Xem mẫu
- TRƯỜNG: ĐẠI HỌC KT-KT CÔNG NGHIỆP Đ Ồ ÁN CHI TI ẾT MÁY
KHOA: CƠ KHÍ
BỘ CÔNG THƯƠN
BỘ CÔNG THƯƠNG
TRƯỜNG ĐẠI HỌC KINH TẾ - KỸ THUẬT CÔNG NGHIỆP
KHOA CÔNG NGHỆ CƠ KHÍ
Đề tài:
THIẾT KẾ HỘP
GIẢM TỐC HAI CẤP
LỜI NÓI ĐẦU
Đồ án môn học chi tiết máy là một môn học rất cần thiết cho sinh viên nghành
cơ khí nói chung để giải quyết một vấn đề tổng hợp về công ngh ệ c ơ khí, ch ế
tạo máy. Mục đích là giúp sinh viên hệ thống lại những kiến thức đã học, nghiên
cứu và làm quen với công việc thiết kế chế tạo trong thực tế sản xuất cơ khí
hiện nay.
Trong chương trình đào tạo cho sinh viên, nhà trường đã tạo điều kiện cho
chúng em được tiếp xúc và làm quen với việc nghiên cứu : “ thiết kế hệ hộp
Giáo viên hướng dẫn: Sinh viên thực hiện:
Đỗ Anh Tuấn Nguy ễn Văn Phú
- TRƯỜNG: ĐẠI HỌC KT-KT CÔNG NGHIỆP Đ Ồ ÁN CHI TI ẾT MÁY
KHOA: CƠ KHÍ
giảm tốc hai cấp( hộp khai triển) ”. Do lần đầu tiên làm quen thiết kế với
khối lượng kiến thức tổng hợp, còn có những mảng chưa nắm vững cho nên dù
đã rất cố gắng, song bài làm của em không thể tránh kh ỏi nh ững sai sót. Em r ất
mong nhận được sự đóng góp ý kiến của thầy cô, giúp em có đ ược nh ững ki ến
thức thật cần thiết để sau này ra trường có thể ứng dụng trong công việc cụ thể
của sản xuất.
Cuối cùng em xin chân thành cảm ơn các thầy, các cô trong bộ môn và đặc
biệt là thầy Đỗ Anh Tuấn đã tận tình giúp đỡ em hoàn thành nhiệm vụ của
mình.
Em xin chân thành cảm ơn !
Nam Định, ngày 20 tháng 10 năm 2013
Sinh viên: Nguyễn Văn Phú
NHẬN XÉT CỦA GIÁO VIÊN HƯỚNG DẪN
....................................................................................................................
....................................................................................................................
....................................................................................................................
....................................................................................................................
....................................................................................................................
....................................................................................................................
....................................................................................................................
....................................................................................................................
....................................................................................................................
Giáo viên hướng dẫn: Sinh viên thực hiện:
Đỗ Anh Tuấn Nguy ễn Văn Phú
- TRƯỜNG: ĐẠI HỌC KT-KT CÔNG NGHIỆP Đ Ồ ÁN CHI TI ẾT MÁY
KHOA: CƠ KHÍ
....................................................................................................................
....................................................................................................................
....................................................................................................................
....................................................................................................................
....................................................................................................................
....................................................................................................................
....................................................................................................................
....................................................................................................................
Nam Định, ngày 20 thág 10 năm 2013
I. Đề tài: Thiết kế hộp giảm tốc hai cấp ( hộp khai triển )
1, Động cơ Hộp giảm tốc bánh răng trụ răng: 4, Bộ truyền đai
2, Nối trục đàn
Thẳng Nghiêng 5, Băng tải
hồi
II. Các số liệu ban đầu:
1. Lực kéo băng tải: F = 12000 (N)
Giáo viên hướng dẫn: Sinh viên thực hiện:
Đỗ Anh Tuấn Nguy ễn Văn Phú
- TRƯỜNG: ĐẠI HỌC KT-KT CÔNG NGHIỆP Đ Ồ ÁN CHI TI ẾT MÁY
KHOA: CƠ KHÍ
2. Vận tốc băng tải: v = 0,52 (m/s)
3. Đường kính tang: D = 340 mm
4. Thời hạn phục vụ: lh = 14000 giờ
5. Số ca làm việc: Số ca = 2
6. Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài: 300
7. Đặc tính làm việc: Va đập êm.
Phần I – Tính chọn động cơ, phân phối tỉ số truyền và
mômen xoắn trên trục.
1.1 Công suất cần thiết
Gọi Pt - công suất tính toán trên trục máy công tác (Kw)
Pct - công suất cần thiết trên trục động cơ (Kw)
– hiệu suất chuyền động.
Ta có: Pt =
Pt =
Vậy công suất tính toán trên trục máy công tác là: Pt = 6,24 (Kw)
Áp dụng công thức Pct = với =
Trong đó: , , , được tra trong bảng trị số hiệu suất của các loại bộ truyền và
ổ.
= 0,96 – hiệu suất bộ truyền đai
= 0,98 – hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ
= 0,995 – hiệu suất của 1 cặp ổ lăn
= 1 – hiệu suất của khớp nối.
Pct = = 7,05 (Kw).
Vậy công suất cần thiết trên trục động cơ là: Pct = 7,05 (Kw).
1.2 Tính số vòng quay trên trục của tang
Ta có số vòng quay trên trục của tang là: nt =
nt = = 29,22 (vòng/phút).
1.3 Chọn số vòng quay sơ bộ cho động cơ
Tra bảng. Chọn sơ bộ tỷ số truyền của hộp giảm tốc 2 cấp ta có số vòng quay
sơ bộ của động cơ là:
Áp dụng công thức: nsb = nt.ihgt.id = 29,22.12.2 = 701 (vòng/phút)
Trong đó: ihgt – tỷ số truyền của hộp giảm tốc
id – tỷ số truyền của đai thang.
ihgt và id được tra trong bảng tỷ số truyền ta chọn ihgt = 12; id = 2.
1.4 Chọn động cơ
Động cơ cần chọn ở chế độ làm việc dài, phụ tải không thay đổi nên động cơ
phải có Pdm Pct = 7,05 (Kw).
Giáo viên hướng dẫn: Sinh viên thực hiện:
Đỗ Anh Tuấn Nguy ễn Văn Phú
- TRƯỜNG: ĐẠI HỌC KT-KT CÔNG NGHIỆP Đ Ồ ÁN CHI TI ẾT MÁY
KHOA: CƠ KHÍ
Theo bảng 2P1(TKCTM trang 322) ta chọn động cơ số hiệu AO2 - 52 - 6 có
thông số kỹ thuật sau:
+ Công suất định mức: Pdm = 7,5 (Kw)
+ Tốc độ quay: ndc = 970 (Vòng /phút)
1.5 Phân phối tỷ số truyền
- Với động cơ đã chọn ta có: Pdm = 7,5 (Kw)
ndc = 970 (Vòng /phút)
Theo công thức tính tỷ số truyền ta có: ic = = = 33,19
Ta có ic = ihgt.id
Trong đó: ic – tỷ số truyền chung
ihgt – tỷ số truyền của hộp giảm tốc
id – tỷ số truyền của đai.
Chọn sơ bộ tỷ số truyền của hộp giảm tốc id = 2.
ic
Ta tính được: inh.ich= id = = 16,6
Với lược đồ dẫn động như đề cho ta chọn inh = 1,3.ich
Trong đó: inh - tỷ số truyền nhanh của hộp giảm tốc
ich – tỷ số truyền cấp chậm của hộp giảm tốc.
ich = = 3,6
inh =1,3.3,6 = 4,7
1.6 Công suất động cơ trên các trục
- Công suất động cơ trên trục I là:
PI = Pct.. = 7,05. 0,96 = 6,768 (Kw)
- Công suất động cơ trên trục II là:
PII = PI.. = 6,768.0,98.0,99 = 6,566 (Kw)
- Công suất động cơ trên trục III là:
PIII = PII.. = 6,5661. 0,99.1 = 6,5 (Kw)
-Công suất động cơ trên trục IV là:
PIV = PIII = 6,5 (Kw)
1.7 Tốc độ quay trên các trục
- Tốc độ quay trên trục I là: n1 = = = 485 (vòng/phút)
- Tốc độ quay trên trục II là: n2 = = = 103,2 (vòng/phút)
- Tốc độ quay trên trục III là: n3 = = = 28,67 (vòng/phút).
- Tốc độ quay trên trục IV là: n3 = n4 = 28,67 (vòng/phút).
1.8 Xác định mômen xoắn trên các trục
- Mômen xoắn trên các trục động cơ được tính theo công thức:
Giáo viên hướng dẫn: Sinh viên thực hiện:
Đỗ Anh Tuấn Nguy ễn Văn Phú
- TRƯỜNG: ĐẠI HỌC KT-KT CÔNG NGHIỆP Đ Ồ ÁN CHI TI ẾT MÁY
KHOA: CƠ KHÍ
Mdc = 9,55.. = 9,55.. = 69409,8 (N.mm)
- Mômen xoắn trên trục I là:
M1 = 9,55.. = 9,55.. = 132266 (N.mm)
- Mômen xoắn trên trục II là:
M2 = 9,55.. = 9,55.. = 607609 (N.mm)
-Mômen xoắn trên trục III là:
Trục
Động cơ I II III IV
Thông số
Công suất (Kw) 6,84 6,64 6,38 6,38
Tỉ số
2 4,7 3,6 1
truyền i
Vận tốc vòng n
970 485 103,2 28,67 28,67
(vòng/phút)
Mômen (N.mm) 69409,8 132266 607609 2165155 2165155
M3 = 9,55.. = 9,55.. = 2165155 (N.mm)
- Mômen xoắn trên trục IV là:
M4 = M3 =2165155 (N.mm)
Ta có bảng thông số sau:
PhầnII – Tính toán bộ truyền đai.
2.1 Chọn loại đai
Thiết kế bộ truyền đai cần phải xác định được loại đai, kích thước đai và
bánh đai, khoảng cách trục A, chiều dài đai L và lực tác dụng lên trục.
Do công suất động cơ Pct = 7,05 (Kw) và id = 2 < 10 và yêu cầu làm việc
êm nên ta hoàn toàn có thể chọn đai thang.
Ta nên chọn đai làm làm bằng vải cao su vì chất liệu vải cao su có thể làm
việc được trong điều kiện môi trường ẩm ướt, có súc bền và tính đàn hồi cao.
Đai vải cao su thích hợp ở các truyền động có vận tốc cao, công suất truyền
động nhỏ.
2.2 Xác định các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền đai
2.2.1 Xác định đường kính bánh đai nhỏ D1
Giáo viên hướng dẫn: Sinh viên thực hiện:
Đỗ Anh Tuấn Nguy ễn Văn Phú
- TRƯỜNG: ĐẠI HỌC KT-KT CÔNG NGHIỆP Đ Ồ ÁN CHI TI ẾT MÁY
KHOA: CƠ KHÍ
Từ công thức kiểm nghiện vận tốc:
Vd = Vmax = (30 ÷ 35) m/s
D1 = = 689,5 (mm)
Theo ( bảng 5.14 ) và ( bảng 5.15 ) chọn D1 = 140 mm
=> Vd = = 7,1 ( m/s) < Vmax = (30 ÷ 35) m/s
2.2.2 Xác định đường kính bánh đai lớn D2
Theo công thức (5-4) ta có đường kính bánh đai lớn:
D2 = id.D1.(1 – )
Trong đó: id – hệ số bộ truyền đai
- Hệ số trượt bộ truyền đai thang lấy = 0,02( trang 84 sách TKCTM )
D2 = 2.140.(1 – 0,02) = 274,4 (mm)
Chọn: D2 = 280 mm
Số vòng quay của trục bị dẫn:
= (1 – 0,02). 970. = 475,3 (vòng/phút)
Kiểm nghiệm n = .100% = . 100% = 2 (%)
Sai số n 5%, nằm trong phạm vi cho phép.
2.2.3. xác định tiết diện đai
Với đường kính đai nhỏ D1 = 140 , vận tốc đai Vd = 7,1 (m/s) và Pct = 7,05
(Kw) tra bảng (5-13) ta chọn đai loại B với các thông số (bảng 5-11) sau:
Sơ đồ tiết diện đai Kí hiệu Kích thước tiết diện đai (mm)
at 11
A 13
y0 2,8
H 8
F (mm2) 81
2.3. Chọn sơ bộ khoảng cách trục A
Theo diều kiện : 0,55(D1 + D2) + h A 2(D1 + D2)
( với h là chiều cao tiết diện đai )
Theo bảng (5-16) – trang 94, sách thiết kế chi tiết máy.
Với: i = 2, chọn A = 1,2.D2 = 336 (mm)
2.4 Tính chiều dài đai L theo khoảng cách sơ bộ A
Giáo viên hướng dẫn: Sinh viên thực hiện:
Đỗ Anh Tuấn Nguy ễn Văn Phú
- TRƯỜNG: ĐẠI HỌC KT-KT CÔNG NGHIỆP Đ Ồ ÁN CHI TI ẾT MÁY
KHOA: CƠ KHÍ
Theo công thức:
L = 2A + (D1 + D2) +
= 2.336 + (140 + 280) + = 1345,9 (mm)
Lại có u = ≤ umax = 10
Kết hợp theo bảng (5-12) lấy L = 1320 (mm)
Kiểm nghiệm số vòng chạy của đai trong 1 giây
Theo CT (5-20):
u = = = 5,4 (m/s) umax = 10 (m/s)
2.5. Xác định chính xác khoảng cách trục A theo L = 1800 mm
Theo công thức (5-2) ta có:
A=
=
A =322,7 (mm)
Kiểm tra điều kiện (5-19):
0,55(D1 + D2) + h A 2(D1 + D2)
0,55(140 + 280) + 8 322,7 2(140 + 280)
239 (mm) 322,7 (mm) 840 (mm)
Khoảng cách nhỏ nhất mắc đai:
Amin = A – 0,015L = 322,7 – 0,015.1320 = 312,91 (mm)
Khoảng cách lớn nhất để tạo lực căng:
Amax = A + 0,03L = 322,7 + 0,03.1320 = 372,3 (mm)
2.6. Kiểm nghiệm góc ôm
Theo công thức (5-3) ta có :
= 180 - = 1800 - = 1550 > 1200 => Thỏa mãn
o
2.7. Xác định số đai cần thiết
Số đai được xác định theo điều kiện tránh xảy ra trượt trơn giữa đai và
bánh đai.
Chọn ứng suất căng ban đầu 0 =1,2 N/mm2 và theo chỉ số D1 tra bảng ta có
các hệ số:
[p]0 = 1,7 : ứng suất có ích cho phép (bảng 5-17)
C = 0,95 : Hệ số ảnh hưởng góc ôm (bảng 5-18 )
Ct = 0,4 : hệ số ảnh hưởng chế độ tải trọng (bảng 5-6)
Cv = 1 : hệ số ảnh hưởng vận tốc (bảng 5-19)
F = 81 mm2 : Diện tích tiết diện đai (bảng 5-11)
Vd = 7,1 (m/s) : Vận tốc đai
Số đai cần thiết: Theo công thức (5-22) có :
Z . = . = 2,6916
Giáo viên hướng dẫn: Sinh viên thực hiện:
Đỗ Anh Tuấn Nguy ễn Văn Phú
- TRƯỜNG: ĐẠI HỌC KT-KT CÔNG NGHIỆP Đ Ồ ÁN CHI TI ẾT MÁY
KHOA: CƠ KHÍ
Lấy số đai : Z = 3
2.8. Định các kích thước chủ yếu của bánh đai
- Chiều rộng bánh đai:
Theo công thức (5-23): B = (Z - 1).t + 2.S
Theo bảng (10-3) có: t = 16 ; S = 10
B = (3 – 1).16 + 2.10 = 52 (mm)
- Đường kính ngoài bánh đai:
Theo công thức (5-24):
+ Với bánh dẫn: Dn1 = D1 + 2y0 = 140 + 2.2,8 = 145,6 (mm)
+ Vối bánh bị dẫn: Dn2 = D2 + 2y0 = 280 + 2.2,8 = 285,6 (mm)
2.9. Tính lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục
- Lực căng ban đầu với mỗi đai:
Theo công thức (5-25) ta có : S0 = 0 . F
Trong đó: 0 = 1,2 N/mm2 ứng suất căng ban đầu
F = 81 mm2 : Diện tích tiết diện đai
S0 = 1,2. 81 = 97,2
- Lực tác dụng lên trục:
Theo công thức (5-26): Rd .S0.Z sin(
Với : = 1550 ; Z = 3
Rd = . 97,2.3 sin( = 854 (N)
Bảng 2: các thông số bộ truyền đai
Giá trị
Thông số
Bánh đai nhỏ Bánh đai lớn
Đường kính bánh đai D1 = 140 (mm) D2 = 280 (mm)
Đường kính ngoài bánh
Dn1 = 145,6 (mm) Dn2 = 285,6 (mm)
đai
Chiều rộng bánh đai B = 52 (mm)
Số đai Z = 3 đai
Chiều dài đai L = 1320 (mm)
Khoảng cách trục A =322,7 (mm)
Góc ôm = 1550
Giáo viên hướng dẫn: Sinh viên thực hiện:
Đỗ Anh Tuấn Nguy ễn Văn Phú
- TRƯỜNG: ĐẠI HỌC KT-KT CÔNG NGHIỆP Đ Ồ ÁN CHI TI ẾT MÁY
KHOA: CƠ KHÍ
Lực tác dụng lên trục Rd = 854 (N)
Phần III – Thiết kế bộ truyền bánh răng
3.1. Chọn vật liệu và cách nhiệt luyện
Do hộp giảm tốc 2 cấp chị tải trọng trung bình, nên ch ọn v ật li ệu làm
bánh răng có độ rắn bề mặt răng HB < 350; tải trọng va đập nhẹ, thay đổi, bộ
truyền bánh răng quay 2 chiều. Đồng thời để tăng khả năng chày mòn của răng
chon độ rắn bánh răng nhỏ lớn hơn độ rắn của bánh răng lớn khoảng 25 50 HB.
Chọn:
• Bánh răng nhỏ thép 45 tôi cải thiện. Tra (bảng 3-8) ta có các thông s ố c ủa thép
như sau: giả thiết đường kính phôi: 60 90 chọn 90 mm
+ Giới hạn bền kéo: σbk = 750 850 N/mm2 chọn σbk = 850 N/mm2
+ Giới hạn chảy: σch = 450 N/mm2
+ Độ rắn HB = 210 240 ( chọn HB = 240)
• Bánh răng lớn thép 45 thường hoá. Tra (bảng 3-8) ta có các thông số thép nh ư
sau:
Giả thiết đường kính phôi dưới 100 mm
+ Giới hạn bền kéo: σk = 600 N/mm2
+ Giới hạn chảy: σch = 300 N/mm2
+ Độ rắn HB = 170 220 ( chọn HB = 210)
(Với cả hai bánh răng ta chọn phôi đúc)
3.2 Xác địnhứng suất tiếp xúc, ứng suất uốn cho phép với bộ truyền cấp
nhanh
Bánh răng chịu tải thay đổi, áp dụng công thức (3-4) ta có:
Ntd = 60.u. Th.ni
Trong đó: ni – số vòng quay trong 1 phút của bánh răng thứ i
Th – thời gian làm việc của máy
Giáo viên hướng dẫn: Sinh viên thực hiện:
Đỗ Anh Tuấn Nguy ễn Văn Phú
- TRƯỜNG: ĐẠI HỌC KT-KT CÔNG NGHIỆP Đ Ồ ÁN CHI TI ẾT MÁY
KHOA: CƠ KHÍ
u – số lần ăn khớp của 1 bánh răng khi quay một vòng, u = 1
- Số chu kì làm việc của bánh răng nhỏ:
Ntd1 = 60.u.Th.n1 = 60.1.14000.485 = 40,74.107
- Số chu kì làm việc của bánh răng lớn:
Ntd2 = 60.u.Th.n2 = 60.1.14000.103,2 = 8,6688.107
Theo bảng (3-9) ta chọn số chu kì cơ sở N0 = 107
Ntd1 > N0
Ntd2 > N0
No No
6 m
N td N td
Lại có: K’N = , K”N = , chọn m = 6
Từ trên ⇒ K’N = K”N = 1
• Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép:
[σ]tx =[σ]Notx.K’N
Theo bảng (3-9) ta có [σ]Notx = 2,6 HB
Vậy ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ:
[σ]N1tx= 2,6.240 = 624 N/mm2
ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn:
[σ]N2tx = 2,6.210 = 546 N/mm2
• Xác định ứng suất uốn cho phép:
Vì phôi đúc, thép tôi cải thiện và thường hoá nên n ≈ 1,8 và hệ số tập trung ứng
suất chân răng Kσ = 1,8 ( thường hoá hoặc tôi cải thiện trang 44 sách TKCTM)
• Đối với thép σ-1 = (0,4 0,45)σbk , chọn σ-1 = 0,45σbk
• Răng làm việc hai mặt ( răng chịu ứng suất thay đổi, đổi chiều) nên:
σ −1 .K " N
=
[σ]u n.K σ
Ứng suất uốn cho phép của
0,45 .850.1
+ Bánh nhỏ: [σ]u1 = 1,8.1,8 = 118 N/mm2
Giáo viên hướng dẫn: Sinh viên thực hiện:
Đỗ Anh Tuấn Nguy ễn Văn Phú
- TRƯỜNG: ĐẠI HỌC KT-KT CÔNG NGHIỆP Đ Ồ ÁN CHI TI ẾT MÁY
KHOA: CƠ KHÍ
0,45 .600.1
=
+ Bánh lớn: [σ]u2 1,8.1,8 = 83 N/mm2
3.3. Tính khoảng cách trục A
- Chọn sơ bộ hệ số tải trọng: K = 1,4
- chọn hệ số chiều rộng bánh răng: ψA = 0,3
2
1,05.10 6 KΝ
≥ ( i + 1).3
[σ ] .i .
ψ .θ .n
áp dụng công thức (3-9): Asb tx A 2
Trong đó: i = = = 4,69 : tỉ số truyền
θ = (1,15 1,35) chọn θ = 1,2 – Hệ số ảnh hưởng khả năng tải
n2 = 111,7 (vòng/ph) số vòng quay trong 1 phút của bánh răng bị dẫn
N = 6,95 (Kw): công suất trên trục II
Asb ≥ (4,34+1). = 266,56 (mm) chọn Asb = 270
3.4 Tính vận tốc vòng v của bánh răng và ch ọn c ấp chính xác ch ế t ạo bánh
răng
Vận tốc vòng của bánh răng trụ ăn kh ớp ngoài được tính theo công th ức (3-
17) :
π .d1 .n1 2.π . Asb .n1
=
V = 60.1000 60.1000.( i + 1) (m/s)
Với n1 số vòng quay trong 1 phút của bánh dẫn:
V = = 2,40 (m/s)
Theo bảng (3-11) ta chon cấp chính xác để chế tạo bánh răng là cấp 9
3.5. Tính hệ số tải trọng K và khoảng cách trục A
Hệ số tập trung tải trọng: K = Ktt.Kd
K ttb + 1
Trong đó: Ktt : Hệ số tập trung tải trọng; Ktt = 2
Kttb: Hệ số tập trung tải trọng khi bộ truyền không chạy mòn
Kd : Hệ số tải trọng động ; theo ( bảng 3-13) chọn Kd = 1,4
Giáo viên hướng dẫn: Sinh viên thực hiện:
Đỗ Anh Tuấn Nguy ễn Văn Phú
- TRƯỜNG: ĐẠI HỌC KT-KT CÔNG NGHIỆP Đ Ồ ÁN CHI TI ẾT MÁY
KHOA: CƠ KHÍ
• d = ΨA.= 0,3. = 0,85
• Chon ổ trục đối xứng sát bánh răng theo ( bảng 3-12) có Kttb =1,05
⇒ Ktt = = 1,025
⇒ K = 1,025.1,4 = 1,435
Áp dụng công thức:
K
3
K sb
A = Asb. = 270. = 272,23 (mm)
Chọn A = 275 (mm)
3.6. Xác định mô đun, số răng và chiều rộng bánh răng
Vì đây là bánh răng trụ răng thẳng nên ta tính mô đun pháp:
• Xác định mô đun : m = ( 0,01 ÷ 0,02).A
⇒ m = (0,01 ÷ 0,02).275 = 2,75 ÷ 5,5
Theo bảng (3-1) chọn m = 3
• Tính số răng:
2. A
- Số răng bánh nhỏ: Z1 = m.( i + 1) = =32,2 (răng)
⇒ Chọn Z1 = 33 (răng)
- Số răng bánh lớn: Z2 = Z1.i = 33.4,69 = 154,77 (răng)
⇒ Chọn Z2 = 155 ( răng)
• Chiều rộng bánh răng nhỏ: b1 = ψA.A = 0,3.275 = 82,5 (mm)
- Chọn b1 = 83 (mm)
- Chiều rộng bánh răng lớn nhỏ hơn chiều rộng bánh răng nhỏ khoảng 5 ÷
10 mm nên chọn b2 = 78 (mm)
3.7. Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng
19,1.10 6.K .Ν
2
Theo công thức (3-3) có: σu = y.m .Z .n.b
Giáo viên hướng dẫn: Sinh viên thực hiện:
Đỗ Anh Tuấn Nguy ễn Văn Phú
- TRƯỜNG: ĐẠI HỌC KT-KT CÔNG NGHIỆP Đ Ồ ÁN CHI TI ẾT MÁY
KHOA: CƠ KHÍ
Trong đó : K = 1,42 : Hệ số tải trọng
N: Công suất của bộ truyền (kW)
y: Hệ số dạng răng
n: Số vòng quay trong một phút của bánh răng đang tính
m: Mô đun
Ztd : Số răng tương đương trên bánh
b, σu : Bề rộng và ứng suất tại chân răng
Theo bảng (3-18):
- Số răng tương đương của bánh răng nhỏ:
Ztd1 = Z1 = 33 (răng)
⇒ Hệ số dạng răng bánh nhỏ: y1 = 0,33
- Số răng tương đương của bánh lớn:
Ztd2 = 155 (răng)
⇒ Hệ số dạng răng bánh lớn: y2 = 0,517
• Như vậy ứng suất chân răng bánh nhỏ là:
σu1 = = 47,5 (N/mm2)
Ta thấy σu1 < [σ]u1 = 118 (N/mm2) ⇒ thoả mãn
• ứng suất tại chân răng bánh răng lớn là:
y1
σu2 = σu1. y 2 = 47,5. = 30,3 (N/mm2)
Ta thấy σu2 < [σ]u2 = 83 (N/mm2) ⇒ thoả mãn
3.8. Kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chịu quá tải đột ngột
• Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải (3-43)
+ Bánh răng nhỏ
[σ]txqt1 = 2,5.[σ]Notx1 = 2,5.624 = 1560 (N/mm2)
+ Bánh răng lớn
Giáo viên hướng dẫn: Sinh viên thực hiện:
Đỗ Anh Tuấn Nguy ễn Văn Phú
- TRƯỜNG: ĐẠI HỌC KT-KT CÔNG NGHIỆP Đ Ồ ÁN CHI TI ẾT MÁY
KHOA: CƠ KHÍ
[σ]txqt2 = 2,5.[σ]Notx2 = 2,5.546 = 1365 (N/mm2)
1,05.10 6 ( i + 1) 3 .K .N
A.i b.n 2
Với: σtxqt = = = 393,5(N/mm2)
⇒ ứng suất tiếp xúc quá tải nhỏ hơn ứng suất cho phép trên bánh răng nhỏ và
bánh răng lớn
• Kiểm nghiệm ứng suất uốn cho phép khi quá tải:
+ Bánh răng nhỏ
[σ]uqt1 = 0,8.σch = 0,8.450 = 360 (N/mm2)
19,1.10 6.K .Ν
2
σuqt1 = y.m .Z .n.b = = 47,5(N/mm2)
σuqt1< [σ]uqt1 ⇒ thoả mãn
+ Bánh răng lớn
[σ]uqt2 = 0,8. σch = 0,8.300 = 240 (N/mm2)
y1
σuqt2 = σu1. y 2 = 47,5. = 30,3 (N/mm2)
⇒ σuqt2 < [σ]uqt2 Thoả mãn
3.9. Các thông số hình học cơ bản của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng
• Mô đun pháp tuyến mn = 3
• Số răng Z1 = 33 răng; Z2 = 155 răng
• Góc ăn khớp αo = 20o
• Chiều rộng răng b1 = 83 (mm)
b2 = 75 (mm)
• Đường kính vòng chia dc1 = m.z1 = 3.33 = 99 (mm)
dc2 = m.z2 = 3.155 = 465 (mm)
d c1 + d c 2
• Khoảng cách trục A= 2 = = 282 (mm)
Giáo viên hướng dẫn: Sinh viên thực hiện:
Đỗ Anh Tuấn Nguy ễn Văn Phú
- TRƯỜNG: ĐẠI HỌC KT-KT CÔNG NGHIỆP Đ Ồ ÁN CHI TI ẾT MÁY
KHOA: CƠ KHÍ
• Chiều cao răng h = 2,25.mn = 2,25.3 = 6,75 (mm)
• Độ hở hướng tâm c = 0,25.mn = 0,25.3 = 0,75 (mm)
• Đường kính vòng đỉnh răng:
De1 = dc1 + 2.mn = 99 + 2.3 = 105 (mm)
De2 = dc2 + 2.mn = 465 + 2.3 = 471 (mm)
• Đường kính vòng chân răng:
Di1 = dc1 – 2.mn - 2.c = 99 + 2.3 – 2.0,75 = 103,5 (mm)
Di2 = dc2 – 2.mn – 2.c = 465 – 2.3 – 2.0,75 = 457,5 (mm)
Bảng 3.1: Các thông số bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng
Thông số Giá trị
Bánh răng nhỏ Bánh răng lớn
Số răng Z1 = 33 răng Z2 = 155 răng
Đường kính vòng chia dc1 = 99 mm đc2 = 465 mm
Đường kính vòng đỉnh De1 = 105 mm De2 = 471 mm
răng
Đường kính vòng chân Di1 = 103,5 mm Di2 = 457,5 mm
răng
Chiều rộng răng b1 = 83 mm b2 = 78 mm
Môđun M=3
Khoảng cách trục A = 282 mm
Chiều cao răng h= 6,75 mm
Độ hở hướng tâm c= 0,75 mm
Góc ăn khớp αo = 20o
3.10. Lực tác dụng lên trục
Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng nên lực dọc trục Pa = 0
Theo công thức (3-49) ta có:
+ Đối với bánh răng nhỏ :
Giáo viên hướng dẫn: Sinh viên thực hiện:
Đỗ Anh Tuấn Nguy ễn Văn Phú
- TRƯỜNG: ĐẠI HỌC KT-KT CÔNG NGHIỆP Đ Ồ ÁN CHI TI ẾT MÁY
KHOA: CƠ KHÍ
2.M x
- Lực vòng: P = d = = = 3904 (N)
- Lực hướng tâm Pr : Pr = P.tgαo = 3904.tg20o = 1420,94 (N)
3.11. Tính khoảng cách trục A
- Chọn sơ bộ hệ số tải trọng: K = 1,4
- chọn hệ số chiều rộng bánh răng: ψA = 0,3
2
1,05.10 6 KΝ
≥ ( i + 1).3
[σ ] .i .
ψ .θ .n
áp dụng công thức (3-9): Asb tx A 2
Trong đó: i = = = 3,6 : tỉ số truyền
θ = (1,15 1,35) chọn θ = 1,2 – Hệ số ảnh hưởng khả năng tải
n2 = 103,2 (vòng/ph) số vòng quay trong 1 phút của bánh răng bị dẫn
N = 6,38 (Kw): công suất trên trục III
Asb ≥ (3,34+1). = 298,13 (mm) chọn Asb = 300 (mm)
3.12. Tính vận tốc vòng v của bánh răng và ch ọn c ấp chính xác ch ế t ạo
bánh răng
Vận tốc vòng của bánh răng trụ ăn kh ớp ngoài được tính theo công th ức (3-
17) :
π .d1 .n1 2.π . Asb .n1
=
V = 60.1000 60.1000.( i + 1) (m/s)
Với n1 số vòng quay trong 1 phút của bánh dẫn:
V = = 0,70 (m/s)
Theo bảng (3-11) ta chon cấp chính xác để chế tạo bánh răng là cấp 9
3.13. Tính hệ số tải trọng K và khoảng cách trục A
Hệ số tập trung tải trọng: K = Ktt.Kd
K ttb + 1
Trong đó: Ktt : Hệ số tập trung tải trọng; Ktt = 2
Kttb: Hệ số tập trung tải trọng khi bộ truyền không chạy mòn
Giáo viên hướng dẫn: Sinh viên thực hiện:
Đỗ Anh Tuấn Nguy ễn Văn Phú
- TRƯỜNG: ĐẠI HỌC KT-KT CÔNG NGHIỆP Đ Ồ ÁN CHI TI ẾT MÁY
KHOA: CƠ KHÍ
Kd : Hệ số tải trọng động ; theo ( bảng 3-13) chọn Kd = 1,1
• d = ΨA.= 0,3. = 0,69
• Chon ổ trục đối xứng sát bánh răng theo ( bảng 3-12) có Kttb =1,03
⇒ Ktt = = 1,015
⇒ K = 1,015.1,4 = 1,421
Chọn hệ số tải trọng sơ bộ Ksb = 1,4 nên ta chọn lại A theo công thức:
K
3
K sb
A = Asb. = 300. = 301,49 (mm)
Chọn A = 305 (mm)
3.14. Xác định mô đun, số răng và chiều rộng bánh răng
Vì đây là bánh răng trụ răng thẳng nên ta tính mô đun pháp:
• Xác định mô đun : m = ( 0,01 ÷ 0,02).A
⇒ m = (0,01 ÷ 0,02).305 = 3,05 ÷ 6,1
Theo bảng (3-1) chọn m = 4
• Tính số răng:
2. A
- Số răng bánh nhỏ: Z1 = m.( i + 1) = = 33,15 (răng)
⇒ Chọn Z1 = 34 (răng)
- Số răng bánh lớn: Z2 = Z1.i = 34.3,6 = 122,4 (răng)
⇒ Chọn Z2 = 123 ( răng)
• Chiều rộng bánh răng nhỏ: b1 = ψA.A = 0,3.300 = 90 (mm)
- Chọn b1 = 90 (mm)
- Chiều rộng bánh răng lớn nhỏ hơn chiều rộng bánh răng nhỏ khoảng 5 ÷
10 mm nên chọn b2 = 85 (mm)
3.15. Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng
Giáo viên hướng dẫn: Sinh viên thực hiện:
Đỗ Anh Tuấn Nguy ễn Văn Phú
- TRƯỜNG: ĐẠI HỌC KT-KT CÔNG NGHIỆP Đ Ồ ÁN CHI TI ẾT MÁY
KHOA: CƠ KHÍ
19,1.10 6.K .Ν
2
Theo công thức (3-3) có: σu = y.m .Z .n.b
Trong đó : K = 1,421 : Hệ số tải trọng
N: Công suất của bộ truyền (kW)
y: Hệ số dạng răng
n: Số vòng quay trong một phút của bánh răng đang tính
m: Mô đun
Ztd : Số răng tương đương trên bánh
b, σu : Bề rộng và ứng suất tại chân răng
Theo bảng (3-18):
- Số răng tương đương của bánh răng nhỏ:
Ztd1 = Z1 = 34 (răng)
⇒ Hệ số dạng răng bánh nhỏ: y1 = 0,34
- Số răng tương đương của bánh lớn:
Ztd2 = 123 (răng)
⇒ Hệ số dạng răng bánh lớn: y2 = 0,517
• Như vậy ứng suất chân răng bánh nhỏ là:
σu1 = = 111,07 (N/mm2)
Ta thấy σu1 < [σ]u1 = 118 (N/mm2) ⇒ thoả mãn
• ứng suất tại chân răng bánh răng lớn là:
y1
σu2 = σu1. y 2 = 111,07. = 94,5 (N/mm2)
3.16. Kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chịu quá tải đột ngột
• Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải (3-43)
+ Bánh răng nhỏ
[σ]txqt1 = 2,5.[σ]Notx1 = 2,5.624 = 1560 (N/mm2)
Giáo viên hướng dẫn: Sinh viên thực hiện:
Đỗ Anh Tuấn Nguy ễn Văn Phú
- TRƯỜNG: ĐẠI HỌC KT-KT CÔNG NGHIỆP Đ Ồ ÁN CHI TI ẾT MÁY
KHOA: CƠ KHÍ
+ Bánh răng lớn
[σ]txqt2 = 2,5.[σ]Notx2 = 2,5.546 = 1365 (N/mm2)
1,05.10 6 ( i + 1) 3 .K .N
A.i b.n 2
Với: σtxqt = = = 596,8(N/mm2)
⇒ ứng suất tiếp xúc quá tải nhỏ hơn ứng suất cho phép trên bánh răng nhỏ và
bánh răng lớn
• Kiểm nghiệm ứng suất uốn cho phép khi quá tải:
+ Bánh răng nhỏ
[σ]uqt1 = 0,8.σch = 0,8.450 = 360 (N/mm2)
19,1.10 6.K .Ν
2
σuqt1 = y.m .Z .n.b = = 85,8 (N/mm2)
σuqt1< [σ]uqt1 ⇒ thoả mãn
+ Bánh răng lớn
[σ]uqt2 = 0,8. σch = 0,8.300 = 240 (N/mm2)
y1
σuqt2 = σu1. y 2 = 85,8. = 73,02 (N/mm2)
⇒ σuqt2 < [σ]uqt2 Thoả mãn
3.17. Các thông số hình học cơ bản của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng
• Mô đun pháp tuyến mn = 4
• Số răng Z1 = 34 răng; Z2 = 123 răng
• Góc ăn khớp αo = 20o
• Chiều rộng răng b1 = 90 (mm)
b2 = 85 (mm)
• Đường kính vòng chia dc1 = m.z1 = 4.34 = 136 (mm)
dc2 = m.z2 = 4.123 = 492 (mm)
Giáo viên hướng dẫn: Sinh viên thực hiện:
Đỗ Anh Tuấn Nguy ễn Văn Phú
nguon tai.lieu . vn
