Xem mẫu
- HỌC VIỆN PHÒNG KHÔNG – KHÔNG QUÂN
KHOA KỸ THUẬT CƠ SỞ
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
(Đề số 04)
Giáo viên hướng dẫn: Phạm Đức Cảnh
Học viên thực hiện: Nguyễn Như Hiền
Lớp: Máy bay động cơ 10
Đơn vị: c72 – d7
Hà Nội, ngày 01 tháng 06 năm 2010
- Đồ án chi tiết máy Học viên thực hiện Nguyễn Như Hiền
LỜI NÓI ĐẦU
Môn học chi tiết máy là một trong những môn học cơ sở chuyên ngành
giúp cho học viên học tập các môn chuyên ngành sau này được tốt hơn. Đặc biệt
trong quá trình học của môn học có 1 phần làm đồ án môn học dành cho học
viên. Đây là đồ án đầu tiên của ngườ học viên giúp cho học viên làm quen với
việc thiết kế, chế tạo các chi tiết máy trong một hệ thống dẫn động - là công việc
chủ yếu của người kỹ sư cơ khí. Mục đích giúp học viên biết phương hướng
nghiên cứu, lựa chọn tối ưu khi thiết kế, rèn luyện kĩ năng tính toán để thực hành
thiết kế một số chi tiết máy đơn giản, đồng thơì giúp học viên tổng hợp một số
kiến thức cơ bản về sức bền, vẽ kĩ thuật và biết cách tra cứu sổ tay, tài liệu, …
Trong đồ án này nhiệm vụ chủ yếu là thiết kế và lắp đặt hệ thống dẫn động
băng tải gồm bộ truyền đai, bộ truyền bánh răng và bộ truyền xích. Các phần tính
cơ bản là: tính chọn động cơ điện, tính toán các bộ truyền cơ khí, then, chọn ổ
lăn, chọn vỏ hộp giảm tốc và các chi tiết máy chuẩn khác.
Nhiệm vụ cuối cùng là thực hiện bản vẽ lắp: hộp giảm tốc, bánh răng. Đây
là bước giúp học viên rèn luyện tính thận trọng, tỉ mỉ và đầu óc tư duy sáng tạo
để hoàn thành nội dung công việc được giao.
Lầ đồ án đầu tiên trong quá trình học tập tại Học viện Phòng không không
quân nên trong quá trình làm không thể tránh được sai sót do kiến thức còn hạn
chế rất mong sự tạo điều kiện giúp đỡ, hướng dẫn, chỉ bảo của các đồng chí
giảng viên trong bộ môn.
Hà Nội, ngày 01 tháng 06 năm 2010
Người thực hiện
Nguyễn Như Hiền
2
- Đồ án chi tiết máy Học viên thực hiện Nguyễn Như Hiền
MỤC LỤC
Phần Nội dung Trang
I Tính chọn động cơ
I Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền 04
II Kiểm nghiệm động cơ 06
III Tính toán và phân phối tỉ số truyền 06
IV Các thông số động học và lực của các trục 06
II Thiết kế, tính toán các bộ truyền
A Tính toán thiết kế bộ truyền đai 08
B Tính toán bộ truyền bánh răng 13
C Tính toán bộ truyền xích 20
III Tính toán thiết kế trục
Tính toán thiết kế trục dẫn bánh răng nhỏ 28
3
- Đồ án chi tiết máy Học viên thực hiện Nguyễn Như Hiền
PHẦN I : TÍNH CHỌN ĐỘNG CƠ
I.Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền
1.Chọn loại động cơ điện :
Vì khả năng sử dụng rộng rãi, kết cấu đơn giản ,độ làm việc tin cậy,
giá thành rẻ và dễ bảo quản, đối với hệ thống dẫn động băng tải đã yêu cầu ta
chọn động cơ đồng bộ 3 pha.
Để tránh các tác động cơ học từ bên ngoài, động cơ cần trang bị lưới
bảo vệ kín.
Động cơ được chọn phải thoả mãn các yêu cầu sau :
- Không phát nóng quá nhiệt cho phép
- Điều kiện mở máy : Tmm > Tqtdc
- Điều kiện quá tải : [Tdc ] > Tqtdc
2.Các kết quả tính toán trên băng tải :
a. Momen thực tế trên băng tải:
P.D 12000.0,52
Ttb = = = 3120 Nm
2 2
b. Vận tốc vòng của băng tải:
- Vận tốc góc của băng tải :
v
ωbt = 1000 (rad/s)M
R
- Vận tốc vòng của băng tải:
2000.60.v 2000.60.0,15
nbt = = = 5,5 (vòng/phút)
2π .D 2π .520
c. Số vòng quay đồng bộ của động cơ:
60. f
n db =
p
Trong đó : f là tần số dòng xoay chiều với f = 50Hz
p là số đôi cực từ , chọn p = 4
60.50
⇒ ndb = = 750 (vòng/phút)
4
d. Momen đẳng trị trên trục băng tải:
n
∑T i
2
.t i 2 2
T 2 mm .t mm + T1 .t1 + T2 .t 2
Tdtbt = i =1
=
n
t mm + t1 + t 2
∑t i =1
i
Trong đó : Tmm = 1,2T1 (Nm), T2 = 0,7T1
t mm = 3s : thời gian mở máy,do t mm quá nhỏ nên ta lấy t mm =0.
t1 = 4h : thời gian toàn tải
t 2 = 2h : thời gian non tải
4
- Đồ án chi tiết máy Học viên thực hiện Nguyễn Như Hiền
Thay các giá trị trên vào công thức, ta có :
T12 .4 + (0, 7T1 ) 2 .2
Tdttb = = 2842, 45 (Nm)
6
với T1 = Tbt = 3120 Nm
e. Công suất đẳng trị trên trục băng tải:
Tdtbt .nbt 2842, 46.5,5
Pdtbt = = = 1, 637 (kW)
9550 9550
f. Công suất đẳng trị trên trục động cơ:
p dtbt
p dtdc =
η ht
Trong đó : ηht = η br .η 4ô .η x .ηd
Với:
+ Hiệu suất khớp nối: ηkn
+ Hiệu suất truyền động của cặp ổ lăn: ηôl
+ Hiệu suất một cặp bánh răng trụ trong hộp giảm tốc: ηbr
+ Hiệu suất bộ truyền xích: η x
+ Hiệu suất bộ truyền đai: ηd
Tra bảng ta có ηbr = 0,96 , ηôl = 0,992 , η x = 0,92 , η d = 0,96
⇒ η ht = 0,96 .0,9924..0,92.0,96 = 0,821
1, 637
⇒ pdtdc = = 1,993 (kW)
0,821
Để hệ thống dẫn động băng tải làm việc bình thường, ta chọn pdc ≥ pdtdc
và động cơ có số vòng quay trung bình đảm bảo tỷ số truyền của hệ thống hợp
lý, đảm bảo hệ số công suất .
Dựa vào bảng P1.1 (sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ta chọn động cơ
điện sau:
` Công Vận tốc
suất quay
Kiểu động cơ KW vg/ph cos ϕ Tmax Tk
T dn Tdn
f = 50Hz
4A112MA8Y3 2,2 750 0,71 2,2 1,8
5
- Đồ án chi tiết máy Học viên thực hiện Nguyễn Như Hiền
II/ Kiểm nghiệm động cơ:
1. Kiểm nghiệm quá tải:
Theo điều kiện [Tdc ] ≥ Tqtdc
[Tdc ] = η ht .2.T
9550
T= .2, 2 = 28, 01 , → [Tdc ] = 0,821.2.28, 01 ≈ 46 Nm
750
9550.Pbt
Tqtdc = K qt .Tc = .1,5
ndc .η ht
9550.1, 637.1,5
→ Tqtdc = = 38, 08 Nm
750.0,821
Ta có: [Tdc ]> Tqtdc → Vậy điều kiện quá tải thỏa mãn.
2. Kiểm nghiệm mở máy:
Theo điều kiện Tmm ≥ Tqtdc
Tmm
Lại có = 1,5 ⇒ Tmm = 1,5.28, 01 = 42, 015 Nm
T
⇒ Tmm > Tqtdc
⇒ Vậy điều kiện mở máy thoả mãn.
III. Phân phối tỷ số truyền:
ndc 750
Tỷ số truyền u∑ = = = 136,36
nbt 5,5
Mà u∑ = uh .ung
Tra bảng 2.4 trang 21 sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí:
uh : tỉ số truyền của hộp giảm tốc
ung : tỉ số truyền ngoài hộp
ung = ud .u x
ukn : tỉ số truyền của khớp nối ( ukn = 1 )
Tra bảng ta lấy: ux = 5 , ud = 5
u∑ 136,36
⇒ uh = = ≈ 5, 45
u x .ukn .ud 5.1.5
uh : Tỉ số truyền bánh răng trụ răng nghiêng
IV. Các thông số động học và lực của các trục:
1. Tốc độ quay của các trục:
• Trục động cơ: ndc = 750 (vòng/phút)
ndc 750
• Trục I: nI = = = 750 (vòng/phút)
ukn 1
6
- Đồ án chi tiết máy Học viên thực hiện Nguyễn Như Hiền
nI 750
• Trục II: nII = = = 150 (vòng/phút)
ud 5
n 150
• Trục III: nIII = II = = 27,52 (vòng/phút)
uh 5, 45
n 27,52
• Trục IV: nIV = III = ≈ 5,5 (vòng/phút)
ux 5
2. Công suất trên các trục:
• Trục động cơ: Pdc = Plv = 1,993 (kW)
dc
• Trục I: PI = Pdc .ηkn .ηôl = 1,993.1.0,992 = 1,98 (kW)
• Trục II: PII = PI .ηd .ηôl = 1,98.0,96.0,992 = 1,89 (KW)
• Trục III: PIII = PII .ηbr .ηôl = 1,89.0,96.0,992 = 1,8 (KW)
• Trục IV: PIV = PIII .η x .ηôl = 1,8.0,92.0,992 = 1, 643 (KW)
3. Mômen xoắn trên các trục:
Plv dc 1,993
• Trục động cơ: Tdc= 9550. = 9550. = 25, 403 (Nm)
ndc 750
P 1,98
• Trục I: T1 = 9550. I = 9550 = 25, 212 (Nm)
nI 750
P 1,89
• Trục II: T2 = 9550. II = 9550. = 120,33 (Nm)
nII 150
P 1,8
• Trục III: T3 = 9550. III = 9550. = 624, 64 (Nm)
nIII 27,52
P 1, 643
• Trục IV: T4 = 9550. IV = 9550. = 2852,85 (Nm)
nIV 5,5
7
- Đồ án chi tiết máy Học viên thực hiện Nguyễn Như Hiền
Vậy ta có bảng kết quả sau:
Trục
Trục động
Thông I II III IV
cơ
số
Tỉ số
1 5 5,45 5
truyền
Tốc độ
quay 750 750 150 27,52 5,5
(vòng/phút)
Công suất
1,993 1,98 1,89 1,8 1,643
(kW)
Momen
xoắn 25,403 25,212 120,33 624,64 2852,85
(Nm)
8
- Đồ án chi tiết máy Học viên thực hiện Nguyễn Như Hiền
PHẦN II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN
A. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI
Các thông số của động cơ và tỷ số truyền của bộ truyền đai:
ndc = 750(v / p ) ; N dc = 2, 2kw ; ud = 5
Ở đây: Trục dẫn quay với vận tốc của trục động cơ(trục I)
Trục bị dẫn là trục II với nII = 150(vg / ph)
1. Chọn loại đai:
Momen xoắn trên trục dẫn TI = 19, 25 (Nm)
Theo bảng 4.13 tr59 tập1 TTTKHDĐCK ta có thể chọn loại đai hình
thang Б
Loại đai Kí Kích thước mặt cắt A Lo d1min
hiệu bo b h yo mm 2 mm mm
Mặt cắt
thường Б 14 17 10,5 4,0 138 3350 140
b
yo
h
bo
2. Xác định đường kính bánh đai:
a. Bánh đai nhỏ:
Đường kính bánh đai nhỏ:
d1 = 140mm
πd n 3,14.140.750
*Tính vận tốc đai: v = 1 I3 = = 5, 495 m/s
60.10 60.103
9
- Đồ án chi tiết máy Học viên thực hiện Nguyễn Như Hiền
b. Bánh đai lớn:
Đường kính bánh đai lớn được tính theo công thức:
d 2 = u d .d 1 .(1 − ξ )
Trong đó: u d : tỉ số truyền đai
d 1 : đường kính bánh đai nhỏ
ξ : hệ số trượt. Chọn ξ = 0,02
→ d 2 = 5.140.(1 − 0, 02) = 686 mm
Chọn đường kính đai tiêu chuẩn là 670 mm
c. Tỷ số truyền thực tế là:
d2 670
ut = = = 4,88
d1 (1 − ξ ) 140 (1 − 0, 02 )
Sai số của tỷ số truyền là:
utt − ud | | 4,88 − 5 |
Δu = .100% = .100% = 2, 4%
ud 5
Δ u < 5% ⇒ Đai đó chọn thoả mãn điều kiện.
3. Chọn chiều dài sơ bộ khoảng cách trục là:
asb = 1,5d 2 = 1,5.670 = 1005mm
4. Tính chiều dài đai L (mm):
(d − d )
2
π
Lsb = 2asb + ( d1 + d2 ) + 1 2
2 4asb
3,14 (140 + 670 ) ( 670 − 140 )
2
→ Lsb = 2.1005 + 2
+
4.1005
= 3351,58mm
Chọn đai theo tiêu chuẩn là: L = 3350 mm
v 5, 495
Số vòng chạy của đai là : i= = = 1, 64 lần
L 3,35
5. Xác định khoảng cách chính xác trục a:
1
a = ⎡ 2 L − π ( d1 + d 2 ) + ⎡ 2 L − π ( d1 + d 2 ) ⎤ − 8 ( d1 − d 2 ) ⎤
2 2
8⎣⎢ ⎣ ⎦ ⎥
⎦
1⎡ 2⎤
a = ⎢ 2.3350 − 3,14 (140 + 670 ) + ⎡ 2.3350 − 3,14 (140 + 670 ) ⎤ − 8 ( 670 − 140 ) ⎥
2
8⎣ ⎣ ⎦ ⎦
→ a = 1004,184 mm
Kiểm tra điều kiện khoảng cách trục
10
- Đồ án chi tiết máy Học viên thực hiện Nguyễn Như Hiền
(2 ( d1 + d 2 ) = 1620) > (a = 1004,184) > (0,55 ( d1 + d 2 ) + h = 233,5) ⇒ Thoả mãn
6. Tính góc ôm α 1 :
Tính theo công thức:
d 2 − d1
α1 = 1800 − 570 với điều kiện α 1 > 120 0
a
670 − 140
α1 = 1800 − 570 ≈ 150 thỏa mãn điều kiện.
1004,184
7. Tính số đai cần thiết :
[ P0 ] được tính theo hình 13.14
[ P0 ] = 2, 2(kW )
Cα : hệ số xét đến ảnh hưởng của góc ôm
α1 = 150o → Cα = 0.92
C l : hệ số xét đến ảnh hưởng chiều dài đai
l/l0=3350/3350=1;→ Cl = 1
Cu : hệ số xét đến ảnh hưởng tỷ số truyền, bảng 4.17: Cu =1,14
K d : hệ số tải trọng động ứng với trường hợp tải trọng dao động nhẹ:
Số ca làm việc là 2, → K d =1,1
Cz : hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đồng đều tải trọng
cho các dãy đai, bảng 4.18, Cz =1
Pcd .K d
Vậy số đai tính là: Z tt = = 1, 05 đai
[ P0 ] Cα .Cl .Cu .Cz
Chọn số đai Z = 2 đai
8. Chiều rộng bánh đai: B
t = 19 mm; e = 12,5 mm
Chiều rộng bánh đai:
B = ( Z − 1) .t + 2e = 44mm
9. Lực tác dụng lên trục đai: (Fr)
- Xác định lực vòng: Fv = qm .v 2
Tra bảng 4.22 tập 1,TTTKHDĐCK ta có qm =0,178
Vậy Fv = 0,178.5, 4952 = 5,38 (N)
780.P .K d
- Xác định lực căng ban đầu: Fo = 1
+ Fv = 173, 4( N )
v.Cα .Z
α
- Xác định lực tác dụng lên trục Fr = 2.F0 .z.sin( ) = 670( N )
2
10. Tính ứng suất trong dây đai và tuổi thọ dây đai:
a. Tính σ u :
11
- Đồ án chi tiết máy Học viên thực hiện Nguyễn Như Hiền
2. y 0
σ u = E. chọn E = 100 Mpa, y0 = 4
d1
⇒ σ u = 5, 714( MPa)
b. Tính σ v :
σ v = ρm .v 2 = 1300.5, 4592 = 38740,89 N / m2 ≈ 0,39MPa
c. Tính σ k :
F0 [ P0 ].10
3
1,5.103
σk = + +σv = σ0 + +σv
A v.b0 .2h 5, 74.8,5.2.8
173, 4 2, 2.103
σk = + + 0,39 = 3, 01Mpa
138 5, 495.14.2.10,5
d. Tính σ max :
σ max = σ k + σ u = 3, 01 + 5,714 = 8,724MPa
e. Tính tuổi thọ của đai:
⎛ σ ⎞ [ P ] .L.ν u
m
th = ⎜ y ⎟ . 0
⎝ σ max ⎠ v.Zb 3600
Trong đó: σ y = 9Mpa : Giới hạn mỏi
ν u = 1,95 : hệ số kể đến sự ảnh hưởng khác nhau của σ u trên các bánh đai nhỏ và
lớn
Zb = 2 : Số bánh đai
m=11: bậc đường cong mỏi, vì là đai hình thang
11
⎛ 9 ⎞ 2, 2.3350.1,95
⇒ th = ⎜ ⎟ . = 0, 404 năm
⎝ 8, 724 ⎠ 6,96.2.3600
Vậy số lần thay đai là:
Std = 23000.2 / 0, 404.365.24 = 13 lần.
→ Vậy ta phải thay đai 13 lần trong 23000h làm việc.
12
- Đồ án chi tiết máy Học viên thực hiện Nguyễn Như Hiền
B. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
I. Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp chậm
1. Chọn vật liệu
- Do công suất truyền tải không lớn lắm, không có yêu cầu đặc biệt gì về vật
liệu, để thống nhất trong thiết kế ở đây chọn vật liệu hai cấp như nhau : cụ thể
chọn thép 45 tôi cải thiện, phôi rèn. Đồng thời để tăng khả năng chạy mòn của
răng, nên nhiệt luyện bánh răng lớn đạt độ rắn thấp hơn độ rắn bánh răng nhỏ từ
10 ÷15 đơn vị
H1 ≥ H 2 + (10 ÷ 15) HB
• Bánh nhỏ:
+ Thép 45 tôi cải thiện;
+ Đạt độ rắn HB=(241…285)
+ Giới hạn bền σ b1 = 850MPa
+ Giới hạn chảy σ ch1 = 580MPa
Chọn độ rắn bánh nhỏ HB 1 =260
• Bánh lớn:
+ Thép 45 tôi cải thiện;
+ Đạt độ rắn HB=(192…240)
+ Giới hạn bền σ b 2 = 750MPa
+ Giới hạn chảy σ ch 2 = 450MPa
Chọn độ rắn bánh lớn HB 2 =250
2.Xác định ứng suất cho phép:
a. Ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép được xác đinh theo công thức:
σ H lim
0
Công thức tính: [σ H ] = .Z R .ZV .K xH .K HL
SH
σ F lim
0
[σ F ] = .YR .YS .K xF .K FC .K FL
SF
Trong đó:
+ ZR: Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc
+ Zv: Hệ số kể đến ảnh hưởng của vận tốc vòng.
+ KxH: Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng.
+ KHL: Hệ số tuổi thọ khi xét sức bền tiếp xúc.
+ SF: Hệ số an toàn khi tính về uốn, = 1,75
+ YR: Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng.
+ YS: Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu với tập trng ứng suất.
YS=1,08 – 0,0695 ln(m)
13
- Đồ án chi tiết máy Học viên thực hiện Nguyễn Như Hiền
+ KxF: Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến bền uốn
+ KFC: Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải, ở đây = 0,7
+ KFL: Hệ số tuổi thọ ảnh hưởng đến độ bền uốn.
Trong bước tính sơ bộ lấy: Z R Z v K xH = 1 và YRYs K xF = 1 , do đó công thức trên
trở thành:
σ H lim .K HL
0
[σ H ] = (1)
SH
σ F lim
0
[σ F ] = .K FC .K FL (2)
SF
Ta có:
σ H lim = 2.HB + 70 ;
0
S H = 1,1 ;
σ F lim = 1,8 HB ;
0
S F = 1,75;
Thay số vào ta được:
σ H lim1 = 2.HB1 + 70 = 2.260 + 70 = 590 MPa
0
σ H lim 2 = 2.HB2 + 70 = 2.250 + 70 = 570 MPa
0
σ F lim1 = 1,8.HB1 = 1,8.260 = 468Mpa
0
σ F lim 2 = 1,8.HB2 = 1,8.250 = 450MPa
0
* Tính hệ số KHL và 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 các công thức sau:
N HO
K HL = mH
N HE
N FO
K FL = mF
N FE
Ở đây: mH, mF – bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn;
mH = mF = 6 khi độ rắn mặt răng HB ≤350;
NHO – số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc;
N HO = 30 H HB
2,4
→ N HO1 = 30 H HB1 = 30.2602,4 = 18752418, 6
2,4
N HO 2 = 30 H HB 2 = 30.2502,4 = 17067789, 4
2,4
NFO – số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn
N FO = 4.106 đối với tất cả các loại thép
NHE, NFE – số chu kì thay đổi ứng suất tương đương. Khi bộ truyền chịu tải trọng
tĩnh:
N HE =N FE =N=60.C.n III .t ∑
14
- Đồ án chi tiết máy Học viên thực hiện Nguyễn Như Hiền
Với:
+ C: số lần ăn khớp trong một vòng, C=1
+ nIII: số vòng quay trong một phút, nIII = 27,14 (v/p)
+ t ∑ : tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét, t ∑ = 23.000(h)
Thay số vào ta có kết quả:
N HE1 =N FE1 =N=60.1.27,14.23000 = 37453200 (h)
→ NHE1> NHO1; NFE1>NFO1
Tính toán tương tự ta có kết quả:
NHE2> NHO2; NFE2>NFO2
Ta lấy NHE = NHO và NFE = NFO khi đó có kết quả KHL = 1 và KFL = 1
(đường cong mỏi gần đúng là đường thẳng song song với trục hoành; tức là trên
khoảng này giới hạn mỏi tiếp xúc và đường giới hạn uốn không thay đổi).
Từ công thức (1) và (2) ta có các kết quả sau:
590.1
[σ H 1 ] = = 536,36 MPa;
1,1
570.1
[σ H 2 ] = = 518,18MPa ;
1,1
468.1.1
[σ F 1 ] = = 267, 43MPa ;
1, 75
450.1.1
[σ F 2 ] = = 257,14MPa ;
1, 75
Với bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng, ứng suất tiếp xúc cho phép
[σ H ] là giá trị trung bình của [σ H 1 ] và [σ H 2 ] nhưng không vượt quá 1,25 [σ H ] min .
Ta có: [σ H ] =
[σ H 1 ] + [σ H 2 ] = 536,36 + 518,18 = 527, 27 MPa
2 2
b. Kiểm tra sơ bộ ứng suất:
1,25 [σ H ] min =1,25.518,18= 647,73 Mpa>500Mpa ==> thỏa mãn yêu cầu
c. Ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép khi quá tải là:
[σ H ]max = 2,8σ ch ;
[σ F ]max = 0,8σ ch ;
Thay số ta có:
[ δ H1] max=2,8. δ ch1=2,8.580 =1624 MPa;
[ δ H2] max=2,8. δ ch2=2,8.450 =1260 MPa;
[ δ F1] max=0,8. δ ch1=0,8.580 = 464 MPa;
[ δ F2] max=0,8. δ ch2=0,8.450 = 360 Mpa;
3. Xác định các thông số của bánh răng
a. Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
15
- Đồ án chi tiết máy Học viên thực hiện Nguyễn Như Hiền
TII .K H β
Theo công thức: aw1 = K a . ( u1 + 1) 3
2.[σ H ] .u1.ψ ba
2
+ Ka – hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng. Theo bảng 6-
5(TKDĐCTM tr96) với cặp bánh răng, răng nghiêng thép – thép
Ka = 43Mpa1/3
+ T II – mômen xoắn trên trục chủ động. T II =120,33.103 Nmm
+ [ δ H ]ứng suất tiếp xúc cho phép. [δ H ] = 500Mpa
+ K H β - Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng
khi tính về tiếp xúc.
+ ψ ba,ψ bd- là các hệ số: Tra bảng 6.6 ψ ba = 0,3
ψ bd = 0,53.ψ ba ( u1 + 1) = 0,53.0,3 ( 5, 45 + 1) = 1, 026
Tra bảng 6.7 với sơ đồ 6 K H β = 1, 06
Thay các giá trị vào ta được:
120330.1, 06
aw1 = 43. ( 5, 45 + 1) 3 = 149.3mm
2.(500) 2 .5, 45.0,3
Lấy aw = 150mm
b. Xác định đường kính vòng lăn của bánh răng nhỏ:
T2. K H β .(u2 + 1)
d w1 = K d 3
[σ H ]
2
.u2 .ψ bd
K d - hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng, theo bảng (6.5) ta chọn
→ K d =67,5
120330.1, 06.(5, 45 + 1)
⇒ d w1 = 67,5. 3 = 56, 6mm
5002.5, 45.1, 026
c. Xác định các thông số ăn khớp:
+ Xác định môđun:
m = (0,01 ÷0,02). a w
⇒ m = (0, 01 ÷ 0, 02).150 = 1,5 ÷ 3
Để thống nhất trong thiết kế và dựa theo bảng (6.8) ta chọn môđun tiêu chuẩn là
m = 3;
+ Xác định số răng, với bánh răng trụ răng nghiêng => góc nghiêng chọn β = 20
và hệ số dịch chỉnh x:
+Tính số răng nhỏ:
2.aw cos β 2.150.cos 20o
z1 = = = 15, 66 (răng);
m. ( u1 + 1) 3. ( 5 + 1)
16
- Đồ án chi tiết máy Học viên thực hiện Nguyễn Như Hiền
Chọn số răng z1 =15(răng);
Từ z1 =15 ta tính được z 2 :
z 2 = u 2 . z1 =5,45.15=81,75(răng)
→ Vậy z 2 =81 răng.
Tính lại góc nghiêng β theo công thức
m.( z1 + z2 ) 3.(15 + 81)
cosβ = = = 0.96
2.aw 2.150
=> β = 16, 260
Tính lại số răng bánh nhỏ:
2.aw cos β 2.150.cos16, 26
z1 = = = 16
m. ( u2 + 1) 3. ( 5 + 1)
Lấy z1 = 16 và z2 = 81
Tỷ số truyền thực tế:
z2 81
u2 = = = 5,1
z1 16
Khoảng cách trục thực tế:
m.( z1 + z 2 ) 3.(16 + 81)
aw = = = 152mm
2. cos β 2. cos16,26
4. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
Áp dụng công thức Hec ta xác định được ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên
mặt răng phải thoả mãn điều kiện:
2T11 .K H u 2 + 1
σ H = Z M .Z H .Z ε . 2
. ≤ [ δ H]
bw1. d w1 u2
Trong đó :
ZM: Hệ số kể đến cơ tính của vật liệu: tra bảng 6 - 5 tr 96 sách
TKCTM Tập I được ZM = 274 Mpa
ZH: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc:
2. cos β b
ZH = Với: β b - góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở
sin 2α tw
tgβ b = cos α t .tgβ
Với bánh răng nghiêng không dịch chỉnh:
tgα tg 20o
α wt = α t = arctg ( ) = arctg ( ) = 20, 46o
cos β cos12, 75o
α : góc nghiêng profin gốc theo TCVN1065 : α =20 o
⇒ tg β b = cos 20, 46o.tg16, 26o = 0, 27
⇔ β b = 15, 28o
17
- Đồ án chi tiết máy Học viên thực hiện Nguyễn Như Hiền
2 cos β b 2.cos16, 460
Do đó: Z H = = = 1, 73
sin 2α tw sin(2.20, 460 )
Theo công thức (6.37)
bw . sin β
εβ =
π .m
Với bw là chiều rộng vành răng
bw = ψ ba .aw = 0,3.150 = 45
45.sin16, 460
⇒ εβ = = 1,35
π .3
Khi tính gần đúng ta có thể xác định ε α theo công thức:
⎡ ⎛ 1 1 ⎞⎤
ε α = ⎢1,88 − 3,2⎜
⎜ + ⎟⎥. cos β
⎟
⎣ ⎝ z1 z2 ⎠⎦
⎡ ⎛ 1 1 ⎞⎤
= ⎢1,88 − 3, 2 ⎜ + ⎟ ⎥ cos16, 460 ≈ 1, 6
⎣ ⎝ 16 81 ⎠ ⎦
Hệ số trùng khớp dọc được tính:
1 1
⇒ Zε = = = 0, 79
εα 1, 6
K H : hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc;
Vận tốc vòng của bánh nhỏ
π .d w1.n2
3,14.56, 6.150
v= = = 0, 45(m / s ).
60000 60000
Theo bảng (6.15) có : δ H = 0,002
Theo bảng (6.16) có : g0 = 82
Áp dụng công thức (6.42) :
aw
υ H = δ H .g 0 .v
u
150
⇒ υ H = 0, 002.82.0, 45. = 0,58
5, 45
υ H .bw .d w1 0,58.45.56, 6
K Hv = 1 + = 1+ ≈1
Do đó ta có: 2.T2 .K H β .K Hα 2.120330.1, 06.1,13
K H = K H β .K Hv .K Hα = 1, 06.1.1,13 = 1,198
Với v = 0, 45m / s ta chọn cấp chính xác 9→ K Hα = 1,13
120330.1,198(5, 45 + 1)
σ H = 274.1, 73.0, 79. = 403MPa < [σ H ]
45.56, 62.5, 45
18
- Đồ án chi tiết máy Học viên thực hiện Nguyễn Như Hiền
Ta có: Với v = 0,45(m/s) < 5m/s , Z V = 1 ,với cấp chính xác là 9 ,chọn cấp
chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó gia công đạt độ nhám Ra = 2,5.....1,25μm do
đó Z R = 1 .Với d a < 700mm ; K XH = 1
Với [σ H ] = [σ H ] .ZV .Z R .Z XH = 500.1.1.1 = 500 MPa (công thức 6.1 và 6.1a)
σ H − [σ H ] 403 − 500
.100% = .100% = 24%
σH 403
Vậy hệ thống vẫn đảm bảo hoạt động tốt.
5. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:
Theo công thức (6.34) ta có :
2.T2 .K F .Yε .Yβ .YF 1
σ F1 =
bw .d w1 .m
σ .Y
σF2 = F1 F 2
YF 1
Với: (tra bảng 6.7)
K F β = 1,15
K Fα = 1,37 (tra bảng 6.14)
Theo công thức (tra bảng 6.47)
aw
υ F = δ F .g 0 .v.
u
Với δ F = 0,006 (tra bảng 6.15)
g 0 = 82 (tra bảng 6.16)
Suy ra :
150
υ F = 0, 006.82.0, 45. = 1, 21
5
Theo công thức (6.46) ta có :
υ F .bw .d w1
KFv = 1+
2.T2 .K Fβ .K Fα
1, 21.45.56, 6
= 1+ = 1, 01
2.120330.1,15.1,37
Do đó K F = K Fα .K Fβ .K Fv = 1,37.1,15.1,01 = 1,591
Ta có ε α = 1, 6 ⇒ Y ε = 1/ ε α = 0, 625
β 11,97
β = 16, 26o ⇒ Yβ = 1 − = 1− = 0,884
140 140
Số răng tương đương :
z1 16
zv1 = = = 18,1
cos β cos 16, 26
3 3
19
- Đồ án chi tiết máy Học viên thực hiện Nguyễn Như Hiền
z2 81
zv 2 = = = 91,55
cos β cos 16, 46
3 3
Theo bảng (6.18) ta được YF 1 = 4, 08; YF 2 = 3, 6
Với hệ số dịch chỉnh x1 = x2 = 0
Với m = 3 thì :
YS =1 độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất
YR = 1 độ nhám bề mặt lượn chân răng.
K XF = 1 (d w < 400mm)
Do đó theo (6.1) và (6.2) :
[σ F 1 ] = [σ F 1 ].YR .YS .K XF = 464 Mpa
2.T2 .K F .Yε .Yβ .YF 1
σ F1 =
bw .d w1 .m
σ .Y
σ F 2 = F1 F 2
YF 1
Tương tự ta tính được : [σ F 2 ] = 360MPa
Thay các giá trị vừa tìm được vào công thức trên ta có :
2.120330.1,591.0, 625.0,884.4, 08
σ F1 = = 112,95MPa < [σ F 1 ] = 464MPa
45.56, 6.3
σ .Y 112,95.3, 6
σF2 = F1 F 2 = = 99, 66 MPa < [σ F 2 ] = 360 MPa
YF 1 4, 08
6. Kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải:
Tmax
Theo (6.48) với K qt = = 1, 2
T
σ H 1max = σ H . K qt = 403. 1, 2 = 441, 46 MPa < [σ H 2 ]max = 1260 MPa
Theo (6.49)
σ F 1max = σ F 1.K qt = 112,95.1, 2 = 135,54 < [σ F 1 ]max = 464 MPa
σ F 2max = σ F 2 .K qt = 99, 66.1, 2 = 119,592 < [σ F 2max ] = 360MPa
Vậy bánh răng đủ bền khi làm việc quá tải.
→ Ta có kích thước của bánh răng:
+ Đường kính vòng chia
d1 = d w1 = 56, 6mm
d 2 = d w 2 = d w1.5, 45 = 308, 47mm
+ Đường kính đỉnh răng
d a1 = d1 + 2(1 + x1 − Δy )m = 56, 6 + 2.3 = 62, 6(mm)
d a2 = d 2 + 2(1 + x2 − Δy )m = 308, 47 + 2.3 = 314, 47(mm)
20
nguon tai.lieu . vn
