Xem mẫu
- ÂÄÖ AÏN MÄN HOÜC
CHI TIÃÚT MAÏY
ĐỀ TÀI
Thiết kế hộp giảm tốc hai cấp, có cấp
nhanh phân đôi
Giáo viên hướng dẫn :
Họ tên sinh viên :
Sinh viãn: Phan Thế Đức. Låïp:06C4B
Trang: -1-
- ÂÄÖ AÏN MÄN HOÜC
CHI TIÃÚT MAÏY
MỤC LỤC
NỘI DUNG TRANG
PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI
TỈ SỐ TRUYỀN 2
I. CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN 2
II. PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN 3
THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN 4
PHẦN II: THIẾT KẾ BỘ TRUY ỀN ĐAI 4
PHẦN III:THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG 8
II.1. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG C ẤP NHANH 8
II.2. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG C ẤP CHẬM 13
PHẦN IV: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤ C VÀ THEN 17
A. THIẾT KẾ TRỤC 17
B. CHỌN VÀ TÍNH THEN 29
PHẦN V: THIẾT KẾ GỐI ĐỠ TRỤC 32
PHẦN VI: CHỌN NỐI TRỤC 37
PHẦN VII: THIẾT KẾ CẤU TẠO CÁC CHI TIẾT MÁY, BÔI TRƠN
VÀ LẮP GHÉP HỘP GIẢM TỐC 38
PHẦN VIII: DUNG SAI LẮP GHÉP, CHỌN CÁC KIỂU LẮP
TRONG MỐI GHÉP 43
PHẦN IX: TÍNH VÀ CHỌN DUNG SAI CHẾ TẠO TRỤC 44
TÀI LIỆU THAM KHẢO 50
Sinh viãn: Phan Thế Đức. Låïp:06C4B
Trang: -2-
- ÂÄÖ AÏN MÄN HOÜC
CHI TIÃÚT MAÏY
LỜ I NÓI ĐẦU
Đối với nhiều ngành trong trường Đạ i học Kỹ thuật, sau khi học xong phầ n lý
thuyết học sinh sẽ bước qua giai đoạn thiết kế đồ án môn học. Đối với môn học Chi
Tiết Máy cũng vậy.
Thiết kế c hi tiết máy là một bước ngoặc cho việc nghiên cứu cơ sở tính toán
và thiết kế các bộ truyền động cơ khí cũng như các chi tiết máy. Đây là đề tài thiết kế
chính xác đầu tiên đố i với mỗ i sinh viên ngành cơ khí. Nhiệm vụ chung là thiết kế hệ
thống dẫ n động từ động cơ điện đến cơ cấu chấp hành.
Đề tài:”Thiết kế hộp giảm tốc hai cấp, có cấp nhanh phân đôi ” có các ưu
điể m là bộ truyề n làm việc êm, truyền được công suất lớn, lực dọc trục được triệt
tiêu, kết cấu hộp giả m tốc tương đối đơn giản dễ chế tạo, dễ bôi trơn, các bánh ră ng
và ổ bố trí đối xứng, vì vậy trục chịu tải tương đối đồng đề u. Nhưng bên cạnh đó hộp
giả m tốc có cấp tách đôi có nhược điểm là chiều rộng của hộp lớn ,cấu tạo bộ phậ n ổ
phức tạp , số lượng chi tiết và khối lượng gia công tă ng .
Khi thiết kế đồ án Chi Tiết Máy sinh viên lần đầ u tiên bắt tay vào một công
việc mới mẽ, rèn luyệ n, vậ n dụng nhiều kiến thức để giải quyết các vấ n đề có liên
quan đế n thực tế. Đồ án này là sản phẩm thiết kế đầ u tay, tuy còn mang nặng tính lý
thuyết nhưng có tính chất đào sâu chuyên ngành giúp cho mỗi sinh viên có ý thức sâu
sắc về công việc cũng như nghiên cứu và tính toán.
Trong đồ á n vấ n đề sai sót là không thể tránh khỏ i, kính mong quý thầy cô tậ n
tình chỉ bảo để giúp em bổ sung những khuyết điểm, những khúc mắc còn tồn tạ i và
có thêm kiến thức để tiếp tục thực hiện các đề tài sau này.
Xin chân thành cả m ơn quý thầy cô.
Đà Nẵng, ngày tháng nă m 2008
Sinh viên thực hiện
Phan Thế Đức
Sinh viãn: Phan Thế Đức. Låïp:06C4B
Trang: -3-
- ÂÄÖ AÏN MÄN HOÜC
CHI TIÃÚT MAÏY
Phầ nI: C HỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
I: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN
Động cơ cầ n làm việc sao cho có thể lợi dụng được toàn bộ công suất động cơ.
Khi làm việc nó phải thoả mãn 3 điề u kiện:
- Động cơ không phát nóng quá nhiệt cho phép.
- Động cơ có khả năng quá tả i trong thời gian ngắn.
- Động cơ có moment mở máy đủ lớn để thắng moment cản ban đầu c ủa phụ
tải khi mới khởi động.
- Do chế độ tải trọng : Rung độ ng nhẹ, quay một chiề u .
Để chọn độ ng cơ điệ n ta cầ n tính công suất cần thiết kế ta dựa vào:
Các số liệu đã cho:
- Tả i trọng P = 3525N
- Vận tốc băng tải V = 1,2 m/s.
- Đường kính tang D = 675 mm
Nếu gọ i: Nlv _ là công suất làm việc của băng tải
_ là hiệu suất truyền dộng.
PV 3525.1,2
(Kw)
Trong đó: Nlv = (1.1)
1000. 1000.
Ta chọn: 1 0,96 là hiệ u suất bộ xích
2 0,98 là hiệu suất bộ truyề n bánh ră ng trụ (ba bộ)
3 0,995 là hiệ u suất một cặp ổ lă n (bốn cặp)
4 1 là hiệu suất khớp nối.
34
Ta được: 1 2 3 4 0,8856
3525.1,2
4,7764 Kw
N lv
1000.0,8856
N 4,7764
Công suất cần thiế t No= lv 5,3934Kw
0,8856
Ta cần phả i chọn động cơ điện có công suất định mức Nđm > No. Trong tiêu
chuẩn động cơ điệ n có nhiề u loạ i thoả mãn điều kiện này. Theo TK CTM bảng 2P ta
chọn sơ bộ động cơ điện che kín có quạt gió A02-42-4 có:
Công suấ t động cơ Nđm = 5,5 Kw
Số vòng quay của độ ng cơ nđc = 1450 vòng/phút
Hiệ u suất động cơ đm = 88%
Khối lượng động cơ m = 66,5 Kg.
Động cơ này gọn nhẹ giá thành không đắt lắm và tỷ số truyền chung có thể
phân phối hợp lý cho các bộ truyền trong hệ thố ng dẫn động.
Kiể m tra mômen khởi độ ng c ủa động cơ:
M mm
Ta có: 1,5
M dm
Xem như bộ truyền làm việc với mômen định mức của độ ng cơ.
M qt
Mà ta có 1.4
M
Sinh viãn: Phan Thế Đức. Låïp:06C4B
Trang: -4-
- ÂÄÖ AÏN MÄN HOÜC
CHI TIÃÚT MAÏY
Mmm>Mqt.
Vậy bảo đả m động cơ khởi động được để kéo bộ truyền làm việc.
II: PHÂN PHỐ I TỶ SỐ TRUYỀN.
II-1 Tỷ số truyề n.
Tý số truyề n động c hung: i = nđm/nt
Trong đó nt là số vòng quay của tang dẫ n động.
Dnt
m/s (1.2)
Vt
60.1000
V .60.1000 1,2.60.1000
nt= t 34 vòng/phút
D 675
1450
Vậy i= 42,647
34
Ta có: i = ing.it = ing.in.ic
Trong đó:
ing tỷ số truyền của bộ truyền xích
it tỷ số truyền của hộp giảm tốc
in tỷ số truyề n cấp nhanh
ic tỷ số truyề n cấp chậ m.
Tỷ số truyền là đặc trưng, là chỉ tiêu kỹ thuật có ả nh hưởng đến kích thước,
chất lưọng của bộ truyền cơ khí. Việc phân phối tỉ số truyề n cho các bộ truyền trong
hộp giả m tốc (quan hệ giữa in và it ) theo nguyên tắc:
- Kích thước và trọng lượng cuả hộp giả m tốc là nhỏ nhất
- Điề u kiệ n bôi trơn tốt nhất
Trong hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp có cấp nhanh phân đôi để c ho các
bánh răng bị dẫn c ủa cấp nhanh và cấp chậm được ngâm trong dầu gần như nhau tức
là đường kính của các bánh ră ng phải xấp xỉ nhau (R2 R4), chọ n in=1,2 ic
Chọn: ix=4 ;
.
i 42,647 42.647
ing = ix = =4 ic
2 .9 8
in .ic 1,2ic .ic 1.2 * 4
in = 1.2*2.98 = 3.576
II.2.Công suất trên các trục :
N I N O . 3 . 4 5,3934.0,995.1 5,3664 Kw
2
N II N I . 2 . 3 5,3664.0,98 2.0,995 5,1281Kw
N III N II . 2. 3 5,1281.0,995.0,98 5,0004 Kw
II.3. Tính số vòng quay c ủa mỗi trục.
n1 = nđc = 1450(vòng/phút).
Sinh viãn: Phan Thế Đức. Låïp:06C4B
Trang: -5-
- ÂÄÖ AÏN MÄN HOÜC
CHI TIÃÚT MAÏY
n 1450
405 (vòng/phút)
n2 1
in 3,576
n 405,48
136 (vòng/phút)
n3 2
ic 2,98
II.4.Tính momen xoắ n cho mỗ i trục:
9,55 10 6 N ct 9,55 10 6 5,3934
M XâC 35522,048( Nmm)
nct 1450
9,55 10 6 N I 9,55 10 6 5,3664
M XI 35344,220( Nmm)
n1 1450
9,55 10 6 N II 9,55 10 6 5,1281
M XII 102921,864( Nmm)
n2 405
9,55 10 6 N III 9,55 10 6 5,0004
351131,029( Nmm)
M XIII
n3 136
Bảng hệ thống các số liệ u tính được:
Trục Trục động
I II III
T.số cơ
I Inh=3,576 Ich=2,98 4
n(v/p) 1450 1450 405 136
N(Kw) 5,5 5,3664 5,1281 5,0004
THIẾT KẾ C ÁC BỘ TRUYỀN.
( BỘ TRUYỀN XÍCH).
Truyền động xích thuộc truyền động ăn khớp, được sử d ụng rộ ng rãi trong máy
công c ụ, máy nông nghiệp, máy dệt máy vận chuyển.
Sinh viãn: Phan Thế Đức. Låïp:06C4B
Trang: -6-
- ÂÄÖ AÏN MÄN HOÜC
CHI TIÃÚT MAÏY
Xích là một chuổ i các mắc xích nối với nhau bằng bản lề .Xích truyền
chuyển động và tải trọng từ trục dẫn (trục chủ động) sang trục bị dẩn (trục bị
động ) nhờ sự ăn khớp các mắc xích với răng đĩa xích.
Ưu nhược điểm của bộ truyề n xích.
Ưu điể m :
+Có thể truyền chuyển động với khoảng cách lớn mà vẫn đảm bảo tỷ số
truyền chính xác.Thông thường khoảng cách giữa hai trụ c nên dùng nhỏ hơn
8m.
+So với bộ truyền đai thì hiệu suấ t của bộ truyền xích cao hơn .Lực tác
dụng lên trục nhỏ vì lực căng ban đầu không cầ n lớn;khuôn khổ kích thước nhỏ,
gọn hơn khi điều kiện làm việc và công suất như nhau.
+Có thể cùng một lúc truyền chuyển động cho nhiều trục khác nhau.
Nhựơc điểm:
+vận tốc tức thời của đĩa xích thay đổi nhất là khi số răng của đĩa xích ít
làm cho đĩa xích quay không đều.
+Bộ truyền đòi hỏi chế tạo và lắp ghép chính xác,do đó giá thành cao.
+Xích chóng mòn bản lề nhất là điều kiệm bôi trơn không tốt và bộ
truyền không được che kín.
+Truyền động xích có tiếng ồn
Bộ truyền xích làm việc có thể xuất hiện các dạng hỏng sau đây:
+Mòn bản lề và răng đĩa xích.
+Con lăn bị mòn,bị rỗ hoặc vỡ.
+Các má xích bị đứt vì mỏi.
Thiết kế bộ truyền xích gồ m ba giai đoạn.
Giai đoạn 1:Nghiên cứu các yêu cầu của bộ truyền cần thiết kế:
P =3525(N), N=4,23(kw), nt=34 (vòng /phút), Ix=4
Giai đoạn 2:
Bước 1:Sơ đồ kết cấ u của nguyên lý của bộ truyền và các thông sô hình học của
bộ truyền.
Bước 2:xác định các thông số lý học(A,D1,D 2,X,t).
1) Chọn loạ i xích.
Trong các bộ truyền xích th ường dùng xích ống con lăn hoặc xích răng trong
đó xích ống con lăn được dùng nhiều nhất.
Theo đầu bài vt=1,2
- ÂÄÖ AÏN MÄN HOÜC
CHI TIÃÚT MAÏY
Bước xích t được chọ n theo điều kiện hạn chế áp suất sinh ra trong bản lề
và số vòng quay trong một phút của đĩa xích phải nhỏ hơn số vòng quay giới
hạn.
Đê tính bước xích t trước hết định hệ số điều kiện sử dụng.
k=kđ.kA.ko.kđckb.kc[SI,B6-6,T105].
Trong đó.
kđ-H ệ số xét đến tính chấ t tả i trọng ngoài .Vì tải trọng rung động nhẹ nên
ta chọn kđ=1
kA-Hệ số xét đến chiều dài xích,ta chọ n A=(30 50).t nên ta chọn kA=1.
ko-Hệ số x ét đến cách bố trí bộ truyền.
Chọn đường tâm nố i hai đĩa xích làm với đường ngang một góc nhỏ hơn một góc
60o nên ta chọn ko=1.
kđc-H ệ số xét đến khả năng điều chỉnh lực căng xích.
Trục không điều chỉnh được cũng không có đĩa hoặ c con lăn căng xích ta chọn
kđc=1,25.
kb-hệ số xét đến điều kiện bôi trơn .Chọn điều kiiện bôi trơn liên tục(xích
nhúng trong dầu hoặc phun liên tục) ta chọn kb=0,8.
kc-Hệ số xét đến chế độ làm việc của bộ truyền, ta chọn làm việc 2ca nên
kc=1,25
Thay số vào ta có k=1.1.1,25.0,8.1,25=1,25
Công suất tính toán của bộ truyền xích.
Nt=N.k.kz.kn. [SI,Ct6 -7,T106].
3525.1,2
N Công suất danh nghĩa N= =4,23 (kw).
1000
Hệ số răng của đĩa dẫn .
Z 01 25
kz= = =1,0 8
Z 1 23
Hệ số vòng quay của đĩa dẫn.
n01 200
=1,47. Tra theo bảng 6-4 với n01=200 v p
kn= =
n1 136
Thay vào công thức ta có.
Nt=4,23.1,25.1,08.1,47=8,39(kw).
Nt=8,39
- ÂÄÖ AÏN MÄN HOÜC
CHI TIÃÚT MAÏY
2A Z Z Z Z t
X= + 1 2 +( 2 1 )2. .
2.
t A
2
Định sơ bộ khoảng cách trục A.
A=40.t=40.25,4=1016(mm).
Với Z1=23(răng), Z2=92(răng), t=25,4(mm), A=1016 (mm), thay số vào ta có.
92 23 2 25,4
2.1016 23 92
X= + +( ). = 140,5 . Để tiện cho việc lắp ghép ta
25,4 2.3,1415 1016
2
lấy X=140 .
Kiểm nghiệm số lần va đập trong mộ t giây.
Z 1 .n1 23.136
u= = = 1,49
- ÂÄÖ AÏN MÄN HOÜC
CHI TIÃÚT MAÏY
n-Số vòng quay của dẫn.
Z-số răng của đĩa dẫn
6.10 7.kt .N 6.10 7.1,15.5,0004
R kt .P 4342,635( N )
Z .t.n 23.25,4.136
Các thông số tính được.
+ Số răng đĩa xích.
Đ ĩa dẫn Z1=23(răng).
Đ ĩa bị dẫn Z2=92(răng).
+Bước xích t=25,4(mm).
+Số mắ c xích X=140(mắ c xích ).
+Khoả ng cách trục A=1006(mm).
+Đường kính vòng chia.
Đĩa dẫ n dc1=186,5(mm).
Đĩa bị dẫn dc2=744(mm).
+Lực tác dụng lên trục.
R=4342,635(N).
Giai đoạn 3:Bộ truyền đã thiết kế có khả nă ng đáp ứng cá c yêu cầu đề ra, thoã
mãn các điều kiện bền.
Sinh viãn: Phan Thế Đức. Låïp:06C4B
Trang: - 10 -
- ÂÄÖ AÏN MÄN HOÜC
CHI TIÃÚT MAÏY
PHẦN III:THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRONG HỘP GIẢM
TỐC.
III.1.THIếT Kế Bộ TRUYềN BÁNH RĂNG TRụ R ĂNG NGHIÊNG CấP NHANH:
Đối với hộp giả m tốc hai cấp có cấp nhanh phân đôi. Cấp nhanh là bánh ră ng
trụ ră ng nghiêng , có các đặc điể m sau:
- Do cấp nhanh phân đôi nên khi tính công suất phải chia đôi cho bộ truyề n cấp
nhanh.
- Bánh răng ở cấp nhanh chịu tả i nhỏ hơn bánh ră ng cấp chậm. Do vậy khi chọ n
hệ số chiều rộng ră ng sao cho cầ n thoã mãn bch 2bnh
- Bánh răng cấp chậm là bánh răng trụ răng thẳ ng; ă n khớp không tố t, có va đập,
vì vậy khi thiết kế ta tính theo cặp bánh răng dịch chỉnh.
III.1.1.Chọn vật liệu làm bánh răng.
_ Bánh răng nhỏ : chọ n thép 45, thường hoá có:
k1= 600 N/mm2 ; ch1= 300N/mm2 ; HB = 200.
Phôi đúc, giả thiết đường kính phôi (6090) mm.
_Bánh răng lớn: chọn thép 35 thường hóa có:
b=500 N/mm2 ; ch= 260 N/mm2 ; HB = 170.
Phôi rèn, giả thiết đườ ng kính phôi (100300) mm.
III.1.2.Đ ịnh ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép:
1. Ứng xuất tiếp xúc cho phép:
Số chu k ỳ tương đương của bánh nhỏ:
Ntđ1= 60 u (Mi/Mmax)3ni.Ti (3.1)
Trong đó:
_ Mi,ni,Ti là moment xoắ n, số vòng quay trong 1 phút và tổng số giờ bánh ră ng
làm việc ở chế độ i.
_ Mmax là moment xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng (không kể mômen quá
tải)
_ u là số lầ n ă n khớp của một răng khi bánh răng quay 1 vòng.
Ntđ1=60.1.6,5.330.16.1450.[13.4/8 + (0,5)3.4/8]= 167,95.107 > No
với N0_ số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc.
Thường N0=107.
Như vậy số chu kỳ làm việc tương đương của bánh lớn:
Ntđ2= Ntđ1/in = 167,95.107 / 3,576= 46,97.107> No
Do đó hệ số chu kỳ ứng suất k’N của cả hai bánh ră ng đều bằng 1.
Theo bảng 3-9: []Notx= 2,6.HB
[]tx = []Notx. k’N.
[]tx1= 520 N/mm2
Sinh viãn: Phan Thế Đức. Låïp:06C4B
Trang: - 11 -
- ÂÄÖ AÏN MÄN HOÜC
CHI TIÃÚT MAÏY
[]tx2= 442 N/mm2
2.Ứng suất uốn cho phép:
Số chu k ỳ tương đương của bánh ră ng:
Ntđ = 60 u (Mi/Mmax)mni.Ti (3.2)
Các thông số như trên.
m_ bậc của đường cong mỏi uố n. Đối với thép thường hoá m= 6.
Vậy số chu kỳ tương đương của bá nh lớ n là:
Ntđ2= 60.1.6,5.16.330.405.[16.4/8 + (0,5)6.4/8]= 42,3.107
Ntđ1= 3,576.42,3.107= 151,3.107 .
Cả Ntđ1 và Ntđ2 > No .
Với N0_chu kỳ cơ sỡ của đường cong mỏi uốn. N0=5.106 .
Do đó k’’N = 1_hệ số chu kỳ ứng suất uốn
1,5 1 .k 'N
'
[]u= (3.3) do răng làm việc một mặt
n.k
Giới hạn mỏi uốn c ủa thép 45: -1= 0,43. k = 0,43.600=258 N/mm2.
Giới hạn mỏi uốn c ủa thép 35: -1= 0,43.500 = 215 N/mm2.
Hệ số an toàn: n = 1,5.
Hệ số tập trung ứng suất ở chân ră ng: k = 1,8.
1,5.258.1
= 143,3 N/mm2.
Bánh nhỏ: []u1=
1,5.1,8
1,5.215
= 119,4N/mm2.
Bánh lớn: []u2=
1,5.1,8
III.1.3.Sơ bộ chọn hệ số tải trọng k:
Do ổ bố trí đối xứng
Có thể chọ n sơ bộ k = 1,5
III.1.4.Chọn hệ số chiề u rộng bánh răng:
Do bộ truyền cấp nhanh là bộ truyền bánh răng chử V, phân đôi. Do vậy tải
trọng tác dụng lên một bánh là nhỏ.
Vậy chọn A= b/A = 0,3
III.1.5.Xác định khoả ng cách trục:
2
1,05.10 6 k .N
. ' .n (3.4)
A1 (i 1) 3 .
[ ] .i
tx 2 A 2
’-hệ số phả n ánh sự tă ng khả năng tải tính theo sức bền tiếp xúc của bánh răng
nghiêng so với bánh ră ng thẳng. Chọn ’= 1,2.
k_ hệ số tải trọng
n2=405 (v/p)
tx2=442N/mm2
2
1,05.10 6 1,5.5,3664
A1 (3,576 1) 3
442.3,576 . 0,3.1,2.405 132,66mm
Chọn A1=135
III.1.6.Tinh vận tốc vòng v c ủa bánh răng và chọn ccx chế tạo bánh ră ng:
Sinh viãn: Phan Thế Đức. Låïp:06C4B
Trang: - 12 -
- ÂÄÖ AÏN MÄN HOÜC
CHI TIÃÚT MAÏY
Vận tốc vòng của bánh răng trụ:
2. . A1 .n1 2. .135.1450
4,48m / s (3.5)
v
60.1000(i 1) 60.1000.(3,576 1)
Với vận tốc này theo bảng (3-11) ta chọn c ấp chính xác 9.
III.1.7.Đ ịnh chính xác hệ số tải trọng k và khoả ng cách trục A:
Hệ số tải trọ ng k được tính theo công thức :
k = ktt.kđ.(3.6)
ktt- hệ số tập trung tả i trọng
kđ- hệ số tải trọng độ ng.
Chiều rộ ng bánh ră ng: b = A.A = 0,3. 135 = 40,5 mm.
Đường kính vòng lă n bánh ră ng nhỏ:
2. A 2.135
d1 59mm
i 1 3,576 1
40,5
do đó: d= b/d1= 0,68
59
Tra bả ng 3-12 ta tìm được kttbảng = 1,03
Hệ số tập trung tải trọng thực tế: ktt= (kttbảng+ 1)/2 = 1,015.
2,5.m n
Giả sử: b (3.7) theo bảng 3-14 ta tìm được kđ= 1,4.
sin
Hệ số tải trọ ng k = ktt.kđ = 1,015.1,4=1,421
1,5 1,421
ksơbộ=1.5. Vậy sai số k= 5,5% 5%
1,421
k 1,421
Nh ư vậy lấy chính xác A = Asơbộ. 3 133 mm.(3.8)
135.3
k sb 1,5
Như vậy có thể lấy chính xác A = 133mm.(3.8)
b=0,3.133=40mm
III.1.8.Xác định mođun, số răng và góc nghiêng của răng:
Modun pháp: mn = (0,01 0,02).A = (1,33 2,66)mm
Theo bảng 3-1 chọn mn= 2mm.
Sơ bộ chọ n góc nghiêng = 10o
Số răng của bánh nhỏ:
2. A.cos 2.133.cos10 o
28 . (3.8)
Z1
mn (i 1) 2(3,576 1)
Số răng bánh lớn:
Z2= Z1.i = 28.3,576 = 100
Tính chính xác góc nghiêng :
Z t .mn 128.2
cos = 0,984 (3.10)
2. A 2.130
Vậy = 10 o 3 /
Chiều rộ ng bánh ră ng b thỏa mãn điề u kiệ n:
b = 40mm
Sinh viãn: Phan Thế Đức. Låïp:06C4B
Trang: - 13 -
- ÂÄÖ AÏN MÄN HOÜC
CHI TIÃÚT MAÏY
2,5.mn 2,5.2
kiể m tra đ iều kiện (3.7) :b> 28,65mm thoả
sin 10 o 3 /
sin
III.1.9.Kiểm nghiệ m sức bền uốn c ủa răng:
Ztđ=Z/cos3 .(3.11)
Tính số ră ng tươ ng đương:
Ztđ1 =28/(0,984)3 =29
Bánh nhỏ:
Ztđ2 =100/(0,984)3= 105
Bánh lớn:
Hệ số dạng răng theo bảng 3-18:
y1 = 0,451
y2 = 0,517
Lấy ’’=1,5_hệ số phản ánh khả năng tải khi tính theo sức bền uốn c ủa bánh
răng nghiêng so với bộ truyề n bánh ră ng thẳng.
Đối với bánh ră ng nhỏ:
19,1.10 6.k .N 19,1.10 6.1,5.5,3664
34,98 N / mm 2 (3.12)
u1
2 2
y1 .mn .Z1.n1 .b. ' ' 0,451.2 .28.1450.40.1,5
vậy u1 < []u1=143,3 N/mm2
Đối với bánh ră ng lớn:
u2 = u1.y1/y2 (3.13)
u2 = 34,98.0,451/0,517=30,51N/mm2 < []u2 = 119,4 N/mm2.
III.1.10.Kiểm nghiệ m sức bền bánh răng khi chịu quá tải đột ngột:
ính ưng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải: []txqt=2,5[]Notx.(3.14)
Bánh nhỏ: []txqt1 = 2,5.520 = 1300 N/mm2.
Bánh lớn: []txqt2 = 2,5.442 = 1105 N/mm2.
ính ưng suất uốn cho phép khi quá tải: []uqt =0,8.ch.(3.15)
Bánh nhỏ: []uqt1 = 0,8.300 = 240 N/mm2.
Bánh lớn: []uqt2 = 0,8.260 = 208 N/mm2.
Kiể m tra sức bền tiếp xúc:
(i 1) 3 .k .N I
1,05.10 6
. k qt (3.16) ; kqt=1,4.
txqt
'.b.n I
A.i
1,05.10 6 4,5763.1,5.5,3664
1,4 275N / mm 2
txqt1
133.3,576 1,2.40.1450
1,05.10 6 4,576 3.1,5.5,1281
. 1,4 508,64 N / mm 2
txqt2=
133.3,576 1,2.40.405
txqt1 < 1300 N/mm2 thỏa mãn.
txqt2
- ÂÄÖ AÏN MÄN HOÜC
CHI TIÃÚT MAÏY
Modun pháp: mn= 2mm
Số răng: Z1 = 28 ; Z2 = 100
n = 20o
Góc ăn khớp:
= 10 o 3 /
Góc nghiêng:
Chiều cao răng: h=2,25.mn=2,25.2=4,5mm
Chiều cao đầu răng : hd=mn=2 mm
Độ hở hướng tâm c1=0,25.mn= 0,25.2=0,5mm
Khoảng cách trục: A = 133mm.
Bề rộng bánh răng: b= 40mm. Pr
Đường kính vòng chia: dc1=mn.Z1/cos (3.17) P a1
Pn
dc1= 2.28/cos10 o 3 / = 57mm ; P'1
o /
dc2= 2.100/ cos10 3 = 203 mm P'1 P1
Đường kính vòng đỉnh: de1 = dc1 + 2.mn
de1= 57+2.2=61 mm.
de2 = 203+ 2.2 = 207 mm.
Đường kính vòng chân: di1 = dc1 - 2.mn-2.c
di1= 57-4-1=52 mm.
di2 = 203 - 4 - 1 = 198 mm.
III.1.12.Tính lực tác dụng lên trục:
Lực tác d ụng lên bánh răng được chia làm 3 thành phầ n: lực vòng P, lực hướng
tâm Pr và lực dọc trục Pa.
2.Mx 2.9,55.10 6.N 1
ính lực vòng: (3.18)
P
d n.d
2.9,55.10 6.5,3664
P 1240,15 N
1450.57
P.tg n 1240,15.tg 200
Lực hướng tâm: Pr 458,4 N (3.19)
cos10o3/
cos
Pa = P.tg = 1240,15.tg10 o 3/ = 219,79N.
Lực dọc trục:
III.2.THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG THẲNG C ẤP CHẬM:
III.2.1.Chọn vật liệu làm bánh răng.
Bánh ră ng nhỏ: chọn thép 45 thường hóa có:
bk3 = 600 N/mm2 ; ch3 = 300 N/mm2 ; HB = 200. Notx3=520N/mm2
Phôi đúc, giả thiết đường kính phôi (6090) mm.
Bánh ră ng lớn: chọn thép 35 thườ ng hóa có:
bk4 = 500 N/mm2 ; ch4 = 260 N/mm2 ; HB = 170. Notx4=442N/mm2
Phôi đúc, giả thiết đường kính phôi (100300) mm.
III.2.2.Đ ịnh ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép:
1.Ứng s uất tiếp xúc cho phép:
Số chu k ỳ tương đương của bánh ră ng:
Sinh viãn: Phan Thế Đức. Låïp:06C4B
Trang: - 15 -
- ÂÄÖ AÏN MÄN HOÜC
CHI TIÃÚT MAÏY
Ntđ = 60 u (Mi/Mmax)3ni.Ti (3.20)
Số chu k ỳ tương đương của bánh ră ng nhỏ:
Ntđ3 = Ntđ2 = 46,97.107 > No
Như vậy số chu kỳ làm việc tương đương của bánh lớn:
Ntđ4 = Ntđ2/ic =46,97.10 7 /2,98=15,76.107> No Nên chọn k’N = 1 cho
cả 2 bánh ră ng
[]tx = []Notx. k’ = 2,6.HB
Ứng xuấ t tiếp xúc cho phép c ủa bánh lớn: []tx4 = 442 N/mm2
Ứng xuấ t tiếp xúc cho phép c ủa bánh nhỏ:[]tx3 = 520N/mm2
Để tính sức bề n ta dùng trị số nhỏ : []tx4 = 442 N/mm2
2.Ứng suất uốn cho phép:
Số chu k ỳ tương đương của bánh lớn:
Ntđ3 = Ntđ2= 42,3.107
Ntđ4 = Ntđ3/ic = 42,3.107/2,98=14,19.107
Cả Ntđ1 và Ntđ2 > No =5.106 do đó k’’N = 1.
Theo công thức (3.3)
1,5 1 .k 'N
'
[]u = do răng tải một mặt.
n.k
Giới hạn mỏi uốn c ủa thép 45: -1 = 0,45.600 = 270 N/mm2.
Giới hạn mỏi uốn c ủa thép 35: -1 = 0,45.500 = 225 N/mm2.
Hệ số an toàn: n = 1,5.
Hệ số tập trung ứng suất ở chân ră ng: k = 1,8.
1,5.270.1
= 150 N/mm2.
Bánh nhỏ: []u1 =
1,5.1,8
1,5.225.1
= 125 N/mm2.
Bánh lớn: []u2 =
1,5.1,8
III.2.3.Sơ bộ chọn hệ số tải trọng k:
Có thể chọ n sơ bộ k = 1,5. Do ổ bố trí đối xứng
III.2.4.Chọn hệ số chiề u rộng bánh răng:
Do bộ truyền cấp chậ m là bộ truyền bánh răng thẳ ng.
9,55.10 6.N
Vận tốc thấp. Mà theo công thức M x (3.21).
n
Vậy bộ truyề n cấp chậm chịu tải lớn hơn bộ truyền cấp nhanh.
Chọn A = b/A = 0,4
III.2.5.Xác định khoả ng cách trục:
2
1,05.10 6 k .N
.n (3.22)
A (ic 1) .
3
[ ] .i
tx 4 c A4
2
1,05.10 6 1,5.5,1281
A ( 2,98 1)
442.2,98 . 0,4.136 178mm.
3
Lấy A = 178mm.
Chiều rộ ng bánh ră ng: b3 = A.A = 0,4.178= 71mm.
Sinh viãn: Phan Thế Đức. Låïp:06C4B
Trang: - 16 -
- ÂÄÖ AÏN MÄN HOÜC
CHI TIÃÚT MAÏY
III.2.6.Tinh vận tốc vòng v c ủa bánh răng và chọn ccx chế tạo bánh ră ng:
Vận tốc vòng của bánh răng trụ:
2. . A.n II 2. .178.405
1,9m / s (3.23)
v
60.1000(ic 1) 60.1000.(2,98 1)
Với vận tốc này theo bảng 3-11 ta chọn cấp chính xác chế tạo là 9.
III.2.7.Đ ịnh chính xác hệ số tải trọng k và khoả ng cách trục A:
Đường kính vòng lă n bánh ră ng nhỏ:
2. A 2.178
d3 90mm
ic 1 2,98 1
d = b/d1 = 0,8.
Tra bả ng 3-12 ta tìm được kttbảng = 1,05.
Hệ số tập trung tải trọng thực tế: ktt = (kttbảng + 1)/2 = 1,025
Giả sử: b 2,5mn theo bảng 3-14 ta tìm được kđ = 1,2.
k = ktt.kđ =1,23.
1,5 1,23
k= 21,95% 5%
1,23
k khác với trị số chọn sơ bộ nên cần tính lạ i khoảng cách trục A.
k 1,23
Acx Asb .3 178.3 167mm
k sb 1,5
Như vậy lấy chính xác A = 167mm.
Chiều rộng bánh răng: b3 = A.A = 0,4.167 = 67mm
III.2.8.Xác định modun, số răng và góc nghiêng của răng:
Modun pháp: m = 0,02.A = 0,02.167=3,34 mm.
Ta chọn mn = 3
Số răng của bánh nhỏ
2. A. 2.167
28 .(3..24)
Z3
m (i 1) 3.3,98
Số răng bánh lớn:
Z4 = Z3.i = 2,98.28 = 83
Chiều rộ ng bánh ră ng b thỏa mãn điề u kiệ n:
Bánh nhỏ b3 = 67mm > 2,5.m 2,5.3 7,5
Chọn bánh lớn b4=67mm
Hệ số thay đổi khoảng cách trục A:
A 0,5.m.Z t
(3.25)
a
m
với Zt=Z1+Z2=28+83=111_là tổng số răng của cả hai bánh.
167 0,5.3.111
a 0,17 .
3
trị số 1000a/Zt=1000.0,17/1 11=1,53
Theo toán đồ (I_56) 1000/Zt=0,02
Với _hệ số giả m chiề u cao răng.
=0,02.111/1000=0,002
Sinh viãn: Phan Thế Đức. Låïp:06C4B
Trang: - 17 -
- ÂÄÖ AÏN MÄN HOÜC
CHI TIÃÚT MAÏY
t=a+_hệ số dịch dao tổng (3.26)
t=0,17+0,002=0,172
Z 2 Z1
t (3.27)
1= 0,5 t
Zt
= 0,5.[0,172-55/111(0,172-0,002 )]=0,044
2=0.128
góc ăn khớp c ủa răng
Z t .m. cos 0 111.3. cos 20 0
cos= 0,93
2. A 2.167
=20028.
III.2.9.Kiểm nghiệ m sức bền uốn c ủa răng:
Hệ số dạng răng theo bảng 3-18:
Với Z3=28;Z4=83. Suy ra 1=0,044; 2=0,128.
Vậy y1=0,451;y2=0,511
Đối với bánh ră ng lớn:
19,1.10 6.k .N 19,1.10 6.1,23.5,0004 2
38,27 N / mm 2 < []u2 = 125 N/mm (3.28)
u2
y1 .m 2 .Z 4 .n3 .b 0,451.32.83.136.67
Đối với bánh ră ng nhỏ:
u1 = u2.y2/y1 = 38,27.0,511/0,451=43,36< []u1 = 150 N/mm2.
III.2.10.Kiểm nghiệ m sức bền bánh răng khi chịu quá tải đột ngột:
Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải: []txqt = 2,5[]Notx.
Bánh nhỏ: []txqt1 = 2,5.520 = 1300 N/mm2.
Bánh lớn: []txqt2 = 2,5.442 = 1105 N/mm2.
Ứng suất uố n cho phép khi quá tả i: []uqt = 0,8.ch.
Bánh nhỏ: []uqt1 = 0,8.300 = 240 N/mm2.
Bánh lớn: []uqt2 = 0,8.260 = 208 N/mm2.
Kiể m tra sức bền tiếp xúc: kqt= 1,4.
0,64 i 1 .k .N 0
3
1,05.10 6
. k qt (3.29)
txqt tx . k qt . .
sin 2
A.i b.n
2,98 13 .1,23.5,1281.
1,05.10 6 0,64
1,4 298,7 N / mm 2
txqt1 . .
167.2,98 sin 2.20 0 28 67.405
txqt1 < 1300 N/mm2 thỏa mãn.
Tương tự txqt2=509N/mm2
- ÂÄÖ AÏN MÄN HOÜC
CHI TIÃÚT MAÏY
b3=67
b4=67
chiều cao ră ng h=2,25m-.m=(2,25-0,002).3=6,7mm
Đường kính vòng chia: d3 = m.Z1 = 3.28=84mm
d4 = m.Z2 = 3.83=249mm
Đường kính vòng đỉnh: de3 =(Z1+ 2+ 21- 2).m (3.31)
= (28+2+2.0,044-2.0.002).3 =90 mm.
de4 =(Z2+ 2+ 22- 2).m (3.32)
=(83+ 2+ 2.0,128 -2.0,002).3= 256mm
Đường kính vòng chân:
di1 = (Z1- 2,5+ 2. 1).m (mm).(3.33)
= (28- 2,5+ 2.0,044).3=77mm
di2 = (Z2- 2,5+ 2. 2).m (mm).(3.34)
=(83-2,5+ 2.0,128).3= 242mm
III.2.12.Tính lực tác dụng lên trục:
2.Mx
Lực vòng: (3.35)
P
d
Pr
9,55.10 6.N 3 9,55.10 6.5,1281
vớiMx3= = 120922Nmm 2
405
n2
P1
suy ra P=2.120922/84=2879N P2
P2=P1=2879N
Lực hướng tâm: Pr=P.tg=2879.tg20028=1074,5N
Pr
1
Phầ n IV: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN.
A: THIẾT KẾ TRỤC.
IV.A.1. Chọ n vật liệu:
Trục phải đảm bảo các yêu cầu:
Đả m bảo độ bề n, độ cứng, ít nhạ y với ứng suất tập trung, dể gia công,
nhiệ t luyệ n, chịu được mài mòn.
Chọn thép 45, tôi cải tiến.
HB=200; k=600N/mm2; ch=300N/mm2; Notx=520N/mm2.
IV.A.2. Tính sơ bộ trục:
Chỉ xét trục chịu ảnh hưởng của mômen xoắn.
Tính đ ường kính sơ bộ của các trục:
N
(mm) (4.1)
d C3
n
Trong đó C là hệ số tính toán phụ thuộc ứng suất xoắ n cho phép đối với đầu
trục vào và trục truyề n c hung. Lấy C = 120
Đối với trục I: NI = 5,3664 Kw
Sinh viãn: Phan Thế Đức. Låïp:06C4B
Trang: - 19 -
- ÂÄÖ AÏN MÄN HOÜC
CHI TIÃÚT MAÏY
nI = 1450 vòng/phút
5,3664
d I 1203 18,56mm
1450
Chọn d1=20mm
Đối với trục II: NII = 5,1281 Kw
nII = 405vòng/phút
5,1281
d II 1203 27,97mm
405
Chọn d2=28mm
Đối với trục III: NIII = 5,0004 Kw
nIII = 136 vòng/phút
5,0004
d III 1203 39,90mm
136
Chọn d3= 40mm
Để chuẩn bị c ho b ước tính gần đúng các trục trong 3 trị số dI, dII, dII ta có thể
lấy trị số dII = 28mm để chọ n loạ i ổ bi.Theo bảng 17P ta chọ n chiều rộ ng B = 13mm_
là loại ổ trung bình
IV.A.3.Tính gần đúng trục:
Trình tự :
Định kích thước dài của trục
Dựa vào các số liệu:
- khoả ng cách trục A
- chiề u rộng bánh răng b
- chiề u rộng đĩa xích, chiề u rộng ổ và các phần tử khác chọ n theo kinh nghiệm.
Từ chiều dài trục, ta vẽ sơ đồ tính trục. D ựa vào s ức bề n ta tính được mômen uốn
và xoắn tác dụng lên trục. Tổng hợp tác dụng của hai tải trọng này, dựa và thuyết
bền 4, ta tính đ ược đường kính trục tại các tiết diệ n nguy hiể m. Từ đó vẽ được kết
cấu trục.
* Theo bảng 7-1 ta chọn các kích thước như sau:
Khe hở giữa các chi tiết quay: c = 10 mm
Khe hở giữa bánh răng với thành trong vỏ hộp: a = 15 mm
Khoảng cách từ thành trong vỏ hộp đến mặt bên ổ lăn: l2 = 8 mm
Chiểu rộ ng ổ: B = 13 mm
Đường kính bu lông cạnh ổ để lắp nắp và thân hộp: d1 = 10 mm
Chiều cao bu lông ghép nắp và chiề u dày nắp : l3 = 18 mm
Khe hở giữa mặt bên xích và đầu bu lông: l4 = 15 mm
Chiều rộ ng bánh ră ng cấp nhanh: 40 mm
Chiều rộ ng bánh ră ng cấp chậm: 67 mm
Chiều dài phần mayơ lắp với trục l5=1,5.d3
l5=1,5.40= 60
Khoảng cách từ nắp ổ đến nối trục
IV.A.4.Sơ đồ phát họa hộp giả m tốc:
Dựa vào sơ đồ ta tính được chiều dài sơ bộ của các trục.
Sinh viãn: Phan Thế Đức. Låïp:06C4B
Trang: - 20 -
nguon tai.lieu . vn