Đồ án chi tiết máy: HGT phân đôi cấp chậm xích tải

Chia sẻ: Mạnh Trịnh | Ngày: | Loại File: PDF | Số trang:70

Thêm vào BST

Báo xấu

811
lượt xem 145
download

Download Vui lòng tải xuống để xem tài liệu đầy đủ

Với kết cấu nội dung gồm 5 phần, đồ án chi tiết máy "HGT phân đôi cấp chậm xích tải" cung cấp cho các bạn những nội dung về: Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền, tính toán thiết kế các bộ truyền trong hộp giảm tốc, tính toán trục, thiết kế vỏ hộp giảm tốc,...

Chủ đề:

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

Lưu

Nội dung Text: Đồ án chi tiết máy: HGT phân đôi cấp chậm xích tải

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Lời nói đầu Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nội dung không thể thiếu trong chương trình đào tạo kỹ sư cơ khí đặc biệt là đối với kỹ sư nghành chế tạo máy. Đồ án môn học Chi Tiết Máy là môn học giúp cho sinh viên có thể hệ thống hoá lại các kiến thức của các môm học như: Chi tiết máy, Sức bền vật liệu, Dung sai, Chế tạo phôi, Vẽ kỹ thuật .... đồng thời giúp sinh viên làm quen dần với công việc thiết kế và làm đồ án chuẩn bị cho việc thiết kế đồ án tốt nghiệp sau này. NỘI DUNG CỦA ĐỒ ÁN ĐƯỢC CHIA LÀM 5 PHẦN: Phần I: Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền : I. Chọn động cơ. II. Phân bố tỉ số truyền. III. Tính toán các thông số trên trục Phần II: Tính toán thiết kế các bộ truyền trong hộp giảm tốc: I. Thiết kế bộ truyền xích II. Thiết kế các bộ truyền trong hộp giảm tốc III. Kiểm tra các điều kiện trạm trục bôi trơn Phần III: Tính toán trục I-Chọn vật liệu. II-Tính thiết kế trục. III- Tính toán ổ lăn. IV-Bôi trơn và điều chỉnh ăn khớp. Phần IV: Thiết kế vỏ hộp giảm tốc Phần V: Thống kê các kiểu lắp ,trị số sai lệch giói hạn và dung sai các kiểu lắp Do lần đầu tiên làm quen thiết kế với khối lượng kiến thức tổng hợp còn có những mảng chưa nắm vững cho nên dù đã rất cố gắng tham khảo các tài liệu và bài giảng của các môn có liên quan song bài làm của em không thể tránh được những sai sót. Em rất mong được sự hướng dẫn và chỉ bảo thêm của thầy cô để em cũng cố và hiểu sâu hơn , nắm vững hơn về những kiến thức đã học hỏi được. Một lần nữa em xin chân thành cảm ơn tất cả các thầy cô giáo trong bộ môn đặc biệt là thầy giáo Nguyễn Quang Hưng đã tận tình hướng dẫn em thực hiện đồ án này. 1
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Bảng thông số: Lực vòng xích tải : Ft = 3700 N Thời gian phục vụ : 6 năm Số răng đĩa xích tải : Z = 19 răng Tỷ lệ số ngày làm việc mỗi năm : 1/2 Bước xích tải : t = 55 mm Tỷ lệ thời gian làm việc mỗi ngày : 2/3 Vận tốc xích tải : v = 1,2 m/s Tính chất tải trọng : Không đổi,quay một chiều K bd =1,4 Phần I :CHỌN ĐỘNG CƠ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN I. Chọn động cơ - Chọn động cơ điện để dẫn động máy móc hoặc các thiết bị công nghệ là công việc đầu tiên trong quá trình tính toán thiết kế máy.Trong công nghiệp sử dụng nhiều loại động cơ như: Động cơ điện một chiều , động cơ điện xoay chiều .Mỗi loại động cơ có một ưu nhược điểm riêng,tùy thuộc vào các yêu cầu khác nhau mà ta chọn loại động cơ cho phù hợp - Với phương án thiết kế hộp giảm tốc hai cấp phân đôi ở cấp chậm sẽ có: Ưu điểm : - Tải trọng sẽ được phân bố đều cho các ổ. - Giảm được sự phân bố không đồng đều tải trọng trên chiều rộng vành răng nhờ các bánh răng được bố trí đối xứng với các ổ. - Tại các tiết diện nguy hiểm của các trục trung gian và trục ra mômen xoắn chỉ tương ứng với một nửa công suất được truyền so với trường hợp không khai triển phân đôi. - Nhờ đó mà hộp giảm tốc loại này nói chung có thể nhẹ hơn 20% so với hộp giảm tốc khai triển dạng bình thường. Nhược điểm: - Nhược điểm của hộp giảm tốc phân đôi là bề rộng của hộp giảm tốc tăng do ở cấp phân đôi làm thêm 1 cặp bánh răng so với bình thường. Do vậy cấu tạo bộ phận ổ phức tạp hơn, số lượng các chi tiết và khối lượng gia công tăng lên có thể làm tăng giá thành của bộ truyền. 2
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY 1. Xác định công suất đặt trên trục của động cơ Công suất động cơ được chọn theo điều kiện nhiệt độ , đảm bảo cho khi động cơ làm việc nhiệt độ sinh ra không được lớn hơn nhiệt độ cho phép. Muốn vậy cần có: Pdcdm > Pdcdt trong đó : dc Pdm : công suất định mức của động cơ dc P dt :công suất đẳng trị của động cơ dc dc Do tải trọng không đổi nên ta có : P dt = P lv dc P lv :công suất làm việc danh nghĩa trên trục động cơ ct P dc lv P lv  (1.1)  ct P lv :giá trị công suất làm việc danh nghĩa trên trục công tác   :hiệu suất truyền động (toàn hệ thống) - Công suất làm việc trên trục công tác : ct Ft .v 3700  1,2 P lv  1000  1000  4,44(kW ) - Theo sơ đồ đề bài thì:     brk   olm   kn   x (1.2) Ghi chú: + m là số cặp ổ lăn (m = 4) + k là số cặp bánh răng (k = 3) Tra bảng 2.3[1] ta được các giá trị hiệu suất ứng với mỗi chi tiết như sau: + ol  0,99 +  br  0,97 + k  1 +  x  0,93 -Thay các giá trị trở lại công thức (1.2) ta tính được:    0,99 4  0,97 3  1  0,93  0,82 (%) - Thay các giá trị Pctlv  4,44 ;   0,82 vào (1.1) ta tính được công suất làm việc danh nghĩa trên trục công tác 3
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ct P dc lv 4,44 P lv   0,82  5,415(kW )  dc dc Vậy công suất đẳng trị trên trục động cơ P dt  P lv  5,415(kW ) 2. Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ - Số vòng quay của bộ phận công tác là: v 1,2 nct  60000   60000   68,9 (v/phút) z.t 19  55 v : vận tốc đĩa xích tải z : số răng xích tải t : bước xích tải +) Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ: ndb  1500v / ph (kể đến sự trượt ndb  1450v / ph ) ,như vậy tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống: n db 1450  21,04 .ta thấy tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống nằm u sb   n ct 68,9 trong khoảng tỉ số truyền nên dùng của bộ truyền bánh răng trụ hai cấp. Vậy số vòng quay đồng bộ được chọn của động cơ là 1500 v/ph Chọn động cơ -Động cơ loại 4A có khối lượng nhẹ hơn loại K và DK.Phạm vi công suất lớn và số vòng quay đồng bộ lớn loại K và DK căn cứ vào giá trị công suất đẳng trị và số vòng quay đồng bộ của động cơ ta chọn động cơ sao cho thỏa mãn dc dc P dm  Pdt  5.415(kW )   ndb  nsb  1500(v / phút ) - Tra bảng phụ lục P1.1[1] ta chọn được động cơ là 4A112M4Y3 Kiểu động cơ Công Vòng T max T K cos  % suất quay T dn T dn (kW) 4A112M4Y3 5,5 1425 0,85 85,5 2,2 2,0 3.Kiểm tra điều kiện mở máy điều kiện quá tải cho động cơ Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ Khi khởi động , động cơ cần sinh ra một công suất mở máy đủ lớn để thắng sức ỳ của hệ thống : điều kiện mở máy dc dc Pmm  Pcbd kW dc P mm : công suất mở máy của động cơ 4
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY dc dc P K mm  mm * Pmm T K dc  2,0 * 5,5  11 kW K  mm  2,0  P mm T dn dc K cbd :công suất cản ban đầu trên trục động cơ dc dc K cbd  K lv * K bd K bd  1,4 : hệ số cản ban đầu dc dc P lv  5,286  P cbd  5,415 * 1,4  7,581 kW dc dc  P mm  11  P cbd  7,581  Đảm bảo điều kiện mở máy. II. Phân phối tỉ số truyền. Tỉ số truyền chung của hệ thống u  ndc u= nct n dc  1425 : số vòng quay đã chọn của động cơ n ct  68,9 : số vòng quay trên trục công tác 1425 u  20,68 68,9 Với hệ dẫn động gồm các bộ truyền mắc nối tiếp : u   u ng * u h + uh : tỉ số truyền bên trong hộp giảm tốc. + u ng : tỉ số truyền ngoài của bộ truyền xích. u  u *u h 1 2 + u1 : tỉ số truyền của cấp nhanh + u2 : tỉ số truyền của cấp chậm Tỉ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp +)Với hệ dẫn động gồm HGT 2 cấp bánh răng nối với bộ truyền xích ngoài hộp ta có: u ng  (0,15  0,1)u   (0,15  0,1)20,68  (1,44  1,76) .với tỉ số truyền nên dùng của bộ truyền xích (1,5  5) ta chọn u ng  1,5 u  20,68  uh    13,79 u ng 1,5 Tỉ số truyền của các bộ truyền trong hộp giảm tốc u h  u1 * u 2 5
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY u 2  1, 2776  3 K  c2 ba 2 .u h  ba 1 Với K c2   1,2  1,3  1  1,3 ; ba 2  ba1 K    1,2776  c2 ba 2 u 2  1,2776  3  u h 3 1,3  1,2  13,79  3,55 ba1  u1  u h  13,79  3,88 u 2 3,55 Kết luận: Vậy thông số về tỉ số truyền cho toàn bộ hệ thống dẫn động được thể hiện qua bảng sau: Tỉ số truyền Trong hộp ( u h  13,79 ) Ngoài hộp chung ( u  ) Cấp nhanh ( u 1 ) Cấp chậm ( u 2 ) (Bộ truyền xích) 20,68 3,88 3,55 1,5 III.Tính toán các thông số trên các trục Ký hiệu các chỉ số tính toán như sau:chỉ số “dc”ký hiệu trục động cơ,các chỉ số “I”,”II”,”III” chỉ các trục I,II và III. 1.Tính công suất trên các trục: Công suất trên các trục được tính lần lượt như sau : P  P    5,415 1  0,99  5,36(kW ) I dc k o P  P    5,36  0,97  0,99  5,147(kW ) II I br o P  P    5,417  0,97  0,99  4,94(kW ) III II br o P  P  P    4,94  0,99.0,93  4,548(kW ) IV ct III o x 2.Tính số vòng quay trên các trục : n  n  1425(v / phút ) I dc n 1425 I n   3,88  367(v / phút ) II u 1 n 367 II n   3,55  103(v / phút ) III u 2 n 103 III n   1,5  69(v / phút ) ct u ng 6
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY 3.Tính mômen xoắn trên các trục : Mômen xoắn trên trục thứ k được xác định theo công thức sau: 9,55  10 6  Pk T k  trong đó : P k : công suất trên trục k n k n k :số vòng quay trên trục k 6 9,55  10  5,415  T dc   36290( N .mm) 1425 9,55  10 6  5,36 TI  1425  35921( N .mm) 9,55  10 6  5,417 T II  367  140960( N .mm) 9,55  10 6  4,94 T III  103  458029( N .mm) 9,55  10 6  4,548 T ct  69  629470( N .mm) 4.Lập bảng kết quả Trục Động I II III IV Thông số cơ Công suất(kW) 5,415 5,36 5,417 4,94 4,548 Tỷ số truyền(u) 1 3,88 3,55 1,5 Số vòng 1425 1425 367 103 69 quay(v/phút) Mômen(N.mm) 36290 35921 T '  140960  70480 458029 629470 II 2 PHẦN II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN TRONG HỘP GIẢM TỐC I.THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH 1.Chọn loại xích Có 3 loại xích :xích ống ,xích con lăn và xích răng.Trong 3 loại xích trên ta nên chọn xích con lăn để thiết kế vì nó có ưu điểm: Có thể thay thế ma sát trượt ở ống và răng đĩa(ở xích ống) bằng ma sát lăn ở con lăn và răng đĩa(ở xích con lăn).Kết quả là độ bền của xích con lăn cao hơn xích ống ,chế tạo xích con lăn không khó bằng xích răng. Ngoài ra: Xích con lăn có nhiều trên thị trường suy ra dễ thay thế,phù hợp với vận tốc yêu cầu (69 vòng/phút). Vì công suất sử dụng không quá lớn nên chọn xích một dãy. 2.Xác định các thông số của xích và bộ truyền xích a.Chọn số răng đĩa xích - Số răng đĩa xích càng ít,đĩa bị động quay càng không đều,động năng va đập càng lớn ,xích mòn càng nhanh.Vì vậy ta chọn số răng tối 7
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY thiểu của đĩa xích(thường là đĩa chủ động ) là: Z Z 1 min  13  15 Theo công thức thực nghiệm Z 1  29  2u  29  2  1,5  26 Theo bảng 5.4[1] chọn Z 1 =27 răng Từ số răng đĩa xích nhỏ ta có số răng đĩa xích lớn là : Z 2  u  Z 1  Z max Z max  120 đối xích con lăn  Z 2  1,5  27  40,5 Chọn Z 2  41  Z max Như vậy tỉ số truyền thực của bộ truyền xích là 41 u x  27  1,52 b.Xác định bước xích t: -Bước xích t được xác định từ chỉ tiêu về độ bền mòn của bản lề,điều kiện đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mòn của bộ truyền xích được viết dưới dạng: P t  Pkk z k n  [P ] Trong đó: P t :công suất tính toán(kW) P:công suất cần truyền trên trục III (kW) P=P III =4,94 [P]:công suất cho phép (kW) k z :hệ số số răng Z  25  0,925 (Z số răng đĩa nhỏ tiêu chuẩn) 01 k z  01 Z 27 1 n 01 k  :hệ số vòng quay n n 1 + n tra bảng 5.5[1] gần nhất với n 01 1 50 k   0,485 n 103 k : hệ số sử dụng k  k 0 k a k dc k bt k d k c + k0 : hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền + ka : hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích + k dc : hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích + k bt : hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn + kd : hệ số tải trọng động,kể đến tính chất của tải trọng + kc : hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền 8
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - Các thông số trên được tra trong bảng 5.6[1] + k0  1 : Góc nối hai tâm xích hợp với phương ngang góc  60 0 + ka  1 : Do chọn khoảng cách trục a=(30  50)t + k dc  1,25 : Do chọn vị trí trục không điều chỉnh được + k bt  1,3 : Môi trường có bụi nhưng vẫn đảm bảo bôi trơn + kd  1 : Chế độ làm việc êm + k c  1,25 : Làm việc 2 ca  k  1  1  1,25  1,3  1  1,25  2,03 Vậy Pt  4,94  2,03  0,925  0,485  4,499(kW ) Tra bảng 5.5[1] với n 01 =50 v/phút Chọn bộ truyền xích 1 dãy có bước xích : t = 31,75 mm thỏa mãn điều kiện bền P t  4,499  [ P]  5,83(kW ) Đồng thời theo bảng 5.8[1] ta có : t  t max  50,8 mm c.Khoảng cách trục và số mắt xích: +Khoảng cách trục:chọn a=30t=30.31,75=952,5 mm +Số mắt xích x 2a Z 1  Z 2 ( Z 2  Z 1 ) 2  t x   t 2 4 2 a 2  952,5 27  41 (41  27) 2  31,75     94,17 (mắt xích) 31,75 2 4 2  952,5 Chọn x=94 (mắt xích) Tính lại khoảng cách trục theo x đã chọn: a  0,25t{x c  0,5( Z 2  Z 1 )  [ xc  0,5( Z 2  Z 1 ]2  2[( Z 2  Z 1 ) /  ] 2 }  0,25  31,75{94  0,5(41  27)  [94  0,5(41  27)] 2  2[(41  27) /  ]2 } =949,87 mm Để xích không phải chịu lực căng quá lớn giảm a đi một lượng: a  0,003a  0,003  949,87  2,85  a  949,87  2,85  947,02 mm Chiều dài xích L=t.x=31,75.94=2984,5 mm Số lần va đập i của bản lề xích trong 1 giây Z1.n1 27.103 i  [i ]  i   1,97  [i ]  25 (với t=31,75 mm) 15.x 15.94 d.Kiểm nghiệm đĩa xích về độ bền Với các bộ truyền xích bị quá tải lớn khi mở máy hoặc thường xuyên chịu trọng va đập trong quá trình làm việc cần tiến hành kiểm ngiệm về quá tải theo hệ số an toàn: 9
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Q s  [s] k d .Ft  Fo  Fv Trong đó : Q : tải trọng phá hỏng tra bảng 5.2[I] Q=88,5.10 3 N k d :hệ số tải trọng động k d =1,2 (bộ truyền làm việc trung bình) 1000 P Z .t.n F t lực vòng : Ft  ( v  1 1  1,47 ) v 60000 1000.4,94  Ft   3360,5 N 1,47 F v lực căng ly tâm :F v  q.v 2  3,8.1,47 2  8,2 N(q:khối lượng 1 mét xích tra bảng 5.2[I]) F o  9,81.k f qa  9,81.4.3,8.0,947  141,2 N ( k f  4 bộ truyền nghiêng góc
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY k r ( Ft .k d  Fvđ ) E  H  0,47.  [ ] A.k d Trong đó:[  ] ứng suất tiếp xúc cho phép Mpa F vđ lực va đập trên m dãy xích N F vđ  13.10 7.n1 .t 3 .m  13.10 7.103.31,75 3.1  4,29 N F t  3360,5 N [  H ] tra bảng 5.11[I] =[500  600] Mpa Với đĩa xích nhỏ k d  1 :hệ số phân bố không đều tải cho các dãy(xích 1 dãy) k d  1 hệ số tải trọng động k r hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích,phụ thuộc vào Z Z 1  27  k r  0,42 E=2,1.10 5 Mpa A=262mm 2 tra bảng 5.12[I] 0,42(3360,5  4,29)2,1.10 5   H  0,47.  500,22MPa 262 Như theo bảng 5.11[I] dùng thép C45 tôi cải thiện có độ rắn bề mặt (170  210)HB.Ứng suất tiếp xúc cho phép:  H  (500  600) MPa là vật liệu đảm bảo để chế tạo đĩa xích Với đĩa xích lớn Z 2  41  k r 2  0,27 k r 2 ( Ft .k d  Fvđ ) E  H 2  0,47. A.k d F vđ  13.10 7 nct .t 3 .m Với n ct  69v / phút số vòng quay của trục công tác  Fvđ  13.10 7.69.31,75 3.1  2,87 0,27(3360,5  2,87)2,1.10 5  H 2  0,47.  400,98 Mpa 262 Vật liệu và nhiệt luyện của đĩa xích 2 tương tự của đĩa xích 1 g.Xác định lực tác dụng lên trục Có F r  k x .Ft k x hệ số kể đến trọng lượng xích k x  1,15 (bộ truyền nằm ngang)  Fr  1,15.3360,5  3864,6 N II.THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG 2.1 Bộ truyền bánh trụ răng thẳng ở cấp nhanh 1.Chọn vật liệu :theo bảng 6.1[I] -Ta chọn vật liệu nhóm I có độ rắn HB
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Có:  b1  850MPa ,  ch1  580MPa ,chọn HB 1  250 Bánh răng lớn :thép 45 tôi cải thiện,đạt độ rắn HB= 192  240 Có:  b 2  750MPa ,  ch 2  450Mpa ,chọn HB 2  230 2.Tính ứng suất cho phép: Tra bảng 6.2[I] ta chọn: Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở:  Ho lim  2 HB  70 Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc S H  1,1 Ứng suất uốn cho phép khi tính về uốn,ứng với số chu kì cơ o sở:  F lim  1,8 HB Hệ số an toàn khi tính về uốn S f  1,75 Vậy:  Ho lim 1  2 HB1  70  2.250  70  570MPa  Ho lim 2  2 HB2  70  2.230  70  530 MPa  F lim 1  1,8HB1  1,8.250  450MPa  F lim 2  1,8HB2  1,8.230  414MPa - Ứng suất tiếp xúc cho phép [  ] Ứng suất tiếp xúc cho phép được tính theo công thức:  Ho lim [ ]  .Z R .Z V .K XH .K HL SH Tính sơ bộ lấy Z R .Z V .K XH  1 Bộ truyền quay 1 chiều và tải trọng không đổi nên hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải trọng : K FC  1 K HL :hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền: N HO K HL  mH N HE N HO :số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc N HO1  30.HB 2, 4  N HO1  30.250 2, 4  1,7.10 7  N Ho 2  30.230 2, 4  1,39.10 7 Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương: N HE  60.c.n.t  Trong đó : n : số vòng quay trong 1 phút t  :tổng số thời gian làm việc của bánh răng đang xét c:số lần ăn khớp trong 1 vòng quay :c=1 365.6.24.2 t =  17520 giờ 2.3  N HE1  60.1.1425.17520=149,8.10 7  N HE 2  60.1.367.17520  38,58.10 7 .Ta thấy N HE  N HO  K HL  1  Ho lim 570 Bánh nhỏ : [ H 1 ]    518,18MPa SH 1,1 12
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY  H lim 530 Bánh lớn:[  H 2 ]    481,81MPa SH 1,1 Ta sử dụng bánh răng thẳng có: [ H 1   H 2 ] 518,18  481,81 [ H ]    500  1,25.481,81  602,26 MPa (thỏa mãn) 2 2 Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải: [ H ]max  2,8. ch1  2,8.580  1624 MPa - Ứng suất uốn cho phép [  F ] ứng suất uốn cho phép được tính theo công thức:  Fo lim .K FC .K XF .K FL .YR .YS [ F ]  SF o Với :  F lim ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở o  F lim 1  1,8HB1  1,8.250  450 MPa o  F lim 2  1,8.HB2  1,8.230  414 MPa K FC hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải bằng 1(bộ truyền quay 1 chiều) Số chu kỳ thay đổi ứng suất khi thử về uốn: N FO1  N FO 2  4.10 6 (với mọi loại thép) Vì bộ truyền chịu tải trọng tĩnh : N FE  N HE : N FE1  N HE1  149,8.10 7 N FE 2  N HE 2  38,58.10 7 Ta thấy N FE  N FO  Lấy N FE  N FO  K FL  1 Y s :hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất K XF :hệ số xét đến kích thước bánh răng , ảnh hưởng đến độ bền uốn Trong bước tính toán sơ bộ lấy: YR .YS .K XF  1  Fo lim  Fo lim 1 450.1.1 Do vậy [ F ]   [ F 1 ]    257,14 MPa SF SF 1,75 o  F lim 2 414.1.1 [ F 2 ]    236,57 MPa SF 1,75 Ứng suất cho phép khi quá tải :vì HB=241  285
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc Tra bảng 6.6[I] chọn  ba  0,35 1 Tra bảng 6.5[I] chọn K   49,5 MPa 3 Với hệ số :  bd  0,5 ba (u  1)  0,5.0,35(3,88  1)  0,854 .Tra bảng 6.7[I] ,chọn K H  1,0354 35921.1,0354 Vậy a w  49,5(3,88  1)3  115,58 :chọn bằng 116mm 500 2.3,88.0,35 - Xác định các thông số ăn khớp: + Môđun : m=(0,01  0,02)a w =(1,2  2,4) Tra bảng 6.8[I] ta chọn môđun pháp m=2 +Chiều rộng vành răng : bw  a w . ba  116.0,35  40,6mm Chọn bw 2  41mm và để đảm bảo chất lượng ăn khớp ta chọn bw1  46mm > bw 2 +Xác định số răng Z 1 ,Z 2 (răng trụ răng thẳng) 2a w 2.116 Số răng bánh nhỏ : Z1    23,77 ,chọn Z 1  25 răng m(u  1) 2(3,88  1) Số răng bánh lớn : Z 2  u.Z1  3,88.25  97 chọn Z 2  97 răng 97  tỉ số truyền thực u t   3,88 25 mZ 2.122 Tính lại khoảng cách trục : a w  t   122mm 2 2 4.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiện: 2TI K H (u  1)  H  Z m Z H Z 2  [ H ] bw .u.d w1 Trong đó: Z m :hệ số kể đến cơ tính của vật liệu,các bánh răng ăn khớp tra 1 bảng 6.5[I] được Z m  274MPa 3 Z H :hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc 2 2 0 ZH   o  1,76 (=20 theo TCVN) sin 2 tw sin 2.20 Z  : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng xác định như sau: (4    ) Z  khi    0 3  a :hệ số trùng khớp ngang 1 1 1 1  a  [1,88  3,2(  )]  [1,88  3,2(  )]  1,719 Z1 Z 2 25 97 14
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY (4  1,719)  Z   0,872 3 K H : hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc K H  K H K H K Hv Với K H :hệ số kể đến sự phân bố không đồng đều tải trọng trên chiều rộng vành răng,tra bảng 6.7[I]  K H  1,0354 (sơ đồ 6) K H : hệ số kể đến sự phân bố không đồng đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp. K H  1 (vì bánh răng thẳng) Vận tốc vòng của bánh răng v  d w1 n1 / 60000 d w1 :đường kính vòng lăn bánh nhỏ(bánh chủ động) 2.a w 2.122 d w1    50mm u  1 3.88  1  v  3,14.50.1425 / 60000  3,73(m / s )
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY không vượt quá một giá trị cho phép: 2T1 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: T1 -momen xoắn trên bánh chủ động, N.mm m-mođun pháp,mm bw -chiều rộng vành răng,mm d w1 -đường kính vòng lăn bánh chủ động,mm 1 Y  -hệ số kể đến sự trùng khớp của răng  1 Y   0,58 1,719 Y  1 -hệ số kể đến độ nghiêng của răng YF 1 , YF 2 -hệ số dạng răng của bánh 1 và 2,phụ thuộc vào số răng tương đương ( z v1  Z1  25 và z v 2  Z 2  97 ),tra bảng 6.18[I]: YF 1  3,9, YF 2  3,6 K F -hệ số tải trọng khi tính về uốn : K F  K F K F K Fv Với K F - ,tra bảng 6.7[I] : K F  1,0808 K F -tra bảng 6.14[I] với bánh răng thẳng K F  1 K Fv -hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn v F bw d w1 K Fv  1  2T1 K F K F aw 122 Với v F   F g o v  0,011.56.3,73  12,884 u 3,88 12,884.40,6.50  K Fv  1   1,337 2.35921.1,0808.1  hệ số tải trọng khi tính về uốn : K F  1,337.1.1,122  1,5 Ứng suất sinh ra tại chân răng bánh chủ động: 2.35921.1,5.0,58.1.3,9  F1   60,039 MPa < [ F 1 ]  257,14MPa 40,6.50.2 Ứng suất sinh ra tại chân bánh răng bị động: 60,039.3,6  F2   55,42MPa < [  F 2 ]  236,57 MPa 3,9 Tính chính xác ứng suất uốn cho phép: -Ta có thể tính chính xác ứng suất uốn cho phép như sau:  F 1   F 1( phan 2)  YR  YS  K XF + Với m=2 (mm) suy ra YS  1,08  0,0695. ln(2)  1 16
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY + Do ta có d a  400 nên K XF  1 + Th«ng thêng ta còng cã YR  1 Vậy ta có :  F 1   F 1( phan 2)  257,14 (MPa)  F 2   F 2 ( phan 2)  236,57 (MPa) - Từ kết quả tính được suy ra :  F 1  60,039MPa   F 1  257,14MPa    Cặp bánh răng thỏa  F 2  55,42MPa   F 1   236,50MPa  mãn điều kiện bền uốn. 6.Kiểm nghiệm răng về quá tải Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải (lúc mở máy,hãm máy) với Tmax hệ số quá tải K qt   2,2 .Vì vậy cần kiểm nghiệm răng về quá tải dựa T vào ứng suất tiếp xúc cực đại và ứng suất uốn cực đại. Để tránh biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt ứng suất tiếp xúc cực đại  H max không được vượt quá một giá trị cho phép:  H max   H K qt  430,26 2,2  638,18MPa < [ H max ]  1624MPa  thỏa mãn điều kiện Đồng thời để đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng ứng suất uốn cực đại  F max phải thỏa mãn điều kiện:  F max   F 2 K qt  55,42.2,2  121,924 MPa  [ F max ]  464MPa  thỏa mãn điều kiện Thông số cơ bản của bộ truyền cấp nhanh: Khoảng cách trục(mm) a w  122 Mođun bánh răng(mm) m2 Tỉ số truyền u  3,88 Chiều rộng bánh răng(mm) bw  40,6  bw1  46; bw 2  41 Số răng của các bánh(chiếc) Z 1  25, Z 2  97 Đường kính vòng chia(mm) d1  50; d 2  194 Đường kính vòng lăn(mm) d w1  50; d w 2  194 Đường kính đỉnh răng(mm) d a1  54; d a 2  198 Đường kính đáy răng(mm) d f 1  45; d f 2  189 Đường kính cơ sở(mm) d b1  46,98; d b 2  182,3 Hệ số trùng khớp ngang    1,719 Góc prôfin gốc   20 o Hệ số dịch chỉnh x1  0 ; x2  0 17
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Lực ăn khớp(N) 2  T1 2  35921 F   1436,84 d w1 50 2.2 Bộ truyền bánh trụ răng nghiêng ở cấp chậm 1.Chọn vật liệu -Tiến hành chọn vật liệu giống như vật liệu của cặp bánh răng thẳng ở cấp nhanh.Cho nên ta không cần chọn lại vật liệu nữa. 2.Tính ứng suất cho phép a.Ứng suất tiếp xúc cho phép [ ] : tra bảng 6.2[I] ta chọn : -Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở  Ho lim  2 HB  70 -Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc S H  1,1 Vậy  Ho lim 1  2.250  70  570MPa  Ho lim 2  2.230  70  530MPa -Bộ truyền quay 1 chiều ,tải trọng không đổi nên hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải K FC  1 -Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc : 2, 4 N HO1  30 H HB  30.250 2, 4  1,7.10 7  N HO 2  30.230 2, 4  1,4.10 7 -Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương: N HE  60.c.n.t  Trong đó : n : số vòng quay trong 1 phút t  :tổng số thời gian làm việc của bánh răng đang xét 365.6.24.2 t   17520 giờ 2.3 c:số lần ăn khớp trong 1 vòng quay :c=1  N HE1  60.1.367.17520=38,579.10 7  N HE 2  60.1.103.17520  10,827.10 7 .Ta thấy N HE  N HO  K HL  1  Ho lim -Ứng suất tiếp xúc cho phép: [ H ]  .Z R .Z V .K XH .K HL SH Tính sơ bộ lấy : Z R .Z V .K XH  1 570 + Bánh nhỏ : [  H 1 ]   518,2MPa 1,1 530 + Bánh lớn: [  H 2 ]   481,8MPa 1,1 Do đây là cặp bánh trụ răng nghiêng ăn khớp cho nên ứng suât tiếp xúc xác định như sau: 18
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY [ H 1 ]  [ H 2 ] 518,2  481,8 [ H ]   500MPa 2 2 -Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải: [ H 1 max ]  2,8. ch1  2,8.450  1260 MPa [ H 2 max ]  2,8. ch 2  2,8.340  952 MPa b.Ứng suất uốn cho phép [ F ] -Ứng suất uốn cho phép được tính theo công thức:  Fo lim .K FC .K XF .K FL .YR .YS [ F ]  SF Với :  Fo lim :ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở Hệ số an toàn khi tính về uốn S F  1,75  Fo lim 1  1,8HB1  1,8.250  450MPa  Fo lim 2  1,8.HB2  1,8.230  414MPa K FC :hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải =1(quay 1 chiều) -Số chu kỳ thay đổi ứng suất khi thử về uốn: N FO1  N FO 2  4.10 6 (mọi loại thép) N FE1  N HE1  38,579.10 7 Vì bộ truyền chịu tải trọng tĩnh N FE 2  N HE 2  10,827.10 7 Ta thấy N FE  N FO  Lấy K FL  1 YS :hệ số kể đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất K XF :hệ số kể đến kích thước bánh răng,ảnh hưởng đến độ bền uốn Lấy sơ bộ K XF YS YR  1  Fo lim 1 450  [ F 1 ]    257,14 MPa  Fo lim SF 1,75 Do vậy: [ F ]  SF  Fo lim 2 414  [ F 2 ]    236,5MPa SF 1,75 Ứng suất uốn cho phép khi quá tải: [ F 1 ]max  0,8 ch1  0,8.580  464MPa [ F 2 ]max  0,8 ch 2  0,8.450  360 MPa 3.Tính sơ bộ khoảng cách trục a.Công thức xác định khoảng cách trục a w 2 Đối với bộ truyền bánh răng nghiêng bằng thép xác định từ điều kiện bôi trơn ngâm dầu như sau: c  a w1 u1 aw2    (u 2  1) u2 (u1  1) Ghi chú: d 22 + c  (1,1 1,3) d 21 19
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY + a w1  122mm + u1  3,88 ; u 2  3,55 - Thay số ta được: 1,15  122 3,88 aw2    (3,55  1)  142,97 mm 3,55 3,88  1 - Vậy ta chọn : a w 2  150mm b.Xác định các thông số ăn khớp -Môđun:m=(0,01  0,02) a w =(1,43  2,86) tra bảng 6.8[I] chọn m=2 mm -Xác định số răng Z1 , Z 2 + Đối với hộp giảm tốc phân đôi có sử dụng bánh răng nghiêng thì góc nghiêng của mỗi bánh răng là  = 30  40. Vậy chọn sơ bộ  = 350  cos  = 0,8191 khi đó: 2  a w2  cos  2  150  0,8191 +Số răng bánh nhỏ: Z1    27 ,chọn Z 1  27 m  u 2  1 2  3,55  1 răng +Số răng bánh lớn: Z 2  u 2 Z1  3,55.27  95,85 ,chọn Z 2  96 răng - Vậy ta tính được tổng số răng là : Z t  96  27  123 răng Z 2 96  tỉ số truyền thực u 2    3,55 Z 1 27 -Khi đó góc nghiêng răng thực tế có giá trị xác định như sau:  (m  Z t )   2  123    arccos    arccos    arccos(0,82)  34,9 0  2a w 2   2  150  4.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiện: 2TII' K H (u 2  1) H  Z m Z H Z .  [ H ] bw .u 2 .d w21 Trong đó: TII'  70480 (N.mm) Z m :hệ số kể đến cơ tính của vật liệu,các bánh răng ăn khớp tra 1 bảng 6.5[I] được Z m  274MPa 3 Z H :hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc 2 cos  b 2.0,84 0 ZH   o  1,5 (=20 theo TCVN) sin 2 tw sin 2.23,9 Trong đó:  tg w   tg 20 0   tw   t  arctg    arctg    23,9 0  cos    0,82  20