Đồ án chi tiết máy - Nguyễn Văn Tới

Chia sẻ: Pham Thanh Tai | Ngày: | Loại File: DOC | Số trang:52

Thêm vào BST

Báo xấu

292
lượt xem 93
download

Download Vui lòng tải xuống để xem tài liệu đầy đủ

Động cơ điện là động là động cơ điện không đồng bộ ba pha vì những ưu điểm sau: - Rẻ ,dễ kiếm , dễ sử dụng và phù hợp với lưới điện sản xuất… - Để đạt hiệu quả kinh tế cao cần chọn động cơ có kích thước và công suất phù hợp. Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ. - Chọn sơ bộ tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống Uc. *) Gọi tỉ số truyền sơ bộ của toàn bộ hệ thống là Usb .Theo bảng 2.4(tr 21), truyền động bánh răng trụ hộp giảm tốc...

Chủ đề:

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

Lưu

Nội dung Text: Đồ án chi tiết máy - Nguyễn Văn Tới

Trêng §¹i häc C«ng NghiÖp Hµ Néi ĐỒ ÁN Chi tiết máy Nguyễn Văn Tới NguyÔn V¨n Tíi §HCK2-K1 1
MỤC LỤC PH ẦN 1: TÍNH TOÁN HỆ D ẪN ĐỘNG I. CH ỌN ĐỘNG CƠ II. PHÂN PHỐ I TỶ SỐ TRUYỀN III.TÍNH TOÁN CÁC THÔNG SỐ. PHẦN 2 : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY I.TÍNH BỘ TRUY ỀN Đ AI II. TÍNH BỘ TRUY ỀN BÁNH RĂNG TRONG HỘ P GIẢM TỐC A.Tính toán bộ truyền cấp nhanh (bánh trụ răng thẳng). B. Tính toán bộ truyền cấp chậm(bánh trụ răng nghiêng). III. TÍNH TOÁN THIẾT K Ế TRỤ C . 1. THIẾT K Ế TRỤ C A. X ác định đường kính của trục vào của hộp giảm tốc: B. X ác định kết cấu và đường kính trục trung gian: C. X ác định đường kính của trục ra của hộp giảm tố c: D. K iểm nghiệm trục về độ bền mỏi: E. K iểm nghiệm trục về độ b ền tĩnh. 2. CHỌN KHỚP NỐI IV. CHỌN Ổ LĂN. 1 . Chọ n ổ lăn cho trục vào của hộp giảm tốc: 2 .Chọn ổ lăn cho trục trung gian của hộp giảm tốc 3 . Chọ n ổ lăn cho trục ra của hộp giảm tốc: V .THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐ C, BÔI TRƠ N VÀ Đ IỀU CHỈNH ĂN KHỚ P. VI.CHỌN CẤP CHÍNH XÁC,LẮP GHÉP,DUNG SAI NguyÔn V¨n Tíi §HCK2-K1 2
PHẦN 1: TÍNH TOÁN HỆ DẪN Đ ỘNG I.CHỌN ĐỘNG CƠ Độ ng cơ điện là động là động cơ điện không đồng bộ b a pha vì những ưu điểm sau: - Rẻ ,dễ kiếm , dễ sử dụng và phù hợp với lưới điện sản xuất… - Đ ể đạt hiệu quả kinh tế cao cần chọ n động cơ có kích thước và công suất phù hợp. A. Xác định công suất cầ n thiết của động cơ - Công suất cần thiết Pct : F .v 10000 . 0 , 7   7 ( KW ) P ct = - 1000 1000 H iệu suất hệ dẫn động  : -Theo sơ đồ đề bài thì :  = mổ lăn. kbánh răng. khớp nối.đai.. m : Số cặp ổ lăn (m = 4); k : Số cặp bánh răng (k = 2), Tra b ảng 2.3 (tr 19), ta đ ược các hiệu suất:  H iệu suất làm việc của cặp ổ lăn : ol= 0,99 ( ổ lăn được che kín),  H iệu suất làm việc của cặp bánh răng: br= 0,97 (bánh răng đ ược che kín),  H iệu suất làm việc của khớp nối : k= 1  H iệu suất làm việc của bộ truyền đ ai : đ = 0,95 (bộ truyền đ ai để hở)  H iệu suất làm việcchung của bộ truyền :  = (0,99)4. (0,97)2. 1. 0,95 = 0,86 - Động cơ làm việc với tải trọng thay đổi : T mm =2 T 1 ; T 2 = 0.75 T 1 ; t1= 7 (h) ; t2 = 1(h); tck = 8(h); - H ệ số truyển đổi  : T1 2 t1 T2 2 t 2 27 21  = ( ) .  ( ) .  1  0,75  0,97 T1 t ck T1 t ck 8 8  Công suất yêu cầu đặt lên trục động cơ là : Pct 7 Pyc =   0,97.  7,9( kw)  0,86 B. Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ. - Chọ n sơ bộ tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống Uc. *) Gọ i tỉ số truyền sơ bộ của toàn bộ hệ thống là Usb .Theo bảng 2.4(tr 21), truyền độ ng bánh răng trụ hộp giảm tốc 2 cấp, truyền động đai (bộ truyền ngoài): usb= uh. uđ NguyÔn V¨n Tíi §HCK2-K1 3
Trong đó : uđ là tỉ số truyền sơ bộ của đai dẹt uh là tỉ số truyền của hộp giảm tốc Theo bảng 2.4[1] . - Truyền động bánh răng trụ , HGT bánh răng trụ 2 cấp uh=(8…40) - Truyển động đai dẹt thường uđ = (2…4)  chọn uh = 13 uđ = 2  usb =14.2 = 26 + Số vòng quay của trục máy công tác là nlv : 60000.v 60000.0,7   53,476 (v/ph) nlv =  .D  .250 Trong đó : v : vận tốc băng tải, m/s D: Đ ường kính tang quay, mm + Số vòng quay sơ bộ của động cơ nsbđc: nsbđc = nlv . usb = 53,476.26 = 1391 ( v/ph ) Chọn số vòng quay sơ bộ của động cơ là nsb = 1400 ( v/ph). Quy cách động cơ phải thỏa mãn đồng thời các điều kiện : Pđc  Pyc nđc  nsb TK Tmm và  Tdn T Tmm Tmm  2 Ta có : Pyc = 7,9( kw) ; nđb = 1400 (v/ph) ; T T1 Theo bảng phụ lục P1.1 ( trang 237 ). Ta chọn được kiểu động cơ là : 4 A132M4Y3 Các thông số kĩ thuật của động cơ như sau : TK 2 Pđc = 11(kw); nđc = 1458 (v/ph); Tdn Kết luận : động cơ 4 A132M4Y3 có kích thước phù hợp với yêu cầu thiết kế. II. PHÂN PH ỐI TỶ SỐ TRUY ỀN Tỷ số truyền chung : ndc 1458 uc    27,265 nlv 53,476 - Theo công thức (3.24)[1] ta có uc = uh.un= uh.uđ u c 27,265  13,63 ; u h  u1 .u 2  Chọn uđ = 2  uh = ud 2 Vớ i : u1 : Tỉ số truyền cấp nhanh . u2 : Tỉ số truyền cấp chậm . Do đó theo b ảng 3.1 (trang 43) ta có : u1 = 4; u2 = 3,41 . NguyÔn V¨n Tíi §HCK2-K1 4
Tính lại giá trị uđ theo u1và u2 trong hộp giảm tốc u 27,265 uđ = c  2 u1.u2 4.3,41 Vậy : uh = 13,63 ; u1 = 4 ; u2 = 3 ,41 ; uđ =2 III.TÍNH TOÁN CÁC THÔNG SỐ. *) Tính công suất, momen và số vòng quay trên các trục. Tính công suất, mô men, số vòng quay trên các trục (I, II, III) của hệ d ẫn động. Công suất, số vòng quay : + Trục công tác Pct = 7 (kW) + Trục III : Pct 7 P3    7,07(kw)  k . ol 1.0,99 + Trục II : P3 7,07 P2    7,36(kw)  ol . br 0,97.0,99 + Trục I : P2 7,36 P   7,66( kw) 1  ol . br 0,97.0,99 + Trục động cơ : P 7,66 1 Ptdc    8,14(kw)  ol . d 0,99.0,95 n 1458 nI = = 729(v/ph) dc  u 2 d n 729 nII = 1   182,25 (v/ph) u1 4 n 182,25 nIII = 2   53,476 (v/ph) u2 3,41 nct= nIII= 53,476 (v/ph) Pdc 8,14 Mô men Ttđc = 9,55. 10 6.  9,55.106.  53318 (N.mm). ndc 1458 P 7,66 TI = 9,55. 106. I  9,55.106.  100347 (N.mm). nI 729 P 7,36 TII = 9,55. 106. II  9,55.106.  385668 N.mm. nII 182,25 P 7,07 TIII = 9,55. 10 6. III  9,55.10 6.  1262594 N.mm. nIII 53, 476 NguyÔn V¨n Tíi §HCK2-K1 5
Pct 7 Trục công tác Tct= 9,55.106.  9,55.10 6.  1250093,5 nct 53,476 Ta lập được bảng kết quả tính toán sau: Động cơ I II III Công tác Trục Thông số Tỉ số truyền u Khớp ud=2 4 3,41 Số vòng quay n (v/ph) 1458 729 182,25 53,476 53,476 Công suất P (kw) 8,14 7,66 7,36 7,07 7 Momen xoắn T 53318 100347 T2/2=192834 1262594 1250093,5 (N.mm) PHẦN 2 : TÍNH TOÁN THIẾT K Ế CHI TIẾT MÁY I, TÍNH B Ộ TRUYỀN ĐAI 1 . Chọn đai. - Chọn loại đai phù hợp với khả năng làm việc: D o chế độ làm việc đối với bộ truyền đai là làm việc va đập nhẹ trong 2 ca tương đương với 16 h. Cho nên đai phải có độ bền cao, thêm vào đó vẫn p hải b ảo đ ảm yêu cầu về kinh tế là giá thành phải tối thiểu nhất. Cho nên ta lựa chọn loại đai dẹt vải cao su. 2 . Xác định thông số của bộ truyền - Chọn đường kính bánh đai nhỏ d1= (5,2…6,4) 3 T1 =195,7…240,9 Chọn d1 =224 (mm) theo bảng 4.6[1]. - Chọn đường kính bánh đai lớn Theo công thức (4.2)[1] ta có d .u d2  1 1  Trong đó u= uđ =2 ; ồ =0,02 224.2 d2   457,14(mm ) 1  0,02 Theo bảng 4.21[1] chọ n đường kính tiêu chuẩn : d2 = 475 mm Vậy tỷ số truyền thực tế : 475.1  0.02  .1    ut = d 2  2,078 = 224 d1 u u 2,078  2 sai lệch tỷ số truyền : u  t .100  .100  3,9 < 4 % thỏa mãn đ iều u 2 kiện - Chọn kho ảng cách trục và chiều dài đ ai. NguyÔn V¨n Tíi §HCK2-K1 6
Theo 4.3 a  1,5...2 d 1  d 2  =(1,5...2)(224 + 475) = 1048-1398 mm, chọn a = 1200 mm - Chiều dài đai l = 2a + (d1+d2)/2 + (d2 - d1)2/(4a) = 2.1200 +  (224+475)/2 + (475 - 224)2/(4.1200) = 3511 mm Cộng thêm 100 - 400 tuỳ theo cách nố i đai . V ận tốc đ ai v =  d1.nđc/60000 = .224.1458/60000 = 17,09 (m/s) Số vòng chạy của đai i = v/l = 17,09/ 3,55 = 4,81 < imax = 3 - 5 Thỏa mãn đ iều kiện Xác đ ịnh lại khoảng cách trục a theo công thức (4.6)[1] ta có :   a    2  82  / 4    l   (d1  d 2 ) / 2  3511   ( 224  475) / 2  2413   (d 2  d1 ) / 2  ( 475  224) / 2  125,5  a  (2413  2413 2  8.125,5 2 ) / 4  1200mm Theo (4.7) góc ôm  1  180  57(d 2  d1 ) / a  180  57(475  224) / 1220  168,3 >  min  150 đối với đai vải cao su. 3. Xác định tiết diện đai và chiều rộ ng bánh đai Theo (4.9), Ft = 1000P1/ v = 1000.8,14/ 17,09 = 476,3 N Theo b ảng 4.8 tỉ số (  / d1 )max nên dùng là 1/40 do đó   d1 / 40  224 / 40  5,6mm ; theo bảng 4.1 dùng loại đai Á -800 có lớp lót, trị số  theo tiêu chuẩn là  =6mm (với số lớp là 4). - Ư ng suất có ích cho phép, theo (4.10) :  F    F 0 .C .Cv .C o  2,23.0,97.0,92.1=1,99MPa. Trong đó với bộ truyền đặt nằm ngang, đ iều chỉnh đ ịnh kì lực căng, chọn  o  1,8MPa theo b ảng 4.9, k1= 2,5, k2= 10, do đ ó  F o  2,5  10.6 / 224  2,23MPa Theo bảng 4.10 : C= 0,97 Theo bảng 4.11 : Cv= 0,92 Theo bảng 4.12 : C0= 1. - Theo công thức (4.8), b = Ft.Kd/  F   = 476,3.1,35/ (1,99.6) = 53,85 mm Trong đó theo bảng 4.7 : Kd= 1,35 ( số ca làm việc là 2) b ảng 4.1, lấy trị số tiêu chuẩn b = 63mm Chiều rộng bánh đai B tra bảng 21-6 [2] (trang 164) chọ n B = 71 mm. 4 . Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục : Theo (4.12) lưc căng ban đầu Fo =  o .b.  1,8.63.6  680,4 N Lực tác dụng lên trục bánh đai : Fr =2.Fo.sin(1/2) = 2.680,4.sin(168,3/2) = 1353,7N NguyÔn V¨n Tíi §HCK2-K1 7
5 , Bảng kết quả tính toán. Thông số Giá trị Đ ường kính bánh đai nhỏ d1(mm) 224 Đ ường kính bánh đai lớn d2(mm) 475 Chiều rộng bánh đai B(mm) 71 Chiều dài đai l (mm) 3511 b x  (mm2) 63 x 6 Tiết diện đai K hoảng cách trục a (mm) 1200 168,3o 1o Góc ôm bánh đai nhỏ Lực tác dụng lên trục Fr (N) 1353,7 II. TÍNH BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRONG HỘP GIẢ M TỐC A .Tính toán bộ truyền cấ p nhanh (bánh trụ răng thẳng). 1 .Chọn vật liệu. - Theo yêu cầu của đ ề bài thì b ộ truyền bánh răng thẳng phải truyền được công suất tối đa chính là công suất truyền của trục I là 7,66 (kW) cho nên vật liệu làm bánh răng thuộc nhóm I có đ ộ cứng đạt H B  350 Chọn vật liệu Bánh nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241  285 có: b1 = 850 MPa ;ch 1 = 580 MPa. Chọn HB1 = 270 (HB) s
  H lim = 2.HB + 70  H lim1 = 610 MPa; H lim2 = 530 MPa; Hệ số tuổ i thọ KHL : mH N HO N HE KHL= với mH = 6 (bậc của đường cong mỏi). Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở: 2,4 NHO = 30. H HB ; N HO1  30.270 2, 4  2,05.10 7  ; N HO 2  30.230 2, 4  1,40.10 7 NHE: Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương. 3 N HE  60.c.ni .  ti . Ti / Tmax  .ti /  ti C: Số lần ăn khớp trong một vòng quay. Ti , ni, ti : Lần lượt là mômen xoắn , số vòng quay và tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đ ang xét. 729 7 1 .16000.13  (0,75) 3 .   8,48.10 7  N HO 2  1,40.10 7 N HE 2  60. 7,66 8 8 Do đó KHL2 = 1 , suy ra NHL1 > NHO1, do đó KHL1 = 1 . 530.1 610.1  481,8 MPa;  554,5 MPa; [H]2 =  [H]1 = 1,1 1,1 Do đây là cặp bánh trụ răng thẳng ăn khớp cho nên ứng suất tiếp xúc cho phép xác định như sau:  H   min  H 1 ,  H 2   481,8 (MPa). 3 . Xác định ứng suấ t uốn cho phép. o   F     F lim ..YR .YS .K xF .K FC .K FL S   F Trong đó: - [Flim] là ứng suất uốn ứng với số chu kỳ cơ sở. - SF = 1 ,75 tra bảng 6.2.   F    o .K FC .K FL / S F . Chọn sơ bộ YR.Y S.KxF = 1 F lim F lim1 = 1,8.HB1 = 1,8.270 = 486 (Mpa). Theo bảng 6.2 có F lim2 = 1,8.HB2 = 1,8.230 = 414 (Mpa). Hệ số chu kỳ làm việc của bánh răng đ ược xác định như sau: N FO N FE K FL= 6 NFO = 4.10 6 (xác định cho mọi loại thép). NguyÔn V¨n Tíi §HCK2-K1 9
N FE  60.c. Ti / Tmax  F .ti .ni . m Trong đó: - c là số lần ăn khớp trong một vòng quay. Nên ta có c =1. - Ti là mômen xoắn ở chế độ i của bánh răng đ ang xét. - ni là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét. - ti là tổ ng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét. - m F là bậc của đường cong mỏi khi thử về uấn ở đây mF = 6 . Vậy với bánh răng lớn (lắp với trụ c II) ta có: 6 N FE 2  60.ci . Ti / Tmax  .t i .ni . 729 7 1 .16000.16  (0,75) 6 .   8,2.10 7  N FO 2  4.10 6  60.1. 7,66 8 8 Ta có : N FE2 > NFO do đó K FL2 = 1 , tương tự K FL1 = 1. Thay số vào ta sẽ xác định được ứng suất cho phép của bánh răng như sau: o  F 1   F lim1 .K FL 486   277,7 (MPa). SF 1,75 o  F 2   F lim 2 .K FL 414   236,6 (MPa). SF 1,75 4. Xác định sơ bộ khoảng cách trục: Công thức xác định khoảng cách trục aw của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng bằng thép ăn khớp ngoài như sau: T1 .K H 3 aw = 49,5 (u1 + 1)  H 2 .u1. ba Trong đó: - T1 là mômen xoắn trên trục bánh chủ động (là trục I) -  ba = bw/aw là hệ số chiều rộng bánh răng.(bảng 6.6) - KH là hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc. - u1 là tỉ số truyền của cặp bánh răng. Ở đ ây ta đã có: - T1 = 100347 (N.mm); u1 = 4; ba = 0,3 và [H] = 481,8 (MPa) - d = 0,5 3. ba.(u+1) = 0,53.0,3.(4 +1) = 0,795  0,8 Tra Bảng 6.7[1] ta x ác định được KH = 1,03 (S ơ đồ 6). Thay số vào công thức xác đ ịnh đ ược khoảng cách giữa 2 trục aw: NguyÔn V¨n Tíi §HCK2-K1 10
100347.1,03  177,85 (mm) aw = 49,5.(4+1). 3 481,8 2.4.0,3 Vậy ta chọ n sơ bộ aw = 182 (mm). 5 . Xác định các thông số ă n khớp  Môđ un : m = (0,01  0,02). aw1 = (0,01  0,02).182 = 1,82  3 ,64. Chọn môđ un m = 2,5 * Tính số răng của bánh răng: trên bánh nhỏ và bánh lớn lần lượt là Z1và Z2 ta có : 2.a w 2.182 Z1    28,96 chọ n Z1 = 29 răng. m.u  1 2,5.4  1  Z2 = u1 Z1 = 4.29 = 116 (răng). Vậy Zt = Z1 + Z2 = 29 + 116 = 145 ; - tính lại khảng cách trục aw= m.Zt/2= 2,5.145/2 = 181,25 mm Lấy aw = 182, do đó cần dịch chỉnh để tăng khoảng cách trục từ 181,25 lên 182 mm. H ệ số d ịch tâm y=aw/m - 0,5(Z1+Z2) =182/2,5 - 0,5.145 = 0,3 Theo (6.23) ky= 1000y/Zt = 1000.0,3/145 = 2,069 Theo bảng 6.10a tra đ ược kx= 0,033, do đó theo (6.24) hệ số giảm đỉnh răng y = kxZt/1000 = 0,033.145/1000= 0,005 Theo (6.25), tổng hệ số dịch chỉnh xt = y+ y= 0,3+ 0,005 =0,31. x 1=0,5[xt - (Z2- Z1)y/Zt] = 0,5[0,31 - (116 - 29).0,3/145]= 0,07 x 2= xt - x1 = 0,24 - góc ăn khớp costw = Ztmcos/(2aw)= 145.2,5.cos20o/(2.182)= 0,935 tw = 20,64o. 5 . Kiểm nghiệm ră ng về độ bền tiếp xúc. Y êu cầu cần phải đảm bảo H  [H] 2.T1 .K H .(u1  1) H = ZM ZH Z ; bw .u1 .d 2 w1 Trong đó: T1=100347 Nmm; bw =  ba.aw = 0,3.182 = 54,6 mm, chiều rộng bánh răng u1 = 4 ; dw1 = 2aw/(u1+1) = 72,8 mm; ZM = 274 Mpa1/3 (tra bảng 65 trang 96) Hệ số kể đ ến cơ tính của vật liệu. ZH Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc: Tra bảng 6.12 với (x1+x 2)/zt = 0.002  ZH= 1,72. 1 1   0,760 . Z =  1,742 NguyÔn V¨n Tíi §HCK2-K1 11
= 1,88  3,21 / Z1  1 / Z 2 . cos 0  1,88  3,21 / 29  1 / 116.1  1,742 K o H = KH.KHVKH  .Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc KH = 1,03 ; KH = 1(bánh răng thẳng).  .d w1.n1  .72,8.729   2,78 m/s; V ận tố c bánh dẫn : v = 60000 60000 vì v < 6 m/s tra bảng 6.13 (trang 106) chọ n cấp chính xác 8 ; Tra bảng phụ lục P 2.3 (trang 250) ta được :  H bw d w1 KHV =1+ 2T1 K H K H  H   H g o v aw / u Trong đó  H =0,004 (HB2 < 350HB, dạng răng thẳng, không vát đầu răng) go = 56, tra bảng 6.16   H = 0,006.56.2,78 182 / 4  6,3 6,3.54,6.72,8  KHV = 1 + = 1,12 2.100347.1,03.1 KH = 1,03.1,12.1 = 1,15 2.100347.1,15.( 4  1) Thay số : H = 274.1,72.0,76. = 357,6 MPa 54,6.4.72,8 2 X ác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép với v = 2,78 (m/s) < 5 (m/s) Zv = 1 với cấp chính xác động học là 9 chọ n cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8. Khi đó cần gia công đạt độ nhám là Ra = 2,5 ... 1,25 m. Do đó ZR = 0,95, với da< 700mm  KxH = 1.  [H] = [H]. ZRZVKxH. [H] = 481,8.1.0,95.1 = 457,71 MPa. Do H  [H] nên răng thoả mãn độ bền tiếp xúc. 6 . Kiểm nghiệm ră ng về độ bền uốn. Theo 6.43 ta có: 2.T1.K F .Y .YB .YF1 F 1 = bw1 .d w1 .m Y êu cầu F1  [F1] ; F2  [F2] Tính các thông số : Theo b ảng 6.7 ta có KF = 1,07 ; với v < 5 m/s tra bảng 6.14(trang 107) cấp chính xác 8 thì KF = 1,27 ; KFV = 1,02 bảng phụ lục P2.3 trang 250. KF = KF.KF.KFV = 1,07.1,27.1,02 = 1,386 1 Với  = 1,742  Y  = 1/ = = 0,574 ; 1,742 Y = 1; NguyÔn V¨n Tíi §HCK2-K1 12
Số răng tương đ ương: Z1 29 ZV1 = = 29  3 cos  1 Z2 116 ZV2 = = 116  3 cos  1 Tra bảng 6.18 trang 109 ,hệ số dịch chỉnh x1= 0,07, x2= 0,24 thì YF1 = 3 ,72, Y F2 = 3,56 . 2.100347.1,386.0,574.1.3,72  F 1 = = 59,77 MPa 54,6.72,8.2,5 F2 = F1.Y F2/Y F1 = 59,77.3,56/3,72 = 57,2 MPa. Do ứng suất uốn thực tế bánh răng có thể chịu được khi làm việc xác định như sau : [F1]= [F1].YS .YxF.YR và [F2]= [F2].Y S .YxF. YR. Với m = 2,5  Y S = 1,08 – 0,0695.Ln(2,5)  1,02. Còn YR = 1 và K xF = 1:  [F1] = [F1].1,02.1.1 = 277,7.1,02 = 283,25 MPa.  [F2] = [F2].1,02.1.1 = 236,6.1,02 = 241,33 MPa. Như vậy F 1< [F 1] ; F 2< [F 2] nên răng thoả mãn độ bền uốn. 7 . Kiểm nghiệm ră ng về quá tải. Ứng suất quá tải cho phép : [H]max = 2,8 ch2 = 2,8. 450 = 1260 MPa; [F1]max = 0,8 ch1 = 0 ,8. 580 = 464 Mpa. [F2]max = 0,8 ch2 = 0 ,8. 450 = 360 MPa; K qt=Tmax/T=2,2 H1max = H . K qt  359,6. 2,2  533, 4 MPa < [H]max = 1260 MPa; F1max = F1. Kqt =57,3 . 2,2 = 126,1Mpa. F2max = F2. Kqt = 59,3. 2,2 = 130,5 MPa vì F1max < [F1]max ,F2max < [F2]max nên răng thoả mãn K ết luận: Vậy cặp bánh răng ta đã tính toán được ở trên hoàn toàn đảm bảo đ ược rằng b ộ truyền cấp nhanh làm an toàn.  Thông số cơ bản của bộ truyền cấp nhanh (bánh răng thẳng) : - Mô đun : m = 2,5 - K hoảng cách trục : aw = 182mm - Chiều rộng vành răng : bw = 54,6 mm - Đ ường kính vòng chia : d1 = m.Z1  2,5.29  72,5 mm. d2 = m.Z 2  2,5.116  290mm ; - Đ ường kính lăn : dw1 = 2.aw1 / (u1 + 1) = 2.182 / 5 = 72,8mm, dw2 = u2. dw1 = 3,41. 72,8 =248,2 mm; - H ệ số d ịch chỉnh x1 = 0,07; x2 = 0,24 - Đ ường kính đỉnh răng : d a1 = d1 + 2(1+ x1 - y)m =72,5+ 2(1 + 0,07 - 0,005).2,5 = 77,8 mm, NguyÔn V¨n Tíi §HCK2-K1 13
d a2 = d2 + 2(1+x2 - y)m =290 + 2(1+0,24 - 0,005).2,5 =296,2 mm, - Đường kính đáy răng : df1 = d1 - (2,5 - 2x1)m = 72,5- (2,5 - 2.0,07).2,5 = 66,6 mm, df2 = d2 - (2,5 - 2x2)m = 290 - (2,5 - 2.0,24).2,5 = 284,95 mm - Góc prôfin gố c  = 20o - Góc ăn khớp : tw = 20,6o B.Tính toán bộ truyền cấp chậm (bánh trụ răng nghiêng). 1 .Chọn vật liệu. Tương tự như đối với cặp bánh răng thẳng ta chọn vật liệu như sau : Bánh nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241  285 có: b1 = 850 MPa ;ch 1 = 580 MPa. Chọn HB1 = 270 (HB) Bánh lớn : Thép 45, tôi cải thiện đ ạt đọ rắn MB 192...240 có: b2 = 750 Mpa ;ch 2 = 450 MPa. Chọn HB2 = 230 (HB) 2. Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép.    H    H lim S H Z R Z V K xH K HL ;  Chọn sơ bộ ZRZVKxH = 1   H    H lim K HL S H  SH : Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc. SH =1,1.   H lim : ứng suất tiếp xúc cho phép ứ ng với số chu kì cơ sở;   H lim1 = 1,8 . 270 = 486 MPa H lim2 = 1,8 . 230 = 414 MPa; KHL= m N HO N HE với mH = 6. H mH: Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc. NHO: Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc. NHO = 30. H 2, 4 ; HHB : độ rắn Brinen. HB N HO1  30.270 2, 4  1,87.10 7 N HO 2  30.230 2 , 4  1,4.10 7 NHE: Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương. 3 N HE  60.c.ni .  t i . Ti / Tmax  .t i /  t i c: Số lần ăn khớp trong một vòng quay. Ti , ni, ti : Lần lượt là mômen xoắn , số vòng quay và tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét. N FE  60.c.ni . Ti / Tmax  .  Ti 6 7 1 N FE 2  60.1.182,25.16000 .16  (0,75) 6 .   1,1.10 7  N FO  4.10 6 8 8 N HE1  N HE 2 .U 1    K HL  1 Ta có : N HE 2  N HO1  o  H 1   H lim 1 .K HL 486.1   441,8 (MPa) SH 1,1 NguyÔn V¨n Tíi §HCK2-K1 14
o  H lim 2 .K HL 414  H 2    376,4 (MPa). SH 1,1 V ì bộ truyền là bánh trụ răng nghiêng nên :  H 1   H 2 = 409,1MPa < 1,25  H min  H   2 3 . Xác định ứng suấ t uốn cho phép. o   F     F lim ..YR .YS .K xF .K FC .K FL S   F Trong đó: - [Flim] là ứng suất uốn ứng với số chu kỳ cơ sở. - SF = 1 ,75 tra bảng 6.2.   F    o .K FC .K FL / S F . Chọn sơ bộ YR.Y S.KxF = 1 F lim F lim1 = 1,8.HB1 = 1,8.270 = 486 (Mpa). Theo bảng 6.2 có F lim2 = 1,8.HB2 = 1,8.230 = 414 (Mpa). Hệ số chu kỳ làm việc của bánh răng đ ược xác định như sau: N FO N FE K FL= 6 NFO = 4.10 6 (xác định cho mọi loại thép). N FE  60.c. Ti / Tmax  F .ti .ni . m Trong đó: - c là số lần ăn khớp trong một vòng quay. Nên ta có c =1. - Ti là mômen xoắn ở chế độ i của bánh răng đ ang xét. - ni là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét. - ti là tổ ng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét. - m F là bậc của đường cong mỏi khi thử về uấn ở đây mF = 6 . Vậy với bánh răng lớn (lắp với trụ c II) ta có: 6 N FE 2  60.c.n2 . Ti / Tmax  .ti 182,25 7 1 .16000.16  (0,75) 6 .   2,1.10 7  N FO 2  4.106  60.1. 7,36 8 8 Ta có : N FE2 > NFO do đó K FL2 = 1 , tương tự K FL1 = 1. Thay số vào ta sẽ xác định được ứng suất cho phép của bánh răng như o  F lim1 .K FL 486  F 1    277,7 (MPa). sau: SF 1,75 o  F 2   F lim 2 .K FL 414   236,6 (MPa). SF 1,75 NguyÔn V¨n Tíi §HCK2-K1 15
Ứng suất quá tải cho phép: [H]max = 2,8 . ch2 = 2,8 . 450 = 1260 MPa. [F]1max = 0,8 . ch1 = 0 ,8 . 580 = 464 Mpa. [F]2max = 0,8 . ch2 = 0,8 . 450 = 360 Mpa. 4 . Xác định sơ bộ khoảng cách trục: T ' 2 .K H aw2 = Ka(u2+1) 3  H 2 .u2 . ba Với: T’ 2 : Mômen xoắn trên trục bánh chủ động( trục 2), N.mm ; K a : hệ số phụ thuộc vào loại răng ; K a = 43 (b ảng 6.5) H ệ số  ba = bw/aw; tra bảng 6.6 - u2 là tỉ số truyền của cặp bánh răng ta đang xét, u2 = 3,41 - T’2 = T2/2 = 385668/2 =192834 (N.mm). (Vì đ ây là hộp phân đôi cấp chậm).  ba  0,32   bd  0,53. ba u1  1  0,53.0,32.3,41  1  0,75 Tra ở sơ đồ 3 (b ảng 6.7) ta được K H = 1,12 [H]=409,1 MPa Thay số ta định được khoảng cách trục : 192834.1,12  200,5 mm aw2= 43.(3,41+1). 3 (409,1) 2 .3,41.0,32 Chọn aw1 = 202 mm 4 . Xác định các thông số ă n khớp  Môđun : m = (0,01  0,02). aw2 = 2,02  4,04 . Chọ n m = 2,5 * Số răng trên bánh nhỏ và bánh lớn lần lượt là Z1 và Z2: Đối với hộp giảm tốc phân đôi có sử dụng bánh răng nghiêng thì góc nghiêng của mỗi bánh răng là  = 3 0  40 o. Vậy chọn sơ bộ  = 35o  cos  = 0,8191 khi đó ta có: 2.a w 2 . cos  2.202 .0,8191 Z1    30,01 . Chọn Z1 = 30 (răng). m.u  1 2,5.3,41  1 Z2 = u2.Z1 = 3,41.30 = 102,3(răng). chọn Z2 = 102  Zt = Z1 + Z2 = 30 + 102= 132. K hi đó góc nghiêng răng thực tế có giá trị xác định như sau:  = arccos[(m.Zt)/(2.aw)] = arccos[(2,5.132/(2.202)] = 35,2 0. 5 . Kiểm nghiệm ră ng về độ bền tiếp xúc. Y êu cầu cần phải đảm b ảo đ iều kiện H  [H] = 409,1 (MPa). 2.T ' 2 .K H .(u 2  1) Do H = ZM ZH Z ; bw .u 2 .d 2 w1 Trong đó : - ZM : Hệ số xét đến ảnh hưởng cơ tính vật liệu; - ZH : H ệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc; - Z : H ệ số kể đến sự trùng khớp của răng; NguyÔn V¨n Tíi §HCK2-K1 16
- KH : Hệ số tải trọng tính về tiếp xúc, với KH= KH.KHV.KH - bw : Chiều rộng vành răng. - dw1 : Đường kính vòng chia của bánh chủ động. Ta đã tính được các thông số: - T’2 = T2/2 = 385668/2 =192834 (N.mm). - bw = 0,36.aw = 0 ,32.202 = 64,6 mm . - dw1 = 2.aw/(u2+1) = 2.202/(3,41+1) = 91,6(mm). - ZM = 274 Mpa1/3 Vì bánh răng là thép, tra Bảng 6.5 (Trang 96-Tập 1). 2.cos32,80 2cosb - ZH    1,5 , trong đó sin(2.24 ) sin2tw t = tw = arctg(tg/cos ) = arctg(tg20/cos35,2 )  24,0 (không dịch chỉnh bánh răng) tg b= cost.tg = cos(24).tg(35,2) = 0,644   b = 32,8o. - Z = 1 /    1 / 1,43  0,836 V ì  = [1,88 – 3,2 (1/Z1 +1/Z2 )].cos = [1,88 – 3,2 (1/30 +1/102 )].cos35,2o =1,43  .d w1 .n1  .91,6.182,25   0,87 m/s ; Vận tố c bánh dẫn : v = 60000 60000 vì v < 4 m/s tra bảng 6.13 (trang 106) chọn cấp chính xác 9, b ảng 6.14 (Trang 107 ) ta xác định đ ược : KH = 1 ,13.  H bw d w1 KHV =1+ 2T1 K H K H  H   H g o v aw / u Trong đó  H =0,002 (HB2 < 350HB, dạng răng nghiêng) go = 73, tra bảng 6.16.   H = 0,002.73.0,87. 202 / 3,41  0,977 0,977.64,6.91,6  KHV = 1 + = 1,01 2.192834.1,12.1,13 KH = KH.KHV.KH = 1,12.1,13.1,01 = 1,28 2.192834.1,28.(3,41  1) Thay số : H = 274.1,5.0,836. = 372,9 MPa 64,6.3,41.91,6 2 Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép : [H] = [H]. ZRZVKxH. Với v = 0, 84 m/s  ZV = 1 (vì v < 5m/s ), Với cấp chính xác động học là 9, chọn mức chính xác tiếp xúc là 8. Khi đó cần gia công đ ạt độ nhám là Ra = 2,5 1,25 m. Do đó ZR = 0,95 với da< 700mm  KxH = 1. mà [H] = 409,1.1.0,95.1 = 388,65MPa. Do đó H  [H] nên răng thoả mãn độ bền tiếp xúc. NguyÔn V¨n Tíi §HCK2-K1 17
6 . Kiểm nghiệm ră ng về độ bền uốn. Theo 6.43 ta có: 2.T ' 2 .K F .Y .YB .YF1 F 1 = bw1 .d w1 .m Y êu cầu F1  [F1] ; F2  [F2] Tính các thông số : Theo bảng 6.7 ta có K F = 1,28 ; với v < 2,5 m/s tra bảng 6.14(trang 107) cấp chính xác 9 thì K F = 1,37 ; KFV = 1 ,04 bảng phụ lục P2.3 trang 250. KF = KF.KF.KFV = 1,28.1,37.1,04 = 1,824 1 Với  = 1,43  Y = 1/ = = 0,7; 1,43 Y = 1 - o/140 = 1- 35,2o/140 = 0,748; Số răng tương đ ương: Z1 30 ZV1 = = 54,98  cos  cos 3 35,2 3 Z2 102 ZV2 = = 186,9  cos  cos 3 35,2 3 Tra bảng 6.18 trang 109, hệ số dịch chỉnh x1= x2= 0 thì YF1 = 3,63, Y F2 = 3 ,60. 2.192834.1,824.0,748.0,7.3,63  F 1 = = 90,38 MPa 64,6.91,6.2,5 F2 = F1.Y F2/Y F1 = 90,38.3,60/3,63 = 89,6 MPa. Do ứng suất uốn thực tế bánh răng có thể chịu được khi làm việc xác định như sau : [F1]= [F1].YS .YxF.YR và [F2]= [F2].Y S .YxF. YR. Với m = 2,5  Y S = 1,08 – 0,0695.Ln(2,5)  1,02. Còn YR = 1 và K xF = 1:  [F1] = [F1].1,02.1.1 = 277,7.1,02 = 283,25 MPa.  [F2] = [F2].1,02.1.1 = 236,6.1,02 = 241,33 MPa. N hư vậy F 1< [F 1] ; F 2< [F 2] nên răng thoả mãn độ bền uốn. 7 . Kiểm nghiệm ră ng về quá tải. Ứng suất quá tải cho phép : [H]max = 2,8 ch2 = 2,8. 450 = 1260 MPa; [F1]max = 0,8 ch1 = 0 ,8. 580 = 464 Mpa. [F2]max = 0,8 ch2 = 0 ,8. 450 = 360 MPa; K qt=Tmax/T=2,2 H1max = H . K qt  372,9. 2,2  553,1 MPa < [H]max = 1260 MPa; F1max = F1. Kqt =90,38 . 2,2 = 198,836Mpa. F2max = F2. Kqt = 89,6. 2,2 = 197,12 MPa vì F1max < [F1]max ,F2max < [F2]max nên thoả mãn quá tải. NguyÔn V¨n Tíi §HCK2-K1 18
Kết luận: Vậy cặp bánh răng ta đ ã tính toán đ ược ở trên hoàn toàn đảm bảo được rằng bộ truyền cấp chậm làm việc an toàn.  Thông số cơ bản của bộ truyền cấp chậm : - K hoảng cách trục: a2 = 202 mm. - Môđ un pháp bánh răng: m =2,5 mm. - Chiều rộng bánh răng: b = 65mm. - Số răng bánh răng: Z1 = 30 và Z2 = 102. - Góc nghiêng của răng:  = 35,20.  = 20. - Góc prôfin gố c : t = t = arctg(tg/cos ) = 24 0. - Góc ăn khớp - H ệ số d ịch chỉnh x1 = x2 = 0 ; - Đ ường kính chia : d 1 = m.Z1/cos = 2,5.30/ cos 35,2 0= 91,78mm. d 2 = m.Z2/cos =2,5.102/ cos 35,2 0= 312 mm. - Đ ường kính đỉnh răng : da1 = d1 + 2.m = 91,78 + 2.2,5 = 96,7 mm. da2 = d2 + 2.m = 312 + 2 .2,5 = 317 mm. - Đ ường kính đáy răng : df1 = d1 – 2,5. m = 91,78 - 2 ,5.2,5 = 85,45mm. df2 = d 2 - 2,5.m = 312 - 2,5.2,5 = 305,75 mm, - Đ ường kính cơ sở : db1 = d1. cos  = 91,78.cos 20 = 86,17 mm; d b2 = d2. cos  = 312. cos 20 = 293,2 mm Bảng thông số của bộ truyền bánh răng : cấp nhanh cấp chậm Khoảng cách trục aw (mm) 182 202 Môđun pháp um 2,5 2,5 Chiều rộ ng vành răng bw (mm) 54,6 65 Tỷ số truyền ut 4 3,41 35,2o 0 Góc nghiêng của răng  Hệ số dịch chỉnh x1 0,07 0 x2 0,24 0 Số răng bánh răng z1 29 30 z2 116 102 Đường kính chia d1 (mm) 72.8 91,78 NguyÔn V¨n Tíi §HCK2-K1 19
d2 (mm) 290 312 Đường kính đáy răng df1 (mm) 66,6 85,45 df2 (mm) 284,95 305,75 Đường kính đỉnh răng da1 (mm) 77,8 96,7 da2 (mm) 296,2 317 20,6 0 24,0o Góc ăn khớp tw III. TÍNH TOÁN THIẾT K Ế TRỤC . 1 .Thiết kế trục a. Chọn vật liệu: Đối với trục của hộp giảm tốc làm việc trong điều kiện chịu tải trọng trung bình thì ta chọn vật liệu là thép C45 thường hoá có cơ tính như sau b= 600 Mpa; ch= 340 Mpa; V ới độ cứng là 200 HB. Ứng suất xo ắn cho phép [] = 12  30 MPa tuỳ thuộc vào vị trí đặt lực ta đ ang xét. b.Sơ đồ đặt lực: c. Xác định sơ bộ đường kính trục. Theo công thức 10.9 đường kính trục thứ k : Tk với k =1..3. (mm) dk  3 0,2  T1  100347( N .m) 100347 =>  34,7 (mm) d1  3    12( MPa)  0,2.12  Chọn d1 = 35, theo bảng 10.2 ta có bo = 21. T ' 2  192834( N .m)  192834 =>  36,4 (mm) d2  3    20( MPa )  0,2.20  Chọn d2 = 45 , theo bảng 10.2 ta có bo = 25 . T3  1262594( N .m) 1262594 =>  59,5 (mm) d3  3     30(MPa ) 0,2.30  Chọn d3 = 65 , theo bảng 10.2 ta có bo = 33 . d . Xác đ ịnh khoảng cách giữa các gố i đỡ và điểm đ ặt lực. Từ bảng 10.3 ta chọn : k1 = 10 (mm) k2 = 10 (mm) k3 = 15 (mm) hn = 20 (mm). lm23 = (1,2  1,5) d2 = (1,2  1,5).45 = 54  67,5mm; chọn lm23 = 65 mm. NguyÔn V¨n Tíi §HCK2-K1 20