Xem mẫu
- Đồ án môn học Chi tiết máy Nguyễn Träng Hïng – Cơ Tin 2 –
K46
1.1 Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền
Xác định công suất động cơ
1.1.1
- Công suất trên trục động cơ điện được xác định theo công thức:
β.Pt
=
Pct
η
Pct : Công suất trên trục động cơ
Trong đó:
Pt : Công suất trên trục máy công tác
η : Hiệu suất truyền động
2
T t 5 3
β= ∑ i . i = 12 + 0,9 2 = 0,9407
+ T t 8 8
1 ck
η = ∏ ηni
+
Theo sơ đồ của bài ra thì
η = ηkhớp nối . ηmổ lăn . ηkbánh răng . ηxích
Với m, k là số cặp ổ lăn và số cặp bánh răng: m = 4; k = 3
Dựa vào bảng 2.3 (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí – Trịnh Chất –
Lê Văn Uyển ) tìm được
ηkhớp nối = 0,99; ηổ lăn = 0,99; ηbánh răng = 0,97; ηxích = 0,92
⇒ η = 0.99. 0,99 . 0,97 . 0,92 = 0,831
4 3
F.v 6500.0,45
= =2,925 KW
+ Pt = Plv =
1000 1000
2,925
⇒ Pct = 0,952. 0,831 = 3,35 KW
1.1.2 Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ
- Tỷ số truyền ut của hệ thống dẫn động
ut = uHGT .uxích
- Số vòng quay của trục tang quay
60000 .v 60000.0,45
nlv = = = 36 (vòng/phút)
π .240
πD
- Theo bảng 2.4 , tỷ số truyền nên dùng cho các bộ truyền trong hệ:
uHGTsb = 8÷40 (Hộp giảm tốc 2 cấp); uxíchsb = 2÷5
⇒ ut = (8÷40).( 2÷5) = (16÷200)
Số vòng quay sơ bộ
nsb = nlv. utsb = 36. (16÷200) =(576÷7200) (vòng/phút)
1.1.3 Chọn quy cách động cơ
Hà Nội 11 - 2004 1
- Đồ án môn học Chi tiết máy Nguyễn Träng Hïng – Cơ Tin 2 –
K46
- Động cơ được chọn dựa vào bảng P1.1 đến bảng P1.7 và phải thỏa mãn
điều kiện sau:
Pđc ≥ Pct ; nđb ≥ nsb ; Tk/Tdn ≥ Tmm/T1
Có Pct = 3,35 KW; nsb = (576÷7200) (vòng/phút); Tmm/T1 = 1,5
Ta chọn được động cơ DK51_4 có các thông số sau:
Pđc = 4.5 KW; nđc = 1440 (vòng/phút);
Tk/Tdn = 1,4; Tmm/T1 = 2
Cosφ = 0,85; mđc = 84 (kg);
Đường kính trục động cơ: dđc = 35 mm
1.1.4 Phân phối tỷ số truyền
- Tỷ số truyền của hệ thống dẫn động
n
đc 1440
= = 40
uht =
n 36
lv
- Vì hộp giảm tốc là loại 2 cấp phân đôi cấp nhanh nên
u1: tỉ số truyền bộ truyền cấp nhanh
uHGT = u1. u2
u2: tỉ số truyền bộ truyền cấp chậm
u ht 40
Ta chọn uHGT = 20 ⇒ uxích = = =2
u HGT 20
Dựa vào bảng 3.1 tìm được u1, u2 của HGT thỏa mãn đồng thời 3 chỉ
tiêu: khối lượng nhỏ nhất, momen quán tính thu gọn nhỏ nhất và thể tích
các bánh nhúng trong dầu lớn nhất.
uHGT = 20 ⇒ u1 = 5,1; u2 = 3,92
1.1.5 Tính công suất, mômen và số vòng quay trên các trục
- Trục công tác:
+ Pt = Plv = 2,925 (KW)
+ nlv = 36 (vòng/phút)
Pt 2,925
+ Tt = Tlv = 9,55.106. = 9,55.106. = 776.103 (Nmm)
n lv 36
- Trục 3:
Plv 2,925
+ P3 = η .η = 0,92.0,99 = 3,211 (KW)
x ol
+ n3 = nlv . ux = 36. 2 = 72 (vòng/phút)
P3 3,211
+ T3 = 9,55.106. = 9,55.106. = 425,9.103 (Nmm)
n3 72
- Trục 2:
P3 3,211
+ P2 = η .η = 0,97.0,99 = 3,344 (KW)
br ol
+ n2 = n3 . u2 = 72.3,92 = 282,35 (vòng/phút)
Hà Nội 11 - 2004 2
- Đồ án môn học Chi tiết máy Nguyễn Träng Hïng – Cơ Tin 2 –
K46
P2 3,344
+ T2 = 9,55.106. = 9,55.106. 282,35 = 113,11.103 (Nmm)
n2
- Trục 1:
P2 3,344
= = 3,482 (KW)
+ P1 = 2
η br .η ol 0,97.0,97.0,99
+ n1 = nđc = 1440 (vòng/phút)
P1 3,482
+ T1 = 9,55.106. = 9,55.106. = 23.103 (Nmm)
n1 1440
- Trục động cơ:
+ Pđc = 4,5(KW)
+ nđc = 1440 (vòng/phút)
Pđc 4,5
+ T1 = 9,55.106. = 9,55.106. = 30.103 (Nmm)
n đc 1440
- Bảng kết quả tính toán thu được:
Thông số Trục ĐC Trục 1 Trục 2 Trục 3 Trục làm
việc
P (KW) 4,5 3,482 3,344 3,211 2,925
u 1 u1 = 5,1 u2 = 3,92 ux = 2
n (vg/ph) 1440 1440 282,35 72 36
30.103 3
113,1.10 425,9.103
3
776.103
T (Nmm) 23.10
1.2 Thiết kế các bộ truyền
1.2.1 Tính toán các bộ truyền trong hộp: Bộ truyền bánh răng
a. Chọn vật liệu
- Do không có yêu cầu gì đặc biệt, ta thống nhất hóa trong thiết kế, chọn
vật liệu 2 cấp bánh răng như nhau.
- Theo bảng 6.1, ta chọn:
+ Bánh nhỏ: Thép 45, tôi cải thiện, độ rắn HB 241..285
σb1 = 850 MPa, σch1 = 580 MPa
+ Bánh lớn: Thép 45, tôi cải thiện, độ rắn HB 192..240
σb2 = 750 MPa, σch2 = 450 MPa
b. Xác định ứng suất cho phép
Ứng suất tiếp xúc cho phép [σH] tính theo công thức
[σH] = σ°Hlim. ZR.ZV.KxH.KHL/SH
Trong đó:
+ ZR: hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc.
+ ZV: hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng
+ KxH: hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng
Ở bước tính thiết kế, sơ bộ lấy ZR.ZV.KxH = 1, khi đó
Hà Nội 11 - 2004 3
- Đồ án môn học Chi tiết máy Nguyễn Träng Hïng – Cơ Tin 2 –
K46
[σH] = σ°Hlim. KHL/SH
+ σ°Hlim: ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở
+ SH: hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc
Theo bảng 6.2, với thép 45, tôi cải thiện, độ rắn HB 180..350 thì
σ°Hlim = 2HB + 70; SH = 1,1;
Chọn HB1 = 245; HB2 = 230, suy ra:
σ°Hlim1 = 2.245 + 70 = 560 (MPa)
σ°Hlim2 = 2.230 + 70 = 530 (MPa)
+ KHL: hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ
KHL = mH NHO/NHE
mH: bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc; mH = 6 khi HB ≤ 350
NHO – số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc
NHO = 30H2,4HB
NHO1 = 30H2,4HB1 = 30.2552,4 = 17,90.106
NHO2 = 30H2,4HB2 = 30.2402,4 = 15,47.106
NHE – số chu kì thay đổi ứng suất tương đương
NHE = 60cΣ(Ti/Tmax)3.ni.ti
n1
ΣtiΣ(Ti/Tmax)3/Σti
NHE2 = 60c
u1
1440 5 3
= 60.1. 5,1 .18.103[13. + 0,93. ]
8 8
6 6
= 27,35.10 > 15,47.10 = NHO2
⇒ KHL2 = 1;
Tương tự NHE1 > NHO1, do đó KHL1 = 1
Vậy sơ bộ tính được
560.1
[σH1] = 1,1 = 509 (MPa)
530.1
[σH2] = 1,1 = 481,8 (MPa)
Với cấp nhanh sử dụng bánh răng nghiêng, theo (6.12) :
1 1
[σH] = ([σH1] + [σH2]) = (509 + 481,8)
2 2
= 495,4(MPa) < 1,25[σH2]
Với cấp chậm sử dụng bánh răng thẳng và NHE > NHO, KHL = 1
⇒ [σH]’ = [σH2] = 481,8 MPa
Ứng suất uốn cho phép[σF] tính theo công thức
[σF] = σ°Flim.YR.YS.KxF.KFC.KFL/SF
Trong đó:
+ YR – hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng
+ YS – hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất
Hà Nội 11 - 2004 4
- Đồ án môn học Chi tiết máy Nguyễn Träng Hïng – Cơ Tin 2 –
K46
+ KxF – hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn
Ở bước tính thiết kế, sơ bộ lấy YR.YS.KxF = 1, khi đó
[σF] = σ°Flim.KFC.KFL/SF
+ σ°Flim - ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở
+ SF – hệ số an toàn khi tính về uốn
Theo bảng 6.2 , với thép 45, tôi cải thiện, độ rắn HB 180..350 thì
σ°Flim = 1,8HB; SF = 1,75
σ°Flim1 = 1,8.245 = 441 (MPa)
σ°Flim2 = 1,8.230 = 414 (MPa)
+ KFC – hệ số ảnh hưởng đến đặt tải, KFC = 1 (bộ truyền quay một
chiều)
+ KFL – hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của chế độ tải trọng của bộ
truyền
KFL = mF NFO/NFE
mF: bậc của đường cong mỏi khi thử về uốn; mF = 6 khi HB ≤ 350
NFO – số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn
NFO = 4.106 đối với tất cả các loại thép
NFE – số chu kì thay đổi ứng suất tương đương
NFE = 60cΣ(Ti/Tmax)6.ni.ti
n1
NFE2 = 60c ΣtiΣ(Ti/Tmax)6/Σti
u1
1440 5 3
= 60.1. 5,1 .18.103[16. + 0,96. ]
8 8
6 6
= 23,4.10 > 4.10 = NFO
⇒ KFL2 = 1, và tương tự có KFL1 = 1
+ Vậy sơ bộ tính được
441.1.1
[σF1] = 1,75 = 252 (MPa)
414.1.1
[σF2] = 1,75 = 236,5 (MPa)
Ứng suất quá tải cho phép
[σH]max = 2,8σch2 = 2,8.450 = 1260 (MPa)
[σF1]max = 0,8σch1 = 0,8.580 = 464 (MPa)
[σF2]max = 0,8σch2 = 0,8.450 = 360 (MPa)
c. Tính toán bộ truyền cấp nhanh: Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng
Xác định sơ bộ khoảng cách trục
T1 '.K Hβ
aw = K a (u1 + 1)
+ Theo (6.15a)
[σ ]
3
u1Ψba
2
H
Trong đó:
Hà Nội 11 - 2004 5
- Đồ án môn học Chi tiết máy Nguyễn Träng Hïng – Cơ Tin 2 –
K46
+ Theo bảng 6.5 chọn Ka = 43 (ứng với răng nghiêng, vật liệu thép –
thép)
+ Theo bảng 6.6 chọn ψba = 0,3
+ Xác định KHβ:
ψbd = 0,5ψba(u1+1) = 0,5.0,3(5,1+1) = 0,67
Theo bảng 6.7, KHβ tương ứng với sơ đồ 3 ⇒ KHβ = 1,07
+ T1’ = T1/2 = 23000/2 = 11500 (Nmm)
11500.1,07
⇒ a w = 43(5,1 + 1)3 = 118,38 (mm)
[ 459,4] 2 .5,1.0,3
Ta lấy aw = 118 mm
Xác định các thông số ăn khớp
+ Theo (6.17), m = (0,01÷0,02)aw = (0,01÷0,02).102 = (1,02÷2,04) (mm)
+ Theo bảng 6.8 chọn module pháp m = 2 (mm)
+ Chọn sơ bộ β = 14°, do đó cosβ = 0,97
2.a w .cosβ 2.118.0,97
+ Số răng bánh nhỏ: z1 = Lấy z1 = 18
= 17,22
=
m(u + 1) 2(5,1 + 1)
+ Số răng bánh lớn: z2 = u1.z1 = 5,1.18 = 91,8 Lấy z2 = 92
+ Tỉ số truyền thực là: ut1 = 92/18 = 16/3 ≈ 5,11
+ Tính lại β:
cosβ = m(z1+z2)/(2aw) = 2(18+92)/(2.102) = 0,9661
⇒ β = 14,961° = 14°57’40’’
+ Theo bảng 6.9 ứng với bánh răng nghiêng có β = 14,961° thì zmin = 16
+ Chiều rộng vành răng bw = ψba. aw = 0,3.118 = 35,4 (mm)
+ Hệ số trùng khớp dọc
sin β sin(14,961 °)
ε β = bw . = 35,4. = 1,44 > 1,0
π .m 2π
+ Nhờ góc nghiêng β của răng, và z1 = zmin + 2 nên ta không cần dịch
chỉnh để đảm bảo khoảng cách trục.
Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn:
2.T1 K H ( ut1 + 1)
σ H = Z M Z H Zε
( bwut1d w21 ) ≤ [σH]
Trong đó:
+ ZM – hệ số kể đến cơ tính của vật liệu của các bánh răng ăn khớp.
Tra bảng 6.5, ta được ZM = 274 (MPa)1/3
+ ZH – hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
2. cos β b
ZH=
sin 2α tw
Ở đây:
* βb – góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở
Hà Nội 11 - 2004 6
- Đồ án môn học Chi tiết máy Nguyễn Träng Hïng – Cơ Tin 2 –
K46
tgβb = cosαt.tgβ
tgα
* Với răng nghiêng, không dịch chỉnh thì αtw = αt = arctg
cos β
Theo TCVN 1065 – 71, α = 20°
tg20 ο
⇒ αtw = αt = arctg
cos(14,961 °) = 20,643°
2. cos(14,961 °)
⇒ ZH= = 1,71
sin( 2.20,643ο )
+ Zε – hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
Vì εβ = 1,527 > 1,0 nên Zε = 1 / ε α
1 1 1
1
εα = 1,88 - 3,2 + .cosβ = 1,88 - 3,2 + .0,9661 = 1,612
z
18 96
1 z 2
⇒ Zε = 0,7876
+ KH – hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
KH = KHβ. KHα. KHv
* KHβ – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều
vành răng, tra bảng 6.7 ⇒ KHβ = 1,15
rộng
* KHα – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi
đồng thời ăn khớp, tra bảng 6.14
răng
π.d w1n 1
- Vận tốc vòng v = (m/s)
60000
Với dw1 – đường kính vòng lăn bánh nhỏ
n1 – số vòng quay của bánh chủ động
2.a w 2.118
dw1 = = = 38,7 (mm)
u t1 + 1 5,1 + 1
π.38,7.1440
v= = 3 (m/s)
60000
Theo bảng 6.13, với răng trụ răng nghiêng, v ≤ 5 (m/s), ta chọn
cấp chính xác 9.
Từ bảng 6.14, v < 5, cấp chính xác 9 ⇒ KHα = 1,16
* KHv – là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn
khớp
υ H .b w .d w1 aw
Với υ H = δH. go. v.
KHv = 1+
2.T1 '.K Hβ .K Hα u t1
Trong đó:
- v = 3 m/s
- go – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng 1 và
2
Tra bảng 6.16, với m < 3,35, cấp chính xác 9 ⇒ go = 73
Hà Nội 11 - 2004 7
- Đồ án môn học Chi tiết máy Nguyễn Träng Hïng – Cơ Tin 2 –
K46
- δH – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp
Tra bảng 6.15 δH = 0,002
118
⇒ υ = 0,002.73.3 = 2,1
5,1
2,1.38,7.35,4
⇒ KHv = 1+ = 1,1
2.11500.1,07.1,16
⇒ KH = 1,15. 1,16. 1,1 = 1,4674
2.T1 ' K H ( ut1 + 1)
σ H = Z M Z H Zε
⇒
( bwut1d w21 )
2.11500.1,4674.(5,1 + 1)
= 247.1,71.0,7876. = 290,3(MPa)
35,4.5,1.38,7 2
Tính chính xác [σH]
[σH] = σ°Hlim. ZR.ZV.KxH.KHL/SH
+ Tính ZR: Chọn Ra = 2,5..1,25μm ⇒ ZR = 0,95
+ Tính ZV: Lấy ZV = 1
+ KxH = 1
⇒ [σH] = 509.1.1.0,95 = 532 (MPa)
⇒ σH < [σH] ⇒ Thỏa mãn điều kiện tiếp xúc
Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
Ứng suât uốn sinh ra tại chân răng tính theo công thức
2T1 '.K F .Yε .Yβ .YF1
σF1 = ≤ [σF1]
b w .d w1 .m
YF2
σF2 = σF1. ≤ [σF2]
YF1
T’1 = 11500 (Nmm) m = 2 (mm)
bw = 35,4 (mm) dw1 = 38,7 (mm)
+ Yε – hệ số kể đến sự trùng khớp của răng. Yε = 1/εα
Với εα – hệ số trùng khớp ngang.
⇒ Yε = 1/1,612 = 0,62
εα = 1,612
+ Yβ – hệ số kể đến độ nghiêng của răng
Yβ = 1 – β/140 = 1 – 14,961/140 = 0,893
+ YF1, YF2 – hệ số dạng răng của bánh 1 và 2, phụ thuộc vào zv1, zv2
zv1 = z1/cos3β = 18/0,96613 = 19,962
zv2 = z2/cos3β = 92/0,96613 = 102
Tra bảng 6.18 ta được: YF1 = 4,08 YF2 = 3,60
+ KF – hệ số tải trọng khi tính về uốn
KF = KFβ. KFα. KFv
* KFβ – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng khi tính về uốn, tra bảng 6.7, ứng với sơ đồ 3 ⇒ KFβ = 1,12
Hà Nội 11 - 2004 8
- Đồ án môn học Chi tiết máy Nguyễn Träng Hïng – Cơ Tin 2 –
K46
* KFα – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng
đồng thời ăn khớp khi tính về uốn, tra bảng 6.14, với cấp chính xác 9, v < 5
(m/s)
⇒ KFα = 1,4
* KFv – hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi
tính về uốn:
υ F .b w .d w1 aw
Với υ F = δF. go. v.
KFv = 1+
2.T1 '.K Fβ .K Fα u t1
Trong đó:
- v = 3 m/s
- go – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng 1 và
2
Tra bảng 6.16, với m < 3,35, cấp chính xác 9 ⇒ go = 73
- δF – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp
Tra bảng 6.15, δH = 0,006
118
⇒ υ = 0,006.73.3. = 6,32
5,1
6,32.38,7.35,4
⇒ KHv = 1+ = 1,24
2.11500.1,4.1,12
⇒ KH = 1,12. 1,4. 1,24 = 1,944
2T1 '.K F .Yε .Yβ .YF1 2.16474.2,192.0,62.0,893.4,08
⇒ σF1 = = = 58,678 (MPa)
37,7.35,4.2
b w .d w1 .m
Y 3,90
⇒ σF2 = σF1. F2 = 58,678. = 56,089 (MPa)
YF1 4,08
+ Tính chính xác [σF1], [σF2]
[σF] = σ°Flim.YR.YS.KxF.KFC.KFL/SF
* Chọn YR = 1,05
* YS = 1,08 – 0,0695ln(m) = 1,08 – 0,0695ln(2) = 1,0318
* KxF = 1 ứng với da < 400mm
⇒ [σF1] = 262,29. 1,05. 1,0318. 1 = 284,162 (MPa)
[σF2] = 246,89. 1,05. 1,0318. 1 = 267,487 (Mpa)
Dễ dàng thấy [σF1] > σF1 và [σF2] > σF2 ⇒ Thỏa mãn điều kiện uốn
Kiểm nghiệm răng về quá tải
+ Hệ số quá tải Kqt = Tmax/T = 1,5
+ σHmax = [σH]. K qt = 344,8. 1,5 = 448,347 < [σH]max = 1260
+ σF1max = σF1. Kqt = 58,678. 1,6 = 90,68 < [σF1]max = 464
σF2max = σF2. Kqt = 56,089. 1,6 = 89,74 < [σF2]max = 360
⇒ Thỏa mãn điều kiện về quá tải
Các thông số và kích thước bộ truyền
Khoảng cách trục aw1 = 118 mm
Hà Nội 11 - 2004 9
- Đồ án môn học Chi tiết máy Nguyễn Träng Hïng – Cơ Tin 2 –
K46
Module pháp m = 2 mm
Chiều rộng vành răng bw1 = 38,7 mm
Tỉ số truyền ut1 = 5,11
Góc nghiêng của răng β = 14,961°
Số răng z1 = 18 z2 = 96
Dịch chỉnh x1 = 0 x2 = 0
Đường kính chia:
2.18
mz1
d1 = = = 37,26 mm
cos β 0,9661
mz 2 2.92
d2 = = 0,9661 = 190,45 mm
cos β
Đường kính lăn:
dw1 = 2aw(ut1+1) = 2.118(5,11+1) = 1441,96 mm
dw2 = dw1ut1 = 1441,96. 5,11 = 7368,41 mm
Đường kính đỉnh răng
da1 = d1 + 2m = 37,26 + 2.2 = 41,26 mm
da2 = d2 + 2m = 190,45 + 2.2 = 194,45 mm
Đường kính đáy răng
df1 = d1 – 2,5m = 37,26 – 2,5.2 = 32,26 mm
df2 = d2 – 2,5m = 190,45 - 2,5.2 = 185,45 mm
d. Tính toán bộ truyền cấp chậm: Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng
Xác định sơ bộ khoảng cách trục
T2 .K Hβ
aw = K a (u2 + 1)3
+ Theo (6.15a)
[σ ] u2 Ψba
2
H
Trong đó:
+ Theo bảng 6.5 chọn Ka = 49,5 (răng thẳng, vật liệu thép – thép)
+ Theo bảng 6.6 chọn ψba = 0,5
+ Xác định KHβ:
ψbd = 0,53ψba(u2+1) = 0,53.0,5(3,92+1) = 1,3038
Theo bảng 6.7, KHβ tương ứng với sơ đồ 7 ⇒ KHβ = 1,12
+ T2 = 113,11.103 Nmm
+ u2 = 3,92
+ [σH] = 481,8 MPa
113,11.10 3.1,12
⇒ a w = 49,5(3,92 + 1) = 164,16 (mm)
3
[ 459,4] 2 .3,92.0,5
Ta lấy aw = 165 mm
Xác định các thông số ăn khớp
+ m = (0,01÷0,02)aw = (0,01÷0,02).165 = (1,65÷3,30) mm
Hà Nội 11 - 2004 10
- Đồ án môn học Chi tiết máy Nguyễn Träng Hïng – Cơ Tin 2 –
K46
⇒ Chọn m = 2,5 mm
2a w 2.165
= 2,5(3,92 + 1) =26,8 ⇒ Chọn z1 = 27
+ z1 =
m(u 2 + 1)
⇒ Chọn z2 = 105
+ z2 = z1.u2 = 27.3,92 = 105,1
⇒ Tỉ số truyền thực là ut2 = z2/z1 = 105/27 = 3,9
Không cần dịch chỉnh
+ Tính lại aw = m(z1+z2)/2 = 2,5(27+105)/2 = 165 mm
mCos α (27 + 105).2,5.Cos20°
cosα = z 2aw = 2.165
+ Góc ăn khớp = cos20°
tw t
⇒ αtw = 20°
+ Chiều rộng bánh răng bw2 = 0,5.165 = 82,5 mm
Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn:
2.T1 K H ( ut1 + 1)
σ H = Z M Z H Zε
( bwut1d w21 ) ≤ [σH]
Trong đó:
+ ZM – hệ số kể đến cơ tính của vật liệu của các bánh răng ăn khớp.
Tra bảng 6.5, ta được ZM = 274 (MPa)1/3
+ ZH – hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
2. cos β b 2
ZH= = = 1,764
sin 2α tw sin( 2.20°)
+ Với răng thẳng thì βb = 0 ⇒ ε β = 0
⇒ Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
4 − εα
Với ε α tính theo công thức sau
Zε =
3
1 1 1
1
εα = 1,88 - 3,2 + = 1,88 - 3,2 + = 1,742
z z 27 105
1 2
4 − 1,742
⇒ Zε = = 0,868
3
+ KH – hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
KH = KHβ. KHα. KHv
* KHβ – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều
vành răng, tra bảng 6.7, ứng với sơ đồ 7 ⇒ KHβ = 1,04
rộng
* KHα – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi
đồng thời ăn khớp, tra bảng 6.14
răng
π.d w2 n 2
- Vận tốc vòng v = (m/s)
60000
Với dw2 – đường kính vòng lăn bánh nhỏ
n2 – số vòng quay của bánh chủ động
Hà Nội 11 - 2004 11
- Đồ án môn học Chi tiết máy Nguyễn Träng Hïng – Cơ Tin 2 –
K46
2.aw 2.165
dw2 = = = 67 (mm)
ut 2 + 1 3,92 + 1
π.67.282,35
v= = 1 (m/s)
60000
Theo bảng 6.13, với răng trụ răng thẳng, v < 6 (m/s), chọn cấp chính xác
8.
Từ bảng 6.14, v < 5, cấp chính xác 8 ⇒ KHα = 1,09
* KHv – là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn
khớp
υ H .b w .d w2 aw
Với υ H = δH. go. v.
KHv = 1+
2.T2 .K Hβ .K Hα u t2
Trong đó:
- v = 2,1624 m/s
- go – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng 1 và
2
Tra bảng 6.16, với m < 3,35, cấp chính xác 8 ⇒ go = 56
- δH – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp
Tra bảng 6.15, δH = 0,004
165
⇒ υ H = 0,004.56.1. = 1,56
3,4
1,56.82,5.67
⇒ KHv = 1+ = 1,043
2.113110.1,04.1,09
⇒ KH = 1,04. 1,09. 1,043 = 1,182
2.T1 K H ( ut1 + 1)
σ H = Z M Z H Zε
⇒
( bwut1d w21 )
2.113110.1,182.(3,92 + 1)
= 274. 1,764. 0,868. = 437,83 (MPa)
82,5.3,92.67 2
Tính chính xác [σH]
[σH] = σ°Hlim. ZR.ZV.KxH.KHL/SH
+ Tính ZR: Chọn Ra = 2,5..1,25μm ⇒ ZR = 0,95
+ Tính ZV: Khi v < 5 m/s, lấy ZV = 1
+ KxH = 1
⇒ [σH] = 481,1.1.1.0,95 = 457 (MPa)
⇒ σH < [σH] ⇒ Thỏa mãn độ bền tiếp xúc
Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
Ứng suât uốn sinh ra tại chân răng tính theo công thức
2T2 .K F .Yε .Yβ .YF1
σF1 = ≤ [σF1]
b w .d w2 .m
Hà Nội 11 - 2004 12
- Đồ án môn học Chi tiết máy Nguyễn Träng Hïng – Cơ Tin 2 –
K46
YF2
σF2 = σF1. ≤ [σF2]
YF1
T’1 = 113110 (Nmm) m = 2,5 (mm)
bw = ψba.aw = 0,5.165 = 82,5 mm dw2 = 67 (mm)
+ Yε – hệ số kể đến sự trùng khớp của răng. Yε = 1/εα
Với εα – hệ số trùng khớp ngang.
⇒ Yε = 1/1,746 = 0,573
εα = 1,746
+ Yβ – hệ số kể đến độ nghiêng của răng
Yβ = 1 – β/140 = 1
+ YF1, YF2 – hệ số dạng răng của bánh 1 và 2, phụ thuộc vào zv1, zv2
zv1 = z1/cos3β = 27/13 = 27
zv2 = z2/cos3β = 105/13 = 105
Tra bảng 6.18 ta được: YF1 = 3,80 YF2 = 3,60
+ KF – hệ số tải trọng khi tính về uốn
KF = KFβ. KFα. KFv
* KFβ – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng khi tính về uốn, tra bảng 6.7, ứng với sơ đồ 7 ⇒ KFβ = 1,08
* KFα – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng
đồng thời ăn khớp khi tính về uốn, với răng thẳng ⇒ KFα = 1
* KFv – hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi
tính về uốn:
υ F .b w .d w2 aw
Với υ F = δF. go. v.
KFv = 1+
2.T2 .K Fβ .K Fα u t2
Trong đó:
- v = 1 m/s
- go – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng 1 và
2
Tra bảng 6.16, với m < 3,35, cấp chính xác 8 ⇒ go = 56
- δF – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp
Tra bảng 6.15 δH = 0,0011
165
⇒ υ F = 0,006.56. 1. =2,34
3,4
2,34.82,5.67
⇒ KFv = 1+ = 1,05
2.113110.1,08.1
⇒ KF = 1,08. 1. 1,05 = 1,134
2T2 .K F .Yε .Yβ .YF1 2.113110.1,134.0,573.1.3,80
⇒ σF1 = = = 40,42 (MPa)
82,5.67.2,5
b w .d w2 .m
YF2 3,60
⇒ σF2 = σF1. = 40,42. = 38,3 (MPa)
3,80
YF1
+ Tính chính xác [σF1], [σF2]
Hà Nội 11 - 2004 13
- Đồ án môn học Chi tiết máy Nguyễn Träng Hïng – Cơ Tin 2 –
K46
[σF] = σ°Flim.YR.YS.KxF.KFC.KFL/SF
* Chọn YR = 1,05
* YS = 1,08 – 0,0695ln(m) = 1,08 – 0,0695ln(2,5) = 1,0163
* KxF = 1 ứng với da < 400mm
⇒ [σF1] = 262,29. 1,05. 1,0163. 1 = 279,894 (MPa)
[σF2] = 246,89. 1,05. 1,0163. 1 = 263,460 (Mpa)
Dễ dàng thấy [σF1] > σF1 và [σF2] > σF2 ⇒ Thỏa mãn điều kiện uốn
Kiểm nghiệm răng về quá tải
+ Hệ số quá tải Kqt = Tmax/T = 1,5
+ σHmax = [σH]. K qt = 437,83. 1,5 = 553,816 < [σH]max = 1260
+ σF1max = σF1. Kqt = 53,964. 1,6 = 86,34 < [σF1]max = 464
σF2max = σF2. Kqt = 51,12. 1,6 = 81,79 < [σF2]max = 360
⇒ Thỏa mãn điều kiện về quá tải
Các thông số và kích thước bộ truyền
Khoảng cách trục aw2 = 165 mm
Module pháp m = 2,5 mm
Chiều rộng vành răng bw1 = 82,5 mm
Tỉ số truyền ut1 = 3,9
Góc nghiêng của răng β = 0
Số răng z1 = 27 z2 = 105
Dịch chỉnh x1 = 0 x2 = 0
Đường kính chia:
d1 = mz1 = 2,5.27 = 67 mm
d2 = mz2 = 2,5.105 = 262 mm
Đường kính lăn:
dw1 = 2aw(ut1+1) = 2.165(3,9+1) = 1617 mm
dw2 = dw1ut1 = 1617. 3,9 = 6306 mm
Đường kính đỉnh răng
da1 = d1 + 2m = 67 + 2.2,5 = 72 mm
da2 = d2 + 2m = 262 + 2.2,5 = 267 mm
Đường kính đáy răng
df1 = d1 – 2,5m = 67 – 2,5.2,5 = 60,75 mm
df2 = d2 – 2,5m = 262 - 2,5.2,5 = 255,75 mm
1.2.2 Tính toán các bộ truyền ngoài hộp: Bộ truyền xích
Chọn loại xích: Chọn xích con lăn
Xác định thông số của xích và bộ truyền xích
Chọn số răng đĩa xích
+ Có uxích = 2 theo bảng 5.4, ta chọn z1 = 27
Hà Nội 11 - 2004 14
- Đồ án môn học Chi tiết máy Nguyễn Träng Hïng – Cơ Tin 2 –
K46
⇒ z2 = z1. uxích = 27. 2 = 54 ⇒ Chọn z2 = 54 < zmax = 120
⇒ uxt = z2/z1 = 54/27 = 2
Xác định bước xích
+ Điều kiện đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mòn của bộ truyền xích
Pt = P.k.kz.kn ≤ [P]
Trong đó:
+ Pt là công suất tính toán
+ P là công suất cần truyền (Chính là công suất của trục ra của
HGT)
⇒ P = P3 = 4,5 KW
+ kz = z01/z1 = 25/27 – hệ số dạng răng
+ kn = n01/n1 – hệ số số vòng quay
Với n1 = 163, ta chọn n01 = 200 ⇒ kn = 200/163
+ k được tính từ các hệ số thành phần cho trong bảng 5.6
k = k0kakđckbtdđkc
k0 – hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền k0 = 1
ka – hệ số kể đến khoảng cách trục ka = 1,25
(Lấy a ≤ 25p)
kđc – hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng
xích kđc = 1
kbt – hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn kbt = 1,3
kđ – hệ số tải trọng động, kể đến tính chất của tải trọng kđ =
1,2
kc – hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền kc = 1,25
⇒
k = 1.1.1.1,3.1,2.1,25 = 1,95
25 200
⇒ Pt = 9,058.1,95. . = 10 (KW)
27 163
Theo bảng 5.5, với n01 = 200 vg/ph, chọn bộ truyền xích 1 dãy có
bước xích p = 38,1 mm thỏa mãn điều kiện bền mòn: Pt < [P] = 34,8 KW
đồng thời theo bảng 5.8, p < pmax
Khoảng cách trục và số mắt xích
Chọn sơ bộ khoảng cách trục a = 20p = 20.38,1 = 762
+ Khi đó số mắt xích x:
x = 2a/p + (z1 + z2)/2 + (z2 – z1)2p/(4π2a)
= 2.20 + (27+54)/2 + (54 – 27)2.38,1/(4π2.762) = 81,42
Lấy số mắt xích chẵn x = 82, tính lại khoảng cách trục theo công thức:
a = 0,25p{x – 0,5(z2 + z1) + [x − 0,5(z 2 + z1 )]2 − 2[(z 2 − z1 )/π/ 2 }
= 0,25.38,1{82 – 0,5(27 + 54)
+ [82 − 0,5(27 + 54)]2 − 2[(54 − 27)/π ]2 } ≈ 756 mm
+ Số lần va đập của xích: i = z1n1/(15x) = 27.163/(15.104) = 2,82 < [i] =
35
Hà Nội 11 - 2004 15
- Đồ án môn học Chi tiết máy Nguyễn Träng Hïng – Cơ Tin 2 –
K46
Kiểm nghiệm xích về độ bền
Kiểm nghiệm về quá tải theo hệ số an toàn
s = Q/(kđFt + Fo + Fv) ≥ [s]
+ Q: tải trọng phá hỏng, tra bảng 5.2, ta được Q = 127 kN, khối lượng 1
met xích q = 5,5 kg
+ kđ = 1,2
+ Ft – lực vòng, N; Ft = 1000P/v
Với v = z1.pn1/60000 = 27.38,1.163/60000 = 2,795 m/s
Ft = 1000. 4,5 /2,795 = 1610 N
+ Fv – lực căng do lực li tâm sinh ra, N
Fv = qv2 = 5,5.2,7952 = 42,966 N
+ Fo – lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra, N, tính theo
công thức: Fo = 9,81kf.qa
Lấy k = 4 ứng với bộ truyền nằm ngang nghiêng một góc dưới 40°
Fo = 9,81.4.5,5.1,142 = 246,47 N
⇒ s = 127000/(1,2.3241 + 246,47 + 42,966) = 30,39
Theo bảng 5.10, ứng với p = 38,1 mm và n = 200 vg/ph thì [s] = 8,5
Vậy s > [s]: bộ truyền xích đảm bảo đủ bền
Xác định thông số đĩa xích và lực tác dụng lên trục
Thông số đĩa xích
+ Đường kính vòng chia của đĩa xích
d1 = p/sin(π/z1) = 38,1/sin(π/27) = 328,185 mm
d2 = p/sin(π/z2) = 38,1/sin(π/59) = 715,867 mm
da1 = p[0,5 + cotg(π/z1)] = 345 mm
da2 = p[0,5 + cotg(π/z2)] = 733,9 mm
r = 0,5025d1 + 0,05 = 0,5025.22,23 + 0,05 = 11,22 mm
df1 = d1 – 2r = 328,185 – 2.11,22 = 305,745 mm
df2 = d2 – 2r = 715,867 – 2.11,22 = 693,427 mm
Lực tác dụng lên trục
Fr = kx.Ft = 1,15.1610 = 1851 N
1.3 Thiết kế trục và chọn ổ lăn
1.3.1 Chọn vật liệu: chọn thép 45 có σb1 = 600 MPa, [τ] = 12..20MPa
1.3.2 Xác định sơ bộ đường kính trục
Xác định sơ bộ đường kính trục theo công thức sau:
Tk
với k = 1, 2, 3
dk ≥ 3
0,2[τ ]
23000
⇒ d1 ≥
T1 = 23000 Nmm = 19,7 mm
3
0,2.15
113110
T2 = 113110 Nmm ⇒ d2 ≥ = 33,53 mm
3
0,2.15
Hà Nội 11 - 2004 16
- Đồ án môn học Chi tiết máy Nguyễn Träng Hïng – Cơ Tin 2 –
K46
425900
T3 = 425900 Nmm ⇒ d2 ≥ = 52,16 mm
3
0,2.15
+ Vì trục động cơ nối với trục vào của HGT bằng nối trục đàn hồi
⇒ d1 = (0,8..1,2)dđc = (0,8..1,2).38 = (30,4..45,6)
⇒ Chọn sơ bộ d1 = 25 mm; d2 = 35 mm; d3 = 55 mm
⇒ Chiều rộng ổ lăn tương ứng b01 = 19; b02 = 21; b03 = 29
1.3.3 Xác định sơ bộ khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực
Trục 1
+ lc12 = 0,5(lm22 + b01) + k3 + kn
lm12 = (1,4..2,5)d1 = (1,4..2,5).31 = (43,4..77,5)
⇒ Chọn lm12 = 69; k3 = 15; kn = 17
⇒ lc12 = 76 ⇒ l12 = - lc12 = -76
+ l13 = 0,5(lm13 + b01) + k1 + k2
lm13 = (1,2..1,5).d1 = (1,2..1,5).31 = (37,2..46,5)
⇒ Chọn lm13 = 47; k1 = 10; k2 = 10
⇒ l13 = 56
+ l14 = l24
Trục 2
+ l22 = l13 = 56
+ l23 = l22 + 0,5(lm23 + lm22) + k1
lm23 = (1,2..1,3).35 = (42..52,5)
⇒ Chọn lm23 = 81
Vì chiều rộng bánh răng 23 là b23 = 82,5
⇒ l23 = 132
+ l24 = 2l23 – l22 = 2.132 – 56 = 208
+ l21 = 2l23 = 264
Trục 3
+ l32 = l23 = 132; l31 = l21 = l11 = 264;
+ l33 = l31 + lc33
lc33 = 0,5(lm33 + b03) + k3 + kn
lm33 = (1,2..1,5)d3 = (66..82,5)
⇒ Chọn lm33 = 75; k3 = 15; kn = 17
⇒ lc33 = 84 ⇒ l33 = 348
1.3.4 Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục
a. Vẽ sơ đồ trục, sơ đồ chi tiết quay và lực từ các chi tiết quay tác dụng lên
trục
+ Chọn hệ tọa độ Oxyz như hình thì ta có sơ đồ phân tích lực chung:
Hà Nội 11 - 2004 17
- Đồ án môn học Chi tiết máy Nguyễn Träng Hïng – Cơ Tin 2 –
K46
z
1 2
Fk
Fr2
Fr1 y
x
Fa1
Ft2
3 Fa2
Ft1 Fr3
Ft3
1' 2'
Fx
3'
+ Các lực trên bánh bị động (1’, 2’, 3’) ngược chiều với lực trên bánh chủ
động
+ Tính các lực vòng, lực dọc trục, lực hướng tâm:
2(T1 /2) 2.23000
Ft1 = Ft2 = = 2.38,7 = 594 N
d w1
Fa = Ft1.tgβ = 158 N
tg(α tw )
Fr1 = Fr2 = Ft1. = 232 N
cos( β )
2T2 113110
Ft3 = = 2. = 3376 N
d w2 67
Fr3 = Ft3.tgαtw = 3376.tg20° = 1198 N
Lực vòng do xích tác dụng lên trục ra là:
Fxích = 1610 N
Lực tại khớp nối giữa trục vào và trục động cơ là:
2.23000
Fk = 0,3. = 210 N
50
b. Tính các phản lực Fly, Flx trên các gối đỡ trong mặt phẳng zOy và zOx
Chọn chiều các phản lực như trên hình dưới đây:
Trục 1
Hà Nội 11 - 2004 18
- Đồ án môn học Chi tiết máy Nguyễn Träng Hïng – Cơ Tin 2 –
K46
Fx13 = Fx14 = 594; Fy13 = Fy14 = Fr1 = 232;
Fz13 = Fz14 = Fa1 = 158; Fx12 = 210;
Trục 2
Fx22 = Fx24 = 594; Fy22 = Fy24 = 232; Fz22 = Fz24 = 158
Fx23 = Ft3 = 3376; Fy23 = Fr3 = 1198;
Trục 3
Fx32 = 3376; Fy32 = 1198; Fy33 = 1610;
Sử dụng các phương trình momen và phương trình cân bằng lực để xác định
phản lực tại các gối đỡ. Kết quả tính được các phản lực sau
Flx10 = 324; Fly10 = 232;
Flx11 = 654; Fly11 = 232;
Flx20 = 3470; Fly20 = 376;
Flx21 = 2282; Fly21 = 376;
Hà Nội 11 - 2004 19
- Đồ án môn học Chi tiết máy Nguyễn Träng Hïng – Cơ Tin 2 –
K46
Flx30 = 1431; Fly30 = 156;
Flx31 = 2750; Fly31 = 2436;
c. Biểu đồ momen uốn Mkx, và Mky trong mặt phẳng zOx và zOy và biểu đồ
momen xoắn Tk đối với các trục k = 1..3 được vẽ trên các hình dưới đây
d. Xác định momen uốn tổng và momen tương đương Mtđkj ứng với các tiết
diện.
* Trục 1
Mtd13 = 52515 Suy ra d13 = 20,27
Mtd14 = 44672,5 d14 = 19,21
Chọn đường kính các đoạn trục của trục 1:
d13 = 20; d14 = 20;
* Trục 2
Mtd22 = 219224,2 d22 = 32,64
Mtd23 = 426307,75 Suy ra d23 = 40,7
Mtd22 = 163186,4 d22 = 29,58
Chọn đường kính các đoạn trục của trục 2:
d22 = 30; d23 = 35; d22 = 30
* Trục 3
Mtd32 = 414906,4 Suy ra d32 = 40,38
Chọn đường kính các đoạn trục của trục 3:
d32 = 50;
1.3.5 Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi
a. Với thép 45 có σb = 600 MPa
Suy ra: σ-1 = 0,436σb = 0,436.600 = 261,6 MPa
τ-1 = 0,58σ-1 = 0,58.261,6 = 151,7 Mpa
Theo bảng 10.6, ψσ = 0,05;ψτ = 0;
1.4 Tính toán và chọn các yếu tố của vỏ hộp giảm tốc và các chi tiết khác
1.4.1 Các phần tử cấu tạo thành hộp giảm tốc
1.4.2 Kết cấu bánh vít, bánh răng, nắp ổ, cốc lót
1.5 Bôi trơn và điều chỉnh ăn khớp
1.5.1 Bôi trơn bánh răng
Hà Nội 11 - 2004 20
nguon tai.lieu . vn
