intTypePromotion=3

Đồ án thiết kế chi tiết máy - Hộp giảm tốc

Chia sẻ: Nong Minh Toan | Ngày: | Loại File: DOC | Số trang:43

2
1.677
lượt xem
575
download

Đồ án thiết kế chi tiết máy - Hộp giảm tốc

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

Tham khảo bài viết 'đồ án thiết kế chi tiết máy - hộp giảm tốc', kỹ thuật - công nghệ, cơ khí - chế tạo máy phục vụ nhu cầu học tập, nghiên cứu và làm việc hiệu quả

Chủ đề:
Lưu

Nội dung Text: Đồ án thiết kế chi tiết máy - Hộp giảm tốc

  1. Đồ án chi tiết máy GVHD :Trịnh Đồng Tính Mục Lục Mục Lục.....................................................................................................1 MỞ ĐẦU !..................................................................................................5 PHẦN 1. TÍNH ĐỘNG HỌC....................................................................6 I.Chọn động cơ:.....................................................................................6 1.1. Xác định công suất đặt trên trục động cơ : ...........................6 1.2. Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ điện : .........................6 1.3. Chọn động cơ. ............................................................................7 II. Phân phối tỷ số truyền......................................................................7 2.1 Xác định tỉ số truyền chung cho cả hệ thống : ....................7 2.2 Phân phối tỉ số truyền trong hộp giảm tốc :..............................7 III. Xác định các thông số trên các trục : .............................................7 3.1 Số vòng quay................................................................................7 3.2 Công suất trên các trục................................................................7 3.3 Tính momen xoắn trên các trục..................................................8 3.4 Bảng thông số động học.............................................................8 PHẦN 2. TÍNH TOÁN, THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY..............................9 I. TÍNH BỘ TRUYỀN XÍCH................................................................9 1.1Chọn loại xích...............................................................................9 1.2.Chọn số răng đĩa xích. ................................................................9 1.3.Xác định bước xích p...................................................................9 II.TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH TRỤ RĂNG THẲNG.................................................................................................13 2.1. Chọn vật liệu bánh răng:..........................................................13 2.2.Xác định ứng suất cho phép......................................................13 2.2.1.Ứng suất tiếp xúc cho phép[σH] và ứng suất uốn cho phép [σF] ...................................................................................................13 1
  2. Đồ án chi tiết máy GVHD :Trịnh Đồng Tính 2.2.2.Ứng suất cho phép khi quá tải...............................................15 2.3. Xác định sơ bộ khoảng cách trục. .........................................15 2.4 Xác định các thông số ăn khớp..................................................16 2.4.1.Xác định môđun pháp m:........................................................16 2.4.2.Xác định số răng......................................................................16 2.5. Xác định các hệ số và một số thông số động học.................16 2.6.Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng..........................................17 2.6.1.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc................................17 2.6..2. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn ....................................18 2.7. Các thông số hình học của cặp bánh răng:.............................19 2.8. Bảng tổng kết các thông số của bộ truyền bánh răng nghiêng..............................................................................................20 III. CHỌN KHỚP NỐI........................................................................21 3.1. Mô men xoắn cần truyền.........................................................21 3.5. Lực tác dụng lên trục...............................................................22 IV. TÍNH TRỤC...................................................................................22 4.1. Tính sơ bộ đường kính trục.....................................................22 4.1.1. Chọn vật liệu.........................................................................22 4.1.2. Tính sơ bộ đường kính trục..................................................22 4.2. Xác định lực tác dụng lên trục và bánh răng...........................23 4.3.Xác định sơ bộ khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực ...........................................................................................................23 4.3.1. Với trục I................................................................................23 4.3.2. Với trục II...............................................................................23 4.4. Sơ đồ lực chung .......................................................................25 4.5 Tính thiết kế trục.......................................................................25 4.5.1. Tính sơ bộ trục I....................................................................25 2
  3. Đồ án chi tiết máy GVHD :Trịnh Đồng Tính 4.5.2.Tính chi tiết trục II.................................................................27 4.6.Kiểm nghiệm trục ( trục II) theo độ bền mỏi.........................29 V. TÍNH CHỌN VÀ KIỂM NGHIỆM Ổ LĂN..................................32 5.1. Chọn ổ lăn cho trục I................................................................32 5.2.Chọn ổ lăn cho trục II...............................................................32 5.2.1.Chọn loại ổ lăn.......................................................................32 5.2.2.Chọn kích thước ổ lăn............................................................32 5.2.3. Tính tải trọng quy ước, tải trọng tương đương của ổ bi đỡ chặn...................................................................................................33 5.2.4. Kiểm nghiệm ổ lăn theo khả năng tải động.......................33 5.2.5.Kiểm nghiệm theo khả năng tải tĩnh....................................33 PHẦN 3: KẾT CẤU VỎ HỘP.................................................................34 I.VỎ HỘP.............................................................................................34 1.1Tính kết cấu của vỏ hộp............................................................34 1.2 Kết cấu nắp hộp........................................................................34 II.TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT KHÁC..........................36 2.1.Kết cấu các chi tiết chuyển động............................................36 2.2 .Kết cấu nắp ổ và cốc lót ........................................................37 2.2.1 Nắp ổ ...................................................................................37 2.2.2 Cốc lót .................................................................................37 2.3.Cửa thăm.....................................................................................37 2.4.Nút thông hơi .............................................................................38 2.5.Nút tháo dầu ..............................................................................39 2.6.Kiểm tra mức dầu .....................................................................39 2.7.Chốt định vị................................................................................40 2.8.Ống lót và lắp ổ ........................................................................40 2.9.Bulông vòng ...............................................................................40 3
  4. Đồ án chi tiết máy GVHD :Trịnh Đồng Tính III.BÔI TRƠN VÀ ĐIỀU CHỈNH ĂN KHỚP .................................41 3.1.Bôi trơn trong hộp giảm tốc ....................................................41 3.2.Bôi trơn ngoài hộp ....................................................................41 3.3.Điều chỉnh sự ăn khớp..............................................................41 IV. BẢNG THỐNG KÊ CÁC KIỂU LẮP VÀ DUNG SAI..............42 TÀI LIỆU THAM KHẢO........................................................................43 4
  5. Đồ án chi tiết máy GVHD :Trịnh Đồng Tính MỞ ĐẦU ! Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nôi dung không th ể thi ếu v ới ch ương 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 h ọc môn Chi tiết máy em dã được làm quen với nh ững kiến thức c ơ b ản v ề k ết c ấu máy , các tính năng cơ bản của các chi tiết máy th ường g ặp.Đ ồ án môn h ọc Chi tiết máy là kết quả đánh giá thực chất nhất quá trình học tập môn Chi ti ết 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 hi ểu 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 h ộp 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 Hà Nội ,ngày 05 tháng 11 năm 2010 5
  6. Đồ án chi tiết máy GVHD :Trịnh Đồng Tính Sinh viên PHẦN 1. TÍNH ĐỘNG HỌC I.Chọn động cơ: 1.1. Xác định công suất đặt trên trục động cơ : .Pct Pyc = Ptd = (KW) η F .v Pct = Trong đó : (KW) 1000 Với : F là lực kéo trên băng tải (N), v là vận tốc dài trên băng tải (m/s). ⇒ Pct = 1345 × 1,94 = 2,6093 (KW) 1000 k η : là hiệu suất truyền động : η = ∏η i = η kn .η ol .η br .η x m 1 3 1 1 i =1 Tra bảng 2.3[I] - trang 19 ta có : η x = 0,92 Hiệu suất bộ truyền xích để hở. η kn = 0,99 Hiệu suất khớp nối. η ol = 0,99 Hiệu suất một cặp ổ lăn được che kín. η br = 0,97 Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ che kín. ⇒ η = 0,99 . 0,993 . 0,92 . 0,97 = 0,8572 2,6093 ⇒ Pyc = = 3,04398 (KW) 0,8572 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 60000.v 60000.1,94 nlv = = = 97 v/p z. p 8.150 Usb = Usbh . Usbng :Tỷ số truyền sơ bộ của hệ thống. Với Usbng = Ux < 5 ⇒ chọn Ux = 3 . Tra bảng 2.4[I] - trang 21,ta chọn tỉ số truyền của h ộp giảm t ốc 1 c ấp bánh răng trụ: Usbh = 3. ⇒ Usb = 3 . 3 = 9 ⇒ nsb = nct.Usb = 97 . 9= 873 (vòng/phút). Chọn tốc độ đồng bộ của động cơ điện : nđb = 1000(vòng/phút). 6
  7. Đồ án chi tiết máy GVHD :Trịnh Đồng Tính 1.3. Chọn động cơ. Ta chọn động cơ thoả mãn : Pđc ≥ Pyc (KW) , nđc ≈ nđb (vòng/phút). Tra bảng P1.1[I] - trang 234,ta chọn loại động cơ điện có kí hiệu : 4A112MB6Y3 , với các thông số : +Công suât động cơ: Pđc = 4 KW. +Vận tốc quay: n = 950 (vòng/phút) +η% = 82,00. +Cos ϕ = 0,81. T max = 2,2 + Tdn ; TK + T =2 . dn II. Phân phối tỷ số truyền. 2.1 Xác định tỉ số truyền chung cho cả hệ thống : ndc 950 Uc = = = 9,7938. nct 97 2.2 Phân phối tỉ số truyền trong hộp giảm tốc : Chọn tỷ số của bộ truyền trong : Ubr = 3. ⇒ U = U c = 9,7938 = 3,2646. x U br 3 Vậy ta có: Uc = 9,7938. Ux = 3,2646. Ubr = 3,0. III. Xác định các thông số trên các trục : 3.1 Số vòng quay. Số vòng quay trên trục động cơ là: ndc = 950 (vòng/phút). Số vòng quay trục I : n1=ndc=950 (vòng/phút). n1 950 Số vòng quay trục II: n2 = u = =316,67 (vòng/phút). 3 br n2 316,67 * Số vòng quay trên trục công tác: n u x = 3,2646 =97 (vòng/phút). ct = 3.2 Công suất trên các trục Công suất trên trục công tác: Pct =2,6093 (KW). 7
  8. Đồ án chi tiết máy GVHD :Trịnh Đồng Tính Pct 2,6093 Công suất trên trục II: P2= η .η = 0,92.0,99 =2,8649 (KW). ol x P2 2,8649 Công suất trên trục I: P1= η .η = 0,99.0,97 =2,9833 (KW). ol br P1 2,9833 Pdc = = = 3,0439 * Công suất thực của trục động cơ: (KW). 0,99.0,99 η ol .η kn 3.3 Tính momen xoắn trên các trục. Pi Ti=9,55.106. ni ta có: Áp dụng công thức : Mô men xoắn trên trục động cơ : P 3,0439 Tđc = 9,55. 106. n = 9,55.10 . 950 = 30599,2 (N.mm). 6 dc dc Mô men xoắn trên trục I: P 1 2,9833 T1= 9,55.10 . n = 2 .9,55.10 . 950 = 29990 (N.mm). 6 6 1 1 Mô men xoắn trên trục II: P 2,8649 T2 = 9,55.10 . n = 9,55.10 . 316,67 = 86398,44 (N.mm). 6 6 2 2 Mô men xoắn trên trục công tác: Pct 2,6093 = 9,55.10 6. = 256895 (N.mm). Tct = 9,55. 106. n ct 97 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 3,2646 T.S truyền n (vg/ph) 950 950 316,67 97 P (KW) 3,0439 2,9833 2,8649 2,6093 T (N.mm) 30599,2 29990 86398,44 256895 8
  9. Đồ án chi tiết máy GVHD :Trịnh Đồng Tính PHẦN 2. TÍNH TOÁN, THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY I. TÍNH BỘ TRUYỀN XÍCH Các thông số ban đầu: P2=2,8649 KW; n2=316,67 vòng/phút ; T2=86398,44 N.mm ; ux=3,2646; β =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 h ơn xích ống, ch ế 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=29-2.3,2646 = 22,47> Zmin =19. Chọn Z1 = 23 (răng) Số răng đĩa xích lớn: Z2 = ux.Z1 =3,2646.23 = 75,0858< > Zmax =120. Chọn Z2 = 75 (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=2,8649 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=400/316,67 = 1,263. Z 01 25 + kz:Là hệ số răng : kz = Z = 23 = 1,087 1 +k = kđ.k0.ka.kđc.kbt.kc ; trong đó: kđ: hệ số tải trọng động. Đề bài cho tải trọng va đập êm, nên ta chọn kđ = 1. 9
  10. Đồ án chi tiết máy GVHD :Trịnh Đồng Tính 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. 1,3. 1,25 = 1,625. Như vậy ta có : Pt = 2,8649.1,625.1.1,263= 6,3914 kW Tra bảng 5.5 tttk hdđck, với n01 =400 vòng/phút.chọn bộ truyền xích một dãy có: bước xích : p = 19,05 mm ; đường kính chốt : dc=5,96mm ; chiều dài ống : B=17,75 mm ; công suất cho phép : [P]=8,38 kW. Thỏa mãn điều kiện mòn: Pt ≤ [P]=8,38 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=40p=40.19,05=762 mm Theo công thức 5.12 số mắt xích: 23 + 75 ( 75 − 23) .19,05 2 x = 2.40 + + = 130,71 4.π 2 .762 2 Lấy số mắt xích chẵn : Xc =130. Tính lại khoảng cách trục theo công thức 5.13:   2  Z − Z1  [ X c − 0,5( Z1 + Z 2 ) ] 0,25. p  X c − 0,5( Z 2 + Z 1 ) +  2 − 2. 2  * a= π        75 − 23   2 2 23 + 75     a = 0,25.19,05.130 − 0,5.( 23 + 75) + 130 −  − 2. π   = 755,065 *  2      Để xích không chịu lực căng quá lớn ta phải giảm khoảng cách trục một lượng ∆ a = 0,003. a* = 0,003. 755,065=2,265 mm Vậy lấy khoảng cách trục : a = a* - ∆ a= 755,065 – 2,265 = 752,8 (mm). Số lần va đập của bản lề xích trong một giây, tính theo công thức (5.14): 10
  11. Đồ án chi tiết máy GVHD :Trịnh Đồng Tính Z 1 .n1 23.316,67 = 23,735 < imax=35 (bảng 5.9). = i= 15. X 15.130 1.5.Tính kiểm nghiệm về độ bền xích. Kiểm nghiệm quá tải theo hệ số an toàn (chịu tải trọng l ớn khi m ở máy và ch ịu va đập khi vận hành) Q Theo công thức (5.15) : S = k .F + F + F ≥ [S] d t 0 v 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= = 23.19,05.316,67/60000=2,312 m/s 60000 Ft =1000P/v = 1000.2,8649/2,312 = 1239,14 N Fv :lực căng do lực li tâm gây ra: Fv = q.v2= 1,9. 2,3122 = 10,16 N F0 :lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động gây ra : F0 = 9,81.kf .q.a = 9,81.6.1,9. 0,7528 = 84,19 N (hệ số võng : kf = 6 do bộ truyền nằm ngang) 31800 s= = 20,114 1,2.1238,88 + 84,16 + 10,16 Do đó ⇒ S >[S] = 9,3 (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: 19,05 d1 = = 139,9 mm 180 sin( ) 23 d 2 = 454,92 mm Đường kính vòng đỉnh đĩa xích: da1 = p.[0,5 + cotg(180/Z1)] =19,05.[ 0,5 + cotg(180/23)] = 148,124 mm da2 = p.[0,5 + cotg(180/Z2)] = 25,4.[ 0,5 + cotg(180/75)] = 464,044 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 = 139,9 – 2.6,03 = 127,93 (mm) df2 = d2- 2r =464,044- 2.6,03 = 442,85 (mm) 11
  12. Đồ án chi tiết máy GVHD :Trịnh Đồng Tính -Kiểm nghiệm răng đĩa xích về độ bền tiếp xúc: Theo công thức (5.18) : K r .( Ft .K d + Fvd ).E σ . ≤ [σH1 ] = 0,47 H1 A.k d Trong đó: [σH1 ]- Ứng suất tiếp xúc cho phép Chọn vật liệu là thép 45 , tôi cải thiện sẽ đạt được độ rắn HB=210 ta có [σH1]=600 Mpa Lực va đập : Fvd = 13.10-7.n1.p3.m = 13.10-7.316,67.19,053.1 = 2,85N 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 = 0,48 (vì Z1 =23 ) Diện tích bản lề : A = 106 mm2 (tra bảng (5.12)với p=19,05 mm, xích ống con lăn một dãy) Mô dun đàn hồi: E = 2,1.105 Mpa 5 ⇒ σ H 1 = 0,47 0,48.(1238,88.1,2 + 2,85). 2,1.10 =559,36 MPa 106.1 ⇒ σH1
  13. Đồ án chi tiết máy GVHD :Trịnh Đồng Tính Loại xích Xích ống con lăn Bước xích p 19,05 mm Số mắt xích x 130 Khoảng cách trục a 752,8 mm L ực Fr 1424,712 N II.TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH TRỤ RĂNG THẲNG. Thông số đầu vào: P = PI = 2,9833 (KW) T1 = TI = 29990(N.mm) n1 = nI = 950 (vòng/phút) u = ubr = 3 Lh = 15500 (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 ≥ HB 2 + (10 ÷ 15) Bánh lớn: + Nhãn hiệu thép: thép 45 + Chế độ nhiệt luyện: thường hoá +Độ rắn: HB=192…240 +Chọn HB2=230 +Giới hạn bền: σ b 2 = 750 MPa. +Giới hạn chảy: σ ch 2 = 450MPa. Bánh nhỏ : + Nhãn hiệu thép: thép 45 + Chế độ nhiệt luyện: tôi cải thiện +Độ rắn: HB=241…285 +Chọn HB1=245 σ b1 = 850 MPa. +Giới hạn bền: σ ch1 = 580MPa. +Giới hạn chảy: 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: [σ H ] = (σ 0 H lim S H ).Z R .Z v .K xH .K HL [σ F ] = (σ 0 F lim S F ).YR .Ys .K xF .K FL 13
  14. Đồ án chi tiết máy GVHD :Trịnh Đồng Tính 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. 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. σ H lim ; σ F lim -Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép ứng với chu kì cơ sở 0 0 Ta có +Bánh chủ động: σ 0 H1 lim = σ 0 H 3 lim = 2.HB1 + 70 = 2.250 + 70 = 570( MPa) σ 0 F1 lim = σ 0 F3 lim = 1,8.HB1 = 1,8.250 = 450( MPa) +Bánh bị động: σ 0 H 2 lim = σ 0 H 4 lim = 2.HB2 + 70 = 2.230 + 70 = 530( MPa) σ 0 F2 lim = σ 0 F4 lim = 1,8.HB2 = 1,8.230 = 414( MPa) . KHL, KFL -hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và ch ế 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 HO1 = 30.250 = 17,1.10 6. 2, 4 N HO2 = 30.230 2, 4 = 13,9.10 6. NFO=4.106. NHE, NFE - số chu kì thay đổi ứng suất tương đương. 14
  15. Đồ án chi tiết máy GVHD :Trịnh Đồng Tính Do tải trọng tĩnh nên ta có: NHE = NFE =60.c.n. Σ ti Trong đó: c- số lần ăn khớp trong một vòng quay (c=1) n- vận tốc vòng của bánh răng Lh= Σ ti - Tổng số giờ làm việc (thời hạn phục vụ) Lh=22000 (giờ). Ta có: NHE1 = NFE1 =60.c.n1.Lh= 60.1.950.15500 = 114. 107 NHE2 = NFE2 =60.c.n2.Lh= 60.1.316,67.15500 = 38. 107 Do: NHE1 = 114 107 > NHO1 = 17,1. 106 Suy ra KHL1 = 1 NHE2 = 38. 107 > NHO2 = 13,9. 106 Suy ra KHL2 = 1 NFE1 = 114. 107 > NFO1 = 9,99. 106 Suy ra KFL1 = 1 NFE2 = 38. 107 > NFO2 = 8,83. 106 Suy ra KFL2 = 1 Do đó, ta có: [σ H 1 ] =570/1,1.1.1=518,18 MPa [σ H 2 ] =530/1,1.1.1=481,81 MPa [σ F 1 ] =450/1,75.1.1=257,14 MPa [σ F 2 ] =414/1,75.1.1=236,5 MPa Do đây là bộ truyền bánh trụ răng thẳng nên suy ra: [σ H ] = min{[σ H ]1 , [σ H ] 2 } = 481,81 ( MPa). 2.2.2.Ứng suất cho phép khi quá tải [σ H ] max = 2,8. max(σ ch1 , σ ch2) =2,8. σ ch1 = 2,8.450 = 1260 (MPa) [σ F ] 1max = 0,8 σ ch1=0,8.45800= 464( MPa) [σ F ] 2max = 0,8 σ ch2=0,8.450=360 (MPa) 2.3. Xác định sơ bộ khoảng cách trục. Theo công thức (6.15a): T1 .k Hβ a w = k a .(u + 1).3 [σ H ] 2 .u.ψ ba T1 là mômen xoắn trên trục chủ động. T1 = TI = 29990 (N.mm) [σ H ] - ứng suất tiếp xúc cho phép. [σ H ] = 481,81 ( MPa). Ka,– hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng. tra Bảng 6.5 ta có: Ka=49,5 ψ ba -hệ số chọn theo bảng 6.6: ψ ba = 0,3 ÷ 0,5 .chọn ψ ba =0,3 Chọn theo bảng 6.7 với ψ bd = 0,5.ψ ba .(u + 1) =0,5.0,3.(3 +1)=0,6 15
  16. Đồ án chi tiết máy GVHD :Trịnh Đồng Tính k Hβ - 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 ψ bd =0,6 và sơ đồ bố trí là sơ đồ 6 .Chọn được: K Hβ = 1,02 ; K Fβ = 1,05 29990.1,02 ⇒ a w = 49,5.(3 + 1).3 = 104,36[mm]. (481,81) 2 .3.0,3 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= 1,1 ÷ 2,2 Chọn m = 2. 2.4.2.Xác định số răng. Chọn sơ bộ góc nghiêng β =00.Suy ra cos β =1 Công thức 6.31 ta có: Số răng bánh nhỏ: 2.a w 2.110 Z1 = = = 27,5 m .(u + 1) 2.(3 + 1) Chọn Z1=28 (răng) Số răng bánh lớn Z 2 = u.Z 1 =3.28=84 (răng) Chọn Z2= 84 (răng) Tỷ số truyền thực ut=: Z2/ Z1=84/28= 3 ut − u 3−3 .100% = 100% = 0% . Sai lệchtỷ số truyền ∆ U = u 3 Vì ∆ U = 0%< 4% , suy ra thoả mãn. Tính lại khoảng cách trục theo(6.21) m( Z1 + Z 2 ) 2( 28 + 84) a= = = 112 (mm) 2 2 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: dw1=2aw(ut+1) = 2.112/(3+1)=56( mm) dw2=2aw - dw1= 2.112-56=168 (mm) Vận tốc vòng của bánh răng: v=πdw1n1/60000 = 3,14.56.950/60000= 2,784 (m/s) 16
  17. Đồ án chi tiết máy GVHD :Trịnh Đồng Tính Với bánh răng trụ răng nghiêng và v = 2,784 (m/s) tra bảng 6.13/106 [1] ta đựoc cấp chính xác của vbộ truyền là: CCX=8. Tra phụ lục 2.3/250[1], với: +CCX=8 +HB
  18. Đồ án chi tiết máy GVHD :Trịnh Đồng Tính 4 − εα → Zε = = 0,87. 3 KH –hệ số tải trọng khi tính toán tiếp xúc K H = K Hβ .K Hα .K Hv . K H = 1,02.1,0305.1,09 = 1,146. Thay vào ta được: 2.29990.1,146.(3 + 1) σ H = 274.1,764.0,87. = 389,86[ MPa ] 34.3.56 2 Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép ; Ứng suất tiếp xúc cho phép[σH] được tính theo công thức [σ H ] = [σ H ] m12 .Z R .Z v .K xH =481,81.0,95.1.1=457,72 (MPa) Ta thấy σ H< [σ H ] do vậy bánh răng đủ bền. 2.6..2. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn . Công thức : 2.T1. .K F .Yε .Yβ .YF 1 ≤ [σ F 1 ] σ F1 = bw .d w1 .m σ F YF σF = ≤ [σ F2 ] 1 2 YF1 2 trong đó 1 1 Yε = = = 0,557 (hệ số kể đén sự trùng khớp, với ε α là hệ số trùng khớp ε α 1,795 ngang). β0 150 21' = 0,89 (hệ số kể đến độ nghiêng của răng). Yβ = 1 − =1− 140 140 YF1 , YF2 - hệ số dạng răng của bánh 1 và 2 phụ thuộc vào số răng tương đương Z v1 = Z 1 = 28. Z v2 = Z 2 = 84 . YF1 = 3,22. Tra bảng 6.18,với hệ số dịch chỉnh x=0, ta có: { YF2 = 3,43. K F - hệ số tải trọng khi tính về uốn. K F = K Fβ .K Fα .K Fv . K F = K Fβ .K Fα .K Fv = 1,37.1,02.1,0305 = 1,44 Vậy: 18
  19. Đồ án chi tiết máy GVHD :Trịnh Đồng Tính 2.29990.1,44.0,557.1.3,22 σF = = 42,29[ MPa] 34.56.2 1 Và: 42,29.3,43 σ F2 = = 45,05[ MPa] 3,22 σF1=42,29MPa < [σF1]1 = 252 (Mpa); Do : σF2=45,05 MPa < [σF2]2 = 236,5 (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: σ H max = σ H . k qt ≤ [σ H ] max . T k qt - hệ số quá tải : k qt = T = 2,2 max dn { →σ H max = σ H . K qt = 339,36. 2,2 = 503,35( MPa ) < [σ H ] max = 1260( MPa ) . Ứng suất uốn cực đại σ F 1 max = σ F 1 .k qt = 42,29.2,2 = 93,038[ MPa] ≤ [σ F 1 ] max = 252MPa]. σF = σ F2 .k qt = 45,05.2,2 = 99,11[ MPa ] ≤ [σ F 2 ] max = 236,65MPa]. max 2 2.7. Các thông số hình học của cặp bánh răng: - Đường kính vòng chia : d1 = m.Z 1 = 2.28 = 56[mm] d 2 = m.Z 2 = 2.84 = 168[mm] d a1 = d1 + 2.m = 56 + 2.2 = 60mm - Đường kính đỉnh răng : d a2 = d 2 + 2.m = 168 + 2.2 = 172mm -Đường kính vòng cơ sở: db1=d1cosα=56.cos200=52,623 mm db2=d2cosα=168.cos200=157,87 mm -Khoảng cách trục chia: a=( d1+d2)/2= (52,623+157,87)/2= 105,25 (mm) df1 = d1–2,5.m=56- 2,5.2 = 51 (mm). -Đường kính chân răng : df2 = d2 - 2,5.m=168-2,5.2 =163(mm). 19
  20. Đồ án chi tiết máy GVHD :Trịnh Đồng Tính 2.8. Bảng tổng kết các thông số của bộ truyền bánh răng nghiêng Như vậy ta có bảng thông số chính của bộ truyền: Thông số Kí hiệu Giá trị Khoảng cách trục chia a 105,25 mm Khoảng cách trục aw 112mm Số răng Z1 28 răng Z2 84 răng Đường kính vòng chia d1 56 mm d2 168mm Đường kính chân răng df1 51 mm df2 163mm Đường kính vòng lăn dw1 56 mm dw2 168mm Đường kính đỉnh răng da1 60 mm da2 172 mm Đưòng kính cơ sở db1 52,623 mm db2 157,87 mm Hệ số dịch chỉnh x1 0 x2 0 Góc profin gốc 200 α 200 Góc profin răng αt Góc ăn khớp 200 αtw 20

CÓ THỂ BẠN MUỐN DOWNLOAD

 

Đồng bộ tài khoản