 0,8σ ch1 = 0,8.450 = 360MPa [σ F 2 ] max = 0,8σ ch 2 = 0,8.340 = 272MPa 3.3, Xác định thông số cơ bản của bộ truyền 3.3.1Xác định sơ bộ khoảng cách trục: T1 .K Hβ a w = K a .(u ± 1).3 [σ H ] 2 .u.ψ bd SV:Phạm Thanh Tùng GVHD:Trần Thị Thu Thủy -7-
  8. ĐH Công Nghiệp Hà Nội Đồ Án Chi Tiết Máy Đề 76 -8- Trong đó : Hệ số phụ thuộc vào vật liệu cặp bánh răng và loại răng:  Theo bảng 6.5_TTTKHTDĐCK: K a = 49,5MPa 1/ 3 Mômen xoắn trên trục bánh chủ động :T1 = 373184,62 N.mm  Ứng suất tiếp xúc cho phép : [σ H ] = 436,365MPa  Hệ số xác định theo công thức : ψ bd = 0,53.ψ ba (u ± 1)  Theo bảng 6.6_ TTTKHTDĐCK: chọn ψ ba = 0,3 ⇒ ψ bd = 0,53.0,3(4 + 1) = 0,795 Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp  xúc:KHβ Theo bảng 6.7_ TTTKHTDĐCK bằng phương pháp nội suy : KHβ = 1,02975 373184,62.1,02975  a w = 49,5.(4 + 1).3 = 212,70mm 436,365 2.4.0,795 3.3.2 Xác định thông số ăn khướp: 1,Xác định môđun: m = (0,01 ÷ 0,02) a w = (0,01 ÷ 0,02)212,70 = 2,1270 ÷ 4,2540mm Theo tiêu chuẩn trị số môđun bảng 6.8 _TTTKHTDĐCK ta chọn: m = 4mm Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng có β = 0 2.a w 2.212,70 + Xác định số bánh răng nhỏ: z1 = = = 21,27 .Lấy z1 = 21 [ m.(u + 1)] [ 4.(4 + 1)] + Xác định số răng bánh lớn: z2 = u.z1 = 4.21 = 84 + Tổng số răng zt = z1+ z 2 = 21 + 84 = 105 mzt 4.105 + Tính lại khoảng cách trục a w = = = 210mm 2 2 Do đó tỷ số truyền thực tế Utt = Uh = 4 2, Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: + Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc: 2.T1 .K H .(u + 1) σ H = z M . z H . zε . .Trong đó: 2 bw .u.d w1 Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp:  Theo bảng 6.5_TTTKHTDĐCK ,ZM = 274 MPa 1 / 3 Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc :  2 cos β b zH = .Với sin 2a wt Góc nghiêng của rang trên hình trụ cơ sở βb: tgβ b = cos α t .tgβ = cos 20.tg 0 = 0. Với α t = α tw = arctg (tgα / cos β ) = arctg (tg 20 / cos 0) = 20 Trong đó: góc prôfin gốc α = 20; góc prôfin răng α t ; góc ăn khớp α tw SV:Phạm Thanh Tùng GVHD:Trần Thị Thu Thủy -8-
  9. ĐH Công Nghiệp Hà Nội Đồ Án Chi Tiết Máy Đề 76 -9- 2 cos 0 ⇒ zH = = 1,764 sin 2.20 Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng : zε  + Hệ số kể đến sự trùng khớp dọc của răng : bw .sin β 63.sin 0 εβ = = = 0 .Với chiều rộng vành răng bw = ψ ba .aw = 0,3.210 = 63mm m.π 4.3,14 + Hệ số kể đến sự trùng khớp ngang của răng:  1 1  1 1 ε α = 1,88 − 3,2( + ). cos β = 1,88 − 3,2( + ) cos 0 = 1,69  21 84  z1 z 2   4 − εα 4 − 1,69 ⇒ zε = = = 0,77 3 3 2a w 2.210  Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ: d w1 = = = 168mm . (u h + 1) (4 + 1) π .d w1 .n1 3,14.168.130 Vận tốc vòng v = = = 1.14m / s ⇒ Theo bảng 6.13_ TTTKHTDĐCK 60000 60000 dùng cấp chính xác 9.  Hệ số tải trọng kinh tính về tiếp xúc: K H = K Hβ K Hα K Hv .Với • Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc:KHβ Theo bảng 6.7_ TTTKHTDĐCK doψ ba = 0,795 ,bằng phương pháp nội suy:KHβ= 1,02975 • Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khướp khi tính về tiếp xúc: theo bảng 6.14_TTTKHTDĐCK Với cấp chính xác là 9 và v < 2,5 ⇒ K Hα = 1,13 • Hệ số kể đến tải trọng động suất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về tiếp xúc: v H .bw .d w1 K Hv = 1 + 2.T1 .K Hβ .K Hα aw 210 o Với v H = δ H .g 0 .v. = 0,06.82.1.14. = 40,64 u 4 o Trong đó: Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khướp δ H theo bảng 6.15_TTTKHTDĐCK Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai lệch các bước bánh răng 1 và 2 g 0 theo bảng 6.16_TTTKHTDĐCK 40,64.63.168 ⇒ K Hv = 1 + = 1,495 2.373184,62.1,02975.1,13 → K H = 1,02975.1,13.1,495 = 1,74 2.T1 .K H .(u + 1) 2.373184,62.1,74.(4 + 1) Vậy σ H = z M .z H .zε . = 274.1,764.0,77. = 355,6 MPa 2 63.4.168 2 bw .u.d w1 + Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép: [σ H ] = [σ H ].ZV .Z R .K xH  với v = 1,14s<5 m/s, suy ra hệ số xét đến ảnh hưởng vận tốc vòng Z V = 0,85.v 0.1 = 0,85.1,14 0.1 = 0,86 SV:Phạm Thanh Tùng GVHD:Trần Thị Thu Thủy -9-
  10. ĐH Công Nghiệp Hà Nội Đồ Án Chi Tiết Máy Đề 76 - 10 - ZR  Hệ số xét đến độ nhám của bề mặt răng làm việc 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 nhắm R z = 10...40 µm ⇒ Z R = 0,95  Với d a < 700mm ⇒ K xH = 1  [σ H ] = 436,365.0,86.0,95.1 = 356,51MPa Do σ H = 355,6 < [σ H = 356,51] nên giữ nguyên kết quả tính toán .Như vây. Bánh răng thỏa mãn điều kiện tiếp xúc 2 2 σ   374,41  Tính lại chiều rộng vành răng : bw = ψ ba .a w  H  = 0,3.210.  = 66,11mm   [σ ]   356,51   H 3, Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn: + Ứng suất uốn sinh ra tại chân răng ăn khớp 2.T1 .K F .Yε .Yβ .YF 1 ≤ [σ F 1 ] σ F1 = bw d w1 .m .Trong đó: σ .Y = F 1 F 2 ≤ [σ F 2 ] σ F2 YF 1 Mômen xoắn trên trục bánh chủ động :T1 = 373184,62 N.mm  Môđun pháp : m = 4mm  Chiều rộng vành răng : bw = 66,11mm  Đường kính vòng lăn bánh chủ động: d w1 = 168mm  Hệ số tải trọng kinh tính về uốn: K F = K Fβ K Fα K Fv .Với  • Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn:KFβ Theo bảng 6.7_ TTTKHTDĐCK doψ ba = 0,795 bằng phương pháp nội suy:KFβ = 1,0695 • Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khướp khi tính về uốn: theo bảng 6.14_TTTKHTDĐCK Với cấp chính xác là 9 và v < 2,5 ⇒ K Fα = 1,37 1 1 Hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng : Yε = = = 0,59 • ε a 1,69 Trong đó hệ số kể đến sự trùng khớp ngang của bánh răng ε a = 1,69 Hệ số kể đến độ nghiêng của răng, với răng thẳng β = 0 ⇒ Yβ = 1 • Hệ số trùng khớp của dạng bánh răng 1 và 2: YF 1,YF 2 • o theo bảng 6.9_TTTKHTDĐCK Với Z1 = 21 ⇒ hệ số dịch chỉnh x1 = x 2 = 0 Z1 21 ZV 1 = = = 21 cos β 3 1 o số răng tương đương : Z2 84 = = = 84 ZV 2 cos β 3 1 Theo bảng 6.18_TTTKHTDĐCK bằng phương pháp nội suy ta có: YF 1 = 4,04; YF 2 = 3,608 • Hệ số kể đến tải trọng động suất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn: SV:Phạm Thanh Tùng GVHD:Trần Thị Thu Thủy - 10 -
  11. ĐH Công Nghiệp Hà Nội Đồ Án Chi Tiết Máy Đề 76 - 11 - v F .bw .d w1 = 1+ K Fv 2.T1 .K Fβ .K Fα aw 210 o Với v F = δ F .g 0 .v. = 0,016.82.1,14. = 10,84 u 4 o Trong đó: Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khướp δ F theo bảng 6.15_TTTKHTDĐCK Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai lệch các bước bánh răng 1 và 2 g 0 theo bảng 6.16_TTTKHTDĐCK 10,84.66,11.168 ⇒ K Fv = 1 + = 1,11 2.373184,62.1,0695.1,37 → K F = 1,0695.1,37.1,11 = 1,63 2.T .K .Y .Y .Y 2.373184,62.1,63.0,59.1.4,04 = 65,27 MPa < [σ F 1 ] = 236,57 MPa σ F1 = 1 F ε β F1 = bw d w1 .m 66,11.168.4 Vậy σ .Y 65,27.3,608 = 58,29 MPa < [σ F 2 ] = 185,14 MPa σ F 2 = F1 F 2 = YF 1 4,04 + Xác định chính xác ứng suất uốn cho phép: [σ F ] = [σ F ]YR .YS .K xF  Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất: Với môđun m = 4mm ⇒ YS = 1,08 − 0,0695 ln ( m ) = 1,08 − 0,0695 ln ( 4 ) = 0,98  Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhắm : YR = 1 (bánh răng phay)  Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn: : K xF = 1 (da<400) ⇒ [σ F 1 ] = 236,57.0,98.1.1 = 231,84 MPa ⇒ [σ F 1 ] = 185,14.0,98.1.1 = 181,44 MPa σ F 1 = 65,27 MPa < [σ F 1 ] = 231,84 MPa Vậy σ F 2 = 58,29 MPa < [σ F 2 ] = 181,44 MPa 4, Kiểm nghiệm răng về quá tải: + Đồng thời ứng suất tiếp xúc cực đại và ứng suất uốn cực đại phải không vượt quá 1 giá trị cho phép: σ H max = σ H . K qt ≤ [σ H ] max Trong đó: σ F max = σ F . K qt ≤ [σ F ] max Ứng suất tiếp xúc cực đại : σ H max  Ứng suất tiếp uốn cực đại : σ F max  Ứng suất tiếp xúc cực đại cho phép : [σ H ] max = 952 MPa  Ứng suất tiếp xúc cực đại cho phep : [σ F ] max  Tmax Hệ số quá tải K qt = = 1,8  T SV:Phạm Thanh Tùng GVHD:Trần Thị Thu Thủy - 11 -
  12. ĐH Công Nghiệp Hà Nội Đồ Án Chi Tiết Máy Đề 76 - 12 - σ H 1 max = 355,6. 1,8 = 477,09MPa ≤ [σ H ] max = 952MPa σ F 1 max = 65,27. 1,8 = 87,57 MPa ≤ [σ F 1 ] max = 360 MPa  σ F 2 max = 58,29. 1,8 = 78,2 MPa ≤ [σ F 2 ] max = 272 MPa 5, Các thông số hình học cơ bản cho bộ truyền: + Đường kính vòng chia : m.Z1 4.21 d1 = = = 84mm cos β 1 m.Z 2 4.84 d2 = = = 336mm cos β 1 + Đường kính đỉnh răng : d a1 = d1 + 2.(1 + x1 + ∆y ) d a 2 = d 2 + 2.(1 + x 2 + ∆y ) aw 210 − 0,5.( z1 + z 2 ) = − 0,5.( 21 + 84) = 0 ⇒ Hệ số dịch chỉnh tâm : y =  m 4 1000 y Hệ số : k y = = 0 ⇒ k x = 0 ⇒ ∆y = 0  zt d a1 = 84 + 2.(1 + 0 + 0) = 86mm ⇒ d a 2 = 336 + 2.(1 + 0 + 0) = 338mm + Đường kính đáy răng : d f 1 = d1 − ( 2,5 − 2.x1 ) m = 84 − ( 2,5 − 2.0) 4 = 74mm d f 2 = d 2 − ( 2,5 − 2.x2 ) m = 336 − ( 2,5 − 2.0 ) 4 = 326mm + Đường kính lăn : 2.a w 2.210 d w1 = = = 84mm ( u + 1) ( 4 + 1) d w 2 = d w1 .u = 84.4 = 336mm Bảng tổng kết các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng: Thông số Giá trị a w = 210mm Khoảng cách trục Mônđun pháp m = 4mm bw = 66,11mm Chiều rộng vành răng Tỷ số truyền Uh = Ubr = 4 β = 0° Góc nghiêng của răng Z1 = 21 ; Z 2 = 84 Số bánh răng x1 = x 2 = 0 Hệ số dịch chỉnh d1 = 84mm; d 2 = 336mm Đường kính vòng chia d a1 = 86mm; d a 2 = 338mm Đường kính đỉnh răng d f 1 = 74mm; d f 2 = 326mm Đường kính đáy răng d w1 = 84mm; d w 2 = 336mm Đường kính lăn SV:Phạm Thanh Tùng GVHD:Trần Thị Thu Thủy - 12 -
  13. ĐH Công Nghiệp Hà Nội Đồ Án Chi Tiết Máy Đề 76 - 13 - Chương 4.Thiết kế trục 4.1.Chọn vật liệu chế tạo trục: Chọn vật liệu chế tạo trục lag thép 45 thường hóa có: − Độ cứng : HB = 200 − Giới hạn bền : σ b = 850 MPa − Giới hạn chảy: σ ch = 340 MPa − Ứng suất xoắn cho phép: [τ ] = 15 ÷ 30MPa .Chọn [τ ] = 20MPa 4.2.Tính toán thiết kế trục: 4.2.1.Xác định tải trọng tác dụng lên trục 1.Lực tác dụng từ các bộ truyền bánh răng: − Từ bộ truyền bánh răng trụ: 2T Ft1 = 1 = Ft 2 d w1 Ft1tgα tw Fr1 = = Fr 2 cos β Fa 2 = Ft1tgβ = Fa 2 − Trong đó: − T1 , d w1 ,α tw , β lần lượt là mômen xoắn trên trục 1 (Nmm), đường kính vòng lăn bánh 1 (mm),góc ăn khớp ,góc nghiêng của răng − Ft1 , Ft 2 :Lực vòng tác dụng lên bánh răng nhỏ, lớn ( Nmm ) − Fr1 , Fr 2 :Lực hướng tâm tác dụng lên bánh răng nhỏ, lớn ( Nmm ) − Fa1 , Fa 2 :Lực dọc trục tác dụng lên bánh răng nhỏ, lớn ( Nmm ) 2T 2.373184,62 = 8885,34( N ) = Ft 2 Ft1 = 1 = d w1 84 Ft1tgα tw 8885,34.tg 20 ⇒ = 3233,99( N ) = Fr 2 Fr1 = = cos β cos 0 Fa1 = Ft1tgβ = 0 = Fa 2 2.Lực tác dụng từ bộ truyền đai và khớp nối: − Từ bộ truyền đai: α   153,6  Fr = 2.F0 . sin  1  = 2.810.sin   = 1577,19 (N) 2 2 Vì đường nối tâm tạo với bộ truyền ngoài 1 góc α = 55° nên phân Fr thành 2 thành phần: Fy12 = Fr12 . cos α = 1577,19. cos 55 = 904,64 N Fx12 = Fr12 . sin α = 1577,19. sin 55 = 1291,95 N − Từ khớp nối: Fr = ( 0,2 ÷ 0,3) Ft = 5221,82 N 2T2 2.1434852,22 trong đó: Ft = = = 20887,28 N Dt 137,39 o Ft : Lực vòng trên khớp nối N o T2 : Mômen xoắn trên trục 2 N.mm Dt : Đường kính vòng tròn qua tâm các chốt mm o SV:Phạm Thanh Tùng GVHD:Trần Thị Thu Thủy - 13 -
  14. ĐH Công Nghiệp Hà Nội Đồ Án Chi Tiết Máy Đề 76 - 14 - 4.2.2.Tính sơ bộ đường kính trục − Đường kính trục xác định bằng mômen xoắn ; Ti d ≥3 mm 0,2[τ ] Trong đó: Ti là mômen xoắn trên trục thứ i [τ ] là ứng suất xoắn cho phép đối với vật liệu trục thép 45 Mpa [τ ] = 15 ÷ 30MPa − Đường kính trục động cơ : T 72692,04 d đc 0 ≥ 3 đc = 3 = 26,29mm 0,2[τ ] 0,2.20 − Đường kính trục vào của hộp giảm tốc T1 373184,62 d1 ≥ 3 =3 = 49,92mm 0,2[τ ] 0,2.15 − Đường kính trục ra của hộp giảm tốc T2 1434852,22 d2 ≥ 3 =3 = 62,07mm 0,2[τ ] 0,2.30 − Do đó đường kính sơ bộ các trục là : d đc = 26mm ; d1 = 50mm ; d 2 = 65mm 4.2.3. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điêm đặt lực − Chiều rộng ổ lăn: Theo bảng 10.2_TTTKHTDĐCK ta chọn b01 = 27 mm; b02 = 33mm; − Chiều dài mayơ bánh đai, mayơ bánh răng trụ : l m1 = (1,2 ÷ 1,5).d1 = (1,2 ÷ 1,5).50 = 60 ÷ 75mm Chọn l m11 = 60mm; l m12 = 75mm − Chiều dài may ơ nửa khớp nối : l m 2 = (1,4 ÷ 2,5).d 2 = (1,4 ÷ 2,5).63 = 88,2 ÷ 157,5mm Chọn l m 23 = 88mm; l m 24 = 155mm; l12 = −lc12 ; l13 = 0,5( l m13 + b0 ) + k1 + k 2 ; l11 = 2l13 − Theo bảng 10.3_TTTKHTDĐCK ta chọn: Tên gọi Ký hiệu và giá trị k1 = 10 Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay k2 = 8 Khoảng cách từ mặt mút của ổ đến thành trong của hộp k 3 = 10 Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ hn = 18 Chiều cao lắp ổ và đầu bulông − Khoảng cách giũa các điểm đặt lực: SV:Phạm Thanh Tùng GVHD:Trần Thị Thu Thủy - 14 -
Đồng bộ tài khoản