Đồ án chi tiết máy đề tài "Thiết kế hệ thống dẫn động máy khuấy"

Chia sẻ: Hoàng Mạnh Tuyến | Ngày: | Loại File: DOC | Số trang:36

Thêm vào BST

Báo xấu

1.069
lượt xem 331
download

Download Vui lòng tải xuống để xem tài liệu đầy đủ

Trong sản xuất cơ khí cũng như trong các lĩnh vực sản xuất khác, sản phẩm là một danh từ quy ước chỉ vật phẩm được tạo ra ở giai đoạn chế tạo cuối cùng của một cơ sở sản xuất (ví dụ như ở một tổ sản xuất hoặc phân xưởng của nhà máy).

Chủ đề:

Bình luận(0) Đăng nhập để gửi bình luận!

Lưu

Nội dung Text: Đồ án chi tiết máy đề tài "Thiết kế hệ thống dẫn động máy khuấy"

BỘ CÔNG NGHIỆP TRƯỜNG ĐAỊ HỌC CÔNG NGHIỆP TP HCM TRUNG TÂM TNTH CƠ KHÍ  Đồ án chi tiết máy Đề tài Thiết kế hệ thống dẫn động máy khuấy NSVTH : NHÓM 4 LỚP : DHOT1TLT GVHD: DIỆP BẢO TRÍ Tp Hồ Chí Minh, tháng 6 năm 2007 1
MỤC LỤC CHƯƠNG I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 4 CHƯƠNG II: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI 6 CHƯƠNG III: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG 9 CHƯƠNG IV: THIẾT KẾ TRỤC VÀ TÍNH THEN 20 CHƯƠNG V: Ổ LĂN 35 CHƯƠNG VI: TÍNH TOÁN VỎ HỘP GIẢM TỐC 37 CHƯƠNG VII: KHỚP NỐI - BÔI TRƠN 38 CHƯƠNG VIII: DUNG SAI LẮP GHÉP 39 2
ĐỀ BÀI : ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Đề : thiết kế hệ thống truyền đọng cho máy khuấy. Các số liệu cho biết: - Công suất máy khuấy N = 8 Kw - Số vòng quay trục máy khuấy:n = 70 v/ph - Thời gian làm việc t = 60000 - Kiểu hộp giảm tốc : hộp giảm tốc hai cấp côn - trụ. 3
Chương I CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN I/ CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN Để chọn động cơ điện ta đi tính công suất cần thiết của động cơ : N Nct =  Trong đó: N: công suất máy khuấy. Ta có: η = ηđ. ηrc. ηrt. η3ol. ηk Chọn ηđ = 0,96 : hiệu suất của bộ truyền đai ηrc = 0,95 : hiệu suất bộ truyền bánh côn ηrt = 0,96 : hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ ηol = 0,99 : hiệu suất một cặp ổ lăn ηk = 0,99 : hiệu suất khớp nối vậy: η = 0,96. 0,95. 0,96. 0,993. 0,99 = 0,841 do đó: 9 Nct = =10,7 (kw) 0,841 Vậy ta phải trọn công suất của động cơ lớn hơn công suất cần thiết. Xác định sơ bộ số vòng quay của số vòng quay của động cơ: nsb = nmk. Uh. Uđ với nmk: số vòng quay trục máy khuấy. Uh: tỷ số truyền các bộ truyền trong hộp Uđ: tỷ số truyền của bộ truyền đai. Theo đề bài ta có: nmk = 60 (vg/ph) Mà : Uh : (8…15) Uđ : (3…5)  nsb = 60.(8…15).(3…5) = (1440…4500) Từ đó ta chọn động cơ AOC2 - 52 -2 có các thong số kỹ thuật như sau: Công suất Nđc = 13 (kw) Số vòng quay của đọng cơ: nđc = 2730 (vg/ph) Hiệu suất làm việc: η = 83,5% Khối lượng: m = 110 (kg) II/PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN Tỷ số truyền chung: nđc 2130 91 U= = = = 45,5 nmk 60 2 Trong đó: nđc = 2730 (vg/ph) số vòng quay trục động cơ. Nmk = 60 (vg/ph) số vòng quay trục máy khuấy. Mà ta cũng có: U = Uđ. Uh Trong đó: Uđ = 3,3 : tỷ số truyền của bộ truyền đai. 4
U 45,5  Uh = = = 13,79 : tỷ số truyền cảu hệ thống bánh răng. Uđ 3,3 Ta cần xác định tỷ số truyền của bộ truyền cấp nhanh và cấp chậm của hệ thống truyền động bánh răng dựa vào các thông số sau: kbr = 0,25 : hệ số chiều rộng vành răng. Ck = 1,1; ψ = 1,2; [ko1] =[ko2] 2,25.1,2 2,25.1,2 λ= = = 14,4 (1  k br ).k br [k 02 ] (1  0,25).0,25  λk. λ3k = 1,44.(1,1)3 = 19,2. Dựa vào đồ thị ta tìm được tỷ số truyền của cặp bánh răng cấp nhanh là: U h 13,79 Ucn =   3,70 U cn 3,73 - Xác định các thông số: + Công suất các trục: N mk 9 Trục 3 : N3 =   9,18 (kw)  ol . kn 0,99.0,99 N3 9,18 Trục 2: N2 =   9,66 (kw)  ol . rt 0,99.0,96 N2 9,66 Trục 1: N1 = = = 10,27 (kw)  ol . rc 0,99.0,95 + Số vòng quay các trục: nđc 2370 Trục 1: n1 =   827 (vg/ph) Uđ 3,3 n1 827 Trục 2: n2 = = = 222 (vg/ph) nU cn 3,73 + Momen xoắn trên các trục: N1 10,27 Trục 1: T1 = 9,55. 10 6 .  9,55.10 6.  118595,5 (Nmm) n1 827 N 9,66 Trục 2: T2 = 9,55.10 6 . 2 =9,55.10 6.  415554 (Nmm) n2 222 N 9,18 Trục 3: T3 = 9,55. 10 6. 3  9,55.10 6.  1461150 (Nmm) n3 60 Kết quả ta có bảng thông số sau: Thông số Động cơ Trục 1 Trục 2 Trục 3 Công suất (kw) 13 10,27 9,66 9,18 Tỷ số truyền U 3,3 3,73 3,7 Số vòng quay n (vg/ph) 2730 827 222 60 Mômen xoắn T (Nmm) 118595,5 415554 1461150 5
CHƯƠNG II THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI I/ CHỌN LOẠI ĐAI Chọn loại đai thang thường tiết diện Ђ. II/ THÔNG SỐ BỘ TRUYỀN Đường kính bánh đai nhỏ ta chọn d1 = 180 mm  .d1.nđc 3,14.180.2370 Vận tốc đai: vđ =   25,7(m / s ) nhỏ hơn vận tốc đai cho phép 60000 60000 vmax = (25  30) (m/s) Đường kính bánh đai lớn: d 2  U đ .d1 (1   )  3,3.180.(1  0,02)  582,12(mm) Trong đó: Uđ = 3,3 là tỷ số truyền cỉa bộ truyền đai. D1 = 180 (mm) là đường kính của bánh đai nhỏ. ε = 0,02 hệ số trượt của đai. Vậy ta chọn d2 = 560 (mm) d2 560 Tỷ số truyền thực tế: U đt    3,17 d1 .(1   ) 180.(1  0,02) U  U đt 3,3  3,17 Sai lệch tỷ số truyền: U đ  đ .100%  .100%  3,9%  4% (thỏa mãn). Uđ 3,3 Tính sơ bộ khoảng cách trục a : Khoảng cách trục a phải thỏa mãn điều kiện: 0,55.( d1 + d 2 ' )  h  as  2.(d1  d 2 )  0,55.(180+560)+10,5  a s  2.(180  560)  4,17  as  1480 Chọn as = 1000 (mm). Chiều dài đai:  ( d  d1 ) 2  (560  180) 2 Lt  2a s  .(d1  d 2 )  2  2.100  (180  560)   3197,9(mm) 2 4a s 2 4.100 Chọn L = 3150 (mm) vđ 25,7 Số vòng chạy của đai: i =   8,2  imax  10 L 3,15 Ta cần xác định lại khoảng cách trục a:   2  8 a= 4  3,14 với   L  .(d1  d 2 )  3150  .(180  560)  1988,2 2 2 d  d1  2  190 2 1988,2  1988, 2 2  8.190 2 a=  9769(mm) 4 6
d 2  d1 (560  180) Góc ôm của đai:   180 0  57 0.  180 0  57 0.  157,80  120 0 a 976 Pđc .k đ Sồ đai: z = [ P0 ].C .Cl .C u .C z Trong đó: Pđc = 13 kw ; kđ = 1,25 ; [P0 ] = 6 kw 0  = 157,8  Cα = 0,945 L 3150   1,4  CL 1,07 L0 2240 µ =3,3  Cu = 1,14 P 13   2,16  Cz = 0,945 [ P0 ] 6 13.1,25 Vậy z =  2,5 . Vậy ta chọn số đai z = 3 6.0,945.1,07.1,14.0,945 Chiều rộng bánh đai: B = (z-1).t + 2e = (3-1).19 + 2. 1,25 = 63 (mm) -Đường kính ngoài bánh đai: d a  d  2h0  180  2.4,2  188,4 (mm) III/ Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục. 780.Pđc .k đ Lực căng trên một đai: F0   Fv v.C .z Trong đó: Fv  a m .v 2 (định kỳ điều chỉnh lực căng) Với am = 0,178 (kg/m) : khối lượng một m chiều dài đai.  Fv = 0,178.25,72 =117,6 (N) 780.13.1,25 Do đó : F0   117,6  292( N ) 25,7.0,945.3 Lực tác dụng lên trục:  157,80 Fr  2.F 0.z.sin( )  2.292.3.sin  1717( N ) 2 2 7
 Kết quả ta có bảng thống kê sau: (bảng 1) Thông số Kí hiệu Các giá trị Đơn vị Tiết diện đai B Đường kính bánh đai nhỏ d1 180 mm Vận tốc đai v 25,7 m/s Đường kính bánh đai lớn d2 560 mm Tỷ số truyền Uđ 3,3 Tỷ số truyền thực tế Uđt 3,17 Sai lệch tỷ số truyền U 3,9 % Khoảng cách trục sơ bộ a 1000 mm Chiều dài đai tính toán Lt 3197,7 mm Chiều dài đai tiêu chuẩn L 3150 mm Số vòng chạy của đai i 8,2 Khoảng cách trục chính xác a 976 Góc ôm trên bánh đai nhỏ  157,8 0 Công suất cho phép P0  6 Kw Số đai cần thiết z 2,5 Số đai chọn z 3 Chiều rộng bánh đai B 63 mm Đường kính ngoài bánh đai da 188,4 mm F0 292 N Lực căng ban đầu Fr 1717 N Lực tác dụng lên trục kđ 1,25 Các hệ số C 0,945 CL 1,07 Cu 1,14 Cz 0,945 8
CHƯƠNG III THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG I/ Chọn vật liệu. Bánh răng nhỏ: thép C45 tôi cải thiện, độ cứng đạt HB1 = 255 và có:  b1  850 MPa, ch1  580MPa Bánh răng lớn: thép C45 tôi cải thiện, đọ cứng đạt HB2 = 240 và có:  b 2  750 MPa,  ch2  450 MPa II/ Xác định ứng suất cho phép. 0  H    H lim .z R .zv .k xH .k HL SH Với: zR: hệ số xét đến độ nhám bề mặt răng làm việc. zV: hệ số xét đến ảnh hưởng của vạnn tốc vòng. kxH: hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng. Sơ bộ ta thấy: zR. zV. xH = 1 0 Và  H lim 1  2HB  70  2.255  70  580(MPa) : ứng suất tiếp xúc cho phép trên bánh răng nhỏ. 0  H lim 2  2 HB2  70  2.240  70  550( MPa) : ứng suất tiếp xúc cho phép trên bánh răng lớn. SH = 1,1 : hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc. N HO k HL  mH : hệ số tuổi tyhọ khi xét ứng suất tiếp xúc. N HE mH = 6 : bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc. NHO: số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc. NHO1 = 30.H2,4HB1 = 30. 2552,4 = 1,97. 107 NHO2 = 30.H2,4HB2 = 30. 2402,4 = 1,55. 107 3 Ti 3 t i Và NHE = 60. c. n. tlv.  .( ) . : số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương. i 1 T max C Với C : số lần ăn khớp N : số vòng quay của bánh răng đang xét. Tlv: tổng thời gian làm việc Ti : momen xoắn C : chu kỳ làm việc 3 Ti 3 ti N HE1  60.c.n1 .t lv . .( ) . Ta có: i 1 T max C  60.1.827.60000.(13.0,4  0,6 3.0,3  .08 3.0,3)  187.10 7 ( MPa) 9
3 Ti 3 ti N HE 2  60.c.n2 .tlv . .( ) . i 1 Tmax C  60.1.222.60000.(13.0,4  0,6 3.0,3  .083.0,3)  49,4.10 7 ( MPa) Ta có : N HE1  N HO1 và N HE 2  N HO 2  k HL  1 0  H lim1.k HL 580.1 Vậy  1     527,3( MPa) SH 1,1 0  2    H lim 2 .k HL  580550.1  500( MPa) SH 1,1         H1 H2  527,3  500  513,65( MPa) H 2 2 Ứng suất cho phép: 0  F    F lim .YR .YS .k xF .k FC .k FL SF Trong đó: YR: hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám của mặt lượn chân răng. YS: hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất. kxF: hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến dộ bền uốn. Sơ bộ ta thấy: YR.YS.kxF = 1. Ta có:  F lim1  1,8.HB1  1,8.255  459( MPa) : ứng suất uốn cho phép trên bánh răng nhỏ. 0  F lim 2  1,8.HB2  1,8.240  432( MPa) : ứng suất uốn cho phép trên bánh răng lớn. 0 SF = 1,75 : hệ số an toàn khi tính về uốn. kFC = 1 : hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải N FO : hệ số tuổi thọ xét đến chế độ tải trọng của bộ truyền. k FL  mF .N FE Với : mF =6 : bậc của đường cong mỏi khi xét về uốn. NFO = 4.106 : số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn. 3 Ti mF t i 60.c.n2 .t lv . ( ) . Ta có: N FE = 1 i 1 Tmax C  60.1.827.60000.(16.0, 4  0,6 6.0,3  .08 6.0,3)  146,7.10 7 (MPa ) 3 T t N HE 2  60.c.n2 .tlv . .( i ) mF . i i 1 Tmax C  60.1.222.60000.(13.0,4  0,6 3.0,3  .083.0,3)  39,4.10 7 ( MPa) Ta có: N FE1  N FO và N FE2  N FO = > kFL = 1 0  F lim1.k FC .k KL 459.1.1 Vậy  F 1     262,3(MPa ) SF 1,75 10
0  F 2    F lim 2 .k FC .k KL  432.1.1  247( MPa) SF 1,75 Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:  H max  2,8. ch 2  2,8.450  1260( MPa ) Ứng suất uốn cho phép khi quá tải: Bánh răng nhỏ :  F  max  2,8. ch  0,8.580  464( MPa )   1 1 Bánh răng lớn:  F  max  2,8. ch  0,8.450  360( MPa)   2 2 III/ Thiết kế bộ truyền bánh răng côn răng nghiêng. 1/ Xác định chiều dài côn ngoài và đường kính chia ngoài. Chiều dài côn ngoài và đường kính chia ngoài của bánh răng côn chủ đọng được được xác định hteo độ bền tiếp xúc: T1 .k H  R e  k R . U cn  1. 2 1  kbe  .kbe .U cn . H  T1 .k H  de1  kR . 3 2 1  kbe  .kbe .U cn . H  Trong đó: k R  0,5k d  0,5.87  43, 5( MPa ) hệ số phụ thuộc vật liệu bánh răng và loại răng . U cn  3, 73 : Tỷ số truyền của bộ truyền cấp nhanh. b kbe   0, 25 : Hệ số chiều rộng vành răng. Re k H   1,11 : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng kbe .U cn ` 0, 25.3, 73 vành bánh răng côn, dựa vào trị số:   0, 53 2  kb 2  0.25 e T1  118595,5( Nmm) : mômen xoắn tren trục bánh răng côn nhỏ.  H   513, 65(MPa) : Ứng suất tiếp xúc cho phép 118595,5.1,11 Vậy: Re  43,5. 3, 732  1.  150( mm) (1  0, 25).0, 25.3, 73.513, 652 118595,5.1,11 de1  87. 3  77, 7(mm) (1  0, 25).0, 25.3, 73.513, 652 2/ Xác định các thông số ăn khớp. - Số răng bánh nhỏ: z1  1, 6.z1 p  1, 6.17  27, 2 Vậy ta chọn: z1  27 ( răng) Tính đường kính trung bình và môđun trung bình: d m1  1  0,5kbe  .de1  1  0, 25  .77, 7  68(mm) 11
d m1 68 mtm    2,52 z1 27 Xác định mô đun : chọn góc nghiêng  m  250 , tính ra mô đun pháp trung bình: mnm  mtm .cos  m  2, 52.cos 250  2, 28 Vậy ta chọn mô đun tiêu chuẩn là mnm  2,5 Tính lại mô đun trung bình và đường kính trung bình: m 2,5 mtm  nm   2,76 cos  m cos 250 d m = m tm .z1 = 2, 76.27 = 74,52 1 Xác định số răng bánh lớn và góc côn chia: Số răng bánh lớn: z2 = Ucn .z1 = 3, 73.27 = 100, 7 Vậy ta chọn: z = 101 (răng) 2 z 101 Xác định lại tỷ số truyền: U cn = 2 = = 3, 74 1 z1 27  Sai lệch tỷ số truyền: Ucn - Ucn 1 3, 74 - 3, 73 ΔU = .100% = .100% = 0, 27% < 4% U cn 3, 73 z  27 Góc côn chia: δ1 = artag  1  = artag   = 14, 96672 = 14058'0"    z2   101  δ2 = 900 - δ1 = 900 -14058'0" = 75,03328 = 7502 ' z1 27 Số răng tương đương: z v1 = = = 27,5 cosσ1.cos .β m cos14,96672.cos3 250 3 z1 27 z v2 = = = 291,1 cosσ 2 .cos .β m cos75, 03328.cos3 253 3 3/ Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc. Ứng suất tiếp xúc suất hiện trên mặt răng côn phải thỏa mãn điều kiện sau: 2 2T1.k H . U cn +1 σ H = z M .z H .zε .  σH  0,85.b.d 2 1 .U cn1 m Trong đó: z M = 274(MPa1/3 ) : hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp. z H = 1, 62 : hệ số kể đến bề dạng hình dạng bề mặt tiếp xúc. z : hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng, 1 Với z = : với   hệ số trùng khớp ngang. ε 12
 1 1   1 1  Ta có:    1,88  3, 2     .cos m  1,88  3, 2       0  .cos25  1,57   z1 z 2     27 101    1  z   0,8 1,57 k H : hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc Ta có : k H  k H  .k H  .k H v Với k H   1,11 : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng. k H  1, 09 : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đoi răng đồng thời dựa vào trị số của vận tốc vòng.  .d m1 .n1 3,14.74,52.827 v   3, 23(m / s ) 60000 60000 k Hv : hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp: vH .b.d m1 k Hv  1  2.T1.k H  .k H  d m1 . U cn1  1 Trong đó: vH   H .g 0 .v U cn1 Với:  H  0, 002(mm) : hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp. g 0  56 : hệ số kể đến ảnh hưởng của sai bước răng. d m  74,52(mm) : đường kính trung bình của bánh răng côn nhỏ. 1 T1  118595,5( Nmm) : mômen xoắn trên trục bánh răng côn nhỏ. b  kbe .Re  0, 25.10  37.5(mm) : chiều rộng vành răng.  H   513, 65(MPa) : ứng suất tiếp xúc cho phép. 74,52.  3, 74  1 Vậy vH  0, 002.56.3, 23  3,52 3, 74 3,52.37,5.74,52 => k Hv  1   1, 03 2.118595, 5.1,11.1, 09 => k H  1,11.1, 09.1, 03  1, 25 2.118595,5.1, 25. 3, 742  1 =>  H  274.1, 62.0,8  467,58( MPa )   H   513, 65( MPa) 0,85.37,5.74,52 2.3, 74 4/ Kiểm nghiệm tăng về độ bền uốn. 2T1.k F .Y .Y .YF1  F1    F1  0,85.b.mnm .d m1  F .YF  F2  1 2   F2  YF1 Trong đó: T1  118595,5( Nmm) : mômen xoắn trên trục bánh răng côn nhỏ. 13
mnm  2,5 : môđun pháp trung bình. b  37, 5(mm) : chiều rộng vành răng. d m1  74,52(mm) : đường kính trung bình của bánh răng côn nhỏ. 1 1 Y    0, 64 : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.   1,57 m 25 Y  1   1  0,82 : hệ số kể đến độ nghiêng của răng. 140 140 Đường kính chia ngoài: d e  mte .z1  2,87.27 = 78 (mm) 1 de2  mte .z 2  2,87.101  78(mm) Re Với mte   2,87 0,5 z12  z2 2 Chiều cao răng ngoài: he  2.cos m .mte  0, 2mte  2.cos250 .2,87  0, 2.2,87  5,87( mm) Chiều cao đầu răng răng ngoài: hae1   cos m  xn1 .cos m  .mte   cos250  0,35.cos250  .2,87  3,5(mm) hae2  2.cos m .mte  hae1  2.cos250 .2,87  3, 5  1, 7( mm) Chiều cao chân răng ngoài: h fe1  he  hae1  5,78  3,5  2,28(mm) h fe2  he  hae2  5,78  1,7  4,08(mm) Đường kính đỉnh răng ngoài: d ae  d e  2hae .cos 1  78  2.3,5.cos14,96672  84,8( mm) 1 1 1 d ae2  d e2  2hae2 .cos  2  290  2.1, 7.cos 75, 03328  290,9( mm) hf 2, 28 Góc chân răng:  f1  arctg e1  arctg  0,87083  005215" ' Re 150 h fe 4, 08  f2  arctg 2  arctg  1,55806  1033' 29" Re 150 Góc côn đáy:  f  1   f  14,96672  0,87083  14, 09589 1 1  f2   2   f2  75, 03328  1,55805  73, 47522  a1  1   f 2  14,96672  1,55806  16,52478 Góc côn đỉnh:  a2   2   f1  75,03328  0,87038  75,90411 Khoảng cách từ đỉnh côn đến mặt phẳng vòng ngoài đỉnh răng: B1  Re .cos 1  hae1 .sin 1  150.cos14,96672  3,5sin141,96672  144 B2  Re .cos  2  hae2 .sin  2  150.cos 75, 03328  1, 7 sin 75, 03328  37 -Khoảng lệch tâm của bánh răng côn tiếp tuyến: e  R.sin m e Góc nghiêng của răng ở mặt mút:  e  arcsin Re Kết quả tính ta có bảng thống kê sau: (bảng 2) 14
Thông số Kí hiệu Các giá trị Đơn vị Chiều dài côn ngoài Re 150 mm Chiều rộng vành răng b 37,5 - Chiều dài côn trung bình Rm 131,25 - Đường kính chia ngoài d e1 78 - d e2 290 Góc côn chia ( lăn ) 1 14058’0” 2 7502’0” Chiều cao răng ngoài he 5,78 mm Chiều cao đầu răng ngoài hae1 3,5 - hae2 1,7 Chiều cao chân răng ngoài h fe 1 ,28 - h fe2 4,08 Đường kính đỉnh răng d ae 1 84,8 - ngoài d ae2 290,9 Góc chân răng  f1 0052’15” -  f2 1033’29” Góc côn đỉnh  a1 16,52478  a2 75,90411 Góc côn đáy  f1 14,09589  f2 73,47522 Đường kính trung bình d m1 74,52 mm d m2 253,75 Khoảng cách từ đỉnh côn B1 144 - đến mặt phẳng vòng ngoài B2 37 đỉnh răng Mô đun vòng trung bình mtm 2,76 - Mô đun pháp trung bình mnm 2,5 - Khoảng lệch tâm bánh răng e côn tiếp tuyến Góc nghiêng của răng ở  e mặt nút 15
IV/ thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng. 1/ Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền. Tính sơ bộ khoảng cách trục: T2 .k H  aw  k a . U cc  1 . 3 2  H  .U cc . ba Trong đó: ka  49,5( MPa1/ 3 ) :hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng ăn khớp. T2  415554( Nmm) : mômen xoắn trên trục bánh răng chủ động. k H   1, 07 : hệ số kể đến sự pohân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính tiếp xúc.  H   513, 65(MPa) : ứng suất tiếp xúc cho phép. U cc  3, 7 : tỷ số truyền. b  ba  w  (0,3...0,5) chọn  ba  0, 4 aw   bd  0, 5 ba U cc  1  0,5.0, 4.  3, 7  1  1 415554.1, 07 => aw  49,5.  3, 7  1 . 3  243(mm) 513, 652.3, 7.0, 4 2/ Xác định các thông số ăn khớp. Xác định mô đun: m   0, 01  0, 02  .aw  2.43  4,86  34, 47 Chọn m = 3 Xác định số răng, góc nghiêng  và hệ số dịch chỉnh x. Vì là bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng ta có góc nghiêng   0 , ta có số răng bánh 2 aw 2.243 nhỏ: z1    34, 47 m. U cc  1 3.  3, 7  1 Chọn : z1  34 Khi đó số răng bánh lớn: z2  125 ; z2  z1.U cc  34.3, 7  125,8 Chọn z 2  125 răng z2 125 Do đó tỷ số truyền thực tế là: Um    3, 68 z1 34 U  Um Sai lẹch tỷ số truyền : U  cc .100%  0, 54%  4% U cc Tổng số răng: zt  z1  z2  34  125  159 m.zt 3.159 Xác định lại khoảng cách trục a: aw    238,5(mm) 2 2 Vậy chọn aw  240(mm) Xác định hệ số dịch chỉnh: 16
aw 240 Hệ số dịch chỉnh tâm: y   0,5 z1  z 2    0,5.1,59  0,5 m 3 100. y 100.0,5 Hệ số : k y    3,145 zt 159  k x  0,07 k .z 0,07.159 Hệ số giảm đỉnh răng:  y  x t   0,1113 1000 1000 Tổng hệ số dịch chỉnh: xt  y   y  0,5  0,01113  0,51113 Hệ số dịch chỉnh các bánh 1 và 2:  z  z . y   x1  0,5. xt  2 1   0,5.0,51113  125  34   0,11  zt   159   x 2  xt  x1  0,51113  0,11  0,4 z t .m. cos 159.3. cos 20 0 Góc ăn khớp: cos tw    0,9338 2.a w 2.240   wt  20,9617  20 057 ' 42" Xác định các thông số khác: - đường kính chia: d1  m.z1  3.34  102(mm) d 2  m.z 2  3.1225  375(mm) 1 1 - Khoảng cách trục chia: a   d1  d 2   102  375  238,5(mm) 2 2 2y 2.0,5 - Đường kính lăn : d w1  d1   102   102,64(mm) zt 159 d w 2  d w1 .U m  102,664.3,68  377,72(mm) - Đường kính đỉnh lăn: d a  d1  21  x1   y .m  102  21  0,11  0.01113  108,6(mm) 1 d a2  d 2  21  x2   y .m  375  21  0,4  0.01113  383,3(mm) - Đường kính đáy răng: d f  d1  2,5  2.x1 .m  102  2,5  2.0,11.3  95,16(mm) 1 d f 2  d 2  2,5  2.x2 .m  375  2,5  2.0,4 .3  369,9(mm) - Đường kính cơ sở: d b  d1 cos  102.cos 20 0  95,85(mm) 1 d b2  d 2 cos   375. cos 20 0  352,38(mm) Góc ăn khớp:  a. cos t   238,5. cos 20 0   tw  arccos  a   arccos     20,9617  20 057 ' 42"   w   240  ( vì β = 0 nên αt = α = 200 ) 3/ Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc. 2.T2 .k H .U m  1 Ứng suất tiếp xúc:  H  z M .z H .z . 2   H  bw .U m .d w1 Trong đó : zM = 274 (MPa1/3) là hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp. zH = 1,58 là hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc. 17
zε là hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng với: 4   z  3 Với εα là hệ số trùng khớp ngang, ta có: d a21  d b21  d a22  d b22  2a w .sin  tn εα = 2 .m.cos  t 108,6 2  95,85 2  3883,32  352,38 2  2.240. sin 20,9617 =  1,7 2.3,14.3. cos 20 0 4  1,7  z   0,867 3 kH : là hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc: k H  k H .k H .k Hv k H hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng. k H = 1 là hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều cho các đôi răng đồng thời ăn khớp. k Hv là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp. v H .bw .d w1 k Hv  1  2T2 .k H .k H Trong đó: aw vH =  H .g 0 .v, với v là vận tốc vòng được tính : Um  .d w1 .n2 3,14.102,64.222 v=   11,925(m / s ) 6000 6000 δH = 0,004 là hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp. g0 = 38 là hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng. 240  v H  0,004.38.11,925.  14,638 3,68 14,638.96.222  k Hv  1  1,35 2.415554.1,07.1  kH = 1,07.1.1,35 = 1,4445 Với aw = 240 (mm) là khoảng cách trục. T2 = 415554 (Nmm) mômen xoắn trên trục bánh chủ động. Um = 3,68 là tỷ số truyền. bw = ψba.aw = 0,4.240 = 96 (mm) là chiều rộng vành răng. 2.415554.1,4445.3,68  1 Do đó:  H  274.1,58.0,876.  466(MPa )   H   513,65( MPa) 96.3,8.102,64 2 4/ Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn. 18
Ứng suất uốn sinh ra tại chân răng: 2T2 .k F .Y .Y .YF 1  F1   [ F 1 ] bw .d w1.m  .Y  F2  F 1 F 2   F 2  YF 1 Trong đó: 1 1 Y ε=   0,59 : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.   1,7 Y  1 : hệ số kể đến độ nghiêng của răng. YF 1  3,67 : hệ số dạng răng của bánh 1 dựa vào số răng tương đương zv1  z1  và hệ số dịch chỉnh x1 YF 2  3,6 : hệ số dạng răng của bánh 2 dựa vào số răng tương đương zv 2  z 2  và hệ số dịch chỉnh x2 kF: hệ số tải trọng khi tính về uốn: kF = kFβ. kFα. kFv với : kFβ = 1,16 : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn. kFα =1 : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng không đều cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn. kFv : hệ số kể đến otải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, ta có: v F .bw .d w1 k Fv  1  2T2 .k F .k F Trong đó: aw v F   F .g 0 .v. Um Với : v = 1,95 (m/s) vận tốc vòng. δF = 0,011 là hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp. g0 = 38 là hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch kích bước răng. 240  v F  0,011.38.11,925.  40, 25 3,68 40,25.96.102,64  k Fv  1   1, 41 2.415554.1,16.1  k F  1,16.1.1,41  1,6356 2.415554.1,6356.0,59.1.3,67  F1   99,57( MPa)   F 1   262,3 96.102,64.3 Do đó: 99,57.3,6  F2   97,67( MPa)   F 2   247( MPa) 3,67 5/ Kiểm nghiệm răng về quá tải. 19
Để tránh biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp cực đại không vượt quá giá trị cho phép. CHƯƠNG IV THIẾT KẾ TRỤC VÀ TÍNH THEN I. Chọn vật liệu. Chọn vật liệu dung để chế tạo trục truyền là thép 45 tôi cải thiện. II. Tính toán thiết kế trục. 1. Tải trọng tác dụng lên trục. Lực tác dụng của bộ truyền đai: Fd = 1717 (N) (đã tính ở phần thiết kế bộ truyền đai). Lực tác dụng từ các bộ truyền bánh răng: lực tác dụng khi ăn khớp trong bộ truyền bánh răng tác dụng lên trục bao gồm ba thành phần: lực vòng Ft , lực hướng tâm Fr , lực dọc trục Fa ( như hình vẽ ). - Đối với trục 1: lực vòng Ft1, lục hướng tâm Fr2, lực dọc trục Fa1. - Đối với trục 2: lực vòng Ft2 , lực hướng tâm Fr2 , lực dọc trục Fr3 và lực vòng Ft3 , lực hướng tâm Fr3 , lực dọc trục Fa3. - Đối với trục 3: lự vòng Ft4 , lực hướng tâm Fr4 , lực dọc trục Fa4 . Và ta tính trị số của các lực như sau: 2T1 2.118595,5 Ft1  Ft 2    3183( N ) d m1 74,52 Ft1 Fr1  Fa 2  (tg n cos  1  sin  msin  1 )  cos  m 3183  (tg 20 cos14,96672  sin 25 sin 14,96672)  852( N ) cos 25 Ft1 Fa1  FR 2  (tg n cos  1  sin  msin  1 )  cos  m 3183  (tg 20 cos14,96672  sin 25 sin 14,96672)  1764( N ) cos 25 2T 2.415554 Ft 3  Fr 2  2   8097( N ) d w1 102,64 Ft 3 .tg tw 7032.tg 20,9617 Fr 3  Fr 4    3102( N ) cos  1 Fa3  Fa 4  0( N )do  0 Trong đó: dm1 = 74,52 mm : đường kính trung bình của bánh nhỏ. T1 = 118595,9 (Nmm): momen xoắn trên trục bánh răng côn nhỏ. 0  m = 25 : góc nghiêng vủa bánh răng. 0  n = 20 : góc ăn khớp.  1 = 14,96672 : góc côn chia bánh răng côn nhỏ. 20