Đồ án về: Thiết kế chi tiết máy

Chia sẻ: Phạm Việt Tùng | Ngày: | Loại File: DOC | Số trang:44

Thêm vào BST

Báo xấu

578
lượt xem 235
download

Download Vui lòng tải xuống để xem tài liệu đầy đủ

Cơ khí là một ngành khoa học giới thiệu quá trình sản xuất cơ khí và phương pháp công nghệ gia công kim loại và hợp kim để chế tạo các chi tiết máy hoặc kết cấu máy. Dựa vào biểu đồ mômen uốn và mômen xoắn trên trục 3 ta thấy các tiết diện nguy hiểm là tiết diện lắp bánh răng 2 và tiết diện lắp ổ lăn 1. ta kiểm nghiệm tại tiết diện lắp ổ lăn 1, vì tại đây có mômen tương đương lớn hơn và đường kính trục nhỏ hơn. Kết cấu trục vừa thiết...

Chủ đề:

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

Lưu

Nội dung Text: Đồ án về: Thiết kế chi tiết máy

Đồ Án Thiết kế chi tiết máy 1
PHẦN 1. TÍNH ĐỘNG HỌC 1.1/ Chọn động cơ. 1.1.1/ Xác định công suất yêu cầu trên trục động cơ. Công suất trên trục công tác: F.v 8500.0,3 Pct=   2,55( Kw) 1000 1000 Công suất yêu cầu trên trục động cơ: Pyc=Pct/. Trong đó:  là hiệu suất truyền động.  :Hệ số thay đổi tải trọng Hiệu suất truyền động:  = xích..mổlăn.kbánhrăng .khớp nối. m: số cặp ổ lăn (m=4) k: số cặp bánh răng (k=2); tra bảng 2.3 TTTKHĐCK ta có hiệu suất của bộ truyền xích để hở: xích.=0,93 hiệu suất của các cặp ổ lăn: ổlăn.=0,995 hiệu suất của các bộ truyền bánh răng trụ : bánhrăng =0,97 hiệu suất của nối trục đàn hồi: khớp nối=0,99 vậy hiệu suất của toàn bộ hệ thống là =0,93.0,9954.0,972.0,99=0,849 Hệ số thay đổi tải trọng: 2 T  t 4 4  =  i  . i  12  0,82  0,906 T  t  1  ck 8 8 Công suất yêu cầu trên trục động cơ là: Pyc=Pct/=0,906.2,55/0,849=2,721(Kw). 1.1.2. Xác định tốc độ vòng quay đồng bộ của trục động cơ: Số vòng quay trên trục công tác: 60.1000.v 60.1000.0,3 nct=   26,044(vòng / phút)  .D 3,14.220 trong đó: v là vận tốc băng tải, D là đường kính tang. số vòng quay sơ bộ của động cơ: nsb=nct.usb= nct.ux(sb) .uh(sb) với .ux(sb) là tỷ số truyền sơ bộ của bộ truyền ngoài (bộ truyền xích) chọn ux(sb)=3 ( tra bảng 2.4 Tr21) uh(sb) là tỷ số truyền sơ bộ của hộp giảm tốc. uh(sb)=u1.u2=18 (tra bảng 2.4 Tr21) vậy số vòng quay sơ bộ của động cơ: nsb=nct.usb= nct.ux(sb) .uh(sb)=26,044.3.18=1406,4(vòng/phút) 1.1.3. Chọn động cơ: 2
Tmm TK động cơ được chọn phải thỏa mãn điều kiện: : Pđc  Pyc , nđc  nsb và  T1 Tdn tra bảng P1.3 Tr 237 ta chon động cơ có ki hiệu 4A100S4Y3 có: công suất: Pđc=3Kw vận tốc : nđc=1420vòng/phút cosφ=0,83 hiệu suất: %=82 tỷ số:Tmax/Tdn=2,2 và TK/Tdn=2,0>Tmm/T1=1,3 đường kính trục động cơ : dđc=28 mm 1.2. Phân phối tỷ số truyền. Tỷ số truyền chung:uc=nđc/nct=1420/26,044=54,523. Chọn ung=3  uh=54,523/3=18,174. Ta có: uh=u1.u2. Trong đó: u1 là tỷ số truyền cấp nhanh, u2 là tỷ số truyền cấp chậm Phân phối tỷ số truyềng theo nhiều chỉ tiêu, từ đồ thị bên dưới ta chọn được: u1=5,7  u2=3,188  ux=3 1.3. Tính các thông số. 1.3.1.Số vòng quay: nđc=1420(vòng/phút)  n1=1420(vòng/phut)  n2=n1/u1=1420/5,7=249,12 (v/p)  n3=n2/u2=249,12 /3,188=78,143(v/p)  n * =n3/ung=78,143/3=26,05(v/p) ct Sai số tốc độ quay của dộng cơ 3
nct  nct * 26,05  26,044 %  .100%  .100%  0,0002 %  4% nct 26,044 Công suất của các trục công tác, trục 1, trục 2, truc 3. Fv Pct = =2,55 kW ; 1000 Pct 2,55 P3    2,756 kW ; ηol η xich 0,995.0,93 P3 2,756 P2    2,856 kW; ηol η br 0,995.0,97 P 2,856 P1  2   2,96 kW; ηol η br 0,995.0,97 Công suất thực của động cơ phát ra trong quá trình làm việc: PI 2,96 Pdc  *   3,005 η ol η khop 0,995.0,99 Ta thấy công suất động cơ phát ra trong thực tế lớn hơn không đáng kể so với công suất định mức của động cơ. 1.3.2. Mômen của động cơ, các trục 1 , 2, 3 và của trục công tác. P 3,005 Tđc = 9,55. 106. dc  9,55.10 6.  20210 N.mm. ndc 1420 1 P 1 2,96 TI’ = .9,55.10 6. 1  .9,55.10 6.  9953,5 N.mm. 2 n1 2 1420 P 2,856 TII = 9,55. 10 6. 2  9,55.10 6.  109484 ,6 N.mm. n2 249,12 P3 2,756 TIII = 9,55. 106.  9,55.10 6.  336815 ,8 N.mm. n3 78,143 Pct 2,55 Tct = 9,55. 106.  9,55.10 6.  934836 ,9 N.mm. n ct 26,05 Từ những kết quả tính toán trên ta có bảng sau: Trục Động cơ I II III Công tác Th.số 1 U1 = 5,7 U2= 3,188 Ux=3 T.S truyền P(kW) 3,005 2,96 2,856 2,756 2,55 n (vg/ph) 1420 1420 249,12 78,143 26,05 T(N.mm) 20210 9953,5 109484,6 336815,8 934836,9 4
PHẦN 2. TÍNH TOÁN, THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY. 2.1 TÍNH BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRONG HỘP GIẢM TỐC 2.1.1. Chọn vật liệu: Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế,thuận tiện trong việc gia công chế tạo , ở đây ta chọn vật liệu làm các bánh răng như nhau Với HB1  HB2  (10 15) Cụ thể chọn vật liệu là thép 45 tôi cải thiện Bánh nhỏ : HB=241…285 có  b1  850MPa.  ch1  580MPa. Chọn HB1=250 Bánh răng lớn :  b  750 MPa.  ch  450 MPa. Chọn HB2=235 2.1.2.Ứng suất cho phép 2.1.2.1.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 FC 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. Tính thiế kế, ta lấy sơ bộ Z R .Z V .K xH  1 YR .YS .K xF  1 KFC – hệ số xét đến ảnh hưởng của đặt tải, do tải một chiều nên KFC=1 SH, SF –hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn. tra bảng 6.2 ta có : SH=1,1; SF=1,75.  0 H lim ; 0 F lim -Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép ứng với chu kì cơ sở Ta có  0 H lim   0 H lim  2.HB1  70  2.250  70  570(MPa) 1 3  0 F lim   0 F lim  1,8.HB1  1,8.250  450(MPa) 1 3 5
 0 H lim   0 H lim  2.HB2  70  2.235  70  540(MPa) 2 4  0 F lim   0 F lim  1,8.HB2  1,8.235  423(MPa) . 2 4 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 2, 4 HB  N HO1  30.250 2, 4  1,71.107. N HO2  30.245 2, 4  1,626.10 7. NFO=4.106. NHE, NFE - số chu kì thay đổi ứng suất tương đương. Do tải trọng thay đổi nên ta có: NHE =60c  (Ti/Tmax)3niti NHE =60cni/uj.  ti  (Ti/Tmax)3ti/tck NFE =60c  (Ti/Tmax)6niti NFE =60cnj/uj.  ti  (Ti/Tmax)6ti/tck c- số lần ăn khớp trong một vòng quay (c=1) ni- số vòng quay trục thứ j trong 1 phút ở chế độ thứ i ti- thời gian làm việc ở chế độ thứ i Ih=  ti - Tổng số giờ làm việc (thời hạn phục vụ) . Ih=11500h Với bộ truyền cấp nhanh bánh trụ răng nghiêng. Ta có: 60.1.1420 4 4 N HE  .11500.(13.  0,83. )  1,3.108 >NHO1=1,71.107 do đó KHL1=1 1 5,7 8 8 ứng suất tiếp xúc ( sơ bộ) cho phép : [ H ]   o . KHL1/SH H lim Với SH= 1,1 [ H ] 1sb=570.1/1.1=518,2 MPa [ H ] 2sb=540.1/1.1=490,9 MPa 6
Suy ra [ H ] m12=( [ H ] 1sb+ [ H ] 2sb)/2=(518,2+490,9)/2=504,55 MPa Ta thấy [ H ] m12
2.1.3. Truyền động bánh răng trụ 2.1.3.1. Đối với cấp nhanh. 2.1.3.1.1. Các thông số cơ bản của bộ truyền. Khoảng cách trục aw1 Theo công thức (6.15a): T1' .k H a w1  k a .(u  1) 3 [ H ]2 .u. ba T1' là mômen xoắn trên trục công tác tương ứng với một cặp bánh răng của bộ phân đôi. T ' =9953,5(Nmm) 1 [ H ] - ứng suất tiếp xúc cho phép. Ka,– hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng. tra Bảng 6.5 ta có: Ka=43; Kd=67,5  ba -hệ số chọn theo bảng 6.6:  ba  0,25  0,4 .chọn  ba =0,3 k H - hệ số khi xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng khi tính theo sức bền tiếp xúc . Chọn theo bảng 6.7 với  bd  0,53. ba .(u1  1) =0,53.0,3.(5,7+1)=1.06 Chọn được K H . =1,15 9953,5.1,15  a w  43.(5,7  1).3  84[mm]. 518,2 2.5,7.0,3 Chọn aw=100 mm Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ dw1: dw1=2.aw/(u1+1)=2.100/(5,7+1)=29,85 (mm) 2.1.3.1.2.Các thông số ăn khớp. - Xác định môđun m: m12  (0,01  0,02).aw = 1  2 Theo bảng 6.8: Chọn m12=1,25. -Xác định số răng , góc nghiêng  Do vị trí đặt các bánh răng đối xứng để lực dọc trục bị triệt tiêu. Do đó, ta chọn góc nghiêng  =400. Công thức 6.31 ta có: số răng bánh nhỏ: 2.a w . cos  2.100. cos 40 0 Z1    18,3 m12 .(u  1) 1,25(5,7  1) Chọn Z1=20 (răng) Số răng bánh lớn 8
Z 2  u.Z1 =5,7.20=114(răng) Chọn z2= 115 răng Zt1=Z1+Z2=20+115=135 Tỷ số truyền thực: Z 115 u m1  2   5,75 Z1 20 Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ: dw1=2aw/(u1+1)=2.100/(5,75+1)=29,63mm; Tính lại góc  : m .Z 1,25.135 cos   12 t1   0,84375   =32028’ 2.aw1 2.100 2.1.3.1.3.kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc Công thức 6.33: 2.T1 .K H .(u  1)  H  Z M .Z H .Z  . 2  [ H ]. b.u.d w1 ZM –Hệ số xét đến cơ tính của vật liệu bánh răng Bảng 6.5: Zm = 274[MPa] 1/3 . ZH –hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc Z H  2. cos  b / sin 2 tw  b - Góc nghiêng răng trên mặt trụ cơ sở tg b  cos t .tg . ở đây : αt –góc profil răng. αtw là góc ăn khớp. đối với bánh răng nghiêng, không dịch chỉnh ta có  tg   tg 20   tw   t  arctg   cos    arctg  cos32 o 28'   23 20'.  0      tg b  cos(23 20' ).tg (38 38' )  0,5842 0 0   b  30 018'. 2. cos30 018'  ZH   1,54.  sin 2.230 20' Zε-hệ số xét đến sự trùng khớp của hai bánh răng , xác định theo hệ số trùng khớp dọc   tính theo công thức: b . sin     w1 ; với bw là bề rộng vành răng. m12 . bw1   ba .aw1  0,3.100  30. 9
30. sin 32 0 28'    2,05  1. 2,5. 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     1,88  3,2   1   cos   1,88  3,2      cos 32 28'  1,722. 0   z1 z 2    20 115  1  Z   0,762. 1,722 KH –hệ số tải trọng khi tính toán tiếp xúc K H  K H .K H .K Hv . Với K H  1,15 là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng. (tra bảng 6.7). K H =1,13 -hệ số xét đến sự phân bố không dều tải trọng do các đôi răng cùng ăn khớp. tra bảng (6.14). K Hv - hệ số kể đến tải trọng động tác dụng lên vùng ăn khớp. Công thức 6.41:  H .bw .d w K Hv  1  1 . 2.T1 .K H .K H  H   H .g o .v. a w / u . v-vận tốc vòng, tính theo công thức: v=πdw1n1/60000 (m/s) v=3,14.29,63.1420/60000=2,2m/s  H -hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp. Tra bảng 6.15:  H =0,002. go-hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng tra bảng 6.16, với vận tốc vòng v=2,2 (m/s) ta chọn cấp chính xác theo mức làm việc êm là 9. ( tra bảng 6.13) ta có: go = 73.(bảng 6.16)   H  0,002.73.2,2. 100 / 5,75  1,34. 1,34.30.29,63  K Hv  1   1,046. 2.9953,5.1,15.1,13  K H  1,15.1,13.1,046  1,36. 2.99563,5.1,36.(5,75  1)  H  274.1,54.0,762.  353,2[MPa] 30.5,75.29,63 2 Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép ; 10
Với v=2,2(m/s)
 F .bw .d w K Fv  1  1 . 2.T .K F .K F aw  F   F .g 0 .v. . u  F  0,006 . (bảng 6.15). g 0  73 . (bảng 6.16). v=2,2 (m/s) 100   F  0,006.73.2,2.  4,02. 5,75 4,02.30.29,63  K Fv  1   1,1 2.9953,5.1,32.1,37  K F  K F .K F .K Fv  1,32.1,37.1,1  1,99. Vậy: 2.9953,5.1,99.0,581.0,768.3,77 F   60[MPa] 1 30.29,63.1,25 Và: 60.3,6 F   67,3[MPa] 2 3,77 Với m = 1,25, YS = 1,08- 0,0695ln1,25 = 1,065 Chế tạo bánh răng bằng dao phay nên YR = 1 Do da < 400mm nên KxF = 1 khi đó  F1    F 1sb .YS .YR .K xF  257,14.1,065.1.1  274MPa  F 2    F 2sb .YS .YR .K xF  241,7.1,065.1.1  257,4MPa  F1=60MPa < [F1]1 = 274 Mpa; và  F2=57,3MPa < [F2]2 = 257,4 Mpa Do vây bánh răng đảm bảo điều kiện bền về uốn. 2.1.3.1.5.Kiểm nghiệm về quá tải: Ứng suất tiếp cực đại: Công thức 6.48:  H max   H . k qt  [ H ]max . Tmax k qt - hệ số quá tải : k qt   1,3. Tdn   H 1max  353,2. 1,3  402,7  [ H ]max  1260[MPa]. Ứng suất uốn cực đại công thức 6.49:  F max   F .k qt  60.1,3  78[MPa]  [ F ]max  464[MPa]. 1 1 1 12
F 2 max   F2 .k qt  57,3.1,3  74,5[MPa]  [ F 2 ]max  360[MPa]. 2.1.3.1.6. Các thông số hình học và kích thước bộ truyền cấp nhanh : - Khoảng cách trục: aw1 =100[mm]. - Mô đun pháp: m12 = 1,25. - chiều rộng vành răng: bw =30[mm]. - Tỉ số truyền : um12 = 5,75. - Góc nghiêng của răng:  = 32028’. - Số răng các bánh răng: z1 = 20 ; z2 = 115 - Hệ số dịch chỉnh: x1 = 0 ; x2 = 0. Theo bảng 6.11: - Đường kính vòng chia : m12 .z1 1,25.20 d1    29,63[mm] cos  cos32 o 28' m .z 1,25.115 d 2  12 2   170,37[mm] cos  cos32 o 28' -Đường kính vòng lăn: dw1=2aw1(um12+1)=2.100/(5,75+1)=29,63 mm dw2=dw1.um12=170,37 mm - Đường kính đỉnh răng : d a  d1  2.(1  x  y).m12  29,63  2.(1  0  0).1,25  32,13mm 1 d a2  d 2  2.(1  x  y).m12  170,37  2.(1  0  0).1,25  172,87mm - Đường kính đáy răng: d f1  d1  (2,5  2.x1 ).m12  29,63  (2,5  0).1,25  26,505mm d f 2  d 2  (2,5  2.x2 ).m12  170,37  (2,5  0).1,25  167,245mm -Đường kính vòng cơ sở: db1=d1cosα=29,63.cos200=27,843 mm db2=d2cosα=170,37.cos200=160,095 mm -Góc profil gôc: α= 200; -Góc profil răng: αt= 23020’ -Góc ăn khớp: αtw= 23020’ -Hệ số dịch chỉnh xt1=xt2=0 2.1.3.2. Đối với cấp chậm.( Bánh răng thẳng) 2.1.3.2.1. Các thông số cơ bản của bộ truyền. Khoảng cách trục aw2 Theo công thức (6.15a): T2 .k H a w2  K a .(u 2  1)3 [ H ]2 .u 2 . ba 2 13
T2=109484,6 (Nmm); và tra Bảng 6.5 ta có: Ka=49,5;  ba -hệ số chọn theo bảng 6.6:  ba  0,3  0,5 .chọn  ba =0,5 k H - hệ số khi xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng khi tính theo sức bền tiếp xúc . Chọn theo bảng 6.7 với  bd  0,53. ba .(u1  1)  0,53.0,5.(3,188  1)  1,11 Chọn được K H . =1,035 109484 ,6.1,035  a w2  49,5.(3,188  1).3  138[mm]. 490,9 2.3,188.0,5 Chọn aw2=140 mm Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ dw3: dw3=2.aw2/(u2+1)=2.140/(3,188+1)=66,86 (mm) Đường kính vòng lăn bánh răng lớn dw4: dw4= dw21.u2=66,86.3,188=213,15 2.1.3.1.2.Các thông số ăn khớp. - Xác định môđun m: m34=(0,01  0,02) aw2 =1,40  2,80 Theo bảng 6.8: Chọn m34=2. -Xác định số răng Công thức 6.31 ta có: số răng bánh nhỏ: 2.aw2 2.140 Z3    33,4 m34 .(u 2  1) 2(3,188  1) Chọn z3=33(răng) Số răng bánh lớn Z4=u2.Z3=3,188.33=105,2(răng) Chọn z4=105 răng Zt2=Z3+Z4=33+105=138 Tỷ số truyền thực: Z 105 um2  4   3,182 Z 3 33 Sai lệch tỷ số truyền : u  um2 3,188  3,182 u  2 100%  .100%  0,2% u2 3,188 Tính lại khoảng cách trục aw: aw2 = m34.(Z3+Z4)/2 = 2.138/2 =138 mm chọn aw2=140 mm Để đảm bảo khoảng cách trục aw2=140 mm ta phải cắt răng có dịch chỉnh . hệ số dịch tâm y: 14
y= aw2/m-0.5.Zt=140/2-0.5.138=1 hệ số ky: ky=1000y/Zt=1000.1/138=7,2. Từ ky ta tra bảng 6.10a được kx=0,449 kx=1000Δy/Zt  Δy=0,449.138/1000=0,062 Tổng hệ số dịch chỉnh xt=y+ Δy=1+0,062=1,062 Hệ số dịch chỉnh bánh răng 3 và bánh răng 4: x3=0,5[xt-(Z4-Z3)y/Zt]= 0,5[1,062-(105-33).1/138]=0,27 x4=xt-x3=1,062-0,27=0,792 góc ăn khớp: cosαtw=ztm34cosα/(2aw)=138.2.cos200/(2.140)=0,9263  αtw=2208' 2.1.3.1.3.kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc Công thức 6.33: 2.T1 .K H .(u  1)  H  Z M .Z H .Z  . 2  [ H ]. b.u.d w1 ZM –Hệ số xét đến cơ tính của vật liệu bánh răng Bảng 6.5: Zm = 274[MPa] 1/3 . ZH –hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc Z H  2. cos  b / sin 2 tw  b - Góc nghiêng răng trên mặt trụ cơ sở tg b  cos t .tg .=0   b =0 ở đây : αt –góc profil răng. αtw là góc ăn khớp. 2  ZH   1,693  sin 2.22 08'  Zε-hệ số xét đến sự trùng khớp của hai bánh răng , xác định theo hệ số trùng khớp dọc   . bw . sin    =0 ; với bw là bề rộng vành răng. m. bw3= ba .aw2=0,5.140=70 Khi đó theo công thức (6.36a): Z   (4    ) / 3 . Với εα -hệ số trùng khớp ngang ,có thể tính gần đúng theo công thức:   1 1   1 1     1,88  3,2    cos   1,88  3,2    cos0  1,753.   z1 z 2    33 105  15
 Z   (4  1,753) / 3  0,865. KH –hệ số tải trọng khi tính toán tiếp xúc K H  K H .K H .K Hv . Với K H =1,035 là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng. (tra bảng 6.7). K H =1,13 -hệ số xét đến sự phân bố không dều tải trọng do các đôi răng cùng ăn khớp. tra bảng (6.14). với vận tốc vòng v, tính theo công thức: v=πdw3n1/60000 (m/s) v=3,14.66,86.249,12/60000=0,872m/s K Hv - hệ số kể đến tải trọng động tác dụng lên vùng ăn khớp. Công thức 6.41:  H .bw3 .d w3 K Hv  1  . 2.T2 .K H .K H T2-momen xoắn trên trục 2. T2=109484,6(Nmm)  H   H .g o .v. a w / u .  H -hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp. Tra bảng 6.15:  H =0,002. go-hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng tra bảng 6.16, với vận tốc vòng v=0,872 (m/s) ta chọn cấp chính xác theo mức làm việc êm là 9. ( tra bảng 6.13) ta có: go = 73.   H  0,002.73.0,872. 140 / 3,182  0,844. 0,844.70.66,86  K Hv  1   1,021. 2.109484 ,6.1,035.1,13  K H  1,035.1,13.1,021  1,194. 2.109484 ,6.1,194.(3,182  1)  H  274.1,693.0,865.  420,5[MPa] 70.3,182.66,86 2 Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép ; Với v=0,872(m/s)
2.1.3.1.4. kiểm nghiệm răng về độ bền uốn . Công thức 6.43: 2.T1..K F .Y .Y .YF 3  F3    F 3 bw .d w2 .m  Y  F4  F 3 F 4  [ F ]4 YF 3 trong đó 1 1 Y    0,7855 (hệ số kể đến sự trùng khớp, với εα là hệ số  1,273 trùng khớp ngang). Y  1 (hệ số kể đến độ nghiêng của răng). YF , YF - hệ số dạng răng của bánh 1 và 2 phụ thuộc vào số răng Z3, Z4 1 2 YF  3,54. Tra bảng 6.18,với hệ số dịch chỉnh x3=0,27;x4=0,79 ta có:  3 YF2  3,47. K F - hệ số tải trọng khi tính về uốn. K F  K F .K F .K Fv . K F - hệ số xét đến sự phân bố không dều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính tra bảng 6.7 với ψbd=1,11: K F =1,065. K F - hệ số xét đến sự phân bố không dều tải trọng cho các đôi răng đồng thời khi tính về uốn bảng 6.14, với cấp chính xác về mức làm việc êm là 9, ta có: K F =1,37. K Fv - hệ số kể đến tải trọng động trong vùng ăn khớp:  F .bw .d w K Fv  1  . 1 2.T .K F .K F aw  F   F .g 0 .v. . u  F  0,006 . (bảng 6.15). g 0  73 . (bảng 6.16). v=0,872 (m/s) 140   F  0,006.73.0,872.  2,533. 3,182 2,533.70.66,86  K Fv  1   1,037 2.109484 ,6.1,065.1,37  K F  K F .K F .K Fv  1,065.1,37.1,037  1,513. Vậy: 17
2.109484 ,6.1,513.0,7855 .1.3,54 F  1 70.66,86.2  98,4[MPa] Và: 98,4.3,47 F   95,5[MPa] 4 3,54 Với m = 2, YS = 1,08- 0,0695ln2 = 1,032 Chế tạo bánh răng bằng dao phay nên YR = 1 Do da < 400mm nên KxF = 1 khi đó  F 3   F 3sb .YS .YR .K xF  257,14.1,032.1.1  265,4MPa  F 4   F 4sb .YS .YR .K xF  241,7.1,032.1.1  249,4MPa  F3=98,4MPa < [F]3 = 265,4 Mpa; và  F4=95,5MPa < [F]4 = 249,4 Mpa Do vậy bánh răng đảm bảo điều kiện bền về uốn. 2.1.3.1.5.Kiểm nghiệm về quá tải: Ứng suất tiếp xúc cực đại: Công thức 6.48:  H max   H . k qt  [ H ]max .  H ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng  H = 479,3MPa; T k qt - hệ số quá tải : k qt  max  1,3. Tdn   H 3 max  479,3. 1,3  546,5  [ H ]4 max  1260[MPa]. Ứng suất uốn cực đại công thức 6.49:  F   F .k qt  98,4.1,3  127,9[MPa]  [ F ]max  464[MPa]. 3 max 3 1  F max   F .k qt  95,5.1,3  124,15[MPa]  [ F 2 ]max  360[MPa]. 4 4 2.1.3.1.6. Các thông số hình học và kích thước bộ truyền cấp chậm: - Khoảng cách trục: aw = 140[mm]. - Mô đun pháp: m =2. - chiều rộng vành răng: bw =70[mm]. - Tỉ số truyền : um = 3,182. - Góc nghiêng của răng:  = 00. - Số răng các bánh răng: Z3 = 33 ; Z4 = 105. - Hệ số dịch chỉnh: x3 = 0,27 ; x4 = 0,79. Theo bảng 6.11: - Đường kính vòng chia : d3=m34.Z3=2.33=66 mm 18
d4=m34.Z4=2.105=210 mm -Đường kính vòng lăn: dw3=2aw2(um34+1)=2.140/(3,182+1)=66,954 mm dw4=dw3.um34=213,048 mm - Đường kính đỉnh răng : d a3  d 3  2.(1  x3  y).m  66  2.(1  0,27  0,062).2  70,832mm  d  d  2.(1  x  y).m  210  2.(1  0,79  0,062).2  216,912mm  a4  4 4 - Đường kính đáy răng: d f 3  d 3  (2,5  2.x3 ).m34  66  (2,5  2.0,27).2  62,08mm   d f 4  d 4  (2,5  2.x4 ).m34  210  (2,5  2.0,79).2  208,16mm  -Đường kính vòng cơ sở: db3=d3cosα=66.cos200=62,02 mm db4=d4cosα=210.cos200=197,335 mm -Góc profil gôc: α= 200; -Góc profil răng: αt= 200 -Góc ăn khớp: αtw= 2208’ -Hệ số dịch chỉnh xt3=0,27;xt4=0,79. Như vậy ta có bảng thông số chính của bộ truyền: Các thông số cơ bản của Ký hiệu Bộ truyền cấp nhanh Bộ truyền cấp chậm bộ truyền bánh răng Bánh chủ Bánh bị Bánh chủ Bánh bị động động động động Modul. m 1.25 1.25 2 2 Số răng z 20 115 33 105 Hệ số chiều rộng vành răng  ba 0,3 0,3 0,5 0,5 Chiều rộng vành răng bw 30 30 70 70 Đường kính vòng chia d 29,63 170,37 66 210 Đườn kính vòng lăn dw 29,63 170,37 66,954 213,048 Đường kính đỉnh răng da 32,13 172,87 70,832 216,912 Đường kính chân răng df 26,505 167,245 62,08 208,16 Đường kính vòng cơ sở db 27,843 160,095 62,02 197,335 Góc nghiêng của răng  32028’ 32028’ 0 0 Hệ số dịch chỉnh xt 0 0 0,27 0,79 2.1.4 Sơ đồ đặt lực chung: 19
Fr1 F'r1 Fa1 F'a1 Ft2 F't2 x Ft1 F't1 Fa2 F'a2 z O Fr2 Ft3 F'r2 Fr3 y F Ft4 Fr4 v Ft Đối với bộ truyền phân đôi cấp nhanh, ta có Fa1+F’a1=0 và Fa2+F’a2=0 Nghĩa là lực dọc trục bị triệt tiêu. 2.2 TÍNH BỘ TRUYỀN XÍCH Các thông số ban đầu: P3=2,756; n3=78,143 vòng/phút; T3=336815,8 2.2.1. Chọn loại xích Vì tải trọng không lớn, và vận tốc nhỏ, nên ta chọn xích ống con lăn. Xích ống con lăn có độ bền cao hơn xích ống và dễ chế tạo hơn xích răng. Được dùng rộng rãi trong kỹ thuật. 2.2.2. Các thông số của bộ truyền xích. Với tỷ số truyền của bộ truyền xích ux=3, ta chọn số răng đĩa xích nhỏ là: Zx1 = 25 20