Xem mẫu
- ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: NGUYỄN HỮU LỘC
Đồ án
Truyền động cơ khí
SVTH: NGUYỄN MINH TRUNG 1
- ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: NGUYỄN HỮU LỘC
MỤC LỤC
Lời nói đầu .................................................................................................. 2
PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
1.1 Chọn động cơ điện .................................................................... 4
1.2 Phân phối tỷ số truyền ............................................................... 5
PHẦN II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY
2.1 Thiết kế bộ truyền Xích.............................................................. 6
2.2 Thiết kế bánh răng ..................................................................... 9
2.3 Thiết kế trục ............................................................................... 21
2.4 Tính toán chọn ổ ........................................................................ 34
2.5 Thiết kế vỏ hộp .......................................................................... 40
2.6Các chi tiết phụ ........................................................................... 41
2.7 Bảng dung sai lắp ghép .............................................................. 43
Tài liệu tham khảo ...................................................................................... 45
SVTH: NGUYỄN MINH TRUNG 2
- ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: NGUYỄN HỮU LỘC
LỜI NÓI ĐẦU
Trong cuộc sống chúng ta có thể bắt gặp những hệ thống truyền động ở khắp
nơi và có thể nói nó đóng vai trò nhất định trong cuộc sống cũng như trong sản xuất.
Đối với các hệ thống truyền động thường gặp thì có thể nói hộp giảm tốc là một bộ
phận không thể thiếu.
Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí nhằm củng cố lại các kiến thức đã
học trong các môn Nguyên Lý Máy, Chi Tiết Máy, Vẽ Kỹ thuật Cơ khí,… và giúp sinh
viên có cái nhìn tổng quan về việc thiết kế cơ khí. Hộp giảm tốc là một trong những bộ
phận điển hình mà công việc thiết kế giúp chúng ta làm quen với các chi tiết cơ bản
như bánh răng ,ổ lăn,… Thêm vào đó trong quá trình thực hiện các sinh viên có thể bổ
sung và hoàn thiện kỹ năng vẽ AutoCad, điều rất cần thiết với một kỹ sư cơ khí.
Em xin chân thành cảm ơn thầy Nguyễn Hữu Lộc, cũng như các thầy cô và các
bạn trong khoa cơ khí đã giúp đỡ em rất nhiều trong quá trình thực hiện đồ án.
Với kiến thức còn hạn hẹp, do đó thiếu xót là điều không thể tránh khỏi, em
mong nhận được ý kiến từ thầy cô và bạn bè để đồ án này được hoàn thiện hơn.
Sinh viên thực hiẹân.
Nguyễn Minh Trung
SVTH: NGUYỄN MINH TRUNG 3
- ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: NGUYỄN HỮU LỘC
Số liệu thiết kế:
Công suất trên trục công tác:P=7 (KW)
Sô vòng quay trên trục công tác:n=50 (vg/phút)
Thời gian phục vụ: L = 7 năm tương đương 33600 giờ
Chế độ làm việc: Quay một chiều, làm việc hai ca, tải va đập nhẹ, 1 năm làm
việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ.
Chế độ tải:
T1 = T :T2 = 0,8T
t1 = 48 :t2 =12
2
ÑOÄ G CÔ
N
MAÙ SAØ
Y N
T1
T2
1
3
Chuùthích : 1. noátruï ñaø hoà
i c n i
2. Hoä giaû toá baù h raê g truï 2 caá phaâ ñoâ
p m c n n p n i Sô ñoà i troï g
taû n
3. Boätruyeà xích oá g con laê
n n n
Sơ đồ động hệ thống truyền động máy sàn
SVTH: NGUYỄN MINH TRUNG 4
- ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: NGUYỄN HỮU LỘC
PHẦN I:
CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
Số liệu thiết kế:
Công suất trên trục công tác: Pct = 7KW
Số vòng quay trục công tác: nct= 50 vg/ phút
CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN
2. Công suất cần thiết của động cơ:
Pct .K A
Pdc
trong đó: Pct.KA=7*0,963= 6,7431KW là công suất tính toán của trục
công tác
Ti 2 T 0,8T 2
( T ) .ti ( ) 2 .48 ( ) .12
với K A T T 0,963
ti 48 12
và Hiệu suất chung của bộ truyền:
2 4
X . br . OL . NT 0,8406
Trong đó:hiệu suất bộtruyền xích X 0,93
hiệu suất bộtruyền bánh răng br 0,97
hiệu suất bộtruyền ồ lăn OL 0,99
hiệu suất nối trục đàn hồi OL 0,99
Pct .K A
Pdc 8,02( KW )
3. Với công suất cần thiết của động cơ Pdc = 8,02 KW.
4. Tra bảng P1.3 tài liệu tham khảo [1] ta chọn công suất động cơ P =11KW với số
vòng quay và phân bố tỷ số truyền chung của hệ thống như bảng sau:
Loại động cơ Số vòng quay động Tỷ số truyền chung
cơ(vg/phút) n dongco
u ch
ncongtac
4A132M2Y3 2907 58,14
4A132M4Y3 1458 29,16
4A160S6Y3 970 19,4
4A160M8Y3 730 14,6
1.2 PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
SVTH: NGUYỄN MINH TRUNG 5
- ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: NGUYỄN HỮU LỘC
Từ bảng số liệu trên và để thõa mãn số vòng quay các bộ truyền hợp lý ta chọn loại
động cơ 4A160S6Y3
4. Với tỷ số truyền chung uch= 19,4 , tra bảng 3.1 trang 43 tài liệu tham khảo[1] ta
chọn tỷ số truyền của hộp giảm tốc và của các cấp bánh răng như sau:
Uhộp giảm tốc= 8 vơí ubr1 = 3,08
Ubr2 = 2,6
u chung 19,4
Từ đó ta có tỷ số truyền của bộ truyền xích là : u X 2,425
u hopgiamtoc 8
5. Với các thông số vừa chọn, ta thiết lập bảng đặc tính kỹ thuật sau:
Trục I(Động cơ) II III IV(Công tác)
Thông số
Công suất(KW) 8,02 7,7 7,39 6,743
Tỷ số truyền 3,08 2,6 2,425
Moment xoắn(Nmm) 78960 233259 582057 1287913
Số vòng quay(vg/phút) 970 315,25 121,25 50
PHẦN II:
TÍNH TOÁN BỘ THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY
2.1 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH
Số liệu ban đầu:
Công suất P =7,39 KW
Số vòng quay bánh dẫn: n = 121,25 vg/phút
Moment xoắn: T = 582057 Nmm
SVTH: NGUYỄN MINH TRUNG 6
- ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: NGUYỄN HỮU LỘC
Tỷ số truyền: u= 2,245
Điều kiện làm việc: quay một chiều, làm việc 2 ca ,tải va đập nhẹ, bôi trơn nhỏ
giọt, trục đĩa xích điều chỉnh được.
I. TÍNH TOÁN:
1. Chọn loại xích ống con lăn một dãy.
2. Số răng đĩa xích dẫn:
Theo bảng 5.4 tài liệu [1] trang 80 ứng với tỷ số truyền u= 2,425 chọn
Z1=25.
Z2 =u.Z1 = 2,425. 25 = 60,625 Chọn Z2 = 61 < Zmax= 130.
3. Khi đó tỷ số truyền chính xác bộ tuyền xích :
Z 2 61
u 2,44
Z 1 25
4. Ta có hệ số điều kiện sử dụng xích:
K = Kr . Ka. Ko. Kdc . Kb . Klv
Với:
Kr =1,2 là hệ số tải trọng động ứng với tải va đập nhẹ.
Ka =1 là hệ số ảnh hưởng khoảng cách trục với a =(30 50 ) pc
K0 =1 là hệ số ảnh hưởng bố trí bộ truyền ứng với bộ truyền nằm ngang
Kdc =1 là hệ số ảnh hưởng khả năng điều chỉnh lực căng xích.
Kb =1 là hệ số điều kiện bôi trơn.
Klv =1,12 hệ số làm việc ứng với làm việc 2 ca.
K = Kr . Ka. Ko. Kdc . Kb . Klv =1,344.
n01 200
Ta có hệ số vòng quay K n 1,649.
n1 121,25
Với n01 =200 tra từ bảng 5.4 tài liệu tham khảo[3].
25 25
Và hệ số răng đĩa xích : K z 1.
Z1 25
Và hệ số xét đến dãy xích ứng với xích một dãy: Kx = 1
5. Từ đó ta có công suất tính toán:
K .K n .K z .P 1,344.1,649.1.7,39
Pt 16,378
Kx 1
Theo bảng 5.4 tài liệu [3] ứng với công suất cho phép [P]> Pt và số vòng quay
thực nghiệm n01=200 ta có được bứơc xích pc =31,75mm.
6. Kiểm tra số vòng quay tới hạn ứng với bước xích pc=31,75mm tra từ bảng 5.2
[3] ta có ntới hạn =630 > nbộ truyền=121,25 (vg/phút). Ta thấy bước xích vừa chọn
trên thoã.
7. Tiếp tục ta kiểm mghiệm bước xích theo công thức sau :
SVTH: NGUYỄN MINH TRUNG 7
- ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: NGUYỄN HỮU LỘC
P.K
p c 600.3
Z1 .n1[ Po].K x
Với [Po] =29MPa tra từ bảng 5.3 tài liệu [3]
P.K
Thế vào biểu thức trên ta có p c 600.3 29,006mm
Z1 .n1 [ Po ].K x
Bước xích đã chọn thoã mãn điều kiện trên.
8. Tính toán các thông số của bộ truyền xích vừa chọn :
n. p c .Z 1
+ Vận tốc trung bình của xích: v 1,604(m / s )
60000
1000.P
+ Lực vòng có ích : Ft 4607( N )
v
+ Chọn khoảng cách trục sơ bộ từ a=40pc =1270mm từ a =(30÷50)pc
+ Số mắt xích :
2
2a Z1 Z 2 Z 2 Z1) p c
X . 123,82
pc 2 2 a
Ta chọn X=124 mắt xích .
+ Chiều dài xích: L=X.pc=3937mm.
Từ đó ta tính khoảng cách trục chính xác:
2 2
a pc .0, 25 X Z1 Z 2 X Z1 Z 2 8 Z 2 Z1
1272,88mm
2 2 2
Và để bộ truyền xích làm việc bình thường ta giảm khoảng cách trục xuống một
đoạn bằng (0,002÷0,004)a
Do đó ta có khoảng cách trục tính toán là a=1269,06mm
+ Lực tác dụng lên trục: Fr= Km. Ft = 1,15.4607=5298(N)
Với Km=1,12 hệ số trọng lượng xích ứng với bộ truyền xích nằm ngang.
+ Đường kính đĩa xích :
Bánh dẫn:
p c .Z1
d1 252,66mm
d a1 d1 0,7 p c 274,885mm
Bánh bị dẫn:
pc .Z 2
d2 616,49mm
da2 d 2 0,7 pc 638,72mm
9. Kiểm nghiệm số lần xích va đập trong 1 giây:
SVTH: NGUYỄN MINH TRUNG 8
- ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: NGUYỄN HỮU LỘC
Z1 .n1 25.121, 25
i 1,63 [i ] 16
15 X 15.124
Với [i] =16 tra bảng 5.6 tài liệu[3]
10. Kiểm tra xích theo hệ số an toàn:
Q
s
F1 Fv Fo
Với Q =88,5 (KN) tra bảng 5.2 tài liệu[1]
F1=Ft=4607 (N)
Fv=qm.v2=9,777 (N)
Với qm=3,8 (kg/m) tra bảng 5.2 tài liệu [1]
Fo=Kf .a .qm .g = 6 .1269,06 .3,8 .9,81 =283,85
Với Kf=6 hệ số phụ thuộc độ võng của xích khi xích nằm
ngang.
Q
s 18,06 [ s ]
F1 Fv Fo
Với [s] =(7,8÷9,4) bảng 5.7 tài liệu [3].
2.2 THIẾT KẾ BÁNH RĂNG
SVTH: NGUYỄN MINH TRUNG 9
- ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: NGUYỄN HỮU LỘC
2
ÑOÄ G CÔ
N
MAÙ SAØ
Y N
T1
T2
1
3
Chuùthích : 1. noá truï ñaø hoà
i c n i
2. Hoä giaû toá baù h raê g truï2 caá phaâ ñoâ
p m c n n p n i Sô ñoà i troï g
taû n
3. Boätruyeà xích oá g con laê
n n n
Chế độ làm việc: Quay một chiều, làm việc hai ca, tải va đập nhẹ, 1 năm làm
việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ.
Chế độ tải:
T1 = T :T2 = 0,8T
t1 = 48 :t2 =12
Chọn vật liệu chế tạo bánh răng :
Chọn thép 45 Cr đựơc tôi cải thiện
Theo bảng 6.1 tài liệu [1] ta chọn độ rắn trung bình:
Bánh dẫn: HB1=240 HB
Bánh bị dẫn: HB2=230 HB
A. TÍNH TOÁN CẶP BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG THẲNG CẤP CHẬM
Số liệu ban đầu:
Công suất P =7,7 KW
SVTH: NGUYỄN MINH TRUNG 10
- ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: NGUYỄN HỮU LỘC
Số vòng quay bánh dẫn: n = 315,25 vg/phút
Moment xoắn: T = 233259 Nmm
Tỷ số truyền: u= 2,6
Tuổi thọ Lh= 7 năm tương đương 33600 giờ.
1. Số chu kỳ làm việc cơ sở.
2, 4
N HO1 30 HB3 30.240 2, 4 1,547.10 7 chu kỳ.
2, 4
N HO2 30HB4 30.2302, 4 1,397.107 chu kỳ.
Và: NFO1=NFO2=5.106 chu kỳ
2. Số chu kỳ làm việc tương đương:
3
Ti 7
N HE1 60.c. n.i t i 57,35.10 chu kỳ.
T max
3
Ti 7
N HE 2 60.c. n.i t i 22,06.10 chu kỳ.
T max
6
Ti 7
N FE1 60.c. n.i t i 54,17.10 chu kỳ.
T max
6
Ti 7
N FE 2 60.c. n.i t i 20,83.10 chu kỳ.
T max
Vì: N HE1 N HO1 ; N HE 2 N HO 2 ; N FE1 N FO1 ; N FE 2 N FO 2
Nên ta có hệ số tuổi thọ: K HL1 K HL 2 K FL1 K FL 2 1
3. Theo 6.13 tài liệu [3], ta chọn giới hạn mỏi tiếp xúc:
OH lim 2.HB 70.
Bánh dẫn : OH lim 1 2.HB 70. 550MPa
Bánh bị dẫn: OH lim 2 2.HB 70. 530MPa
4. Ta có giới hạn mỏi uốn:
OF lim 1,8.HB
Bánh dẫn : OF lim 1 1,8HB 432MPa
Bánh bị dẫn: OF lim 2 1,8HB 414MPa
5. Ứng suất tiếp xúc cho phép:
H OH lim .0,9 K HL Với sH=1,1 tra bảng 6.13 [3]
sH
.0,9
H 1 OH lim1 K HL1 450 MPa
sH
SVTH: NGUYỄN MINH TRUNG 11
- ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: NGUYỄN HỮU LỘC
OH lim 2 .0,9
H 2 K HL 2 433,64MPa
sH
Chọn giá trị nhỏ trong 2 giá trị trên ta có ứng suất ti61p xúc cho phép:
H 433,64MPa
6. Ứng suất uốn cho phép tính theo công thức sau:
F OF lim K FL Với sF=1,75 tra bảng 6.13 [3]
sF
F 1 OF lim 1 K FL1 246,86MPa
sF
F 2 OF lim 2 K FL 2 236,57 MPa
sF
7. Do hộp gỉam tốc được bôi trơn tốt ( bộ truyền kín). Do đó tính toán thiết kế theo
độ bền tiếp xúc.
Theo bảng 6.15 tài liệu [3] ta chọn:
ba =0,4
.(u 1)
Khi đó : bd ba 0,72
2
Ứng với bd vừa chọn , tra bảng 6.4 [3] ta có :
KH = 1,022
KF = 1,038
8. Khi đó, khoảng cách trục bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng:
T1 .K H
aw 50(u 1)3
ba . H .u
2
233259.1,022
50(2,6 1)3 192,82mm
0,4.433,642.2,6
Theo tiêu chuẩn chọn: aw = 200mm.
9. Với khoảng cách trục vừa chọn ta chọn môđun răng theo : m= (0,01÷0,02)aw
(Ứng với HB1, HB2 < 350HB)
m=0,015 .200=3
Tổng số răng :
2a 2.200
z1 z 2 w 133 răng
m 3
z z 133
Với z1 1 2 36,9
1 u 1 2,6
Chọn z1=37 răng z2= 133-37=96 răng .
SVTH: NGUYỄN MINH TRUNG 12
- ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: NGUYỄN HỮU LỘC
10. Khi đó tỷ số truyền chính xác của bộ truyền là:
z2
u 2,59 sai lệch so với u (tỷ số truyền ban đầu)=2,6 là
z1
1,15%.
11. Các thông số hình học của bộ truyền:
o Đường kính vòng chia:
d1= z1 . m=37.3= 111 mm
d2 =z2 . m=96.3= 288 mm
o Đường kính vòng đỉnh:
d a1 d1 2.m 117 mm
d a 2 d 2 2.m 294 mm
z1 .m(1 u )
o Khoảng cách trục: a w 200 mm
2
o Chiều rộng vành răng:
Bánh bị dẫn: b2 ba .a 0,4.200 80 mm.
Bánh dẫn: b1 b2 5 80 5 85 mm
o Vận tốc vòng bánh răng:
.d 1 .n1 .111.315,25
v 1,83(m / s)
60000 60000
Theo bảng 6.3 [3] chọn cấp chính xác là 9.
o Xác định giá trị các lực :
Bánh dẫn:
2T1
Lực vòng : Ft1 4203 N
d1
Lực hướng tâm: FR1= Ft1.tg=1530N
Bánh bị dẫn:
2T2
Lực vòng : Ft 2 4042 N
d2
Lực hướng tâm: Fr2= Ft2tg=1471N.
12. Tính toán kiểm nghiệm giá trị ứng suất tiếp xúc:
Theo bảng 6.5 [3], ta chọn hệ số tải trọng động :
K HV 1,107
K FV 1,206
Z M .Z H .Z 2.T1 .K H .(u 1)
H 329,85MPa [ H ] 433,64MPa
d1 bw .u
SVTH: NGUYỄN MINH TRUNG 13
- ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: NGUYỄN HỮU LỘC
Do đó bánh răng thoã điều kiện Ứng suất tiếp xúc.
13. Tiếp tục kiểm nghiệm theo độ bền uốn:
o Hệ số dạng răng:
13,2 13,2
Bánh dẫn: YF1 3,47 3,47 3,83.
Z1 37
13,2 13,2
Bánh bị dẫn: YF 2 3,47 3,47 3,61.
Z2 96
o Đặc tính so sánh độ bền các bánh răng:
[ F 1 ]
64,45
YF 1
[ 2]
65,53
YF 2
Ta kiểm nghiệm bánh dẫn có độ bền thấp hơn.
o Ứng suất uốn tính toán:
YF 1 .Ft1 .K F .K Fv
F 79 MPa [ F1 ] 246,86MPa
bw1 .mn
Do đó độ bền uốn được thoã.
B. TÍNH TOÁN CẶP BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG CẤP NHANH
Số liệu ban đầu:
8,02
Công suất P 4,01KW
2
Số vòng quay bánh dẫn: n1 = 970 vg/phút
78960
Moment xoắn: T1 39480 Nmm
2
u ch
Tỷ số truyền: u br 1 3,07
u br 1.u x
Tuổi thọ Lh= 7 năm tương đương 33600 giờ.
1. Số chu kỳ làm việc cơ sở.
2, 4
N HO1 30 HB3 30.240 2, 4 1,547.10 7 chu kỳ.
2, 4
N HO2 30HB4 30.2302, 4 1,397.107 chu kỳ.
Và: NFO1=NFO2=5.106 chu kỳ
2. Số chu kỳ làm việc tương đương:
3
Ti 7
N HE1 60.c. n.i t i 176,5.10 chu kỳ.
T max
SVTH: NGUYỄN MINH TRUNG 14
- ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: NGUYỄN HỮU LỘC
3
Ti 7
N HE 2 60.c. n.i t i 45,84.10 chu kỳ.
T max
6
Ti 7
N FE1 60.c. n.i t i 166,7.10 chu kỳ.
T max
6
Ti 7
N FE 2 60.c. n.i t i 43,3.10 chu kỳ.
T max
Vì: N HE1 N HO1 ; N HE 2 N HO 2 ; N FE1 N FO1 ; N FE 2 N FO 2
Nên ta có hệ số tuổi thọ: K HL1 K HL 2 K FL1 K FL 2 1
3. Theo 6.13 tài liệu [3], ta chọn giới hạn mỏi tiếp xúc:
OH lim 2.HB 70.
Bánh dẫn : OH lim 1 2.HB 70. 550MPa
Bánh bị dẫn: OH lim 2 2.HB 70. 530MPa
4. Ta có giới hạn mỏi uốn:
OF lim 1,8.HB
Bánh dẫn : OF lim 1 1,8HB 432MPa
Bánh bị dẫn: OF lim 2 1,8HB 414MPa
5. Ứng suất tiếp xúc cho phép:
H OH lim .0,9 K HL Với sH=1,1 tra bảng 6.13 [3]
sH
.0,9
H 1 OH lim1 K HL1 450 MPa
sH
.0,9
H 2 OH lim 2 K HL 2 433,64MPa
sH
Ta có ứng suất tiếp xúc cho phép:
H 0,5.([ H 1 ] [ H 2 ]) 441,82MPa
6. Ứng suất uốn cho phép tính theo công thức sau:
F OF lim K FL Với sF=1,75 tra bảng 6.13 [3]
sF
F 1 OF lim 1 K FL1 246,86MPa
sF
F 2 OF lim 2 K FL 2 236,57 MPa
sF
SVTH: NGUYỄN MINH TRUNG 15
- ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: NGUYỄN HỮU LỘC
7. Do hộp gảim tốc được bôi trơn tốt ( bộ truyền kín). Do đó tính toán thiết kế theo
độ bền tiếp xúc.
Ta chọn:
ba =0,16
.(u 1)
Khi đó : bd ba 0,3256
2
Ứng với bd vừa chọn , tra bảng 6.4 [3] ta có :
KH = 1,01
KF = 1,045
8. Khi đó, khoảng cách trục bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng:
T1 .K H
aw 43(u 1)3
ba . H .u
2
39480.1,01
43(3,07 1)3 130,6mm
0,16.441,822.3,07
Theo tiêu chuẩn chọn: aw = 160mm.
9. Với khoảng cách trục vừa chọn ta chọn môđun răng theo : mn= (0,01÷0,02)aw
(Ứng với HB1, HB2 < 350HB)
ta chọn mn=3
10. Tính góc nghiêng răng thoãđiều kiện sau: 30o
- ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: NGUYỄN HỮU LỘC
mn .Z1 3.22
d1 78,42mm
cos cos 32,48 0
m .Z 3.22
d2 n 1 241,83mm
cos cos 32,48 0
o Đường kính vòng đỉnh:
d a1 d1 2.mn 84,24 mm
d a 2 d 2 2.mn 247,83 mm
z1 .mn (1 u )
o Khoảng cách trục: a w 160 mm
2 cos
o Chiều rộng vành răng:
Bánh bị dẫn: b2 ba .a 0,16.160 25,6 mm.
Bánh dẫn: b1 b2 5 25,6 5 30,6 mm
o Vận tốc vòng bánh răng:
.d 1 .n1
v 3,97(m / s ) v th 6(m / s) (tra từ bảng 6.3 [3])
60000
Theo bảng 6.3 [3] chọn cấp chính xác là 9.
o Xác định giá trị các lực :
Bánh dẫn:
2T1
Lực vòng : Ft1 1009 N
d1
F .tg
Lực hướng tâm: Fr1 t1 435 N
cos
Lực dọc trục: Fa1 Ft1 .tg 642 N
Bánh dẫn:
2T2
Lực vòng : Ft 2 965 N
d2
F .tg
Lực hướng tâm: Fr 2 t 2 418 N
cos
Lực dọc trục: Fa 2 Ft 2 .tg 614 N
14. Tính toán kiểm nghiệm giá trị ứng suất tiếp xúc:
o Theo bảng 6.6 [3], ta chọn hệ số tải trọng động :
K HV 1,09
K FV 1,17
SVTH: NGUYỄN MINH TRUNG 17
- ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: NGUYỄN HỮU LỘC
o Hệ số trùng khớp ngang:
1 1
1,88 3,2.( ). cos
Z1 Z 2
1 1
1,88 3,2.( ). cos 32,48 0 1,718 .
22 68
o Hệ số trùng khớp dọc:
b . sin 25,6. sin 32,48 0
w 1,744 .
.m n .3
Khi ncx=9 thì KF=1
Từ bảng 6.11 [3]ta chọn KH=1,15
o Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc:
Z .Z .Z 2.T1 .K H .(u 1)
H M H
d w1 bw .u
Với: Z M 275MPa
1 1
Z 0,78
1,63
2. cos
ZH 1,523
sin( tw )
tan tan 20 0
Trong đó: tw arctan
arctan
cos132,48 0 23,34 0
cos
KH=KH . KH . KHv =1,266
H 268,6MPa [ ] H 441,82MPa
Do đó bánh răng thoã điều kiện Ứng suất tiếp xúc.
15. Tiếp tục kiểm nghiệm theo độ bền uốn:
o Xác định số răng tương đương.
Z1
Z v1 36,65
(cos ) 3
Z2
Z v2 113,27
(cos ) 3
o Hệ số dạng răng:
13, 2
Bánh dẫn: YF1 3, 47 3,83
Z v1
13,2
Bánh bị dẫn: YF 2 3,47 3,58
Z v2
SVTH: NGUYỄN MINH TRUNG 18
- ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: NGUYỄN HỮU LỘC
o Đặc tính so sánh độ bền các bánh răng:
[ F 1 ]
64,45
YF 1
[ 2]
66,08
YF 2
Ta kiểm nghiệm bánh dẫn có độ bền thấp hơn.
o Ứng suất uốn tính toán:
YF .Ft .K F .Y .Y
F
bw .mn
Với: K F K F .K F .K Fv 1,223
Y F1 3,83
1 1
Y 0.582.
1,718
Y 1 0,768.
120
F 23,01MPa [ ] F 246,86 MPa
Do đó độ bền uốn được thoã.
Bảng thông số bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc:
SVTH: NGUYỄN MINH TRUNG 19
- ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: NGUYỄN HỮU LỘC
Cấp nhanh Cấp chậm
Bánh răng
Bánh Bánh Bánh Bánh
Thông số
dẫn bị dẫn dẫn bị dẫn
Khoảng cách
160 200
trục (aw)
Đường kính
78,24 84,24 111 117
vòng chia (d)
Đường kính 241.8
247,83 288 294
vòng đỉnh (da) 3
Chiều cao răng
6,75 6,75
(h)
Chiều rộng
30,6 25,6 85 80
vành răng (bw)
Góc profin gốc
20 0 20 0
( )
Góc nghiêng
32,48 0 00
răng
Kieåmnghieäm ñieàu kieän boâi trôn ngaâm daàu:
SVTH: NGUYỄN MINH TRUNG 20
nguon tai.lieu . vn