Xem mẫu
- Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011
LỜI NÓI ĐẦU
Đất nước ta đang trên đà phát triển, do đó khoa học kĩ thuật đóng một vai trò quan trọng
trong công cuộc công nghiệp hóa, hiện đại hóa đất nước. Việc áp dụng khoa học kĩ thuật chính là
làm tăng năng suất lao động, thay thế sức lao động của người lao động một cách có hiệu quả nhất,
bảo đảm an toàn cho người lao động trong quá trình làm việc. Để tạo nền tảng tốt cho bước phát
triển trong tương lai, chúng ta cần đầu tư, nghiên cứu, giáo dục, phát triển khoa học kĩ thuật một
cách nghiêm túc ngay từ trong các trường đại học.
Đồ án môn học Chi Tiết Máy là một môn học giúp sinh viên ngành Chế Tạo Máy có bước
đi chập chững, làm quen với công việc thiết kế mà mỗi người kĩ sư cơ khí sẽ gắn cuộc đời mình
vào đó. Học tốt môn học này sẽ giúp cho sinh viên mường tượng ra được công việc tương lai, qua
đó có cách nhìn đúng đắn hơn về con đường học tập đồng thời tăng thêm lòng nhiệt huyết, yêu
nghề cho mỗi sinh viên. Không những thế quá trình thực hiện đồ án sẽ là thử thách thực sự đối
với những kĩ năng mà sinh viên đã được học từ những năm trước như vẽ cơ khí, kĩ năng sử dụng
phần mềm: Autocad, Autocad Mechanical, Autodesk Inventor… cùng với những kiến thức trong
những môn học nền tảng: Nguyên lí máy, Chi tiết máy, Dung sai và Kĩ thuật đo…
Trong quá trình thực hiện đồ án, chúng em nhận được sự chỉ dẫn rất tận tình của thầy
PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc cùng các quý thầy cô khác trong Khoa. Sự giúp đỡ của các thầy cô là
nguồn động lực lớn lao cỗ vũ tinh thần cho chúng em trên con đường học tập, rèn luyện đầy gian
lao vất vả.
Do đây là bản thiết kế kĩ thuật đầu tiên mà chúng em thực hiện nên chắc chắn sẽ mắc phải
những thiếu xót, sai lầm. Em rất mong nhận được sự góp ý chân thành từ phía các thầy cô. Em xin
chân thành cảm ơn.
Sinh viên thực hiện
Trần Đăng Khuê
SVTH: Trần Đăng Khuê GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 2
- Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011
Mục lục
LỜI NÓI ĐẦU ................................................................................................................................. 2
Phần một: Tính toán chọn động cơ và tỉ số truyền: ....................................................................... 4
1.1. Tính toán chọn động cơ: ......................................................................................................... 4
1.2. Phân phối tỉ số truyền và tính toán động học hệ dẫn động xích tải:.......................................... 5
Phần hai: Tính toán bộ truyền đai:................................................................................................. 7
2.1. Thông số ban đầu: .................................................................................................................. 7
2.2. Tính toán thiết kế bộ truyền đai: ............................................................................................. 7
Phần ba:Thiết kế bộ truyền trong hộp giảm tốc ............................................................................. 9
3.1 Tính toán bộ truyền cấp nhanh: .......................................................................................... 9
3.2 Tính toán bộ truyền cấp chậm:.......................................................................................... 15
Phần bốn: Kiểm tra bôi trơn ngâm dầu........................................................................................ 23
Phần năm:Thiết kế trục ................................................................................................................ 24
4.1 Thiết kế trục 1:....................................................................................................................... 24
4.2 Thiết kế trục 2 ........................................................................................................................ 28
4.3 Thiết kế trục 3:....................................................................................................................... 32
Phần sáu: Kiểm nghiệm then ........................................................................................................ 35
Phần bảy: Chọn ổ lăn và nối trục.................................................................................................. 39
I – Trục đầu vào 1:....................................................................................................................... 39
II – Trục trung gian 2: .................................................................................................................. 41
III – Trục đầu ra 3:....................................................................................................................... 43
IV – Chọn nối trục vòng đàn hồi: ................................................................................................. 46
Phần tám: Thiết kế vỏ hộp và các chi tiết phụ .............................................................................. 47
Phần chín: Chọn dầu bôi trơn và dung sai lắp ghép .................................................................... 50
TÀI LIỆU THAM KHẢO ............................................................................................................. 53
SVTH: Trần Đăng Khuê GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 3
- Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011
Phần một:
TÍNH TOÁN CHỌN ĐỘNG CƠ,PHÂN PHỐI TỈ SỐ
TRUYỀN.
1.1. Tính toán chọn động cơ:
1.1.1. Số liệu ban đầu:
Hệ thống truyền động băng tải làm việc có các thông số sau:
- Lực vòng trên băng tải: F = 2500 N
- Vận tốc băng tải: v = 1,25 m/s
- Đường kính tăng dẫn: D = 400 mm
- Thời gian phục vụ: L = 7 năm
Hệ thống truyền động băng tải quay 1 chiều, làm việc 2 ca, tải va đập nhẹ (1 năm làm việc
280 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ).
1.1.2. Xác định công suất cần thiết của động cơ:
Pt
Công suất trên trục động cơ điện được xác định theo công thức: Pct (theo (2.8))
Trong đó: Pct - công suất cần thiết trên trục động cơ, kW;
Pt - công suất tính toán trên trục máy công tác, kW;
- hiệu suất truyền động.
Hiệu suất truyền động:
K ol brc brt d 0, 99 0, 99 3 0, 97 0, 96 0, 95 0,85 (theo (2.9))
3
với: K - hiệu suất nối trục đàn hồi ; ol - hiệu suất 1 cặp ổ lăn; brc - hiệu suất 1 cặp bánh răng
côn; brt - hiệu suất 1 cặp bánh răng nghiêng; d - hiệu suất bộ truyền đai, trị số của các hiệu suất
trên tra theo bảng 2.3.
Hệ thống truyền động băng tải làm việc với sơ đồ tải trọng như sau:
SVTH: Trần Đăng Khuê GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 4
- Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011
Theo (2.12) và (2.13), công suất làm việc trên trục máy công tác:
2 2 2 2
T1 T T 0,83.T
t 2 t .12 .60
F .v T 1 T 2 2500.1, 25 T
T
Pt Ptd . . 2, 69kW
1000 t1 t2 1000 12 60
Pt 2, 69
Khi đó: Pct 3,165 kW.
0,85
1.1.3. Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ:
Theo (2.17) , số vòng quay của trục máy công tác:
v 1, 25
= 60000 = 60000. = 59,68 vòng/phút
D .400
trong đó: v - vận tốc băng tải, v = 1,25 m/s;
D – đường kính tang dẫn, D = 400 mm.
Từ bảng 2.4 , ta chọn tỉ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng côn - trụ hai cấp u h 12 ;
u d 4 , do đó số vòng quay sơ bộ của động cơ theo (2.18) như sau:
n sb nlv nt 12 4 59, 68 2864, 64 vòng/phút
Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ ndb 3000 vòng/phút.
1.1.4. Chọn động cơ:
Theo bảng P1.3 với Pct 3,165 kW và ndb 3000 vg/ph ta dùng động cơ DK51-2 có
Pdc 4,5 kW, ndc 2900 vòng/phút.
1.2. Phân phối tỉ số truyền và tính toán động học hệ dẫn động
xích tải:
1.2.1. Phân phối tỉ số truyền:
Chọn loại hộp giảm tốc bánh răng côn trụ 2 cấp:
SVTH: Trần Đăng Khuê GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 5
- Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011
ndc 2900
Tỉ số truyền ut của hệ dẫn động: ut 48,6 (theo (3.23))
nlv 59, 68
trong đó : ndc - số vòng quay của động cơ đã chọn, ndc 2900 vòng/phút;
nlv - số vòng quay của trục máy công tác, nlv 59, 68 vòng/phút.
Phân phối tỉ số truyền của hệ dẫn động: ut uh u x 59, 68 (theo (3.24) )
ut 48, 6
Suy ra: uh 12
ud 4
Dựa vào hình 3.20 , ta chọn tỉ số truyền cấp nhanh của hộp giảm tốc u1 4 và tỉ số truyền
cấp chậm của hộp giảm tốc u2 3 .
ut 48, 6
Tính lại giá trị của u d theo ut trong hộp giảm tốc: ud 4
u1u 2 3 4
Vậy ta chọn ud 4
1.2.2. Xác định công suất, mômen và số vòng quay trên các trục:
Plv 2, 69 P3 2, 72
P3 2, 72 kW; P2 2, 86 kW
K 0, 99 brt . ol 0, 96 0, 99
P2 2, 68 P1 2, 98
P
1 2, 98 kW; Pdc 3,17 kW
brc . ol 0, 97 0, 99 d . ol 0, 95 0, 99
ndc 2900 n 725
ndc 2900 (v/p) ; n1 725 (v/p); n2 1 181, 25 (v/p)
ud 4 u1 4
n2 181, 25
n3 60, 42 (v/p)
u2 3
3,17 2, 98
Tdc 9, 55 10 6 10439,14 Nmm ; T1 9,55 10 6 39253, 79 Nmm
2900 725
2,86 2, 72
T2 9,55 106 150692, 41 Nmm ; T3 9, 55 10 6 429923, 87 Nmm
181, 25 60, 42
BẢNG PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
Trục Động cơ I II III
Thông số
Công suất P, kW 3,17 2,98 2,86 2,72
Tỉ số truyền u 4 4 3
Số vòng quay n, vòng/phút 2900 725 181,25 60,42
Mômen xoắn T, Nmm 10439,14 39253,79 150692,41 429923,87
SVTH: Trần Đăng Khuê GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 6
- Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011
Phần hai:
TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN ĐAI
2.1. Thông số ban đầu:
- Công suất truyền đến: P 3,17 kW
- Số vòng quay: ndc 2900 vòng/phút
- Tỉ số truyền: u 4
2.2. Tính toán thiết kế bộ truyền đai:
Bước 1. Chọn tiết diện đai:
Với công suất và số vòng quay như trên ta chọn đai tiết diện A (hình 4.1).
Bước 2. Chọn các thông số cơ bản của bộ truyền đai:
Theo bảng 4.13 chọn đường kính bánh đai nhỏ d1 125 mm.
d1n1 .125.2900
Vận tốc đai v 18,98 m/s ( nhỏ hơn vận tốc cho phép vmax 25
60000 60000
m/s)
Theo công thức 4.2, với 0, 02 , đường kính bánh đai lớn
d 2 ud1 (1 ) 4.125.(1 0, 02) 490 mm
Theo bảng 4.26 đường kính tiêu chuẩn d 2 500 mm
Như vậy tỉ số truyền thực tế:
d2 500
ut 4, 08
d1 (1 ) 125.(1 0, 02)
Và sai lệch
(ut u ) (4, 08 4)
u .100% 2% 4%
u 4
Theo bảng 4.14 chọn sơ bộ khoảng cách trục a 0,95.d 2 0, 95.500 475 mm, theo công
thức 4.4 chiều dài đai:
( d 2 d1 ) 2 (500 125)2
l 2a 0,5 ( d1 d 2 ) 2.475 0,5 (125 500) 2006(mm)
4a 4.475
Theo bảng 4.13 chọn chiều dài đai tiêu chuẩn: l 2000 mm.
v 18,98
Theo 4.15 nghiệm số vòng chạy của đai trong 1s: i 9, 49
- Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011
với : 2000 0,5 (125 500) 1018, 25
d 2 d1 500 125
187, 5
2 2
57(d 2 d1 ) 57.(500 125)
Theo 4.7 góc ôm 1 180 180 135 min 120
a 471,87
Bước 3. Xác định số đai:
Theo công thức 4.16
PK d
1 3, 71.1,35
z 1, 63
[ P0 ]C Cl Cu C z 3, 01.0,88.1, 04.1,14.0,98
Trong đó : Theo bảng 4.7, K d 1,35
Với 1 135 ta chọn C 0,88 (bảng 4.15)
Với l 2000 1,176 chọn Cl 1, 04 (bảng 4.16)
l0 1700
Với u 4 ta chọn Cu 1,14 (bảng 4.17)
Với v 18,98 m/s, d1 125 mm, chọn [ P0 ] 3,01 kW (bảng 4.19)
Với P1 3, 71 1, 23 ta chọn C z 0,98 (bảng 4.18)
[ P0 ] 3, 01
Lấy z 2 đai.
Chiều rộng bánh đai, theo 4.17 và bảng 4.21
B ( z 1)t 2e (2 1).15 2.10 35 mm
Đường kính ngoài của bánh đai:
d a d 2h0 125 2.3, 3 131, 6 mm
Bước 4. Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục:
780.P K d
1 780.3,71.1,35
Theo 4.19 Fa Fv 37,83 154, 78 N
vC z 18,98.0,88.2
Trong đó: Fv qm .v 2 0,105.18,982 37,83 N (bảng 4.22)
Theo 4.21 lực tác dụng lên trục :
1 135
Fr 2 F0 z sin( ) 2.154, 78.2.sin( ) 572 N
2 2
SVTH: Trần Đăng Khuê GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 8
- Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011
Phần ba:
THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG HỘP GIẢM TỐC
3.1 Tính Toán Bộ Truyền Cấp Nhanh
Các thông số ban đầu
Công suất đầu vào: P 2,98 kW
1
Moment xoắn: = 39253,79
Số vòng quay: = 725 ò / ℎú
Tỉ số truyền: u = 4
Thời gian phục vụ: 7 năm
Quay một chiều, làm việc hai ca ( 1 năm làm việc 280 ngày, một ca 8 giờ)
Chế độ tải: = , = 0.83
= 12 , = 60
1) Chọn vật liệu:
Ta chọn vật liệu cho cặp bánh côn răng thẳng như sau:
+ Bánh nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn bề mặt HB = 270,
có b1 =850(MPa); ch1 =580(MPa).
+ Bánh lớn : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn bề mặt HB =255,
có b2 =750(MPa); ch2 450 (MPa).
2) Xác định ứng suất cho phép :
Tính sơ bộ ứng suất uốn và ứng suất tiếp xúc cho phép theo các công thức
0
F lim .K HL 0 .K .K
6.1a và 6.1b ta có: [ H ] ; [ F ] F lim FC FL .
sH sF
o 0
Trong đó : F lim , H lim : lần lượt là ứng suất uốn và ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu
o 0
kỳ cơ sở, trị số của chúng được tra ở bảng 6.2: F lim 1,8HB và H lim 2 HB 70
sF , sH : lần lượt là hệ số an toàn khi tính về uốn và tiếp xúc tra ở bảng 6.2
sF 1, 75 và sH 1,1
Khi đó:
0
H lim1 2 220 70 610 (MPa)
0
F lim1 1,8 270 486 ( MPa)
0
H lim 2 255 70 580 (MPa)
2
0
F lim 2 1,8 255 459 (MPa)
K Fc : Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải ,lấy K Fc 1 (tải trong đặt một phía)
SVTH: Trần Đăng Khuê GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 9
- Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011
N HO
K HL , K FL : Hệ số tuổi thọ, được xách định theo công thức 6.3 và 6.4: 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 với HB 350 lấy:
mH 6; mF 6 NFO , N HO : Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn và tiếp xúc
+ N FO = 4.10 6 với tất cả các loại thép
N 2,05.10 7
+ N HO 30 H HB HO
2,4
1
7
N HO2 1,97.10
+ N HE , N FE : số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương
Vì bộ truyền làm việc ở chế độ tải trọng thay đổi nhiều bậc nên theo các công thức 6.7 và 6.8
mH
mF
ta có: N HE 60 c Ti T
2
.ni .ti ; N FE 60 c i .ni .t i
T T
với: c là số lần ăn khớp trong một vòng quay của bánh răng, c = 1
n i , ti : Số vòng quay và thời gian làm việc ở chế độ i
Ta có:
1 5
N HE1 60 1 725 31360 (13 0, 833 ) 8, 77 10 8 N HO1 K HL1 1
6 6
1 5
N HE 2 60 1 181, 25 31360 (13 0, 833 ) 2,19 108 N HO 2 K HL 2 1
6 6
1 5
N FE1 60 1 725 31360 (16 0,836 ) 8, 77 108 N FO1 K FL1 1
6 6
1 5
N FE 2 60 1 181, 25 31360 (16 0, 83 6 ) 2,19 10 8 N FO 2 K FL 2 1
6 6
Như vậy:
610 1 580 1
H 1 554, 5 (MPa); H 2 527, 3 (MPa)
1,1 1,1
Với bánh côn răng thẳng ta có:
H min H 1 ; H 2 527,3MPa ;
486 11 459
F 1 277, 7 MPa ; F 2 262,3MPa
1,75 1,75
Ứng suất quá tải cho phép, theo các công thức 6.13 và 6.14 ta có:
[ H ]max 2,8 ch 2 2,8 450 1260 MPa
[ F ]1max 0,8 ch 2 0,8 580 464 MPa
[ F ]2max 0,8 ch 2 0,8 450 360 MPa
SVTH: Trần Đăng Khuê GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 10
- Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011
3) Xách định chiều dài côn ngoài:
Theo công thức 6.52a ta có:
T1.k H
Re k R u 2 1. 3
(1 kbe ).kbe .u.[ H ]2
Trong đó : k R 0,5k d : Hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng,với truyền động
1
bánh côn răng thẳng bằng thép kd 100 (MPa)1/3 kR 0,5 100 50 MPa 3
u: Tỉ số truyền cấp nhanh của hộp giảm tốc, u = 4
T1: Mômen xoắn trên trục dẫn ( T1 = 39253,79 N.mm)
Kbe : Hệ số chiều rộng vành răng, lấy Kbe 0, 285
KH : Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng tra
K be .u 0, 285.4
bảng 6.21 với : 0, 66 , do trục lắp trên ổ đũa ta được: K H 1,15
2 Kbe 2 0, 285
Suy ra:
39253, 79 1,15
Re 50 4 2 1 3 120, 4mm
(1 0, 285) 0, 285 4 527,32
4) Xác định các thông số ăn khớp :
Đường kính chia ngoài của của bánh côn chủ động được xác định theo công thức 6.52b:
T1.K H 2.Re 2 120, 4
d e1 K d . 3 2
58, 4 mm
(1 K be ).K be .u.[ H ] 2
u 1 42 1
Tra bảng 6.22 ta được z1 p 16 với HB 350 z1 1, 6 z1 p 1, 6 16 25, 6 .
Đường kính trung bình và modun trung bình của bánh côn nhỏ:
dm1 (1 0,5Kbe ).de1 (1 0,5 0, 285) 58,4 50,08mm
d m1 50, 08
mtm 1,96mm
z1 25, 6
Modun vòng ngoài được xác định theo công thức 6.5:
mtm 1, 96
mte 2, 29mm
1 0,5.K be 1 0,5 0, 285
Theo bảng 6.8 lấy giá trị tiêu chuẩn mte 2,5mm do đó:
mtm mte (1 0,5.Kbe ) 2,5 (1 0,5 0, 285) 2,13mm
d m1 50, 08
z1 23,5 lấy z1 24 (răng)
mtm 2,13
z2 u1 z1 4 24 96 răng.
SVTH: Trần Đăng Khuê GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 11
- Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011
z2 96
Do đó tỉ số truyền thực tế u1 4
z1 24
Góc côn chia :
z 24
1 arctan 1 arctan 14,04 14o 210, 48''
'
z2 96
2 90 14, 04 75, 96 75 o 57 '36 ''
Theo bảng 6.20 với z1 24 ta chọn hệ số dịch chỉnh đều x1 0,39 ; x2 0,39
Đường kính trung bình của bánh nhỏ: dm1 z1.mtm 24 2,13 51,12mm
Chiều dài côn ngoài:
Re 0,5.mte z12 z2 0,5 2, 5 242 962 123, 69mm
2
5) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc :
2.T1 .K H . u 2 1
Theo công thức 6.33 ta có: H Z M .Z H .Z 2
[ H ]
0,85.b.d m1 .u
Trong đó:
1
zm : hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng, theo bảng 6.5 ta có z m 274 MPa 3
4
z :hệ số kể đến sự trùng khớp của răng ,được xác định theo công thức z
3
Ở đây là hệ số trùng khớp ngang, được tính theo công thức:
1 1 4 1, 71
1,88 3, 2 cos( ) 1, 71 (với 0 ); ze 0,874
z1 z 2 3
zH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc,theo bảng 6.12 ta có zH 1, 76
T1 : Mômen xoắn trên trục dẫn T1 39253, 79 Nmm
K H : Hệ số tải trọng khi tính toán về tiếp xúc, được xác định theo công thức 6.61
K H K H .K H .K HV
Ở đây:
K H : Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành
răng K H 1,15
SVTH: Trần Đăng Khuê GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 12
- Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011
K H : Hệ số kể đến sự tập trung tải trọng không đều trên giữa các răng lấy
KH 1
K HV : Hệ số xét đến ảnh hưởng của tải trọng động, tính theo công thức 6.63
vH .b.d m1
K HV 1
2T1 K H K H
d m1.(u 1) .d m1.n 3,14 51,12 725
Trong đó: vH H .g0 .v với: v 1, 94m / s . Theo
u 60000 60000
bảng 6.13 ta chọn cấp chính xác bộ truyền là 8. H là trị số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp
,theo bảng 6.15 với dạng răng thẳng thì H 0, 006 . g0 là hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch
bước răng ,theo bảng 6.16 với cấp chính xác mức làm việc êm là 7 thì g0 47 . Suy ra:
51,12 (4 1)
vH 0, 006 47 1, 94 4,37
4
b : chiều rộng vành răng, b K be .Re 0, 285 123, 69 35, 25 lấy b 35mm .
4,37 35 51,12
Vậy K HV 1 1, 09
2 39253, 79 1 1,15
Do đó K H 1, 09 1,15 1 1, 25 .
Với các trị số vừa tìm được ta có:
2 39253, 79 1, 25 42 1
H 274 1,76 0,874. 480, 77 MPa
0,85 35 51,122 4
Theo bảng 6.1 thì [ H ] [ H ]sb .z R .zv .K xH
Trong đó:
zv : Hệ số kể đến ảnh hưởng của vận tốc vòng, với v 1,94 m / s zv 1 .
zR : Hệ số xét đến độ nhám bề mặt, với Ra 2,5 1,25 m zR 0,95 .
K xH :Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng, với d a 700 mm K xH 1
[ H ] 527, 3 1 0,95 1 500, 94 MPa
Ta thấy H [ H ] .
Vậy điều kiện bền tiếp xúc được đảm bảo.
6) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:
2.T1 .K F .Y .Y .YF
Theo công thức 6.65 ta có: F 1
0, 85.b.mtm .d m 1
Trong đó: K F : Hệ số tải trọng khi tính toán về uốn, được tính theo công thức 6.71
K F K F .K F .K Fv
SVTH: Trần Đăng Khuê GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 13
- Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011
Với K F là hệ số xét đến tập chung tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng, theo
bảng 6.21 ta được K F 1, 24 , K F là hệ số xét đến tập trung tải trọng không đều giữa các răng
K F 1 , K Fv là hệ số xét đến ảnh hưởng của tải trọng động, xác định theo công thức:
v .b.d m1
K FV 1 F
2T1 K F K F
d m1.(u 1)
Với : vF F .g0 .v theo bảng 6.15 và 6.16 ta có: F 0, 016 ; g0 47
u
vF 0, 016 47 1,94 51,12 (4 1) 12 K FV 1 12 35 51,12 1, 24
4 2 39253, 79 1 1,15
Vậy K F 1, 24 1, 24 1=1,54
1 1
Y 0,6
1, 71
n0
Y 1 1
140
z1 24
zvn1 24, 74
cos( 1 ) cos(14, 04)
z2 96
zvn 2 395, 71
cos( 2 ) cos(75,96)
x1 0,39 ; x2 0,39
Tra bảng 6.18 ta được: YF 1 3, 48 ; YF 2 3,63
2 39253, 79 1, 54 0, 6 1 3, 48
Vậy F1 77, 93 MPa
0,85 35 2,13 51,12
YF 2 3, 63
F 2 F1 77,93 80, 98 MPa
YF 1 3, 48
Ta thấy : F 1 F 1
F 2 F 2
Vậy điều kiện bền uốn của cặp bánh răng côn được đảm bảo.
7) Kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải.
Theo công thức 6.48 ta có: Hmax H K qt [ H ]max
với: H 480, 77 MPa ; Kqt 1, 4
H max 480, 77 1, 4 526,66MPa [ sH ]max 1260 MPa
Theo công thức 6.49 ta có: Fmax F K qt [ F ]max
F max1 F 1 K qt 77,93 1, 4 109,102MPa [ F 1 ]max
F max 2 F 2 K qt 80,98 1, 4 113,37 MPa [ F 2 ]max
Vậy độ bền quá tải của răng được thỏa mãn.
SVTH: Trần Đăng Khuê GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 14
- Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011
8) CÁC THÔNG SỐ VÀ KÍCH THƯỚC CỦA BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CÔN:
Chiều dài côn ngoài Re 123, 69 mm
Modul vòng ngoài mte 2,5 mm
Chiều rộng vành răng bw 35 mm
Tỉ số truyền u1 4
Cấp chính xác 8
Góc nghiêng của răng b 00
Số răng của các bánh răng z1 24 ; z2 96
Hệ số dịch chỉnh chiều cao răng x1 0, 39 ; x2 0,39
Đường kính chia ngoài : de1 mte .z1 2,5 24 60 mm
de
de 2 mte .z2 2,5 96 240 mm
Góc côn chia: 1 14, 04 0 ; 2 75,960
Chiều cao răng ngoài : he he 2hte mte c 2, 2mte 5,5 mm
Chiều cao đầu răng ngoài : hae hae1 ( hte xn1 .cos b).mte (1 0, 39 1) 2, 5 3, 475 mm
hae 2 2.hte .mte – hae1 2 2,5 3,475 1,525 mm
Chiều cao chân răng ngoài : h fe h fe1 he hae1 5,5 – 3,475 2,025 mm
h fe 2 he hae 2 5,5 1,525 3,975 mm
Đường kính đỉnh răng ngoài : d ae1 de1 2.hae1 .cos 1 66,74 mm
d ae d ae 2 d e 2 2.hae 2 .cos 2 240, 74 mm
3.2 Tính Toán Bộ Truyền Cấp Chậm:
Các thông số ban đầu
Công suất đầu vào: P 2,86 kW
1
Moment xoắn: = 150692,41
Số vòng quay: = 181.25 ò / ℎú
Tỉ số truyền: u = 3
Thời gian phục vụ: 7 năm
Quay một chiều, làm việc hai ca ( 1 năm làm việc 280 ngày, một ca 8 giờ)
Chế độ tải: = , = 0.83
SVTH: Trần Đăng Khuê GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 15
- Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011
= 12 , = 60
1) Chọn vật liệu:
Ta chọn vật liệu cho cặp bánh trụ răng nghiêng như sau:
+ Bánh nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn bề mặt HB = 270, có
b1 =850(MPa); ch1 =580(MPa)
+ Bánh lớn : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn bề mặt HB =255, có
b2 =750(MPa); ch2 450 (MPa)
2) Xác định ứng suất cho phép :
Tính sơ bộ ứng suất uốn và ứng suất tiếp xúc cho phép theo các công thức 6.1a và 6.1b ta có:
0
F lim .kHl 0 .k .k
H ; F F lim Fc Fl
sH sF
o 0
Trong đó : F lim , H lim : lần lượt là ứng suất uốn và ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu
o
kỳ cơ sở, trị số của chúng đươc tra ở bảng 6.2: F lim 1,8HB và H lim 2 HB 70
0
sF , sH : lần lượt là hệ số an toàn khi tính về uốn và tiếp xúc tra ở bảng 6.2:
s F 1, 75 và sH 1,1
Khi đó:
0
F lim1 2 260 70 590 MPa
0
F lim 2 1,8 260 468 MPa
0
H lim 2 2 250 70 570 MPa
Flin2 = 1,8.250 = 450(MPa) H lim1 1,8 250 450 MPa
0
K Fc : Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải ,lấy KFc 1 (tải trong đặt một phía)
K HL , KFL : Hệ số tuổi thọ, được xách định theo công thức 6.3 và 6.4
N HO ; N
K HL mH K FL mF FO
N HE N FE
Ở đây:
mH , mF : Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn với HB 350 lấy:
mH 6; mF 6
N FO , NHO : Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn và tiếp xúc
N FO = 4.10 6 với tất cả các loại thép
N HO1 2,05.10 7
N HO 30H HB
2,4
7
N HO2 1,97.10
N HE , N FE : số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương
SVTH: Trần Đăng Khuê GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 16
- Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011
Vì bộ truyền làm việc ở chế độ tải trọng thay đổi nhiều bậc nên theo các công thức 6.7 và
mH
mF
6.8 ta có: N H E T 2 T
60 c i .n i .t i ; N F E 60 c i .n i .t i
T T
với: c là số lần ăn khớp trong một vòng quay của bánh răng, c = 1, ni , ti : Số vòng quay và thời
gian làm việc ở chế độ i.
Ta có:
1 5
N HE1 60 1 181,25 31360 (13 0,833 ) 2,19.108 N HO1 K Hl2 1
6 6
1 5
N HE 2 60 1 60, 42 31360 (13 0,833 ) 7,3.107 N HO 2 K Hl 1
6 6 1
1 5
N FE1 60 1 181, 25 31360 (16 0,836 ) 1,5.108 N FO1 K Fl2 1
6 6
1 5
N FE 2 60 1 60, 42 31360 (16 0,836 ) 5.107 N FO 2 K Fl1 1
6 6
590 1 570 1
Như vậy: H 1 536, 36 (MPA); H 1 518,18 (MPA)
1,1 1,1
Với bánh trụ răng nghiêng theo công thức 6.12 ta có:
1 536,36 518,18
H H 1 H 2 527, 27 (MPa) H 1, 25 H 2
2 2
486 1 1 450 1
F 1 277, 7 (MPa); F 2 257,14 (MPa)
1, 75 1,75
Ứng suất quá tải cho phép ,theo các công thức 6.10 và 6.11 ta có
Hmax = 2,8.ch 2 = 2,8.450 = 1260(MPa)
F1max = 0,8. ch 2 = 0,8.580 = 464(MPa)
F2max = 0,8.ch 2 = 0,8.450 = 360(MPa)
3) Xách định các thông số cơ bản của bộ truyền :
Xác định sơ bộ khoảng cách trục theo công thức 6.15a
T2 .k H
aw k a .(u2 1) 3 2
H .u 2 . ba
Trong đó:
+ ka : Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng.Theo bảng 6.5 ta được
1/3
k a 43 MPA
+ T2 : Mômen xoắn trên trục hai của hộp giảm tốc, = 150692,41
+ H Ứng suất tiếp xúc cho phép , H 527, 27 MPa 1/3
+ ba 0,3 tra theo bảng 6.6
SVTH: Trần Đăng Khuê GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 17
- Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011
+ k H Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không điều trên chiều rộng vành răng khi tải về
tiếp xúc.
Theo bảng 6.7 với bd 0, 64 , ta được k H 1, 03 (sơ đồ 5)
1506 92, 41 1, 03
Suy ra: a w 43 (3 1) 3 164, 7 (mm) lấy aw 165 mm
5 27, 27 2 3 0, 3
Ta có: bw 2 ba aw 0,3 165 49,5mm và bw1 bw2 5 55mm
4) Xách định các thông số ăn khớp
Theo công thức 6.17 ta có:
m (0,01 0,02) aw (0,01 0,02) 165 1,65 3,3 mm
Theo bảng 6.8 chọn môdul pháp m 2,5mm
Chọn sơ bộ 100 , do đó cos( ) cos(100 ) 0,9848 , theo công thức 6.19 ta xác định
cos( ) 0, 9848
được số răng bánh nhỏ: z1 2 a w 2 165 32, 5 lấy z1 32
m (u 1) 2, 5 (3 1)
răng.
Số răng bánh lớn được xách định theo công thức 6.20: z 2 u 2 z1 3 32 96 lấy
z2 96 răng >
z 2 96
Do đó tỉ số truyền thực là u 2 3
z1 32
z1 z2 32 96
cos( ) m 2, 5 0, 97
2 aw 2 165
14,14 140 8’ 28’’
Theo công thức 6.18 ta tính lại khoảng cánh trục:
z1 z2 32 96
aw m 2, 5 165 (mm)
2 cos( ) 2 0, 97
Ta sử dụng răng không dịch chỉnh x1 = x2 = 0
tan 0
Góc ăn khớp tw t arctan
cos 20,57 20 34'3''
5) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
Theo công thức 6.33 ,ứng suất tiếp xúc trên bề mặt làm việc của răng là
2.T1.K H (u 1)
H zM .zH .z 2
bw .u.d w1
Trong đó :
SVTH: Trần Đăng Khuê GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 18
- Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011
+ zm : hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng, theo bảng 6.5 ta có z m 274 (MPA)1/3
+ zH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, theo công thức 6.34 ta có
2.cos b
zH
sin(2. tw )
Ở đây:
b :Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở
Theo công thức 6.35 ta có:
tg b cos t tg cos 20,570 tg 14,140 0, 236
b 13, 27 0
Do đó ta theo công thức trên ta có
2.cos(13, 27)
zH 1, 72
sin(2.20, 57)
+ z: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng . Xác định theo công thức 6.36c:
sin sin 14,14
Ta có bw . 0,3 165 1,54 1
.m 2, 5
Do đó ta có z 1 1
0, 77
1, 694
Trong đó 1, 88 3, 2 1 1 cos( ) 1, 694
z1 z2
Đường kính vòng lăn bánh nhỏ:
aw 165
d w1 2
2 82,5 (mm)
u 1 3 1
+ K H : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc ,tính theo công thức 6.39
K H K H .K H .K HV
Với
+ K H :Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, tra bảng
6.7 ta có K H 1,03
+ K H : Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều giữa các đôi răng đồng thời ăn khớp
,trị số của kH được tra theo bảng 6.14 ta được K H 1, 03
+ K HV : Hệ số kể đến ảnh hưởng của tải trọng động trong vùng ăn khớp, theo công thức
6.41 ta có:
vH .bw .d w1
K HV 1
2T1 K H K H
Trong đó :
d w1 .(u 1)
vH H .g 0 .v
u
+ H : Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp theo bảng 6.15 ta được H 0,002
+ g 0 : Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng,lấy g0 47 theo bảng 6.16
+ v : Vận tốc vòng v .d w1 .n1 3,14 82,5 181, 25 0, 78 (m/s). Theo bảng 6.13 ta chọn
60000 60000
cấp chính xác cho bộ truyền là 9.
82,5 4
vH 0, 002 47 0, 78 0, 67
3
SVTH: Trần Đăng Khuê GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 19
- Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011
Vậy ta có: 0, 67 49,5 82,5
K HV 1 1, 009
2 150692, 411,03 1, 03
KH 1,03 1,03 1, 009 1,07
Thay số vào công thức trên ta có :
2 150692, 411, 07 (3 1)
H 247 1, 72 0, 77 409, 95 (MPa)
49,5 3 82, 52
Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:
với v 5 m / s zv 1
Ra 2,5 1,25 ( m) zR 0,95
d a 700 mm K XH 1
Theo 6.1 và 6.1a ta được:
[ H ] [ H ]sb zv za K XH 527, 27 11 1 0,95 500,1 MPa
Ta thấy H 409,95 [ H ] 500,1 vậy điều kiện bền tiếp xúc được đảm bảo. Để đơn
giản trong quá trình tính toán ta lấy bw 50 (mm).
6) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
2 T1 K F Y Y YF 1
Theo công thức 6.43 ta có: F 1
bw d w1 m
Trong đó :
+ T1 :mômen xoắn trên bánh chủ động, N.mm
+ m : modul pháp
+ bw : chiều rộng vành răng bw 50 (mm)
+ d w1 :đường kính vòng lăn của bánh chủ động, mm
+ Y 1 1 0,59 hệ số kể đến sự trùng khớp của răng (với 1,694 )
1, 694
0 0
+ Y 1 :hệ số kể đến độ nghiêng của răng Y 1 14,14 =0,899
140 140
+ YFi : Hệ số dạng răng của bánh 1 và 2
z1 32
z v1 cos3 0,973 35, 06
với
z z 2 96 105,19
v2 cos3 0,973
Vậy theo bảng 6.18 với hệ số dịch chỉnh x1 x2 0
Ta có YF1 3, 75 ; YF2 3, 60
+ KF: Hệ số tải trọng khi tính về uốn
K F K F .K F .K FV
Ở đây:
SVTH: Trần Đăng Khuê GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 20
- Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011
+ K F : Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng khi tính về
uốn ,theo bảng 6.7 ta được K F 1, 09
+ K F : Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều giữa các răng khi tính về uốn ,theo
bảng 6.14 ta được K F 1,12
+ K FV : Hệ số kể đến ảnh hưởng của tải trọng động
v .b.dm1
K FV 1 F
2T1 K F K F
aw
với v F F .g 0 .v.
u
Tra bảng 6.15 và 6.16 ta được:
+ F 0,006
+ g0 47
vF 0, 006 47 0, 78 165 1, 61
3
Vậy ta có:
1, 61 50 82, 5
K Fv 1 1, 02
2 150692, 41 1, 09 1,12
K F 1, 02 1,09 1,12 1, 245
Ta có
2 150692, 411, 245 0,59 0,899 3, 75
+ F1 72,37 (MPa)
50 82,5 2,5
YF 2 3, 6
+ F 2 F1 72,37 69, 48 (MPa)
YF 1 3, 75
F 1 F 1
Ta thấy
F 2 F 2
Vậy điều kiện bền uốn được đảm bảo
7) Kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải
Theo công thức 6.48 ta có: Hmax H k qt [ H ]max
Tmax
với: H 409, 95 MPa ; kqt 1, 4
T
Suy ra: H max 409,95. 1, 4 485 MPA [ H ]max 1260 MPa
F max F .kqt [ F ]max
Suy ra: Fmax1 = F1.kqt = 72,37 1,4 = 101,32(MPA) < F1max
F max1 F 1.kqt 72,37 1, 4 101,32 MPA [ F 1 ]max
Fmax2 F2 .k qt 69, 48 1, 4 97, 27 MPA [ F2 ]max
Vậy độ bền quá tải của răng được thỏa mãn.
SVTH: Trần Đăng Khuê GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 21
nguon tai.lieu . vn