Xem mẫu
- BỘ CÔNG NGHIỆP
TRƯỜNG ĐAỊ HỌC CÔNG NGHIỆP TP HCM
TRUNG TÂM TNTH CƠ KHÍ
Đồ án chi tiết máy
Đề tài
Thiết kế hệ thống dẫn động
máy khuấy
NSVTH : NHÓM 4
LỚP : DHOT1TLT
GVHD: DIỆP BẢO TRÍ
Tp Hồ Chí Minh, tháng 6 năm 2007
1
- MỤC LỤC
CHƯƠNG I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 4
CHƯƠNG II: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI 6
CHƯƠNG III: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG 9
CHƯƠNG IV: THIẾT KẾ TRỤC VÀ TÍNH THEN 20
CHƯƠNG V: Ổ LĂN 35
CHƯƠNG VI: TÍNH TOÁN VỎ HỘP GIẢM TỐC 37
CHƯƠNG VII: KHỚP NỐI - BÔI TRƠN 38
CHƯƠNG VIII: DUNG SAI LẮP GHÉP 39
2
- ĐỀ BÀI : ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
Đề : thiết kế hệ thống truyền đọng cho máy khuấy.
Các số liệu cho biết:
- Công suất máy khuấy N = 8 Kw
- Số vòng quay trục máy khuấy:n = 70 v/ph
- Thời gian làm việc t = 60000
- Kiểu hộp giảm tốc : hộp giảm tốc hai cấp côn - trụ.
3
- Chương I CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
I/ CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN
Để chọn động cơ điện ta đi tính công suất cần thiết của động cơ :
N
Nct =
Trong đó:
N: công suất máy khuấy.
Ta có: η = ηđ. ηrc. ηrt. η3ol. ηk
Chọn ηđ = 0,96 : hiệu suất của bộ truyền đai
ηrc = 0,95 : hiệu suất bộ truyền bánh côn
ηrt = 0,96 : hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ
ηol = 0,99 : hiệu suất một cặp ổ lăn
ηk = 0,99 : hiệu suất khớp nối
vậy: η = 0,96. 0,95. 0,96. 0,993. 0,99 = 0,841
do đó:
9
Nct = =10,7 (kw)
0,841
Vậy ta phải trọn công suất của động cơ lớn hơn công suất cần thiết.
Xác định sơ bộ số vòng quay của số vòng quay của động cơ:
nsb = nmk. Uh. Uđ
với nmk: số vòng quay trục máy khuấy.
Uh: tỷ số truyền các bộ truyền trong hộp
Uđ: tỷ số truyền của bộ truyền đai.
Theo đề bài ta có: nmk = 60 (vg/ph)
Mà : Uh : (8…15)
Uđ : (3…5)
nsb = 60.(8…15).(3…5) = (1440…4500)
Từ đó ta chọn động cơ AOC2 - 52 -2 có các thong số kỹ thuật như sau:
Công suất Nđc = 13 (kw)
Số vòng quay của đọng cơ: nđc = 2730 (vg/ph)
Hiệu suất làm việc: η = 83,5%
Khối lượng: m = 110 (kg)
II/PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
Tỷ số truyền chung:
nđc 2130 91
U= = = = 45,5
nmk 60 2
Trong đó: nđc = 2730 (vg/ph) số vòng quay trục động cơ.
Nmk = 60 (vg/ph) số vòng quay trục máy khuấy.
Mà ta cũng có: U = Uđ. Uh
Trong đó: Uđ = 3,3 : tỷ số truyền của bộ truyền đai.
4
- U 45,5
Uh = = = 13,79 : tỷ số truyền cảu hệ thống bánh răng.
Uđ 3,3
Ta cần xác định tỷ số truyền của bộ truyền cấp nhanh và cấp chậm của hệ thống
truyền động bánh răng dựa vào các thông số sau:
kbr = 0,25 : hệ số chiều rộng vành răng.
Ck = 1,1; ψ = 1,2; [ko1] =[ko2]
2,25.1,2 2,25.1,2
λ= = = 14,4
(1 k br ).k br [k 02 ] (1 0,25).0,25
λk. λ3k = 1,44.(1,1)3 = 19,2.
Dựa vào đồ thị ta tìm được tỷ số truyền của cặp bánh răng cấp nhanh là:
U h 13,79
Ucn = 3,70
U cn 3,73
- Xác định các thông số:
+ Công suất các trục:
N mk 9
Trục 3 : N3 = 9,18 (kw)
ol . kn 0,99.0,99
N3 9,18
Trục 2: N2 = 9,66 (kw)
ol . rt 0,99.0,96
N2 9,66
Trục 1: N1 = = = 10,27 (kw)
ol . rc 0,99.0,95
+ Số vòng quay các trục:
nđc 2370
Trục 1: n1 = 827 (vg/ph)
Uđ 3,3
n1 827
Trục 2: n2 = = = 222 (vg/ph)
nU cn 3,73
+ Momen xoắn trên các trục:
N1 10,27
Trục 1: T1 = 9,55. 10 6 . 9,55.10 6. 118595,5 (Nmm)
n1 827
N 9,66
Trục 2: T2 = 9,55.10 6 . 2 =9,55.10 6. 415554 (Nmm)
n2 222
N 9,18
Trục 3: T3 = 9,55. 10 6. 3 9,55.10 6. 1461150 (Nmm)
n3 60
Kết quả ta có bảng thông số sau:
Thông số Động cơ Trục 1 Trục 2 Trục 3
Công suất (kw) 13 10,27 9,66 9,18
Tỷ số truyền U 3,3 3,73 3,7
Số vòng quay n (vg/ph) 2730 827 222 60
Mômen xoắn T (Nmm) 118595,5 415554 1461150
5
- CHƯƠNG II THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI
I/ CHỌN LOẠI ĐAI
Chọn loại đai thang thường tiết diện Ђ.
II/ THÔNG SỐ BỘ TRUYỀN
Đường kính bánh đai nhỏ ta chọn d1 = 180 mm
.d1.nđc 3,14.180.2370
Vận tốc đai: vđ = 25,7(m / s ) nhỏ hơn vận tốc đai cho phép
60000 60000
vmax = (25 30) (m/s)
Đường kính bánh đai lớn:
d 2 U đ .d1 (1 ) 3,3.180.(1 0,02) 582,12(mm)
Trong đó: Uđ = 3,3 là tỷ số truyền cỉa bộ truyền đai.
D1 = 180 (mm) là đường kính của bánh đai nhỏ.
ε = 0,02 hệ số trượt của đai.
Vậy ta chọn d2 = 560 (mm)
d2 560
Tỷ số truyền thực tế: U đt 3,17
d1 .(1 ) 180.(1 0,02)
U U đt 3,3 3,17
Sai lệch tỷ số truyền: U đ đ .100% .100% 3,9% 4% (thỏa mãn).
Uđ 3,3
Tính sơ bộ khoảng cách trục a :
Khoảng cách trục a phải thỏa mãn điều kiện:
0,55.( d1 + d 2 ' ) h as 2.(d1 d 2 )
0,55.(180+560)+10,5 a s 2.(180 560)
4,17 as 1480
Chọn as = 1000 (mm).
Chiều dài đai:
( d d1 ) 2 (560 180) 2
Lt 2a s .(d1 d 2 ) 2 2.100 (180 560) 3197,9(mm)
2 4a s 2 4.100
Chọn L = 3150 (mm)
vđ 25,7
Số vòng chạy của đai: i = 8,2 imax 10
L 3,15
Ta cần xác định lại khoảng cách trục a:
2 8
a=
4
3,14
với L .(d1 d 2 ) 3150 .(180 560) 1988,2
2 2
d d1
2 190
2
1988,2 1988, 2 2 8.190 2
a= 9769(mm)
4
6
- d 2 d1 (560 180)
Góc ôm của đai: 180 0 57 0. 180 0 57 0. 157,80 120 0
a 976
Pđc .k đ
Sồ đai: z =
[ P0 ].C .Cl .C u .C z
Trong đó: Pđc = 13 kw ; kđ = 1,25 ; [P0 ] = 6 kw
0
= 157,8 Cα = 0,945
L 3150
1,4 CL 1,07
L0 2240
µ =3,3 Cu = 1,14
P 13
2,16 Cz = 0,945
[ P0 ] 6
13.1,25
Vậy z = 2,5 . Vậy ta chọn số đai z = 3
6.0,945.1,07.1,14.0,945
Chiều rộng bánh đai: B = (z-1).t + 2e = (3-1).19 + 2. 1,25 = 63 (mm)
-Đường kính ngoài bánh đai:
d a d 2h0 180 2.4,2 188,4 (mm)
III/ Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục.
780.Pđc .k đ
Lực căng trên một đai: F0 Fv
v.C .z
Trong đó: Fv a m .v 2 (định kỳ điều chỉnh lực căng)
Với am = 0,178 (kg/m) : khối lượng một m chiều dài đai.
Fv = 0,178.25,72 =117,6 (N)
780.13.1,25
Do đó : F0 117,6 292( N )
25,7.0,945.3
Lực tác dụng lên trục:
157,80
Fr 2.F 0.z.sin( ) 2.292.3.sin 1717( N )
2 2
7
- Kết quả ta có bảng thống kê sau: (bảng 1)
Thông số Kí hiệu Các giá trị Đơn vị
Tiết diện đai B
Đường kính bánh đai nhỏ d1 180 mm
Vận tốc đai v 25,7 m/s
Đường kính bánh đai lớn d2 560 mm
Tỷ số truyền Uđ 3,3
Tỷ số truyền thực tế Uđt 3,17
Sai lệch tỷ số truyền U 3,9 %
Khoảng cách trục sơ bộ a 1000 mm
Chiều dài đai tính toán Lt 3197,7 mm
Chiều dài đai tiêu chuẩn L 3150 mm
Số vòng chạy của đai i 8,2
Khoảng cách trục chính xác a 976
Góc ôm trên bánh đai nhỏ 157,8 0
Công suất cho phép P0 6 Kw
Số đai cần thiết z 2,5
Số đai chọn z 3
Chiều rộng bánh đai B 63 mm
Đường kính ngoài bánh đai da 188,4 mm
F0 292 N
Lực căng ban đầu Fr 1717 N
Lực tác dụng lên trục kđ 1,25
Các hệ số C
0,945
CL
1,07
Cu
1,14
Cz 0,945
8
- CHƯƠNG III THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
I/ Chọn vật liệu.
Bánh răng nhỏ: thép C45 tôi cải thiện, độ cứng đạt HB1 = 255 và có:
b1 850 MPa, ch1 580MPa
Bánh răng lớn: thép C45 tôi cải thiện, đọ cứng đạt HB2 = 240 và có:
b 2 750 MPa, ch2 450 MPa
II/ Xác định ứng suất cho phép.
0
H H lim .z R .zv .k xH .k HL
SH
Với: zR: hệ số xét đến độ nhám bề mặt răng làm việc.
zV: hệ số xét đến ảnh hưởng của vạnn tốc vòng.
kxH: hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng.
Sơ bộ ta thấy: zR. zV. xH = 1
0
Và H lim 1 2HB 70 2.255 70 580(MPa) : ứng suất tiếp xúc cho phép trên
bánh răng nhỏ.
0
H lim 2 2 HB2 70 2.240 70 550( MPa) : ứng suất tiếp xúc cho phép trên bánh
răng lớn.
SH = 1,1 : hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc.
N HO
k HL mH : hệ số tuổi tyhọ khi xét ứng suất tiếp xúc.
N HE
mH = 6 : bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc.
NHO: số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc.
NHO1 = 30.H2,4HB1 = 30. 2552,4 = 1,97. 107
NHO2 = 30.H2,4HB2 = 30. 2402,4 = 1,55. 107
3
Ti 3 t i
Và NHE = 60. c. n. tlv. .( ) . : số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương.
i 1 T max C
Với C : số lần ăn khớp
N : số vòng quay của bánh răng đang xét.
Tlv: tổng thời gian làm việc
Ti : momen xoắn
C : chu kỳ làm việc
3
Ti 3 ti
N HE1 60.c.n1 .t lv . .( ) .
Ta có: i 1 T max C
60.1.827.60000.(13.0,4 0,6 3.0,3 .08 3.0,3) 187.10 7 ( MPa)
9
- 3
Ti 3 ti
N HE 2 60.c.n2 .tlv . .( ) .
i 1 Tmax C
60.1.222.60000.(13.0,4 0,6 3.0,3 .083.0,3) 49,4.10 7 ( MPa)
Ta có : N HE1 N HO1 và N HE 2 N HO 2
k HL 1
0
H lim1.k HL 580.1
Vậy 1 527,3( MPa)
SH 1,1
0
2 H lim 2 .k HL
580550.1
500( MPa)
SH 1,1
H1 H2
527,3 500
513,65( MPa)
H
2 2
Ứng suất cho phép:
0
F F lim .YR .YS .k xF .k FC .k FL
SF
Trong đó:
YR: hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám của mặt lượn chân răng.
YS: hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất.
kxF: hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến dộ bền uốn.
Sơ bộ ta thấy: YR.YS.kxF = 1.
Ta có:
F lim1 1,8.HB1 1,8.255 459( MPa) : ứng suất uốn cho phép trên bánh răng nhỏ.
0
F lim 2 1,8.HB2 1,8.240 432( MPa) : ứng suất uốn cho phép trên bánh răng lớn.
0
SF = 1,75 : hệ số an toàn khi tính về uốn.
kFC = 1 : hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải
N FO : hệ số tuổi thọ xét đến chế độ tải trọng của bộ truyền.
k FL mF
.N FE
Với :
mF =6 : bậc của đường cong mỏi khi xét về uốn.
NFO = 4.106 : số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn.
3
Ti mF t i
60.c.n2 .t lv . ( ) .
Ta có: N FE = 1
i 1 Tmax C
60.1.827.60000.(16.0, 4 0,6 6.0,3 .08 6.0,3) 146,7.10 7 (MPa )
3
T t
N HE 2 60.c.n2 .tlv . .( i ) mF . i
i 1 Tmax C
60.1.222.60000.(13.0,4 0,6 3.0,3 .083.0,3) 39,4.10 7 ( MPa)
Ta có: N FE1 N FO và N FE2 N FO = > kFL = 1
0
F lim1.k FC .k KL 459.1.1
Vậy F 1 262,3(MPa )
SF 1,75
10
- 0
F 2 F lim 2 .k FC .k KL
432.1.1
247( MPa)
SF 1,75
Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:
H max 2,8. ch 2
2,8.450 1260( MPa )
Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:
Bánh răng nhỏ : F max 2,8. ch 0,8.580 464( MPa )
1 1
Bánh răng lớn: F max 2,8. ch 0,8.450 360( MPa)
2 2
III/ Thiết kế bộ truyền bánh răng côn răng nghiêng.
1/ Xác định chiều dài côn ngoài và đường kính chia ngoài.
Chiều dài côn ngoài và đường kính chia ngoài của bánh răng côn chủ đọng được được
xác định hteo độ bền tiếp xúc:
T1 .k H
R e k R . U cn 1. 2
1 kbe .kbe .U cn . H
T1 .k H
de1 kR . 3 2
1 kbe .kbe .U cn . H
Trong đó: k R 0,5k d 0,5.87 43, 5( MPa ) hệ số phụ thuộc vật liệu bánh răng và loại
răng .
U cn 3, 73 : Tỷ số truyền của bộ truyền cấp nhanh.
b
kbe 0, 25 : Hệ số chiều rộng vành răng.
Re
k H 1,11 : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng
kbe .U cn ` 0, 25.3, 73
vành bánh răng côn, dựa vào trị số: 0, 53
2 kb 2 0.25
e
T1 118595,5( Nmm) : mômen xoắn tren trục bánh răng côn nhỏ.
H 513, 65(MPa) : Ứng suất tiếp xúc cho phép
118595,5.1,11
Vậy: Re 43,5. 3, 732 1. 150( mm)
(1 0, 25).0, 25.3, 73.513, 652
118595,5.1,11
de1 87. 3 77, 7(mm)
(1 0, 25).0, 25.3, 73.513, 652
2/ Xác định các thông số ăn khớp.
- Số răng bánh nhỏ: z1 1, 6.z1 p 1, 6.17 27, 2
Vậy ta chọn: z1 27 ( răng)
Tính đường kính trung bình và môđun trung bình:
d m1 1 0,5kbe .de1 1 0, 25 .77, 7 68(mm)
11
- d m1 68
mtm 2,52
z1 27
Xác định mô đun : chọn góc nghiêng m 250 , tính ra mô đun pháp trung bình:
mnm mtm .cos m 2, 52.cos 250 2, 28
Vậy ta chọn mô đun tiêu chuẩn là mnm 2,5
Tính lại mô đun trung bình và đường kính trung bình:
m 2,5
mtm nm 2,76
cos m cos 250
d m = m tm .z1 = 2, 76.27 = 74,52
1
Xác định số răng bánh lớn và góc côn chia:
Số răng bánh lớn: z2 = Ucn .z1 = 3, 73.27 = 100, 7
Vậy ta chọn: z = 101 (răng)
2
z 101
Xác định lại tỷ số truyền: U cn = 2 = = 3, 74
1 z1 27
Sai lệch tỷ số truyền:
Ucn - Ucn
1 3, 74 - 3, 73
ΔU = .100% = .100% = 0, 27% < 4%
U cn 3, 73
z 27
Góc côn chia: δ1 = artag 1 = artag = 14, 96672 = 14058'0"
z2 101
δ2 = 900 - δ1 = 900 -14058'0" = 75,03328 = 7502 '
z1 27
Số răng tương đương: z v1 = = = 27,5
cosσ1.cos .β m cos14,96672.cos3 250
3
z1 27
z v2 = = = 291,1
cosσ 2 .cos .β m cos75, 03328.cos3 253
3
3/ Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
Ứng suất tiếp xúc suất hiện trên mặt răng côn phải thỏa mãn điều kiện sau:
2
2T1.k H . U cn +1
σ H = z M .z H .zε . σH
0,85.b.d 2 1 .U cn1
m
Trong đó:
z M = 274(MPa1/3 ) : hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp.
z H = 1, 62 : hệ số kể đến bề dạng hình dạng bề mặt tiếp xúc.
z : hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng,
1
Với z = : với hệ số trùng khớp ngang.
ε
12
- 1 1 1 1
Ta có: 1,88 3, 2 .cos m 1,88 3, 2
0
.cos25 1,57
z1 z 2 27 101
1
z 0,8
1,57
k H : hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
Ta có : k H k H .k H .k H
v
Với k H 1,11 : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành
răng.
k H 1, 09 : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đoi răng đồng
thời dựa vào trị số của vận tốc vòng.
.d m1 .n1 3,14.74,52.827
v 3, 23(m / s )
60000 60000
k Hv : hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp:
vH .b.d m1
k Hv 1
2.T1.k H .k H
d m1 . U cn1 1
Trong đó: vH H .g 0 .v
U cn1
Với: H 0, 002(mm) : hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp.
g 0 56 : hệ số kể đến ảnh hưởng của sai bước răng.
d m 74,52(mm) : đường kính trung bình của bánh răng côn nhỏ.
1
T1 118595,5( Nmm) : mômen xoắn trên trục bánh răng côn nhỏ.
b kbe .Re 0, 25.10 37.5(mm) : chiều rộng vành răng.
H 513, 65(MPa) : ứng suất tiếp xúc cho phép.
74,52. 3, 74 1
Vậy vH 0, 002.56.3, 23 3,52
3, 74
3,52.37,5.74,52
=> k Hv 1 1, 03
2.118595, 5.1,11.1, 09
=> k H 1,11.1, 09.1, 03 1, 25
2.118595,5.1, 25. 3, 742 1
=> H 274.1, 62.0,8 467,58( MPa ) H 513, 65( MPa)
0,85.37,5.74,52 2.3, 74
4/ Kiểm nghiệm tăng về độ bền uốn.
2T1.k F .Y .Y .YF1
F1 F1
0,85.b.mnm .d m1
F .YF
F2 1 2 F2
YF1
Trong đó: T1 118595,5( Nmm) : mômen xoắn trên trục bánh răng côn nhỏ.
13
- mnm 2,5 : môđun pháp trung bình.
b 37, 5(mm) : chiều rộng vành răng.
d m1 74,52(mm) : đường kính trung bình của bánh răng côn nhỏ.
1 1
Y 0, 64 : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.
1,57
m 25
Y 1 1 0,82 : hệ số kể đến độ nghiêng của răng.
140 140
Đường kính chia ngoài:
d e mte .z1 2,87.27 = 78 (mm)
1
de2 mte .z 2 2,87.101 78(mm)
Re
Với mte 2,87
0,5 z12 z2 2
Chiều cao răng ngoài: he 2.cos m .mte 0, 2mte 2.cos250 .2,87 0, 2.2,87 5,87( mm)
Chiều cao đầu răng răng ngoài:
hae1 cos m xn1 .cos m .mte cos250 0,35.cos250 .2,87 3,5(mm)
hae2 2.cos m .mte hae1 2.cos250 .2,87 3, 5 1, 7( mm)
Chiều cao chân răng ngoài:
h fe1 he hae1 5,78 3,5 2,28(mm)
h fe2 he hae2 5,78 1,7 4,08(mm)
Đường kính đỉnh răng ngoài: d ae d e 2hae .cos 1 78 2.3,5.cos14,96672 84,8( mm)
1 1 1
d ae2 d e2 2hae2 .cos 2 290 2.1, 7.cos 75, 03328 290,9( mm)
hf 2, 28
Góc chân răng: f1 arctg e1 arctg 0,87083 005215"
'
Re 150
h fe 4, 08
f2 arctg 2 arctg 1,55806 1033' 29"
Re 150
Góc côn đáy: f 1 f 14,96672 0,87083 14, 09589
1 1
f2 2 f2 75, 03328 1,55805 73, 47522
a1 1 f 2 14,96672 1,55806 16,52478
Góc côn đỉnh:
a2 2 f1 75,03328 0,87038 75,90411
Khoảng cách từ đỉnh côn đến mặt phẳng vòng ngoài đỉnh răng:
B1 Re .cos 1 hae1 .sin 1 150.cos14,96672 3,5sin141,96672 144
B2 Re .cos 2 hae2 .sin 2 150.cos 75, 03328 1, 7 sin 75, 03328 37
-Khoảng lệch tâm của bánh răng côn tiếp tuyến: e R.sin m
e
Góc nghiêng của răng ở mặt mút: e arcsin
Re
Kết quả tính ta có bảng thống kê sau: (bảng 2)
14
- Thông số Kí hiệu Các giá trị Đơn vị
Chiều dài côn ngoài Re 150 mm
Chiều rộng vành răng b 37,5 -
Chiều dài côn trung bình Rm 131,25 -
Đường kính chia ngoài d e1 78 -
d e2 290
Góc côn chia ( lăn ) 1 14058’0”
2 7502’0”
Chiều cao răng ngoài he 5,78 mm
Chiều cao đầu răng ngoài hae1 3,5 -
hae2 1,7
Chiều cao chân răng ngoài h fe
1
,28 -
h fe2 4,08
Đường kính đỉnh răng d ae 1
84,8 -
ngoài d ae2 290,9
Góc chân răng f1 0052’15” -
f2 1033’29”
Góc côn đỉnh a1 16,52478
a2 75,90411
Góc côn đáy f1 14,09589
f2 73,47522
Đường kính trung bình d m1 74,52 mm
d m2 253,75
Khoảng cách từ đỉnh côn B1 144 -
đến mặt phẳng vòng ngoài B2 37
đỉnh răng
Mô đun vòng trung bình mtm 2,76 -
Mô đun pháp trung bình mnm 2,5 -
Khoảng lệch tâm bánh răng e
côn tiếp tuyến
Góc nghiêng của răng ở e
mặt nút
15
- IV/ thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng.
1/ Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền.
Tính sơ bộ khoảng cách trục:
T2 .k H
aw k a . U cc 1 . 3 2
H .U cc . ba
Trong đó:
ka 49,5( MPa1/ 3 ) :hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng ăn khớp.
T2 415554( Nmm) : mômen xoắn trên trục bánh răng chủ động.
k H 1, 07 : hệ số kể đến sự pohân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi
tính tiếp xúc.
H 513, 65(MPa) : ứng suất tiếp xúc cho phép.
U cc 3, 7 : tỷ số truyền.
b
ba w (0,3...0,5) chọn ba 0, 4
aw
bd 0, 5 ba U cc 1 0,5.0, 4. 3, 7 1 1
415554.1, 07
=> aw 49,5. 3, 7 1 . 3 243(mm)
513, 652.3, 7.0, 4
2/ Xác định các thông số ăn khớp.
Xác định mô đun:
m 0, 01 0, 02 .aw 2.43 4,86 34, 47
Chọn m = 3
Xác định số răng, góc nghiêng và hệ số dịch chỉnh x.
Vì là bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng ta có góc nghiêng 0 , ta có số răng bánh
2 aw 2.243
nhỏ: z1 34, 47
m. U cc 1 3. 3, 7 1
Chọn : z1 34
Khi đó số răng bánh lớn: z2 125 ; z2 z1.U cc 34.3, 7 125,8
Chọn z 2 125 răng
z2 125
Do đó tỷ số truyền thực tế là: Um 3, 68
z1 34
U Um
Sai lẹch tỷ số truyền : U cc .100% 0, 54% 4%
U cc
Tổng số răng: zt z1 z2 34 125 159
m.zt 3.159
Xác định lại khoảng cách trục a: aw 238,5(mm)
2 2
Vậy chọn aw 240(mm)
Xác định hệ số dịch chỉnh:
16
- aw 240
Hệ số dịch chỉnh tâm: y 0,5 z1 z 2 0,5.1,59 0,5
m 3
100. y 100.0,5
Hệ số : k y 3,145
zt 159
k x 0,07
k .z 0,07.159
Hệ số giảm đỉnh răng: y x t 0,1113
1000 1000
Tổng hệ số dịch chỉnh: xt y y 0,5 0,01113 0,51113
Hệ số dịch chỉnh các bánh 1 và 2:
z z . y
x1 0,5. xt 2 1 0,5.0,51113
125 34 0,11
zt 159
x 2 xt x1 0,51113 0,11 0,4
z t .m. cos 159.3. cos 20 0
Góc ăn khớp: cos tw 0,9338
2.a w 2.240
wt 20,9617 20 057 ' 42"
Xác định các thông số khác:
- đường kính chia: d1 m.z1 3.34 102(mm)
d 2 m.z 2 3.1225 375(mm)
1 1
- Khoảng cách trục chia: a d1 d 2 102 375 238,5(mm)
2 2
2y 2.0,5
- Đường kính lăn : d w1 d1 102 102,64(mm)
zt 159
d w 2 d w1 .U m 102,664.3,68 377,72(mm)
- Đường kính đỉnh lăn: d a d1 21 x1 y .m 102 21 0,11 0.01113 108,6(mm)
1
d a2 d 2 21 x2 y .m 375 21 0,4 0.01113 383,3(mm)
- Đường kính đáy răng: d f d1 2,5 2.x1 .m 102 2,5 2.0,11.3 95,16(mm)
1
d f 2 d 2 2,5 2.x2 .m 375 2,5 2.0,4 .3 369,9(mm)
- Đường kính cơ sở: d b d1 cos 102.cos 20 0 95,85(mm)
1
d b2 d 2 cos 375. cos 20 0 352,38(mm)
Góc ăn khớp:
a. cos t 238,5. cos 20 0
tw arccos
a arccos
20,9617 20 057 ' 42"
w 240
( vì β = 0 nên αt = α = 200 )
3/ Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
2.T2 .k H .U m 1
Ứng suất tiếp xúc: H z M .z H .z . 2
H
bw .U m .d w1
Trong đó : zM = 274 (MPa1/3) là hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp.
zH = 1,58 là hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc.
17
- zε là hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng với:
4
z
3
Với εα là hệ số trùng khớp ngang, ta có:
d a21 d b21 d a22 d b22 2a w .sin tn
εα =
2 .m.cos t
108,6 2 95,85 2 3883,32 352,38 2 2.240. sin 20,9617
= 1,7
2.3,14.3. cos 20 0
4 1,7
z 0,867
3
kH : là hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc:
k H k H .k H .k Hv
k H hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng.
k H = 1 là hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều cho các đôi răng đồng
thời ăn khớp.
k Hv là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp.
v H .bw .d w1
k Hv 1
2T2 .k H .k H
Trong đó:
aw
vH = H .g 0 .v, với v là vận tốc vòng được tính :
Um
.d w1 .n2 3,14.102,64.222
v= 11,925(m / s )
6000 6000
δH = 0,004 là hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp.
g0 = 38 là hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng.
240
v H 0,004.38.11,925. 14,638
3,68
14,638.96.222
k Hv 1 1,35
2.415554.1,07.1
kH = 1,07.1.1,35 = 1,4445
Với aw = 240 (mm) là khoảng cách trục.
T2 = 415554 (Nmm) mômen xoắn trên trục bánh chủ động.
Um = 3,68 là tỷ số truyền.
bw = ψba.aw = 0,4.240 = 96 (mm) là chiều rộng vành răng.
2.415554.1,4445.3,68 1
Do đó: H 274.1,58.0,876. 466(MPa ) H 513,65( MPa)
96.3,8.102,64 2
4/ Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.
18
- Ứng suất uốn sinh ra tại chân răng:
2T2 .k F .Y .Y .YF 1
F1 [ F 1 ]
bw .d w1.m
.Y
F2 F 1 F 2 F 2
YF 1
Trong đó:
1 1
Y ε= 0,59 : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.
1,7
Y 1 : hệ số kể đến độ nghiêng của răng.
YF 1 3,67 : hệ số dạng răng của bánh 1 dựa vào số răng tương đương
zv1 z1 và hệ số dịch chỉnh x1
YF 2 3,6 : hệ số dạng răng của bánh 2 dựa vào số răng tương đương
zv 2 z 2 và hệ số dịch chỉnh x2
kF: hệ số tải trọng khi tính về uốn:
kF = kFβ. kFα. kFv
với : kFβ = 1,16 : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành
răng khi tính về uốn.
kFα =1 : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng không đều cho các đôi
răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn.
kFv : hệ số kể đến otải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, ta có:
v F .bw .d w1
k Fv 1
2T2 .k F .k F
Trong đó:
aw
v F F .g 0 .v.
Um
Với : v = 1,95 (m/s) vận tốc vòng.
δF = 0,011 là hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp.
g0 = 38 là hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch kích bước răng.
240
v F 0,011.38.11,925. 40, 25
3,68
40,25.96.102,64
k Fv 1 1, 41
2.415554.1,16.1
k F 1,16.1.1,41 1,6356
2.415554.1,6356.0,59.1.3,67
F1 99,57( MPa) F 1 262,3
96.102,64.3
Do đó:
99,57.3,6
F2 97,67( MPa) F 2 247( MPa)
3,67
5/ Kiểm nghiệm răng về quá tải.
19
- Để tránh biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp cực đại không vượt quá
giá trị cho phép.
CHƯƠNG IV THIẾT KẾ TRỤC VÀ TÍNH THEN
I. Chọn vật liệu.
Chọn vật liệu dung để chế tạo trục truyền là thép 45 tôi cải thiện.
II. Tính toán thiết kế trục.
1. Tải trọng tác dụng lên trục.
Lực tác dụng của bộ truyền đai: Fd = 1717 (N) (đã tính ở phần thiết kế bộ truyền đai).
Lực tác dụng từ các bộ truyền bánh răng: lực tác dụng khi ăn khớp trong bộ truyền
bánh răng tác dụng lên trục bao gồm ba thành phần: lực vòng Ft , lực hướng tâm Fr ,
lực dọc trục Fa ( như hình vẽ ).
- Đối với trục 1: lực vòng Ft1, lục hướng tâm Fr2, lực dọc trục Fa1.
- Đối với trục 2: lực vòng Ft2 , lực hướng tâm Fr2 , lực dọc trục Fr3 và lực vòng Ft3 ,
lực hướng tâm Fr3 , lực dọc trục Fa3.
- Đối với trục 3: lự vòng Ft4 , lực hướng tâm Fr4 , lực dọc trục Fa4 .
Và ta tính trị số của các lực như sau:
2T1 2.118595,5
Ft1 Ft 2 3183( N )
d m1 74,52
Ft1
Fr1 Fa 2 (tg n cos 1 sin msin 1 )
cos m
3183
(tg 20 cos14,96672 sin 25 sin 14,96672) 852( N )
cos 25
Ft1
Fa1 FR 2 (tg n cos 1 sin msin 1 )
cos m
3183
(tg 20 cos14,96672 sin 25 sin 14,96672) 1764( N )
cos 25
2T 2.415554
Ft 3 Fr 2 2 8097( N )
d w1 102,64
Ft 3 .tg tw 7032.tg 20,9617
Fr 3 Fr 4 3102( N )
cos 1
Fa3 Fa 4 0( N )do 0
Trong đó:
dm1 = 74,52 mm : đường kính trung bình của bánh nhỏ.
T1 = 118595,9 (Nmm): momen xoắn trên trục bánh răng côn nhỏ.
0
m = 25 : góc nghiêng vủa bánh răng.
0
n = 20 : góc ăn khớp.
1 = 14,96672 : góc côn chia bánh răng côn nhỏ.
20
nguon tai.lieu . vn