Xem mẫu
- z
ĐỀ TÀI
Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí –
Hộp giảm tốc
Giáo viên thực hiện :
Sinh viên thực hiện :
1
- MỤC LỤC Trang
Mở đầu
Phần 1 : Tính toán động học
I.Chọn động cơ
1.1. Xác định công suất đặt trên trục động cơ
1.2.Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ điện
1.3.Chọn động cơ
II.Phân phối tỷ số truyền
2.1.Xác dịnh tỷ số truyền chung cho cả hệ thống
2.2.Phân phối tỷ số truyền trong hộp giảm tốc
III.Xác định các thông số trên các trục
3.1.Số vòng quay
3.2.Công suất trên các trục
3.3.Tính mômen xoắn trên các trục
3.4.Bảng thông số động học
Phần 2 :Tính toán thiết kế chi tiết máy
I.Tính bộ truền xích
1.1. Chọn loại xích
1.2. Chọn số răng đĩa xích
1.3. Xác định bước xích p
1.4.Xác định khoảng cách trục và số mắt xích
1.5. Tính kiểm nghiệm về độ bền xích
1.6. Xác định thông số của đĩa xích
1.7. Xác định lực tác dụng lên trục
1.8. Các thông số của bộ truyền xích
II.Tính toán thiết kế bộ truyền bánh trụ răng nghiêng
2.1. Chọn vật liệu bánh răng
2.2. Xác định ứng suất cho phép
2.2.1.Ứng suất tiếp xúc cho phép, và ứng suất uốn cho phép
2.2.2Ứng súat uốn cho phép khi quá tải
2.3.Xác định sơ bộ khoảng cách trục
2.4.Xác định các thông số ăn khớp
2.4.1Xác định mô đun pháp m
2.4.2.Xác định số răng
2.4.3.Xác dịnh góc nghiêng của răng
2.5.XÁc định các hệ số và một số thông số động học
2.6.Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng
2
- 2.6.1. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
2.6.2.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
2.6.3. Kiểm nghiệm về quá tải
2.7.Các thong số hình học của cặp bánh răng
2.8. Bảng tổng kết các thông số của bộ truyền bánh răng nghiêng
III.Chọn khớp nối
3.1.Mô men xoắn cần truyền
3.2.Chọn vật liệu
3.3.Kiểm nghiệm sức bền đập của vòng cao su
3.4.Kiểm nghiệm sức bền uốn của chốt
3.5.Lực tác dụng lên trục
IV.Tính trục
4.1.Tính sơ bộ đường kính trục
4.2.Xác định lực tác dụng lên trục và bánh răng
4.3.Xác định sơ bộ khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực
4.3.1. Với trục I
4.3.2.Với trục II
4.5.Tính thiết kế trục
4.5.1.Tính sơ bộ trục II
4.5.2.Tính chi tiết trục I
4.6.Kiểm nghiệm trục I theo độ bền mỏi
V.Tính chọn và kiểm nghiệm ổ lăn
5.1.Chọn ổ lăn cho trục II
5.2.Chọn ổ lăn cho trục I
5.2.1.Chọn loại ổ lăn
5.2.2.Chọn kích thước ổ lăn
5.2.3.Chọn sơ đồ bố trí ổ lăn
5.2.4.Lực dọc trục hướng tâm sinh ra trên các ổ
5.2.5.Tính tỷ số
5.2.6.Tính tải trọng quy ước, tải trọng tương đương của ổ bi đỡ chặn
5.2.7.Kiểm nghiệm ổ lăn theo khả năng tải động
5.2.8.Kiểm nghiệm theo khả năng tải tĩnh
Phần 3 : Kết cấu vỏ hộp
I.Vỏ hộp
1.1.Tính kết cấu của vỏ họp
1.2.Kết cấu nắp hộp
II.Tính toán thíêt kế các chi tiết khác
2.1.Kết cấu các chi tiết chuyển động
2.2.Kết cấu ổ và ống lót
2.3.Cửa thăm
3
- 2.4.Nút thông hơi
2.5.Nút tháo dầu
2.6.Kiểm tra mức dầu
2.7.Chốt định vị
2.8.Ống lót và nắp ổ
2.9.Bu lông vòng
III.Bôi trơn và điều chỉnh ăn khớp
3.1.Bôi trơn trong hộp giảm tốc
3.2.Bôi trơn ngoài hộp
3.3.Điều chỉnh sự ăn khớp
IV.Bảng thống kê các kiểu lắp và dung sai
4
- MỞ ĐẦU !
Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nôi dung không thể thiếu với chương
trình đào tạo kĩ sư cơ khí nhằm cung cấp cho sinh viên những kiến thức cơ sở về
kết cấu máy và các quá trình cơ bản khi thiết kế máy.Trong quá trình học môn Chi
tiết máy em dã được làm quen với những kiến thức cơ bản về kết cấu máy , các
tính năng cơ bản của các chi tiết máy thường gặp.Đồ án môn học Chi tiết máy là
kết quả đánh giá thực chất nhất quá trình học tập môn Chi tiết máy,Chế tạo
phôi,dung sai….
Hộp giảm tốc là thiết bị không thể thiếu trong các máy cơ khí,nó có nhiêm vụ biến
đổi vận tốc vào thanh một hay nhiều vận tốc ra tùy thuộc vào công dụng của
máy.Khi nhận đồ án thiết kế Chi tiết máy thầy giao cho, em đã tìm hiểu và cố gắng
hoàn thành đồ án môn học này.
Trong quá trình làm em đã tìm hiểu các vẫn đề sau:
_ Cách chọn động cơ điện cho hộp giảm tốc.
_ Cách phân phối tỉ số truyền cho các cấp trong hộp giảm tốc.
_ Các chỉ tiêu tính toán và các thông số cơ bản của hộp giảm tốc.
_ Các chỉ tiêu tính toán,chế tạo bánh răng và trục.
_ Cách xác định thông số của then.
_ Kết cấu, công dụng và cách xác định các thông số cơ bản của vỏ hộp và các
chi tiết có liên quan.
_ Cách lắp ráp các chi tiết lại với nhau thành một kết cấu máy hoàn chỉnh
_ Cách tính toán và xác định chế độ bôi trơn cho các chi tiết tham gia
truyền động
5
- PHẦN 1. TÍNH ĐỘNG HỌC
I.Chọn động cơ:
.Pct
1.1. Xác định công suất đặt trên trục động cơ : (KW)
Pyc Ptd
F .v
Trong đó : (KW)
Pct
1000
Với : F là lực kéo trên băng tải (N), v là vận tốc dài trên băng tải (m/s).
Pct 2500 0,6 1,5 (KW)
1000
k
: là hiệu suất truyền động : im kn . ol . br . 1
1 3 1
x
i 1
Tra bảng 2.3[I] - trang 19 ta có :
x = 0,92 Hiệu suất bộ truyền xích để hở.
Hiệu suất khớp nối.
kn = 1
ol = 0,992 Hiệu suất một cặp ổ lăn được che kín.
br = 0,97 Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ che kín.
3
= 1 . 0,992 . 0,92 . 0,97 = 0,8711
Pyc 1,5 1,722 (KW)
0,8711
1.2. Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ điện :
nsb = nct.Usb
Trong đó nct : là tốc độ của bộ phận công tác
Usb = Usbh . Usbng :Tỷ số truyền sơ bộ của hệ thống.
Với Usbng = Ux < 2,5 chọn Ux = 2,0 .
Tra bảng 2.4[I] - trang 21,ta chọn tỉ số truyền của hộp giảm tốc 1 cấp bánh răng
trụ: Usbh = 4.
Usb = 4 . 2,0 = 8,0. nsb = nct.Usb = 79,12 . 8,0= 632,96 (vòng/phút).
Chọn tốc độ đồng bộ của động cơ điện : nđb = 750(vòng/phút).
1.3. Chọn động cơ.
Ta chọn động cơ thoả mãn : Pđc Pyc (KW) ,
nđc nđb (vòng/phút).
Tra bảng P1.1[I] - trang 234,ta chọn loại động cơ điện có kí hiệu : 4A112MA8Y3 ,
với các thông số :
+Công suât động cơ: Pđc = 2,2 KW.
6
- +Vận tốc quay: n = 705 (vòng/phút)
+ = 76,5.
+Cos = 0,71.
T max
2,2
+ Tdn ;
TK
1,8
Tdn
+ .
II. Phân phối tỷ số truyền.
ndc 1730705
2.1 Xác định tỉ số truyền chung cho cả hệ thống : Uc 8,91.
nct 79,12
2.2 Phân phối tỉ số truyền trong hộp giảm tốc :
Chọn tỷ số của bộ truyền ngoài : Ux = 2,30.
U br U c 8,91 3,87.
U x 2,30
Vậy ta có: Uc = 8,91.
Ux = 2,30.
Ubr = 3,87.
III. Xác định các thông số trên các trục :
3.1 Số vòng quay.
Số vòng quay trên trục động cơ là: ndc = 705 (vòng/phút).
Số vòng quay trục I : n1=ndc=705 (vòng/phút).
n1 705
Số vòng quay trục II: n2 = = =182,2 (vòng/phút).
u br 3,87
n 182 ,2
Số vòng quay trên trục công tác: n* = 2 = =79,2 (vòng/phút).
ct
ux 2,30
3.2 Công suất trên các trục
Công suất trên trục công tác: Pct =1,5 (KW).
Pct 1,5
Công suất trên trục II: P2= = =1,64 (KW).
ol . x 0,92.0,992
P 1,64
Công suất trên trục I: P1= 2 = =1,70 (KW).
ol . br 0,992.0,97
P1 1,70
*
Công suất thực của trục động cơ: 1,72 (KW).
Pdc
0,992.1
η ol .η kn
3.3 Tính momen xoắn trên các trục.
7
- Ti=9,55.106. Pi ta có:
Áp dụng công thức :
ni
Mô men xoắn trên trục động cơ :
Pdc 1,72
Tđc = 9,55. 106. 9,55.10 6. 23299 (N.mm).
ndc 705
Mô men xoắn trên trục I:
P1 1 1,70
9,55.10 6. .9,55.10 6. 23028
n1 2 705
T1= (N.mm).
Mô men xoắn trên trục II:
P2 1,64
T2 = 9,55.106. 9,55.106. 85960 (N.mm).
n2 182,2
Mô men xoắn trên trục công tác:
Pct 1,5
Tct = 9,55. 106. 9,55.106. 181054 (N.mm).
n ct 79,12
3.4 Bảng thông số động học.
Từ những kết quả tính toán trên ta có bảng sau:
Trục Động cơ I II Công tác
Thông số
1 3,87 2,30
T.S truyền
n (vg/ph) 705 705 182,2 79,2
P (KW) 1,72 1,70 1,64 1,50
T (N.mm) 23299 23028 85960 181054
PHẦN 2. TÍNH TOÁN, THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY
I. TÍNH BỘ TRUYỀN XÍCH
Các thông số ban đầu:
P2=1,64 KW;
n2=182,2 vòng/phút ;
T2=85960 N.mm ;
8
- ux=2,3;
=0.
1.1Chọn loại xích.
Vì tải trọng không lớn và vận tốc nhỏ, nên ta chọn xích ống con lăn.Xích ống con
lăn có ưu điểm là: độ bền mòn của xích ống con lăn cao hơn xích ống, chế tạo nó
không phức tạp; do đó, nó được dùng rất rộng rãi trong kĩ thuật.
1.2.Chọn số răng đĩa xích.
Với ux=2,3, ta chọn số răng đĩa xích nhỏ là:
Z1 = 29-2. ux=29-2.2,3 = 24,4> Zmin =19.
Chọn Z1 = 25 (răng)
Số răng đĩa xích lớn: Z2 = ux.Z1 =2,3.25 = 57,5< > Zmax =120.
Chọn Z2 = 57 (răng).
1.3.Xác định bước xích p.
Để đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mòn của bộ truyền xích ta có:
Pt= P.k.kn. .kz [P].
Với + P : Là công suất cần truyền qua bộ truyền xích.P= P2=1,64 KW.
+kn:Là hệ số vòng quay. Chọn số vòng quay của đĩa cơ sở của đĩa nhỏ là:
n01=200 (vòng/phút) kn=n01/n1=200/182,2 = 1,1.
Z 01 25
+ kz:Là hệ số răng : kz = 1
Z1 25
+k = kđ.k0.ka.kđc.kbt.kc ; trong đó:
kđ: hệ số tải trọng động. Đề bài cho tải trọng va đạp nhẹ, nên ta chọn kđ = 1,35.
k0 : hệ số ảnh hưởng của kích thước bộ truyền.Do đường nối tâm các đĩa xích
trùng với phương ngang. Nên k0 = 1.
ka: hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích ;chọn
a = 38.p; suy ra ka = 1.
kđc: hệ số kể đến việc điều chỉnh lực căng xích. Do điều chỉnh bằng một trong
các đĩa xích. Nên kđc = 1.
kbt: hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn .Vì môi trường làm việc có bụi, bôi
trơn đạt yêu cầu nên chọn kbt =1,3.
kc : hệ số kể đén chế độ làm việc của bộ truyền ; kc = 1,25 (làm việc 2 ca)
k = 1. 1. 1. 1,35. 1,3. 1,25 = 2,19375.
Như vậy ta có : Pt = 1,64.1,1.1.2,19375= 3,958 kW
Tra bảng 5.5 tttk hdđck, với n01 =200 vòng/phút.chọn bộ truyền xích một dãy có:
bước xích : p = 19,05 mm ;
đường kính chốt : dc=5,96mm ;
chiều dài ống : B=17,75 mm ;
công suất cho phép : [P]=4,80 kW.
9
- Thỏa mãn điều kiện mòn: Pt [P]=4,80 kW
Đồng thời nhỏ hơn bước xích cho phép : p pmax
1.4.Xác định khoảng cách trục và số mắt xích.
Khoảng cách trục sơ bộ: a=38p=38.19,05=723,9 mm
Theo công thức 5.12 số mắt xích:
Lấy số mắt xích chẵn : Xc =118.
Tính lại khoảng cách trục theo công thức 5.13:
2
Z 2 Z1
*
X c 0,5Z1 Z 2
2
0,25. p X c 0,5Z 2 Z 1
a= 2.
Để xích không chịu lực căng quá lớn ta phải giảm khoảng cách trục một lượng
a = 0,003. a* = 0,003. 727=2,181 mm
Vậy lấy khoảng cách trục : a = a* - a= 727 – 2,181 = 724,819 (mm).
Chọn a = 725 (mm).
Số lần va đập của bản lề xích trong một giây, tính theo công thức (5.14):
Z 1 .n1 25.182,2
2,57 imax=35 (bảng 5.9).
i=
15. X 15.118
1.5.Tính kiểm nghiệm về độ bền xích.
Kiể m nghiệm quá tải theo hệ số an toàn (chịu tải trọng lớn khi mở máy và chịu va
đập khi vận hành)
Q
Theo công thức (5.15) : S = [S]
k d .Ft F0 Fv
Trong đó
Theo bảng ( 5.2 ) tttk hdđ ck T1, ta có: Q = 31800 N ; q1 = 1,9 kg ;
Hệ số tải trọng động: kđ = 1,2
Ft –lực vòng ;
Z 1 Pn1
v= = 25.19,05.182,2/60000=1,45 m/s
60000
Ft =1000P/v = 1000.1,64/1,45 = 1131 N
Fv :lực căng do lực li tâm gây ra: Fv = q.v2= 1,9. 1,452 = 3,995 N
F0 :lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động gây ra :
10
- F0 = 9,81.kf .q.a = 9,81.6.2,6. 725.0,001 = 81.08 N
(hệ số võng : kf = 6 do bộ truyền nằm ngang)
Q 31800
Do đó: S = 22,05
kd .Ft F0 F0 1, 2.1131 81,08 3,995
S >[S] = 8,2 (theo bảng 5.10)
Vậy bộ truyền xích làm việc đủ bền
1.6 Xác định thông số của đĩa xích
Theo công thức ( 5.17 ) và bảng (3.4),
Đường kính vòng chia:
p 19,05
d1 = 151,99 mm
sin 180 / Z1 sin 180 / 25
p 19,05
d2 = 345,81 mm
sin 180 / Z 2 sin 180 / 57
Đường kính vòng đỉnh đĩa xích:
da1 = p.[0,5 + cotg(180/Z1)] =19,05.[ 0,5 + cotg(180/25)] = 160,32 mm
da2 = p.[0,5 + cotg(180/Z2)] = 25,4.[ 0,5 + cotg(180/57)] = 354,81 mm
Bán kính đáy: r = 0,5025dl + 0,05 =0,5025.11,91+0,05 = 6,03 mm
Với dl = 11,91 mm ( tra bảng 5.2/78)
Đường kính vòng chân đĩa xích:
df1 = d1- 2r = 151,99 – 2.6,03 = 139,93 (mm)
df2 = d2- 2r =345,81- 2.6,03 = 333,75 (mm)
-Kiểm nghiệ m răng đĩa xích về độ bền tiếp xúc:
Theo công thức (5.18) :
K r .Ft .K d Fvd .E
. [H1 ]
H1= 0,47
A.k d
Trong đó:
[H1 ]- Ứng suất tiếp xúc cho phép
Chọn vật liệu là thép 45 , tôi cải thiện sẽ đạt được độ rắn HB=210 ta có [H1]=600
Mpa
Lực va đập : Fvd = 13.10-7.n1.p3.m = 13.10-7.182,2.19,053.1 = 1,638N
Hệ số tải trọng động : Kđ=1,35 (bảng 5.6)
kđ=1(sử dụng 1 dãy xích).
Hệ số ảnh hưởng của số răng đến đĩa xích : Kr = 0,42 (vì Z1 =25 )
Diện tích bản lề : A = 106 mm2 (tra bảng (5.12)với p=19,05 mm, xích ống con lăn
một dãy)
Mô dun đàn hồi: E = 2,1.105 Mpa
11
- 5
H1 0,47 0,42.(1131.1,35 1,638). 2,1.10 =530 MPa
106.1
H1
- II.TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH TRỤ RĂNG NGHIÊNG.
Thông số đầu vào:
P = PI = 1,70 (KW)
T1 = TI = 23028 (N.mm)
n1 = nI = 705 (vòng/phút)
u = ubr = 3,87
Lh = 22000 (giờ)
2.1. Chọn vật liệu bánh răng:
Hộp giảm tốc chịu công suất nhỏ , nên chọn vật lịêu có độ rắn HB 350, bánh
răng được thường hoá hoặc tôi cải thiện.Tra bảng 6.1/92 tttkhddck tập 1 ta có:
Với HB1 HB2 (10 15)
Bánh lớn: + Nhãn hiệu thép: thép 45
+ Chế độ nhiệt luyện: thường hoá
+Độ rắn: HB=170…217
+Chọn HB2=190
+Giới hạn bền: b 2 600MPa.
+Giới hạn chảy: ch 2 340 MPa.
Bánh nhỏ : + Nhãn hiệu thép: thép 45
+ Chế độ nhiệt luyện: tôi cải thiện
+Độ rắn: HB=192…240
+Chọn HB1=200
+Giới hạn bền: b1 750 MPa.
+Giới hạn chảy: ch1 450 MPa
2.2.Xác định ứng suất cho phép
2.2.1.Ứng suất tiếp xúc cho phép[σH] và ứng suất uốn cho phép [σF]
theo công thức 6.1 và 6.2:
[ H ] ( 0 H lim S H ).Z R .Z v .K xH .K HL
[ F ] ( 0 F lim S F ).YR .Ys .K xF .K FL
Trong đó:
ZR -hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt răng làm việc
Zv - hệ xố xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng
KxH – hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh ăng
YR – hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt răng
YS –hệ số xét đến độ hạy của vật liệu đối với tập chung ưngs suất
KxF –hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn.
Tính thiế kế, ta lấy sơ bộ:
13
- Z R .Z V .K xH 1
YR .YS .K xF 1
SH, SF –hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn. tra bảng 6.2 ta có :Bánh chủ
động: SH1=1,1; SF1=1,75.
Bánh bị động: SH2=1,1; SF2=1,75.
0 0
H lim ; F lim -Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép ứng với chu kì cơ sở
Ta có
+Bánh chủ động:
0 H1 lim 0 H 3 lim 2.HB1 70 2.200 70 470( MPa )
0 F1 lim 0 F3 lim 1,8.HB1 1,8.200 360( MPa)
+Bánh bị động:
0 H 2 lim 0 H 4 lim 2.HB2 70 2.190 70 450(MPa )
0 F2 lim 0 F4 lim 1,8.HB2 1,8.190 342(MPa ) .
KHL, KFL -hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải
trọng của bộ truyền, xác định theo công thức 6.3 và 6.4:
N HO
K HL mH
N HE
N FO
K FL mF
N FE
mH, mF-bậc của đường cong mỏi khi thử về độ bền tiếp xúc và uốn.
Vì HB < 350: mH = 6, mF = 6.
NHO, NFO – số chu kì ứng suất khi thử về độ bền tiếp xúc và uốn.
N HO 30.H HB4
2,
N HO 30.2002,4 9,99.106.
1
N HO2 30.1902, 4 8,83.106.
NFO=4.106.
NHE, NFE - số chu kì thay đổi ứng suất tương đương.
Do tải trọng tĩnh nên ta có:
NHE = NFE =60.c.n. ti
Trong đó:
c- số lần ăn khớp trong một vòng quay (c=1)
n- vận tốc vòng của bánh răng
Lh= ti - Tổng số giờ làm việc (thời hạn phục vụ)
Lh=22000 (giờ).
Ta có: NHE1 = NFE1 =60.c.n1.Lh= 60.1.705.22000 = 930,6. 107
14
- NHE2 = NFE2 =60.c.n2.Lh= 60.1.705/3,84.22000 = 24,2. 107
Do:
NHE1 = 930,6. 107 > NHO1 = 9,99. 106 Suy ra KHL1 = 1
NHE2 = 24,2. 107 > NHO2 = 8,83. 106 Suy ra KHL2 = 1
NFE1 = 930,6. 107 > NFO1 = 9,99. 106 Suy ra KFL1 = 1
NFE2 = 24,2. 107 > NFO2 = 8,83. 106 Suy ra KFL2 = 1
Do đó, ta có:
[ H 1 ] =470/1,1.1.1=427,3 MPa
[ H 2 ] =450/1,1.1.1=409,1 MPa
[ F 1 ] =360/1,75.1.1=205,7 MPa
[ F 2 ] =342/1,75.1.1=195,4 Mpa
Do đây là bộ truyền bánh trụ răng nghiêng nên suy ra:
[ H ] =( [ H 1 ] + [ H 2 ] )/2=(427,3+490,1)/2=418,2 ( MPa).
2.2.2.Ứng suất cho phép khi quá tải
[ H ] max 2,8. max( ch1 , ch2) =2,8. ch1 = 2,8.400 = 1260 (Mpa)
[ F ] 1max = 0,8 ch1=0,8.450= 360 ( Mpa)
[ F ] 2max = 0,8 ch2=0,8.340=272 (Mpa)
2.3. Xác định sơ bộ khoảng cách trục.
Theo công thức (6.15a):
T1 .k H
a w k a .(u 1).3
[ H ]2 .u. ba
T1 là mômen xoắn trên trục chủ động. T1 = TI = 23028 (N.mm)
[ H ] - ứng suất tiếp xúc cho phép. [ H ] = 418,2 ( MPa).
Ka,– hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng.
tra Bảng 6.5 ta có: Ka=43
ba -hệ số chọn theo bảng 6.6: ba 0,3 0,5 .chọn ba =0,3
Chọn theo bảng 6.7 với bd 0,5. ba .(u 1) =0,5.0,3.(3,87+1)=0,7305
k H - hệ số khi xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng khi tính
theo sức bền tiếp xúc và uốn.Tra bảng 6.7/98 [1] với
bd =07305,, và sơ đồ bố trí là sơ đồ 6 .Chọn được:
K H
= 1,03 ; K F = 1,05
23028.1,03
a 43.(3,87 1).3 102[ mm ].
w
( 418, 2) 2 .3,87.0,3
15
- Chọn aw=105 (mm).
2.4 Xác định các thông số ăn khớp.
2.4.1.Xác định môđun pháp m:
m = (0,01 0,02) aw= 1,05 2,1
Chọn m = 1,5.
2.4.2.Xác định số răng.
Chọn sơ bộ góc nghiêng =140.Suy ra cos =0,970296
Công thức 6.31 ta có:
Số răng bánh nhỏ:
2.aw . cos 2.105.0,970296
Z1 27,89
m .(u 1) 1,5(3,87 1)
Chọn Z1=28 (răng)
Số răng bánh lớn
Z 2 u.Z 1 =3,87.28=108,36 (răng)
Chọn Z2= 107 (răng)
Tỷ số truyền thực ut=: Z2/ Z1=107/28= 3,821
ut u 3,821 3,87
Sai lệch tỷ số truyền U = 100% 1,27% .
.100%
u 3,87
Vì U = 1,27%< 4% , suy ra thoả mãn.
2.4.3.Xác định góc nghiêng của răng.
Tính lại góc
m .(Z 1 Z 2 ) 1,5.(28 107)
cos 0,964
2.a w 2.105
=15021’ (thỏa mãn )
Góc ăn khớp αtw
tg tg 20 0
tw t arctg
cos arctg cos15o 21' 20 40'.
Góc nghiêng của răng trên mặt trụ cơ sở
tg b cos t .tg
b aarct (cos(20 0 40' ).tg (15 0 21' )) 0,257
b 14 0 24'.
2.5. Xác định các hệ số và một số thông số động học
Tỷ số truyền thực tế: ut= 3,821
Đưòng kính vòng lăn cặp bánh răng:
dw1=2aw(ut+1) = 2.105/(3,821+1)=43,56( mm)
dw2=2aw - dw1= 166,44 (mm)
16
- Vận tốc vòng của bánh răng:
v=πdw1n1/60000 = 3,14.43,56.705/60000= 1,6 (m/s)
Với bánh răng trụ răng nghiêng và v = 1,6 (m/s) tra bảng 6.13/106 [1] ta đựoc cấp
chính xác của vbộ truyền là: CCX=9.
Tra phụ lục 2.3/250[1], với: +CCX=9
+HB
- 31,5. sin 150 21'
1,77 1.
1,5.
Khi đó theo công thức (6.36c):
1
Z
.
và hệ số trùng khớp ngang εα có thể tính gần đúng theo công thức:
1 1 1
1
1,88 3,2 1,88 3,2 1,795.
z z 28 107
1 2
1
Z 0,746.
1,795
KH –hệ số tải trọng khi tính toán tiếp xúc
K H K H .K H .K Hv .
K H 1,13.1,03.1,02 1,187.
Thay vào ta được:
2.23028.1,187.(3,821 1)
H 274.1,71.0,746. 375,48[ MPa ]
31,5.3,821.43,56 2
Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép ;
Ứng suất tiếp xúc cho phép[σH] được tính theo công thức
[ H ] [ H ]m12 .Z R .Z v .K xH
=418,2.0,95.1.1=379,29 MPa
Ta thấy H< [ H ] và( [ H ] - H ).100%/ [ H ] =1%
- Z1 28
Z v1 31.
cos cos 150 21'
3 3
Z2 107
Z v2 119
cos cos 3 15 0 21'
3
.
YF1 3,80.
Tra bảng 6.18,với hệ số dịch chỉnh x=0, ta có:
YF2 3,60.
K F - hệ số tải trọng khi tính về uốn.
K F K F .K F .K Fv
.
K F K F .K F .K Fv 1,37.1,055.1,05 1,518
Vậy:
2.23028.1,518.0,557.0,89.3,80
F1 63,99[ MPa ]
31,5.43,56.1.5
Và:
63,99.3,60
F2 60,62[ MPa ]
3,80
F1=63,99MPa < [F1]1 = 215,985 Mpa;
Do :
F2=60,62MPa < [F2]2 = 205,17 Mpa
Do vậy bánh răng đảm bảo điều kiện bền về uốn.
2.6.3.Kiểm nghiệm về quá tải:
Ứng suất tiếp xúc cực đại:
H max H . k qt [ H ] max .
Tmax
k qt
- hệ số quá tải : kqt 2,2
Tdn
375, 48. 2, 2 556, 9MPa [ H ]max 1260[ MPa ]
H max
Ứng suất uốn cực đại
F1 max F1 .k qt 63,99.2, 2 140, 77[ MPa] [ F1 ]max 360[ MPa].
F2 max F2 .k qt 60,62.2,2 133,364[ MPa ] [ F 2 ]max 272 MPa ].
2.7. Các thông số hình học của cặp bánh răng:
- Đường kính vòng chia :
19
- m.z1 1,5.28
d1 43,55[mm]
cos cos15o 21'
m .z2 1,5.107
d2 169,44[mm]
cos cos15o 21'
d a1 d1 2.m 43,55 2.1,5 43,55mm
- Đường kính đỉnh răng :
d a2 d 2 2.m 166,55 2.1,5 166,44mm
-Đường kính vòng cơ sở:
db1=d1cosα=43,55.cos200=40,92 mm
db2=d2cosα=166,44.cos200=156,40 mm
-Khoảng cách trục chia: a=( d1+d2)/2= (43,55+166,44)/2= 104,995 (mm)
-Đường kính chân răng : d f 1 d1 2,5.m 43,55 2, 5.1,5 39,8mm
d f 2 d 2 2,5.m 169, 44 2,5.1,5 162,8mm
2.8. Bảng tổng kết các thông số của bộ truyền bánh răng nghiêng
Như vậy ta có bảng thông số chính của bộ truyền:
Thông số Kí hiệu Giá trị
Khoảng cách trục chia a 104,995 mm
Khoảng cách trục aw 105 mm
Số răng 28 răng
Z1
107 răng
Z2
Đường kính vòng chia d1 43,55 mm
d2 166,44 mm
Đường kính chân răng df1 39,8 mm
df2 162,8 mm
Đường kính vòng lăn dw1 43,56 mm
dw2 166,44 mm
Đường kính đỉnh răng da1 46,55 mm
da2 169,44 mm
Đưòng kính cơ sở db1 40,92 mm
db2 156,40 mm
Hệ số dịch chỉnh x1 0
x2 0
200
Góc profin gốc α
20
nguon tai.lieu . vn
