Đồ án Thiết kế Chi tiết máy

Chia sẻ: Lê Bá Việt | Ngày: | Loại File: DOC | Số trang:42

Thêm vào BST

Báo xấu

1.864
lượt xem 761
download

Đồ án Thiết kế Chi tiết máy

Mô tả tài liệu

Download Vui lòng tải xuống để xem tài liệu đầy đủ

Nội dung Đồ án Thiết kế Chi tiết máy gồm 3 phần với các nội dung: tính toán động học, tính toán thiết kế chi tiết máy, kết cấu vỏ hộp. Cùng tham khảo nhé.

Chủ đề:

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

Lưu

Nội dung Text: Đồ án Thiết kế Chi tiết máy

BÁO CÁO TỐT NGHIỆP Đồ án thiết kế Chi tiết máy 1
MỤC LỤC MỞ ĐẦU ! ............................................................................................. 6 PHẦN 1. TÍNH ĐỘNG HỌC ............................................................... 7 I.Chọn động cơ: ..................................................................................... 7 1.1. Xác định công suất đặt trên trục động cơ : Pyc  Ptd  .Pct (KW)  F .v Trong đó : Pct  (KW) .................................................................... 7 1000 1.2. Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ điện : ................................. 7 1.3. Chọn động cơ. ................................................................................. 7 3.1 Số vòng quay.................................................................................... 8 3.2 Công suất trên các trục ................................................................... 8 3.3 Tính momen xoắn trên các trục. .................................................... 9 3.4 Bảng thông số động học. ................................................................. 9 PHẦN 2. TÍNH TOÁN, THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY ....................... 9 I. TÍNH BỘ TRUYỀN XÍCH ................................................................. 9 P2=1,64 KW; ........................................................................................ 10 1.6 Xác định thông số của đĩa xích ..................................................... 12 1.7 Xác định lực tác dụng lên trục ..................................................... 13 P2=1,64 KW; ........................................................................................ 13 II.TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH TRỤ RĂNG NGHIÊNG. .......................................................................................... 14 P = PI = 1,70 (KW) ............................................................................... 14 2.1. Chọn vật liệu bánh răng: ............................................................. 14 ZR -hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt răng làm việc .......... 14 NFO=4.106. ............................................................................................ 15 NHE = NFE =60.c.n.  ti .......................................................................... 15 Ta có: NHE1 = NFE1 =60.c.n1.Lh= 60.1.705.22000 = 930,6. 107 ............. 16 2.3. Xác định sơ bộ khoảng cách trục. ............................................... 16 2.4 Xác định các thông số ăn khớp. .................................................... 17 Góc nghiêng của răng trên mặt trụ cơ sở ............................................... 17 2.5. Xác định các hệ số và một số thông số động học ........................ 17 Tra phụ lục 2.3/250[1], với: +CCX=9 ................................................... 18 ZM –Hệ số xét đến cơ tính của vật liệu bánh răng ................................. 18 ZH –hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc.......................................... 18 2
KH –hệ số tải trọng khi tính toán tiếp xúc.............................................. 19 Ứng suất tiếp xúc cho phép[σH] được tính theo công thức .................... 19 YF1  3,80. Tra bảng 6.18,với hệ số dịch chỉnh x=0, ta có:  .................... 20 YF2  3,60. 2.7. Các thông số hình học của cặp bánh răng:................................. 20 2.8. Bảng tổng kết các thông số của bộ truyền bánh răng nghiêng.. 21 III. CHỌN KHỚP NỐI ........................................................................ 22 3.1. Mô men xoắn cần truyền. ............................................................ 22 3.2. Chọn vật liệu: ............................................................................... 23 3.3. Kiểm nghiệm sức bền đập của vòng caosu: ................................ 23 3.4. Kiểm nghiệm sức bề uốn của chốt: ............................................. 23 3.5. Lực tác dụng lên trục. .................................................................. 23 IV. TÍNH TRỤC................................................................................... 23 4.1. Tính sơ bộ đường kính trục ......................................................... 23 4.1.1. Chọn vật liệu. ............................................................................. 23 4.2. Xác định lực tác dụng lên trục và bánh răng ............................. 24 4.3.1. Với trục I .................................................................................... 24 4.4. Xác định phản lực lên các gối trục .............................................. 25 Ry11 =(Fr1.(l11 -l13 )+ Fa1 .dw1 /2)/ l11 ....................................................... 27 Rx11 =(Ft1.(l11 -l13 )- Fk .(l12 +l11 ))/ l11 .................................................... 27 Rx10 = Ft1-Rx11 - Fk = 1057,3 -365,15 – 103,55 = 588,6 (N)>0.............. 27 4.5 Tính thiết kế trục .......................................................................... 27 4.5.1. Tính sơ bộ trục II ....................................................................... 27 M13=0.................................................................................................... 29 Mtđ13= M13  0,75.T 2  02  0,75.232992  20177Nmm ....................................... 29 2 a. Tại tiết diện 1-2 ................................................................................. 30 Công thức (9.1) ta có:  d  2T  2.23299  23,299 MPa   d  100MPa dlt (h  t1 ) 20.40.(6  3,5) .............................................................................................................. 30 b. Tại tiết diện 1-3 ................................................................................. 30 Với then làm bằng thép, tải va đập nhẹ ta chọn được ............................ 30 Công thức (9.1) ta có:  d  2T  2.23299  62 MPa   d  100MPa ..... 30 dlt (h  t1 ) 15.25.(5  3) Với thép 45 có:  b  600 MPa ,  1  0,436. b  0,436.600  261,6 MPa ............. 30 3
Mj Mj Nên:  aj   max j   .................................................. 31 b.t1 .d j  t1  2 Wj  .d 3 j  32 2.d j Trong đó: [s] – hệ số an toàn cho ,[s] = 1,5...2,5 ................................... 31 Không dùng các phương pháp tăng bền bề mặt do đó hệ số tăng bền Ky=1...................................................................................................... 32  K   K      K x  1      K x  1  K dj     và K dj   t  ................................................. 32 Ky Ky V. TÍNH CHỌN VÀ KIỂM NGHIỆM Ổ LĂN .................................... 33 5.1. Chọn ổ lăn cho trục II .................................................................. 33 Lực dọc trục: Fat = 290,24 N ................................................................. 33 5.2.3.Chọn sơ đồ bố trí ổ lăn ................................................................ 33  Fa1  FS 0  Fat = 217,8 – 290,24 = -72,44 (N) < Fs1 nên Fa1 =164,16 N .............................................................................................................. 34 5.2.5. Tính tỷ số .................................................................................... 34 Y0 = 1,48 .............................................................................................. 34 5.2.6. Tính tải trọng quy ước, tải trọng tương đương của ổ bi đỡ chặn. .............................................................................................................. 34 5.2.7. Kiểm nghiệm ổ lăn theo khả năng tải động ............................... 34 Q = 944,762 N ...................................................................................... 35 Cd = 944,762. 3 930,6 = 9223,8 N= 9,2238 kN < C = 9,43 kN ................ 35 5.2.8.Kiểm nghiệm theo khả năng tải tĩnh .......................................... 35 X0 = 0,5 ; Y0 =0,47 .............................................................................. 35 Qt0 = ( X0.Fr0 + Y0.Fa0 )= 0,5.605+ 0,47.454,4= 516 N ......................... 35 Qt1 = ( X0.Fr1 + Y0.Fa1 ) =0,5.456 + 0,47.164,16= 305 N ...................... 35 PHẦN III: KẾT CẤU VỎ HỘP ......................................................... 35 I.VỎ HỘP ............................................................................................. 35 1.2 Kết cấu nắp hộp ............................................................................ 35 Các kích thước của các phần tử cấu tạo nên hộp giảm tốc đúc : ....... 35 II.TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT KHÁC .......................... 37 Kết cấu bánh răng trụ đối xứng ............................................................. 38 Các độ dốc    5  7 o chọn   5o ............................................................. 38 Với h: là kích thước rãnh thoát dao ....................................................... 38 4
Bảng :Thông số kết cấu bánh răng .................................................... 38 2.2.1 Nắp ổ ........................................................................................... 38 Trong đó D là đường kính lắp ổ lăn ...................................................... 38 2.2.2 Cốc lót.......................................................................................... 38 Đường kính lỗ lắp ống lót ..................................................................... 41 III.BÔI TRƠN VÀ ĐIỀU CHỈNH ĂN KHỚP .................................... 42 Bảng thống kê dành cho bôi trơn ........................................................ 42 Phần 1 : Tính toán động học .............................................................. 44 I.Chọn động cơ ..................................................................................... 44 Phần 2 :Tính toán thiết kế chi tiết máy ............................................. 44 I.Tính bộ truền xích............................................................................... 44 2.6.1. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc ......................................... 45 2.6.3. Kiểm nghiệm về quá tải .............................................................. 45 2.8. Bảng tổng kết các thông số của bộ truyền bánh răng nghiêng ........ 45 Phần 3 : Kết cấu vỏ hộp ...................................................................... 45 I.Vỏ hộp ................................................................................................ 45 TÀI LIỆU THAM KHẢO .................................................................. 47 3-Hướng dẫn làm bài tập dung sai – Ninh Đức Tốn – Nguyễn Trọng Hùng ..................................................................................................... 47 4-Bài tập kĩ thuật đo.............................................................................. 47 5
MỞ ĐẦU ! Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nôi dung không thể thiếu với chương trình đào tạo kĩ sư cơ khí nhằm cung cấp cho sinh viên những kiến thức cơ sở về kết cấu máy và các quá trình cơ bản khi thiết kế máy.Trong quá trình học môn Chi tiết máy em dã được làm quen với những kiến thức cơ bản về kết cấu máy , các tính năng cơ bản của các chi tiết máy thường gặp.Đồ án môn học Chi tiết máy là kết quả đánh giá thực chất nhất quá trình học tập môn Chi tiết máy,Chế tạo phôi,dung sai…. Hộp giảm tốc là thiết bị không thể thiếu trong các máy cơ khí,nó có nhiêm vụ biến đổi vận tốc vào thanh một hay nhiều vận tốc ra tùy thuộc vào công dụng của máy.Khi nhận đồ án thiết kế Chi tiết máy thầy giao cho, em đã tìm hiểu và cố gắng hoàn thành đồ án môn học này. Trong quá trình làm em đã tìm hiểu các vẫn đề sau: _ Cách chọn động cơ điện cho hộp giảm tốc. _ Cách phân phối tỉ số truyền cho các cấp trong hộp giảm tốc. _ Các chỉ tiêu tính toán và các thông số cơ bản của hộp giảm tốc. _ Các chỉ tiêu tính toán,chế tạo bánh răng và trục. _ Cách xác định thông số của then. _ Kết cấu, công dụng và cách xác định các thông số cơ bản của vỏ hộp và các chi tiết có liên quan. _ Cách lắp ráp các chi tiết lại với nhau thành một kết cấu máy hoàn chỉnh _ Cách tính toán và xác định chế độ bôi trơn cho các chi tiết tham gia truyền động 6
PHẦN 1. TÍNH ĐỘNG HỌC I.Chọn động cơ: .Pct 1.1. Xác định công suất đặt trên trục động cơ : Pyc  Ptd  (KW)  F .v Trong đó : Pct  (KW) 1000 Với : F là lực kéo trên băng tải (N), v là vận tốc dài trên băng tải (m/s).  Pct  2500  0,6  1,5 (KW) 1000 k  : là hiệu suất truyền động :    im   kn . ol . br . 1 1 3 1 x i 1 Tra bảng 2.3[I] - trang 19 ta có :  x = 0,92 Hiệu suất bộ truyền xích để hở.  kn = 1 Hiệu suất khớp nối.  ol = 0,992 Hiệu suất một cặp ổ lăn được che kín.  br = 0,97 Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ che kín. 3   = 1 . 0,992 . 0,92 . 0,97 = 0,8711  Pyc  1,5  1,722 (KW) 0,8711 1.2. Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ điện : nsb = nct.Usb Trong đó nct : là tốc độ của bộ phận công tác Usb = Usbh . Usbng :Tỷ số truyền sơ bộ của hệ thống. Với Usbng = Ux < 2,5  chọn Ux = 2,0 . Tra bảng 2.4[I] - trang 21,ta chọn tỉ số truyền của hộp giảm tốc 1 cấp bánh răng trụ: Usbh = 4.  Usb = 4 . 2,0 = 8,0.  nsb = nct.Usb = 79,12 . 8,0= 632,96 (vòng/phút). Chọn tốc độ đồng bộ của động cơ điện : nđb = 750(vòng/phút). 1.3. Chọn động cơ. Ta chọn động cơ thoả mãn : Pđc  Pyc (KW) , nđc  nđb (vòng/phút). 7
Tra bảng P1.1[I] - trang 234,ta chọn loại động cơ điện có kí hiệu : 4A112MA8Y3 , với các thông số : +Công suât động cơ: Pđc = 2,2 KW. +Vận tốc quay: n = 705 (vòng/phút) + = 76,5. +Cos  = 0,71. T max  2,2 + Tdn ; TK  1,8 + Tdn . II. Phân phối tỷ số truyền. ndc 1730705 2.1 Xác định tỉ số truyền chung cho cả hệ thống : Uc    8,91. nct 79,12 2.2 Phân phối tỉ số truyền trong hộp giảm tốc : Chọn tỷ số của bộ truyền ngoài : Ux = 2,30.  U br  U c  8,91  3,87. U x 2,30 Vậy ta có: Uc = 8,91. Ux = 2,30. Ubr = 3,87. III. Xác định các thông số trên các trục : 3.1 Số vòng quay. Số vòng quay trên trục động cơ là: ndc = 705 (vòng/phút). Số vòng quay trục I : n1=ndc=705 (vòng/phút). n1 705 Số vòng quay trục II: n2 = = =182,2 (vòng/phút). u br 3,87 n 182 ,2 Số vòng quay trên trục công tác: n* = 2 = ct =79,2 (vòng/phút). ux 2,30 3.2 Công suất trên các trục Công suất trên trục công tác: Pct =1,5 (KW). Pct 1,5 Công suất trên trục II: P2= = =1,64 (KW).  ol . x 0,92.0,992 P 1,64 Công suất trên trục I: P1= 2 = =1,70 (KW).  ol . br 0,992.0,97 8
* P1 1,70 Công suất thực của trục động cơ: Pdc    1,72 (KW). η ol .η kn 0,992.1 3.3 Tính momen xoắn trên các trục. Áp dụng công thức : Ti=9,55.106. Pi ta có: ni Mô men xoắn trên trục động cơ : Pdc 1,72 Tđc = 9,55. 106.  9,55.10 6.  23299 (N.mm). ndc 705 Mô men xoắn trên trục I: P1 1 1,70 9,55.10 6.  .9,55.10 6.  23028 T1= n1 2 705 (N.mm). Mô men xoắn trên trục II: P2 1,64 T2 = 9,55.106.  9,55.106.  85960 (N.mm). n2 182,2 Mô men xoắn trên trục công tác: Pct 1,5 Tct = 9,55. 106.  9,55.106.  181054 (N.mm). n ct 79,12 3.4 Bảng thông số động học. Từ những kết quả tính toán trên ta có bảng sau: Trục Động cơ I II Công tác Thông số 1 3,87 2,30 T.S truyền n (vg/ph) 705 705 182,2 79,2 P (KW) 1,72 1,70 1,64 1,50 T (N.mm) 23299 23028 85960 181054 PHẦN 2. TÍNH TOÁN, THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY I. TÍNH BỘ TRUYỀN XÍCH Các thông số ban đầu: 9
P2=1,64 KW; n2=182,2 vòng/phút ; T2=85960 N.mm ; ux=2,3;  =0. 1.1Chọn loại xích. Vì tải trọng không lớn và vận tốc nhỏ, nên ta chọn xích ống con lăn.Xích ống con lăn có ưu điểm là: độ bền mòn của xích ống con lăn cao hơn xích ống, chế tạo nó không phức tạp; do đó, nó được dùng rất rộng rãi trong kĩ thuật. 1.2.Chọn số răng đĩa xích. Với ux=2,3, ta chọn số răng đĩa xích nhỏ là: Z1 = 29-2. ux=29-2.2,3 = 24,4> Zmin =19. Chọn Z1 = 25 (răng) Số răng đĩa xích lớn: Z2 = ux.Z1 =2,3.25 = 57,5< > Zmax =120. Chọn Z2 = 57 (răng). 1.3.Xác định bước xích p. Để đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mòn của bộ truyền xích ta có: Pt= P.k.kn. .kz  [P]. Với + P : Là công suất cần truyền qua bộ truyền xích.P= P2=1,64 KW. +kn:Là hệ số vòng quay. Chọn số vòng quay của đĩa cơ sở của đĩa nhỏ là: n01=200 (vòng/phút)  kn=n01/n1=200/182,2 = 1,1. Z 01 25 + kz:Là hệ số răng : kz =  1 Z1 25 +k = kđ.k0.ka.kđc.kbt.kc ; trong đó: kđ: hệ số tải trọng động. Đề bài cho tải trọng va đạp nhẹ, nên ta chọn kđ = 1,35. k0 : hệ số ảnh hưởng của kích thước bộ truyền.Do đường nối tâm các đĩa xích trùng với phương ngang. Nên k0 = 1. ka: hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích ;chọn a = 38.p; suy ra ka = 1. kđc: hệ số kể đến việc điều chỉnh lực căng xích. Do điều chỉnh bằng một trong các đĩa xích. Nên kđc = 1. kbt: hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn .Vì môi trường làm việc có bụi, bôi trơn đạt yêu cầu nên chọn kbt =1,3. kc : hệ số kể đén chế độ làm việc của bộ truyền ; kc = 1,25 (làm việc 2 ca)  k = 1. 1. 1. 1,35. 1,3. 1,25 = 2,19375. Như vậy ta có : Pt = 1,64.1,1.1.2,19375= 3,958 kW Tra bảng 5.5 tttk hdđck, với n01 =200 vòng/phút.chọn bộ truyền xích một dãy có: bước xích : p = 19,05 mm ; 10
đường kính chốt : dc=5,96mm ; chiều dài ống : B=17,75 mm ; công suất cho phép : [P]=4,80 kW. Thỏa mãn điều kiện mòn: Pt  [P]=4,80 kW Đồng thời nhỏ hơn bước xích cho phép : p  pmax 1.4.Xác định khoảng cách trục và số mắt xích. Khoảng cách trục sơ bộ: a=38p=38.19,05=723,9 mm Theo công thức 5.12 số mắt xích: Lấy số mắt xích chẵn : Xc =118. Tính lại khoảng cách trục theo công thức 5.13:  2 *  Z 2  Z1   a= 0,25. p  X c  0,5Z 2  Z 1   X c  0,5Z1  Z 2  2  2.         Để xích không chịu lực căng quá lớn ta phải giảm khoảng cách trục một lượng a = 0,003. a* = 0,003. 727=2,181 mm Vậy lấy khoảng cách trục : a = a* - a= 727 – 2,181 = 724,819 (mm). Chọn a = 725 (mm). Số lần va đập của bản lề xích trong một giây, tính theo công thức (5.14): Z 1 .n1 25.182,2 i=   2,57  imax=35 (bảng 5.9). 15. X 15.118 1.5.Tính kiểm nghiệm về độ bền xích. Kiểm nghiệm quá tải theo hệ số an toàn (chịu tải trọng lớn khi mở máy và chịu va đập khi vận hành) Q Theo công thức (5.15) : S =  [S] k d .Ft  F0  Fv Trong đó Theo bảng ( 5.2 ) tttk hdđ ck T1, ta có: Q = 31800 N ; q1 = 1,9 kg ; Hệ số tải trọng động: kđ = 1,2 Ft –lực vòng ; Z 1 Pn1 v= = 25.19,05.182,2/60000=1,45 m/s 60000 11
Ft =1000P/v = 1000.1,64/1,45 = 1131 N Fv :lực căng do lực li tâm gây ra: Fv = q.v2= 1,9. 1,452 = 3,995 N F0 :lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động gây ra : F0 = 9,81.kf .q.a = 9,81.6.2,6. 725.0,001 = 81.08 N (hệ số võng : kf = 6 do bộ truyền nằm ngang) Q 31800 Do đó: S =   22,05 kd .Ft  F0  F0 1, 2.1131  81,08  3,995  S >[S] = 8,2 (theo bảng 5.10) Vậy bộ truyền xích làm việc đủ bền 1.6 Xác định thông số của đĩa xích Theo công thức ( 5.17 ) và bảng (3.4), Đường kính vòng chia: p 19,05 d1 =   151,99 mm sin 180 / Z1  sin 180 / 25  p 19,05 d2 =   345,81 mm sin 180 / Z 2  sin 180 / 57  Đường kính vòng đỉnh đĩa xích: da1 = p.[0,5 + cotg(180/Z1)] =19,05.[ 0,5 + cotg(180/25)] = 160,32 mm da2 = p.[0,5 + cotg(180/Z2)] = 25,4.[ 0,5 + cotg(180/57)] = 354,81 mm Bán kính đáy: r = 0,5025dl + 0,05 =0,5025.11,91+0,05 = 6,03 mm Với dl = 11,91 mm ( tra bảng 5.2/78) Đường kính vòng chân đĩa xích: df1 = d1- 2r = 151,99 – 2.6,03 = 139,93 (mm) df2 = d2- 2r =345,81- 2.6,03 = 333,75 (mm) -Kiểm nghiệm răng đĩa xích về độ bền tiếp xúc: Theo công thức (5.18) : K r .Ft .K d  Fvd .E  H1= 0,47 .  [H1 ] A.k d Trong đó: [H1 ]- Ứng suất tiếp xúc cho phép Chọn vật liệu là thép 45 , tôi cải thiện sẽ đạt được độ rắn HB=210 ta có [H1]=600 Mpa Lực va đập : Fvd = 13.10-7.n1.p3.m = 13.10-7.182,2.19,053.1 = 1,638N Hệ số tải trọng động : Kđ=1,35 (bảng 5.6) kđ=1(sử dụng 1 dãy xích). Hệ số ảnh hưởng của số răng đến đĩa xích : Kr = 0,42 (vì Z1 =25 ) Diện tích bản lề : A = 106 mm2 (tra bảng (5.12)với p=19,05 mm, xích ống con lăn một dãy) 12
Mô dun đàn hồi: E = 2,1.105 Mpa 5   H1  0,47 0,42.(1131.1,35  1,638). 2,1.10 =530 MPa 106.1  H1
II.TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH TRỤ RĂNG NGHIÊNG. Thông số đầu vào: P = PI = 1,70 (KW) T1 = TI = 23028 (N.mm) n1 = nI = 705 (vòng/phút) u = ubr = 3,87 Lh = 22000 (giờ) 2.1. Chọn vật liệu bánh răng: Hộp giảm tốc chịu công suất nhỏ , nên chọn vật lịêu có độ rắn HB  350, bánh răng được thường hoá hoặc tôi cải thiện.Tra bảng 6.1/92 tttkhddck tập 1 ta có: Với HB1  HB2  (10  15) Bánh lớn: + Nhãn hiệu thép: thép 45 + Chế độ nhiệt luyện: thường hoá +Độ rắn: HB=170…217 +Chọn HB2=190 +Giới hạn bền:  b 2  600MPa. +Giới hạn chảy:  ch 2  340 MPa. Bánh nhỏ : + Nhãn hiệu thép: thép 45 + Chế độ nhiệt luyện: tôi cải thiện +Độ rắn: HB=192…240 +Chọn HB1=200 +Giới hạn bền:  b1  750 MPa. +Giới hạn chảy:  ch1  450 MPa 2.2.Xác định ứng suất cho phép 2.2.1.Ứng suất tiếp xúc cho phép[σH] và ứng suất uốn cho phép [σF] theo công thức 6.1 và 6.2: [ H ]  ( 0 H lim S H ).Z R .Z v .K xH .K HL [ F ]  ( 0 F lim S F ).YR .Ys .K xF .K FL Trong đó: ZR -hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt răng làm việc Zv - hệ xố xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng KxH – hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh ăng YR – hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt răng YS –hệ số xét đến độ hạy của vật liệu đối với tập chung ưngs suất KxF –hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn. 14
Tính thiế kế, ta lấy sơ bộ: Z R .Z V .K xH  1 YR .YS .K xF  1 SH, SF –hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn. tra bảng 6.2 ta có :Bánh chủ động: SH1=1,1; SF1=1,75. Bánh bị động: SH2=1,1; SF2=1,75. 0 0  H lim ; F lim -Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép ứng với chu kì cơ sở Ta có +Bánh chủ động:  0 H1 lim   0 H 3 lim  2.HB1  70  2.200  70  470( MPa )  0 F1 lim   0 F3 lim  1,8.HB1  1,8.200  360( MPa) +Bánh bị động:  0 H 2 lim   0 H 4 lim  2.HB2  70  2.190  70  450(MPa )  0 F2 lim   0 F4 lim  1,8.HB2  1,8.190  342(MPa ) . KHL, KFL -hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền, xác định theo công thức 6.3 và 6.4: N HO K HL  mH N HE N FO K FL  mF N FE mH, mF-bậc của đường cong mỏi khi thử về độ bền tiếp xúc và uốn. Vì HB < 350: mH = 6, mF = 6. NHO, NFO – số chu kì ứng suất khi thử về độ bền tiếp xúc và uốn. N HO  30.H HB4 2,  N HO  30.2002,4  9,99.106. 1 N HO2  30.1902, 4  8,83.106. NFO=4.106. NHE, NFE - số chu kì thay đổi ứng suất tương đương. Do tải trọng tĩnh nên ta có: NHE = NFE =60.c.n.  ti Trong đó: c- số lần ăn khớp trong một vòng quay (c=1) n- vận tốc vòng của bánh răng Lh=  ti - Tổng số giờ làm việc (thời hạn phục vụ) Lh=22000 (giờ). 15
Ta có: NHE1 = NFE1 =60.c.n1.Lh= 60.1.705.22000 = 930,6. 107 NHE2 = NFE2 =60.c.n2.Lh= 60.1.705/3,84.22000 = 24,2. 107 Do: NHE1 = 930,6. 107 > NHO1 = 9,99. 106 Suy ra KHL1 = 1 NHE2 = 24,2. 107 > NHO2 = 8,83. 106 Suy ra KHL2 = 1 NFE1 = 930,6. 107 > NFO1 = 9,99. 106 Suy ra KFL1 = 1 NFE2 = 24,2. 107 > NFO2 = 8,83. 106 Suy ra KFL2 = 1 Do đó, ta có: [ H 1 ] =470/1,1.1.1=427,3 MPa [ H 2 ] =450/1,1.1.1=409,1 MPa [ F 1 ] =360/1,75.1.1=205,7 MPa [ F 2 ] =342/1,75.1.1=195,4 Mpa Do đây là bộ truyền bánh trụ răng nghiêng nên suy ra: [ H ] =( [ H 1 ] + [ H 2 ] )/2=(427,3+490,1)/2=418,2 ( MPa). 2.2.2.Ứng suất cho phép khi quá tải [ H ] max  2,8. max( ch1 ,  ch2) =2,8.  ch1 = 2,8.400 = 1260 (Mpa) [ F ] 1max = 0,8  ch1=0,8.450= 360 ( Mpa) [ F ] 2max = 0,8  ch2=0,8.340=272 (Mpa) 2.3. Xác định sơ bộ khoảng cách trục. Theo công thức (6.15a): T1 .k H a w  k a .(u  1).3 [ H ]2 .u. ba T1 là mômen xoắn trên trục chủ động. T1 = TI = 23028 (N.mm) [ H ] - ứng suất tiếp xúc cho phép. [ H ] = 418,2 ( MPa). Ka,– hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng. tra Bảng 6.5 ta có: Ka=43  ba -hệ số chọn theo bảng 6.6:  ba  0,3  0,5 .chọn  ba =0,3 Chọn theo bảng 6.7 với  bd  0,5. ba .(u  1) =0,5.0,3.(3,87+1)=0,7305 k H - hệ số khi xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng khi tính theo sức bền tiếp xúc và uốn.Tra bảng 6.7/98 [1] với  bd =07305,, và sơ đồ bố trí là sơ đồ 6 .Chọn được: K H = 1,03 ; K F = 1,05 16
 a  43.(3,87  1).3 23028.1,03 w  102[ mm ]. ( 418, 2) 2 .3,87.0,3 Chọn aw=105 (mm). 2.4 Xác định các thông số ăn khớp. 2.4.1.Xác định môđun pháp m: m = (0,01  0,02) aw= 1,05  2,1 Chọn m = 1,5. 2.4.2.Xác định số răng. Chọn sơ bộ góc nghiêng  =140.Suy ra cos  =0,970296 Công thức 6.31 ta có: Số răng bánh nhỏ: 2.aw . cos  2.105.0,970296 Z1    27,89 m .(u  1) 1,5(3,87  1) Chọn Z1=28 (răng) Số răng bánh lớn Z 2  u.Z 1 =3,87.28=108,36 (răng) Chọn Z2= 107 (răng) Tỷ số truyền thực ut=: Z2/ Z1=107/28= 3,821 ut  u 3,821  3,87 Sai lệch tỷ số truyền U = .100%  100%  1,27% . u 3,87 Vì U = 1,27%< 4% , suy ra thoả mãn. 2.4.3.Xác định góc nghiêng của răng. Tính lại góc  m .(Z 1  Z 2 ) 1,5.(28  107) cos     0,964 2.a w 2.105   =15021’ (thỏa mãn ) Góc ăn khớp αtw  tg   tg 20  0  tw   t  arctg  cos    arctg cos15o 21'   20 40'.      Góc nghiêng của răng trên mặt trụ cơ sở tg b  cos  t .tg   b  aarct (cos(20 0 40' ).tg (15 0 21' ))  0,257   b  14 0 24'. 2.5. Xác định các hệ số và một số thông số động học Tỷ số truyền thực tế: ut= 3,821 Đưòng kính vòng lăn cặp bánh răng: 17
dw1=2aw(ut+1) = 2.105/(3,821+1)=43,56( mm) dw2=2aw - dw1= 166,44 (mm) Vận tốc vòng của bánh răng: v=πdw1n1/60000 = 3,14.43,56.705/60000= 1,6 (m/s) Với bánh răng trụ răng nghiêng và v = 1,6 (m/s) tra bảng 6.13/106 [1] ta đựoc cấp chính xác của vbộ truyền là: CCX=9. Tra phụ lục 2.3/250[1], với: +CCX=9 +HB
bw1. sin    ; với bw là bề rộng vành răng. m . bw   ba .aw  0,3.105  31,5. 31,5. sin 150 21'    1,77  1. 1,5. Khi đó theo công thức (6.36c): 1 Z   . và hệ số trùng khớp ngang εα có thể tính gần đúng theo công thức:   1 1    1 1     1,88  3,2    1,88  3,2  z z    1,795.   1 2    28 107  1  Z   0,746. 1,795 KH –hệ số tải trọng khi tính toán tiếp xúc K H  K H .K H .K Hv . K H  1,13.1,03.1,02  1,187. Thay vào ta được: 2.23028.1,187.(3,821  1)  H  274.1,71.0,746.  375,48[ MPa ] 31,5.3,821.43,56 2 Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép ; Ứng suất tiếp xúc cho phép[σH] được tính theo công thức [ H ]  [ H ]m12 .Z R .Z v .K xH =418,2.0,95.1.1=379,29 MPa Ta thấy  H< [ H ] và( [ H ] -  H ).100%/ [ H ] =1%
0 15 0 21' Y  1   1  0,89 (hệ số kể đến độ nghiêng của răng). 140 140 YF1 , YF2 - hệ số dạng răng của bánh 1 và 2 phụ thuộc vào số răng tương đương Z1 28 Z v1    31. cos  cos 150 21' 3 3 Z2 107 Z v2    119 cos  cos 3 15 0 21' 3 . YF1  3,80. Tra bảng 6.18,với hệ số dịch chỉnh x=0, ta có:  YF2  3,60. K F - hệ số tải trọng khi tính về uốn. K F  K F .K F .K Fv . K F  K F .K F .K Fv  1,37.1,055.1,05  1,518 Vậy: 2.23028.1,518.0,557.0,89.3,80  F1   63,99[ MPa ] 31,5.43,56.1.5 Và: 63,99.3,60  F2   60,62[ MPa ] 3,80 Do : F1=63,99MPa < [F1]1 = 215,985 Mpa; F2=60,62MPa < [F2]2 = 205,17 Mpa Do vậy bánh răng đảm bảo điều kiện bền về uốn. 2.6.3.Kiểm nghiệm về quá tải: Ứng suất tiếp xúc cực đại:  H max   H . k qt  [ H ] max . k qt Tmax - hệ số quá tải : kqt   2,2 Tdn   375, 48. 2, 2  556, 9MPa  [ H ]max  1260[ MPa ] H max Ứng suất uốn cực đại  F1 max   F1 .k qt  63,99.2, 2  140, 77[ MPa]  [ F1 ]max  360[ MPa].  F2 max   F2 .k qt  60,62.2,2  133,364[ MPa ]  [ F 2 ]max  272 MPa ]. 2.7. Các thông số hình học của cặp bánh răng: - Đường kính vòng chia : 20