Thiết kế môn học chi tiết máy

Chia sẻ: Vu Van Tu | Ngày: | Loại File: DOC | Số trang:30

Thêm vào BST

Báo xấu

255
lượt xem 63
download

Download Vui lòng tải xuống để xem tài liệu đầy đủ

Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền. Các thông số cho trước Lực kéo xích tải F: 1100 (KG) Vận tốc xích tải V: 0,2 (m/s) Bước xích tải t : 100 (mm) Số răng đĩa xích tải z :10 Thời gian phục vụ :5 năm Sai số vận tốc cho phép 4.Hiệu suất bộ truyền xích h1=0,93 Hiệu suất của các cặp bánh răng trụ h2=0.972=09409 Hiệu suất của nối trục di động h3=0,99

Chủ đề:

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

Lưu

Nội dung Text: Thiết kế môn học chi tiết máy

Thiết kế môn học chi tiết máy Đề 8.8: Thiết kế trạm dẫn động xích tải I/ Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền 1. Các thông số cho trước Lực kéo xích tải F: 1100 (KG) Vận tốc xích tải V: 0,2 (m/s) Bước xích tải t : 100 (mm) Số răng đĩa xích tải z :10 Thời gian phục vụ :5 năm Sai số vận tốc cho phép 4 2. Chọn các thông số Hiệu suất bộ truyền xích η1=0,93 Hiệu suất của các cặp bánh răng trụ η2=0.972=09409 Hiệu suất của nối trục di động η3=0,99 Hiệu suất của các ổ lăn η4=0.993=0,9703 Hiệu suất của toàn bộ hệ thống η=η1. η2. η3. η4=0,93.0,9409.0,99.0,9703=0,8406 3. Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền Công suất tính toán của động cơ : vì tải trọng không đổi nên Pt=Plv=F.V/1000=1100.9,81.0,2/1000=2,1582 (KW) Công suất cần thiết của động cơ: Pct=Pt/η=2,1582/0,8406=2,5674 (KW) Số vòng quay của trục xích tải: nlv=60000.V/(z.t)=60000.0,2/(10.100)=12 (v/p) Chọn tỷ số truyền hệ thống ut=58 Số vòng quay sơ bộ của động cơ : nsb=nlv.ut=12.58=696 (v/p) Chọn nđb=750(v/p) . Ta chọn được động cơ điện: Động cơ 4A112MB8Y3 có các đặc tính sau: Công suất động cơ Pđc=3 (KW) Số vòng quay động cơ nđc=701 (v/p) Cosϕ=0,74 ; η=79 Tmax T T = 2,2 ; K = 1,8 > max = 1,3 (yêu cầu của hộp giảm tốc) Tdn Tdn T Vậy chọn động cơ thỏa mãn về tính khởi động 1
II/ Tính toán thiết kế bộ truyền 1. Phân phối tỷ số truyền Tỷ số truyền hệ thống ut=nđc/nlv=701/12=58,4167 ut=uh.un Với uhvà un lần lượt là tỷ số truyền của hộp số và bộ truyền ngoài u 58,4167 Chọn un=2,921 → uh= u = 2,921 ≈ 20 t n Hộp giảm tốc 2 cấp nên uh=u1.u2 Với u1 là TST của cấp nhanh u2 là TST của cấp chem. Tra bảng ta có u1=5,69 ; u2=3,51 2. Tính công suất , momem và số vong quay trục Đối với trục động cơ có Pđc=3 (KW) ; nđc=701 (v/p) Pđc 3 T = 9,55.10 6. = 9,55.10 6. = 40870,18 (Nmm) n đc 701 Đối với trục thứ nhất (I) P1=Pct. ηol. η3=2,5674.0,99.0,99=2,5163 (KW) n1=nđc=701 (v/p) (vì động cơ nối với trục sơ cấp của hộp giảm tốc thông qua nối trục) P1 2,5163 T1 = 9,55.10 6. = 9,55.10 6. = 34280,54 (KW) n1 701 Đối với trục thứ hai (II) P2=P1. ηol. ηBr=2,5163.0,98.0,99=2,4413 (KW) n2=n1/u1=701/5,69=123,198 (v/p) P2 2,4413 T2 = 9,55.10 6. = 9,55.10 6. = 189243,45 (Nmm) n2 123,198 Đối với trục thứ ba (III) P3=P2. ηol. ηBr=2,4413.0,98.0,99=2,3685 (KW) n3=n2/u2=123,198/3,51=35,1 (v/p) P3 2,3685 T3 = 9,55.10 6. = 9,55.10 6. = 644420,94 (Nmm) n3 35,1 Từ các kết quả trên ta có bảng số liệu sau: 2
Trụ Động cơ I II III c Thông số Công suất 3 2,5163 2,4413 2,3685 P(KW) Số vòng quay 701 701 123,198 35,1 n(v/p) Monen xoắn 40870,1 34280,5 189243,4 644420,94 T(Nmm) 8 4 5 Tỷ số truyền u 1 5,69 3,51 3. Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng 3.1/ Bộ truyền cấp nhanh 3.1.1/Chọn vật liệu chế tạo Do yêu cầu của hộp giảm tốc không quá đặc biệt nên ta chọn vật liệu như sau: Bánh nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện : Độ cứng HB1=285 Giới hạn bền σ b1 = 850( MPa ) Giới hạn chảy σ ch1 = 580( MPa ) Bánh lớn : Thép 45 tôi cải thiện : Độ cứng HB2=230 Giới hạn bền σ b 2 = 750( MPa ) Giới hạn chảy σ ch 2 = 450( MPa ) 3.1.2/Xác định các ứng suất cho phép σ 0 H lim = 2.HB + 70; S H = 1,1 σ 0 F lim = 1,8HB; S F = 1,75 σ 0 H lim : ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với chu kỳ cơ sở σ 0 F lim : ứng suất uốn cho phép ứng với chu kỳ cơ sở SH,SF Hệ số an toàn khi tính tiếp xúc và uốn Bánh nhỏ : σ 0 Hli m1 =2.HB1+70=2.285+70=640 (MPa) σ 0 F lim 1 =1,8HB1=1,8.285=513 (MPa) 3
Bánh lớn : σ 0 Hli m 2 =2.HB2+70=2.230+70=530 (MPa) σ 0 F lim 2 =1,8HB2=1,8.230=414 (MPa) [σ H ] = σ 0 H lim .K HL / S H [σ F ] = σ 0 F lim .K FC / S F [σ H ]; [σ F ] Là ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép KFC: Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải KFC=1khi đặt tải một phía (bộ truyền quay một chiều) KHL,KFL: Hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền được xác định theo công thức N HO K HL = mH N HE N FO K FL = mF N FE mH;mF : Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn mH=6;mF=6 vì HB=285 NHO1 vậy KHL1=1 NHE2 > NHO2 vậy KHL2=1 NFE1 > NFO1 vậy KFL1=1 NFE2 > NFO2 vậy KFL2=1 Vậy ta có kết quả Bánh nhỏ : [σ H 1 ] = 640.1 / 1,1 = 581,8( MPa ) [σ F 1 ] = 513.1.1 / 1,75 = 293,1( MPa ) Bánh lớn : [σ H 2 ] = 530.1 / 1,1 = 481,8( MPa ) [σ F 2 ] = 414.1.1 / 1,75 = 236,6( MPa ) [σ ] + [σ H 2 ] = 581,8 + 481,8 = 531,8( MPa ) Vậy [σ H ] = H 1 2 2 Kiểm tra :1,25. [σ H ] mim = 481,8.1,25 = 602,25 > [σ H ] = 531,8( MPa ) thỏa mãn 4
Ta có các ứng suất cực đại cho phép là : [σ H 1 ] max = 2,8.σ ch1 = 2,8.580 = 1624( MPa ) [σ H 2 ] max = 2,8.σ ch 2 = 2,8.450 = 1260( MPa ) [σ F 1 ] max = 0,8.σ ch1 = 0,8.580 = 464( MPa ) [σ F 2 ] max = 0,8.σ ch 2 = 0,8.450 = 360( MPa ) 3.1.3Tính toán cấp nhanh a/ Xác định khoảng cách trục T1 .K Hβ 1 a w1 = K a .( u1 + 1).3 [σ H ] 2 .u1 .ψ ba1 Trong đó: Ka : Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp răng Ka = 43 (MPa)1/3 K Hβ : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc bw1 ψ ba1 = = 0,3 (tra bảng) a w1 ψ bd 1 = 0,53.ψ ba1 .( u1 + 1) = 0,53.0,3.( 5,69 + 1) = 1,0637 → K Hβ = 1,04 (tra bảng) Vậy khoảng cách trục sơ bộ sẽ là: 34280,54.1,04 a w1 = 43.( 5,69 + 1).3 = 120,69( mm ) 531,8 2.5,69.0,3 Lấy a w1 = 121 (mm) b/ Xác định các thông số ăn khớp Xác định modun pháp tuyến m1 = ( 0,01 ÷ 0,02) a w1 = 1,21 ÷ 2,24 Lấy m1 = 1,5 Xác định số răng góc nghiêng và hệ số dịch chỉnh : Ta có quan hệ : a w1 = m1 ( z1 + z 2 ).2 cos β Chọn sơ bộ β = 150 2.a w1 . cos β 2.121. cos15 → z1 = = = 23,29 lấy z1 = 23 m1 ( u1 + 1) 1,5.( 5,69 + 1) z2=u1.z1=5,69.23=130,87 lấy z2 = 131 zt = z1 + z2 =23+131 = 154 m1 .z t 1,5.154 cosβ = 2.a = 2.121 = 0,9545 → β = 17.34 0 w1 c/ Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc ( ) σ H 1 = z M 1 .z H 1 .z ε 1 . 2.T1 .K H ( u1 + 1) / bw1 .u1 .d w1 2 ≤ [σ H ] 5
zM1: Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp zM1 = 274 (Mpa)1/3 zH1 : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc z H 1 = 2. cos β b1 / sin 2α tw1 βb1: góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở tgβb1 = cosαt1. tgβ1 Với αt1 , αtw1 ta tra bảng α : góc profin gốc α=20 αt1 góc profin răng αtw1 góc ăn khớp Vì là bánh răng nghiêng nên việc dịch chỉnh không mang lại hiệu quả cao mà làm giảm khá nhiều hệ số trùng khớp nên ta không dịch chỉnh αtw1 = αt1 = arctg(tgα/cosβ) = arctg(tg20/cos17,34)=20,870 βb1 = arctg(cos20,87.tg17,34)=16,2670 zH1= 2. cos16,267 / sin ( 2.20,87 ) = 1,6982 εβ1 : hệ số trùng khớp dọc εβ1 = bw1 . sinβ/ (m1.π) bw1 chiều rộng vành răng bw1= aw1.ψba1=0,3.121=36,3 εβ1 = 36,3.sin17,34/(1,5.π)= 2,3148 >1 1 ⇒ hệ số kể đến sự trùng khớp của răng zε1= ε α1   1 1   1  1 Với ε α 1 = 1,88 − 3,2 +  cos β = 1,88 − 3,2. +  cos17,34 = 1,6384    z1 z 2   23 131    1 zε 1 = = 0,78125 1,6384 Đường kính bánh nhỏ : dw1 = 2aw1/(u1+1)=2.121/(5,69+1)=36,17(mm) KH1 : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc KH1 = KHβ1. KHα1 . KHv1 KHα1 : Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều cho các đôi răng đồng thời ăn khớp π .d w1 .n1 π .36,17.701 = 1,3276( m / s ) V1 = = 60000 60000 Ta chọn cấp chính xác 9 tra bảng ta có KHα1 = 1,13 KHv1 Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp ν H 1 .bw1 .d w1 K Hv1 = 1 + 2.T1 .K Hβ 1 .K Hα 1 a w1 Trong đó ν H 1 = δ H 1 .g 0 .V1 . u1 δH1 : Hệ số kể đến sự ảnh hưởng của sai số ăn khớp tra bảng δH1 = 0,002 6
g0 : Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng bánh 1 và 2 g0= 73 121 → ν H 1 = 0,002.73.1,3276. = 0,8938 5,69 0,8938.36,3.36,17 → K Hv1 = 1 + = 1,0146 2.34280,54.1,04.1,13 ⇒ K H 1 = 1,04.1,13.1,0146 = 1,1923 2.34280,54.1,1923.( 5,69 + 1) = 517,1495( MPa ) ⇒ σ H 1 = 274.1,6982.0,78125. 36,3.5,69.36,17 2 Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép Với V1 = 1,3276 (m/s) < 5(m/s)và cấp chính xác động học là 9 zv = 1 với da < 700 (mm) KxH = 1 , ta chọn cấp chính xác tiếp xúc là 8 thì độ nhấp nhô Ra = 2,5 ÷ 1,25 , do đó zR = 0,95 ⇒ [σ H ] t = [σ H 1 ].z v .z R .K xH = 581,8.1.0,95.1 = 522,71 Vậy σ H 1 < [σ H ] t thỏa mãn về độ bền tiếp xúc d/Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn Ta có σ F 1 = 2.T1 .K F 1 .Yε 1 .Yβ 1 .YF 1 /(bw1 .d w1 .m1 ) Tra bảng KFβ1 = 1,08 KFα1 = 1,37 (cấp chính xác 9) a w1 121 ν F 1 = δ F 1 .g 0 .V1 . = 0,006.73.1,3276. = 2,6815 u1 5,69 ν F 1 .bw1 .d w1 2,6815.36,3.36,17 K Fv1 = 1 + = 1+ = 1,0347 2.T1 .K Fβ 1 .K Fα 1 2.34280,54.1,08.1,37 KF1= KFβ1. KFα1 . KFv1=1,08.1,37.1,0347=1,5309 Với εα1 = 1,6384 Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng 1 1 Yε 1 = = = 0,6103 ε α 1 1,6384 β 17,34 Yβ 1 = 1 − = 1− = 0,8761 : Hệ số kể đến độ nghiêng của răng 140 140 Số răng tương đương là: z1 23 z v1 = = = 26,444 cos β cos 17,34 3 3 z2 131 = = = 150,616 zv 2 cos β cos 3 17,34 3 Tra bảng YF1 = 3,8 ; YF2 = 3,6 Với m1 = 1,5 thì Ys1 = 1,08-0,0695ln(1,5)=1,0518 YK1 = 1 : Bánh răng phay KxF1 = 1 (da
108,28.3,6 = 102,58 < [σ F 2 ] σ F2 = 3,8 Thỏa mãn điều kiệm uốn e/Kiểm nghiệm răng về độ quá tải Tmax Với K qt = = 1,3 T = σ H 1 K qt = 517.1495. 1,3 = 589,64 < [σ H 1 ] max = 1624( MPa) σ H 1 max σ F 1 max = σ F 1 K qt = 108,28 1,3 = 123,4581 < [σ F 1 ] = 464( MPa ) σ F 2 max = σ F 2 K qt = 102,58 1,3 = 116,9591 < [σ F 1 ] = 360( MPa ) Vậy kết quả kiểm nghiệm theo quá tải cũng thỏa mãn f/Kết quả cặp bánh răng cấp nhanh là : Khoảng cách trục aw1 = 121 (mm) Modun pháp tuyến m1 = 1,5 (mm) Chiều rộng vành răng bw1 = 36,3(mm) Tỷ số truyền u1 = 5,69 Góc nghiêng của răng β1 = 17,340 Số răng của bánh răng z1 = 23 ;z2 = 131 Hệ số dịch chỉnh x=0 ; y=0 Đường kính vòng tròn chia d = m.z/cosβ 1,5.23 = 36,1425( mm ) → d1 = cos17,34 1,5.131 = 205,8555( mm ) → d2 = cos17,34 Đường kính đỉnh răng da = d + 2(1+x-∆ y).m → d a1 = 39,1425( mm ) → d a 2 = 208,8555( mm ) Đường kính đáy răng df = d – (2,5-2x).m df1 = 32,3925(mm) df2 = 202,1055(mm) 3.2/ Bộ truyền cấp chậm 3.2.1/Chọn vật liệu chế tạo Do yêu cầu của hộp giảm tốc không quá đặc biệt nên ta chọn vật liệu như sau: Bánh nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện : Độ cứng HB1=285 Giới hạn bền σ b1 = 850( MPa ) Giới hạn chảy σ ch1 = 580( MPa ) Bánh lớn : Thép 45 tôi cải thiện : Độ cứng HB2=230 Giới hạn bền σ b 2 = 750( MPa ) Giới hạn chảy σ ch 2 = 450( MPa ) 3.2.2/Xác định các ứng suất cho phép 8
σ 0 H lim = 2.HB + 70; S H = 1,1 σ 0 F lim = 1,8HB; S F = 1,75 σ 0 H lim : ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với chu kỳ cơ sở σ 0 F lim : ứng suất uốn cho phép ứng với chu kỳ cơ sở SH,SF Hệ số an toàn khi tính tiếp xúc và uốn Bánh nhỏ : σ 0 Hli m1 =2.HB1+70=2.285+70=640 (MPa) σ 0 F lim 1 =1,8HB1=1,8.285=513 (MPa) Bánh lớn : σ 0 Hli m 2 =2.HB2+70=2.230+70=530 (MPa) σ 0 F lim 2 =1,8HB2=1,8.230=414 (MPa) [σ H ] = σ 0 H lim .K HL / S H [σ F ] = σ 0 F lim .K FC / S F [σ H ]; [σ F ] Là ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép KFC: Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải KFC=1khi đặt tải một phía (bộ truyền quay một chiều) KHL,KFL: Hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền được xác định theo công thức N HO K HL = mH N HE N FO K FL = mF N FE mH;mF : Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn mH=6;mF=6 vì HB=285 NHO1 vậy KHL1=1 NHE2 > NHO2 vậy KHL2=1 NFE1 > NFO1 vậy KFL1=1 NFE2 > NFO2 vậy KFL2=1 Vậy ta có kết quả Bánh nhỏ : 9
[σ H 1 ] = 640.1 / 1,1 = 581,8( MPa ) [σ F 1 ] = 513.1.1 / 1,75 = 293,1( MPa ) Bánh lớn : [σ H 2 ] = 530.1 / 1,1 = 481,8( MPa ) [σ F 2 ] = 414.1.1 / 1,75 = 236,6( MPa ) [σ ] = [σ H 1 ] + [σ H 2 ] = 581,8 + 481,8 = 531,8( MPa ) Vậy H 2 2 Kiểm tra :1,25. [σ H ] mim = 481,8.1,25 = 602,25 > [σ H ] = 531,8( MPa ) thỏa mãn Ta có các ứng suất cực đại cho phép là : [σ H 1 ] max = 2,8.σ ch1 = 2,8.580 = 1624( MPa ) [σ H 2 ] max = 2,8.σ ch 2 = 2,8.450 = 1260( MPa ) [σ F 1 ] max = 0,8.σ ch1 = 0,8.580 = 464( MPa ) [σ F 2 ] max = 0,8.σ ch 2 = 0,8.450 = 360( MPa ) 3.2.3Tính toán cấp chậm a/ Xác định khoảng cách trục T2 / 2.K Hβ 2 a w 2 = K a .( u 2 + 1).3 [σ H ] 2 .u 2 .ψ ba 2 Trong đó: Ka : Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp răng Ka = 43 (MPa)1/3 K Hβ : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc bw 2 ψ ba 2 = = 0,3 (tra bảng) a w2 ψ bd 2 = 0,53.ψ ba 2 .( u 2 + 1) = 0,53.0,3.( 3,51 + 1) = 0,7171 → K Hβ = 1,12 (tra bảng) Vậy khoảng cách trục sơ bộ sẽ là: 94621,72.1,12 a w 2 = 43.( 3,51 + 1).3 = 137,4272( mm ) 531,8 2.3,51.0,3 Lấy a w 2 = 138(mm) b/ Xác định các thông số ăn khớp Xác định modun pháp tuyến m2 = ( 0,01 ÷ 0,02) a w 2 = 1,38 ÷ 2,76 Lấy m2 = 2 Xác định số răng góc nghiêng và hệ số dịch chỉnh : Ta có quan hệ : a w 2 = m2 ( z1 + z 2 ).2 cos β Chọn sơ bộ β = 350 2.a w 2 . cos β 2.138. cos 35 → z1 = = = 25,06 lấy z1 = 25 m2 ( u 2 + 1) 2.( 3,51 + 1) z2=u2.z1=3,51.25=87,75 lấy z2 = 88 zt = z1 + z2 =25+88 = 113 10
m2 .z t 2.113 cosβ = 2.a = 2.138 = 0,8188 → β = 35,031 0 w2 c/ Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc ( ) σ H 2 = z M 2 .z H 2 .z ε 2 . 2.T2 .K H ( u 2 + 1) / bw 2 .u 2 .d w2 2 ≤ [σ H ] zM2: Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp zM2 = 274 (Mpa)1/3 zH2 : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc z H 2 = 2. cos β b 2 / sin 2α tw 2 βb2: góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở tgβb2 = cosαt2. tgβ2 Với αt2 , αtw2 ta tra bảng α : góc profin gốc α=20 αt2 góc profin răng αtw2 góc ăn khớp Vì là bánh răng nghiêng nên việc dịch chỉnh không mang lại hiệu quả cao mà làm giảm khá nhiều hệ số trùng khớp nên ta không dịch chỉnh αtw2 = αt2 = arctg(tgα/cosβ) = arctg(tg20/cos35,031)=23,960 βb2 = arctg(cos23,96.tg35,031)=32,640 zH2= 2. cos 32,64 / sin ( 2.23,96) = 1,5063 εβ2 : hệ số trùng khớp dọc εβ2 = bw2 . sinβ/ (m2.π) bw2 chiều rộng vành răng bw2= aw2.ψba2=0,3.138=41,4 εβ2 = 41,4.sin35,031/(2.π)= 3,7822 >1 1 ⇒ hệ số kể đến sự trùng khớp của răng zε2= εα2   1 1   1  1 Với ε α 2 = 1,88 − 3,2 +  cos β = 1,88 − 3,2. +  cos 35,031 = 1,4048    z1 z 2   25 88    1 zε 2 = = 0,8437 1,4048 Đường kính bánh nhỏ : dw2 = 2aw2/(u2+1)=2.138/(3,51+1)=61,1973(mm) KH2 : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc KH2 = KHβ2. KHα2 . KHv2 KHα2 : Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều cho các đôi răng đồng thời ăn khớp π .d w 2 .n2 π .61,1973.123,198 = 0,3947( m / s ) V2 = = 60000 60000 Ta chọn cấp chính xác 9 tra bảng ta có KHα2 = 1,13 KHv2 Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp ν H 2 .bw 2 .d w 2 K Hv 2 = 1 + 2.T2 .K Hβ 2 .K Hα 2 11
a w2 Trong đó ν H 2 = δ H 2 .g 0 .V2 . u2 δH2 : Hệ số kể đến sự ảnh hưởng của sai số ăn khớp tra bảng δH2 = 0,002 g0 : Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng bánh 1 và 2 g0= 73 138 → ν H 2 = 0,002.73.0,3947. = 0,3613 3,51 0,3613.41,4.61,1973 → K Hv 2 = 1 + = 1,0038 2.94621,72.1,12.1,13 ⇒ K H 2 = 1,12.1,13.1,0038 = 1,2704 2.94621,72.1,2704.( 3,51 + 1) = 490,6297( MPa ) ⇒ σ H 2 = 274.1,5063.0,8437. 41,4.3,51.61,19732 Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép Với V2 = 0,3613 (m/s) < 5(m/s)và cấp chính xác động học là 9 zv = 1 với da < 700 (mm) KxH = 1 , ta chọn cấp chính xác tiếp xúc là 8 thì độ nhấp nhô Ra = 2,5 ÷ 1,25 , do đó zR = 0,95 ⇒ [σ H ] t = [σ H 2 ].z v .z R .K xH = 581,8.1.0,95.1 = 522,71 Vậy σ H 1 < [σ H ] t thỏa mãn về độ bền tiếp xúc d/Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn Ta có σ F 2 = 2.T2 / 2.K F 2 .Yε 2 .Yβ 2 .YF 2 /(bw 2 .d w 2 .m2 ) Tra bảng KFβ2 = 1,08 KFα2 = 1,37 (cấp chính xác 9) a w2 138 ν F 2 = δ F 2 .g 0 .V2 . = 0,006.73.0,3613. = 0,9922 u2 3,51 ν F 2 .bw 2 .d w 2 0,9922.41,4.61,1973 =1+ = 1+ = 1,0089 K Fv 2 2.T2 .K Fβ 2 .K Fα 2 2.94621,72.1,08.1,37 KF2= KFβ2. KFα2 . KFv2=1,08.1,37.1,0089=1,4927 Với εα2 = 1,4048 Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng 1 1 Yε 2 = = = 0,7118 ε α 2 1,4048 β 35,031 = 1− = 1− = 0,7497 : Hệ số kể đến độ nghiêng của răng Yβ 2 140 140 Số răng tương đương là: z1 25 z v1 = = = 45,5344 cos β cos 35,031 3 3 z2 88 = = = 160,28 zv2 cos β cos 35,031 3 3 Tra bảng YF1 = 3,65 ; YF2 = 3,6 Với m2 = 2 thì Ys1 = 1,08-0,0695ln(2)=1,0318 YK1 = 1 : Bánh răng phay KxF1 = 1 (da
[σ F 1 ] = [σ F 1 ].YS1 .YK 1 .K xF1 = 293,1.1,0318.1.1 = 302,42 (MPa) [σ F 2 ] = 236,6.1,0318.1.1 = 244,12( MPa ) 2.94621,72.1,4927.0,7118.0,7497.3,65 = 108,58 < [σ F 1 ] σ F1 = 41,4.61,1973.2 108,58.3,6 = 107,0926 < [σ F 2 ] σ F2 = 3,65 Thỏa mãn điều kiệm uốn e/Kiểm nghiệm răng về độ quá tải Tmax Với K qt = = 1,3 T = σ H 2 K qt = 490,6297. 1,3 = 559,4 < [σ H 2 ] max = 1260( MPa) σ H 2 max σ F 1 max = σ F 2 K qt = 108,58 1,3 = 123,8 < [σ F 1 ] = 464( MPa ) σ F 2 max = σ F 2 K qt = 107,0926 1,3 = 122,1 < [σ F 1 ] = 360( MPa ) Vậy kết quả kiểm nghiệm theo quá tải cũng thỏa mãn f/Kết quả cặp bánh răng cấp chậm là : Khoảng cách trục aw2 = 138 (mm) Modun pháp tuyến m1 = 2 (mm) Chiều rộng vành răng bw2 = 41,4(mm) Tỷ số truyền u1 = 3,51 Góc nghiêng của răng β2 = 35,0310 Số răng của bánh răng z1 = 25 ;z2 = 88 Hệ số dịch chỉnh x=0 ; y=0 Đường kính vòng tròn chia d = m.z/cosβ 2.25 = 61,06( mm ) → d1 = cos 35,031 2.88 = 214,93( mm ) → d2 = cos 35,031 Đường kính đỉnh răng da = d + 2(1+x-∆ y).m → d a1 = 65,06( mm ) → d a 2 = 219,93( mm ) Đường kính đáy răng df = d – (2,5-2x).m df1 = 56,06 (mm) df2 = 209,93 (mm) 4. Tính bộ truyền xích Trục thứ nhất của hộp giảm tốc được nối với xích truyền động nên ta tiến hành đi tính bộ truyền xích 4.1Chọn loại xích Vì tải trọng nhỏ,vận tốc thấp nên dùng xích con lăn 4.2 Xác định các thông số của xích và bộ truyền P3 = 2,3685 (KW) n3 = 35,1 (v/p) Vì un = 2,921 ta chọn z1 = 25 z2 = un . z1 = 2,921.25 = 73,025
Công suất tính toán Ptt = P3.k.kz.kn Trong đó kz : Hệ số răng kz = 25/z1 =25/25 = 1 kn : Hệ số vòng quay Với n3 = 35,1 (v/p) kn = n01/n3 =50/35,1 =1,4245 k : hệ số từ các thành phần tổng hợp k = k0.ka.kđc.kbt.kđ.kc Trong đó k0 : Hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền ka :Hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích kđc : Hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích kbt : Hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn kđ : Hệ số tải trọng động kể đến tính chất của tải trọng kc : Hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền k0 =1,25 (đường nối tâm hai đĩa xích nghiêng góc >600) ka =1 (Khoảng cách trục hai đĩa xích = (30..50)t) kđc = 1(Vị trí trục được điều chỉnh bằng một trong các đĩa xích) kđ = 1,8 (Tải trọng va đập mạnh) kc =1,25 (làm việc 2 ca) kbt = 1,3 (Làm việc có bụi cấp II) ⇒ k = 1,25.1.1.1,8.1,25.1,3=3,63625 Vậy Ptt = 3,63625.2,3685.1.1,4245=12,2684 Tra bảng ta có bước xích t = 44,45 < pmax Ptt < [P]=14,7 thỏa mãn yêu cầu Khoảng cách trục sơ bộ asb = 30t= 30.44,45 = 1333,5(mm) Số mắt xích x = 2.a/t + (z1 + z2)/2 + (z2 – z1)2t/(4π2a) = 2.1333,5/44,45 + (25+73)/2 + (73-25)2.44,45/(4π2.1333,5)=110,94 Lấy chẵn x = 111 Tính lại khoảng cách trục a { } a = 0,25.t x − 0,5( z1 + z 2 ) + [ x − 0.5( z 2 + z1 ) ] 2 − 2[ ( z 2 − z1 ) / π ] 2 { } =0,25.44,45. 111 − 0,5( 25 + 73) + [111 − 0.5( 73 + 25) ] 2 − 2[ ( 73 − 25) / π ] 2 =1334,75 (mm) Để tránh hiện tượng căng xích ta lấy khoảng cách trục ngắn lại một đoạn ∆ a = (0,002…0,004)a = 4,75 Vậy khoảng cách trục a = 1330 (mm) Số lần va đập của xích i = z1.n3/(15x) = 25 . 35,1/(15.111) = 0,527 i < [i] = 15 4.3 Kiểm nghiệm xích về độ bền s = Q/(kđFt + F0 + Fv) ≥ [s] 14
Q : tải trọng phá hỏng 172,4.103 N kđ : hệ số tải trọng động kđ = 1,7(va đập mạnh) Ft = 1000.P3/v Với V = n3.z1.t/(60.1000)= 35,1.25.44,45/(60.1000) =0,65(m/s) Vậy Ft = 1000.2,3685/0,65=3643,84 (N) Fv : Lực căng do li tâm gây ra Fv = q. V2 q là khối lượng 1 mét xích q = 7,5 kg Do đó Fv = 7,5.0,652 = 3,1687 (N) F0 Lực căng do trọng lượng nhánh xích bi động sinh ra F0 = 9,81. kf . q.a = 9,81 .2. 7,5.1,33 = 195,7095 (N) Với kf là hệ số phụ thuộc vào độ võng của xích Vậy s = 172400/(1,7.3643,84+195,7095+3,1687)=26,96 > [s] = 7 Thỏa mãn yêu cầu 4.4 Tính các thông số của đĩa xích Đường kính vòng tròn chia: d1 = t/sin( π / z1 ) = 44,45/sin(π/25) = 353,72 (mm) d2 = t/sin( π / z 2 ) = 44,45/sin(π/73) = 1032,86 (mm) Đường kính vòng tròn đỉnh da1 = t. [ 0,5+ cotg(π/z1)] = 44,45.[0,5 + cotg(π/25)]=375,94(mm) da2 = t. [ 0,5+ cotg(π/z2)] = 44,45.[0,5 + cotg(π/73)]=1055,09(mm) Đường kính vòng tròn đáy: df1 = d1 - 2r r = 0,5025d1 + 0,05 = 0,5025.25,7 + 0,05=12,96 df1 = 353,72 – 2.12,96=327,8(mm) df2 = 1055,09 – 2.12,96=1029,17(mm) 4.5 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích σ H 1 = 0,47 k r .( Ft .k đ + Fvđ ).E / ( Ak d ) ≤ [σ H ] Với Ft = 3643,84 (N) Fvđ : Lực va đập trên m dãy xích Fvđ = 13.10-7.n1.t3.m = 13.10-7.35,1.44,453.1=4(N) kđ = 1,7 ; kd = 1 Hệ số phân bố tải trọng cho các dãy σ H 1 = 0,47 0,42.( 3643,84.1,7 + 4).2,1.10 5 / ( 473.1) = 505,29( MPa ) Với vật liệu là thép 45 có tôi cải thiện HB = 241 có [σ H ] = 850 (MPa) Với đĩa lớn thì kr = 0,2 → σ H 2 còn nhỏ hơn σ H 1 Cho nên ta có thể làm hai đĩa xích cùng vật liệu và nhiệt luyện Lực tác dụng lên trục : Vì với α = 700>600 nên ta có lực Fr tác dụng lên trục được tính theo công thức sau Fr = kx. Ft = 1,05.3643,84 =3826,032 (N) 5. Tính trục 5.1 Tính các đường kính trục sơ bộ Trục thứ nhất : Vì đường kính động cơ tra theo bảng dđc =32 (mm) Ta có thể lấy đường kính trục sơ bộ thứ nhất là d1sb = 0,8. dđc = 0,8.32 ≈ 26 (mm) 15
Trục thứ 2 và thứ 3 Ta có thể tính đường kính trục sơ bộ thứ 2 và thứ 3 theo công thức thực nghiệm d2sb = 0,3. aw1 = 0,3 . 121 ≈ 37(mm) d3sb = 0,3. aw2 = 0,3 . 138 ≈ 42 (mm) Từ các đường kính trục sơ bộ ta có thể xác định được chiều rộng ổ đỡ như sau : d1sb =26 → b01 = 17 (mm) d2sb =37 → b02 = 21 (mm) d3sb =42 → b03 = 23 (mm) với b01 , b02 , b03 : lần lượt là chiều rộng ổ đỡ trên trục thứ nhất thứ hai và thứ ba 5.2 Chiều dài trục thứ 2 Vì đây là hộp giảm tốc phân đôi cấp chậm nên ta phải xác định đường kính trục trung gian trước l22 = 0,5.(lm32 + b03) + k1 + k2 = 0,5.(1,2.42+23)+15+10=62 (mm) l23 = 0,5.(lm23 + b02)+ k1 + l22 = 0,5.(1,2.37+21)+15+62=110 (mm) l24 = 2.l23-l22 = 2.110-62=158 (mm) l21 = 2.l23 = 2.110=220 (mm) Trong đó l22, l23, l24 :lần lượt là khoảng cách từ tim ổ đỡ bên phải đến bánh răng thứ nhất, thứ hai, thứ ba trên trục thứ 2 l21 là khoảng cách giữa hai tim ổ đỡ trên trục thứ hai lm32 là chiều dài mayơ của bánh răng thứ nhất lắp trên trục 3 k1 là khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay k2 là khoảng cách từ mặt cạnh chi tiết quay đến mặt cạnh ổ 5.3 Chiều dài trục thứ ba Với các quy định như trên ta có thể tính được chiều dài trục thứ ba như sau l31 = l21 = 220 (mm) l32 = l22 = 62 (mm) l33 = l24 = 158 (mm) lc33 = 0,5.(lm33 + b03) +k1 +k3 = 0,5. (1,2.42+23)+15+15=67 (mm) Trong đó lc33 : là khoảng cách từ giữa then đến tim ổ đỡ k3 là khoảng cách từ mặt cạnh chi tiết quay bên ngoài đến thành hộp 5.4 Chiều dài trục thứ nhất l11 = l21 = 220 (mm) l12 = l23 = 110 (mm) lc13 = 0,5.(lm13 + b01) +k1 +k3 = 0,5.(1,4.26+17)+15+15=57(mm) 5.5 Lực tác dụng lên trục thứ nhất và sơ đồ của chúng Ft11 = 2.T1/dw1= 2.34280,54/36,17=1896 (N) = Ft22 Fr11 = Ft11.tgαtw/cosβ=1896.tg20,87/cos17,34 = 757 (N) = Fr22 Fa11 = Ft11.tgβ = 1896.tg17,34 = 592 (N) = Fa22 Trong đó Ft là lực vòng Fr là lực hướng tâm 16
Fa là lực hướng trục Vì lắp khớp nối không có độ đồng tâm tuyệt đối giữa trục động cơ và trục của hộp giảm tốc do đó sẽ sinh ra lực phụ Frkn Frkn = 0,3Ftkn ; Ftkn = 2.T1 /Dt =2.34280,54/55=1247 (N) Với Dt là đường kính vòng tròn qua tâm chốt của khớp nối Frkn = 0,3.1247 = 374 (N) Để thuận tiện cho việc tính toán ta đặt hệ tọa độ cho các lực Các lực vòng theo phương X z x Các lực hướng tâm theo phương Y y Các lực dọc trục theo phương Z Sơ đồ lực tác dụng lên trục thứ nhất ∑ X = 0 → −F − Flx12 − 374 + 1896 = 0 lx11 ∑ M ( 2) = 0 → F .110 − Flx12 .110 + 374.167 = 0 lx11  Flx11 = 477 ⇒  Flx12 = 1045 ∑ Y = 0 → Fly11 + Fly12 − 757 = 0 ∑ M ( 2) = 0 → F .122 − Fly12 .122 = 0 ly11  Fly11 = 378,5  ⇒  Fly12 = 378,5  Từ kết quả trên ta vẽ biểu đồ moomen uốn Mx ; My ;trong các mặt phẳng ZOX và ZOY và biểu đồ moomen xoắn T đối với trục 1 17
Fr Fly12 Fa Fly11 Flx11 Flx12 Frkn Ft 110 110 57 10689 41635 My 21318 Mx 114928 T 5.6 34281 Lực tác dụng lên trục thứ hai và sơ đồ của chúng T2 Ft21 = Ft23 = 2. /dw2= 2.94621,72/61,1973=3092 (N) = Ft31 = Ft32 2 Fr21 = Fr23 = Ft21.tgαtw/cosβ=3092.tg23,96/cos35,031= 1678 (N) = Fr31 = Fr32 Fa21 = Fa23 = Ft21.tgβ = 3092.tg35,031= 2168 (N) =Fa31= Fa32 Sơ đồ lực tác dụng lên trục thứ hai ∑ X = 0 → −F − Flx 22 + 2.3092 − 1896 = 0 lx 21 18
∑ M ( 2) = 0 → F . − Flx 22 . = 0 lx 21  Flx 21 = 2144 ⇒  Flx 22 = 2144 ∑ Y = 0 → Fly 21 + Fly 22 − 2.1678 + 757 = 0 ∑ M ( 2) = 0 → F − Fly 22 = 0 ly 21  Fly 21 = 1299,5  ⇒  Fly 22 = 1299,5  19
Fr21 Fr23 Fa23 Fly21 Fly22 Fa21 Ft21 Flx22 Flx21 Ft23 Ft22 Fa22 30364 Fr22 62 48 48 62 194779 132378 80569 384256 132928 94622 20