Xem mẫu

  1. Bài tập cơ sở thiết kế máy nguyễn minh tài - 1070538 Bài tập 11: Hãy thiết kế bộ truyền động đai (1-đai dẹt và 2-đai thang), tải trọng ổn định, quay 1 chiều, bộ truyền đọng nằm ngang với các thông số sau: Thông số Phương án 1 Phương án 2 Phương án 3 Công suất cần truyền (kw) 3.5 5 1.5 Số vòng quay trục dẫn (vg/phút) 1450 1460 1460 Số vòng quay trục bị dẫn (vg/phút) 480 500 600 Số ca làm việc trong ngày 2 2 2 Bài làm PHƯƠNG ÁN 1: a. Thiết kế bộ truyền đai dẹt: (TLTK_Thiết kế chi tiết máy Nguyễn Trọng Hiệp-Nguyễn Văn Lẫm) 1. Do bộ truyền động đai được thiết kế được sử dụng làm việc ở chế độ tải trọng ổn định nên ta chọn loại đai vải cao su. 2. Đường kính bánh đai nhỏ d1: R1 3.5 ∗1000 d1 = (1100 ÷1300 ) 3 = (1100 ÷1300 ) 3 = (147.56 ÷174,74 ) mm n1 1450 Chọn bán kính: d1=160 mm Kiểm tra vận tốc đai theo điều kiện: πd1n1 V = ≤ (25 ÷ 30) m/s 60.1000 π .160.1450 = = 12,15 m/s 60.1000 3. Đường kính bánh đai lớn d2: 1450 d 2 = (1 − ξ ) ud1 = (1 − 0.01) 160 = 478,5 (mm) 480 Chọn d2=500 mm. - Số vòng quay thực n’2 của bánh bị dẫn: d1 160 n'2 = (1 − ξ ) n1 = (1 − 0,01)1450 = 459 (vòng/phút) d2 500 - Sai số về số vòng quay: 480 − 459 ∆n = = 4,4% 480 Sai số ∆n nằm trong khoảng cho phép ( 3 ÷ 5) % , do đó không cần phải tra lại d1 và d2. 4. Xác định khoảng trục a và chiều dài đai L: - Chiều dài tối thiểu: V 12,15 LMin = = = 4,05m = 4050(mm) 3÷5 3 Nhóm SVTH: Nhóm 6B Trang 1
  2. Bài tập cơ sở thiết kế máy nguyễn minh tài - 1070538 - Khoảng cách trục:   π ( d1 + d 2 )  π ( d1 + d 2 )  2 1 2  a = L − +  L −  − 2( d 2 − d1 )   4 2   2       π (160 + 500 )  π (160 + 500 )  2 1 2  =  4050 − +  4050 −  − 2( 500 − 160)   4 2   2     =1497 mm - Kiểm nghiệm điều kiện: a ≥ ( d1 + d 2 ) = 2(160 + 500) = 1320(mm) Tuỳ theo cách nối đai, sau khi tính toán xong cần tăng chiều dài đai thêm 100 ÷ 400 mm. 5. Góc ôm α1 : d 2 − d1 500 − 160 α1 = 180 0 − 57 0 = 180 0 − 57 0 = 167 0 a 1497 Thoả điều kiện α1 ≥ 120 0 đối với đai bằng chất dẻo. 6. Chiều dày và chiều rộng đai: - Chiều dày: h 1 d 160 ≤ ⇒h≤ 1 = =4 d1 40 40 40 Chọn h=4 ⇒ [σ t ] 0 = 2,25 N/mm2 - Chiều rộng b của đai: 100 RKd b≥ hV [σ t ]cb cα cv Trong đó: [σ t ] 0 = 2,25 N/mm2 cb=1, Kd=1,15 ( ) cα = 1 − 0,003 180 0 − α1 = 1-,003(1800-1670)=0,961 100.3,5.1,15 Vậy b ≥ = 30 mm 4.12,15.2,25.1.0,961.0,981 Chọn b=40 mm 7. Chiều rộng B của bánh đai: Chiều rộng B của bánh đai d ẹt khi mắt bình thường: B = 1,1b+(10 ÷ 15) = 1,1.40+10 = 54 mm Chọn B=50 mm 8. Lực căng: α  α  167 0 F = 3F sin  1  = 3σ 0 h sin  1  = 3.1,8.40.4. sin = 858,45 N  2  2 2 Nhóm SVTH: Nhóm 6B Trang 2
  3. Bài tập cơ sở thiết kế máy nguyễn minh tài - 1070538 b. Thiết kế đai thang: 1. Chọn loại đai: Giả sử vận tốc của đai v>5 m/s, có thể dùng đai loại A, O, b (bảng 5.13). Ta có thể tính theo 3 phương án và chọn loại phương án nào có lợi hơn. Tiết diện đai: b O A 2. Định đường kính bánh nhỏ theo (bảng 5-14) lấy d1 (mm) 140 70 140 Kiểm nghiệm vận tốc của đai: πn1d1 v= (m/s) 10,63 5,3 10,63 60.100 v
  4. Bài tập cơ sở thiết kế máy nguyễn minh tài - 1070538 - Khoảng cách trục a thoả mãn điều kiện: b O A 0,55( d1 + d 2 ) + h ≤ a ≤ 2( d1 + d 2 ) Với h tra theo bảng 5-11 10,5 6 8 - Khoảng cách trục nhỏ nhất cần thiết để mắc đai: amin = a − 0,015L (mm) 308 203 380 - Khoảng cách trục lớn nhất cần thiết để tạo lực căng: amax = a − 0,03L (mm) 456 242 456 7. Tính góc ôm α1 , công thức: d 2 − d1 α1 = 180 0 − 57 0 (độ) 143,4 145,7 143,4 a Góc ôm α1 thoả điều kiện α1 ≤ 120 0 8. Xác định số đai Z cần thiết. Chọn ứng suất căng ban đầu σ 0 = 1,2 (N/mm2) và theo trị số d1 tra bảng 5-17 tìm được ứng suất có ích cho phép [σ p ] 0 N/mm2 1,51 1,45 1,7 - Các hệ số: ct (tra bảng 5-6) 0,9 0,9 0,9 cα (tra bảng 5-18) 0,9 0,9 0,9 cv (tra bảng 5-19) 0,93 1,04 0,93 - Số đai tính theo công thức: 1000 R Z≥ [ ] v σ p 0 ct cα cv F F: tiết diện đai Số đai Z 138 47 81 9. Định các kích thước chủ yếu của bánh đai: B=(Z-1)t+2s (mm) Với t, s tra bảng 10-3 - Kích thước t (mm) 20 12 16 - Kích thước s (mm) 12,5 8 10 - Vậy chiều rộng bánh đai B 65 148 68 - Đường kính ngoài của bánh đai C (mm) tra bảng 10-3 5 2,5 3,5 - Bánh dẫn: d n1 = d1 + 2c 150 75 147 - Bánh bị dẫn: d n 2 = d 2 + 2c 410 205 407 10. Tính lực căng ban đầu s0: s0 = σ 0 F (N) 165,6 56,4 97,2 Lực tác dụng lên trục S (N)  α1  S = 3S 0 sin   1415 1928 1107  2 Kết luận: Chọn phương án dùng bộ truyền đai loại A có số đai ít và lực tác dụng lên trục nhỏ. Qua tính toán ta thấy, cùng điều kiện làm viêc, kích thước bộ truyền đai dẹt lớn hơn bộ truyền đai thang. Nhóm SVTH: Nhóm 6B Trang 4
  5. Bài tập cơ sở thiết kế máy nguyễn minh tài - 1070538 Bài tập 12: Hãy thiết kế bộ truyền bánh răng (1-răng trụ răng thẳng, 2-răng trụ răng nghiêng, 3-bánh răng nón răng thẳng). Biết: Thông số Phương án 1 Phương án 2 Phương án 3 Công suất cần truyền (kw) 3,27 4,68 1,40 Số vòng quay trục dẫn (vg/phút) 480 500 600 Số vòng quay trục bị dẫn (vg/phút) 141,2 131,6 166,7 Thời gian làm việc 2 ca/ngày 5 năm 5 năm 5 năm - Năm 360 ngày 360 ngày 360 ngày - Ngày Bài làm PHƯƠNG ÁN 1: A. Bánh răng trụ răng thẳng: Tính theo tải trọng không thay đổi và bộ truyền ăn khớp ngoài. 1. Chọn vật liệu làm bánh răng nhỏ: Thép 50, bánh răng lớn thép 35 đều thường hóa (theo bảng 3-6). Cơ tính của hai loại thép này (bảng 3-8): - Thép 50: σ b1 = 620 N 2 ; σ ch1 = 320 N 2 ; HB = 200 mm mm (Phôi rèn giả thiết đường kính phôi dưới 100mm) - Thép 35: σ b 2 = 500 N 2 ; σ ch 2 = 260 N 2 ; HB= 170 mm mm (Phôi rèn giả thiết đường kính phôi từ 100-300 mm) 2. Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép. a.Ứng suất tiếp xúc cho phép. - Số chu kỳ tương đương đương của bánh lớn [công thức (3-3)] Ntđ2= 60un2T= 60.1.141,2.5.360.2.8=24,4.107 - Số chu kỳ làm việc tương đương của bánh nhỏ Ntđ1=Ntđ2.i= 24,4.107.3,4 = 82,95.107 n1 480 Với i= = = 3,4 n 2 141,2 Theo bảng 3-9 ta được số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc N0= 107 , Do Ntđ1>107, Ntđ2>107 nên hệ số chu kỳ ứng suất K N =1 - Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn [σ ] tx 2 = [σ ] N .K N =2,6.HB= 2,6. 170= 442 N 2 0 tx , mm - Ứng suất tiếp xúc cho phép bánh nhỏ [σ ] tx1 = [σ ] N .K N =2,6.HB= 2,6. 200= 520 N 0 tx , mm 2 Với [σ ] N tra bảng 3-9 0 tx Lấy trị số nhỏ [σ ] tx 2 =442 N/mm2 để tính b.Ứng suất uốn cho phép Nhóm SVTH: Nhóm 6B Trang 5
  6. Bài tập cơ sở thiết kế máy nguyễn minh tài - 1070538 - Số chu kỳ tương đương của bánh lớn Ntđ2=82,95.107>No=5.106 - Số chu kỳ tương đương của bánh nhỏ Ntđ1=24,4.107>No=5.106 ⇒ K N, = 1 . , Tính ứng suất uốn theo công thức (3-5) vì bộ truyền làm việc một chiều [σ ] u = (1,4 ÷ 1,6)σ −1 K N ,, nK σ - Giới hạn mỏi uốn thép 50 σ −1 = 0,42 * σ b1 = 0,42 * 620 = 260,4 N mm 2 - Giới hạn mỏi uốn thép 35 σ −1 = 0,42 * σ b 2 = 0,42 * 500 = 210 N mm 2 Lấy hệ số an toàn n=1,5 (thép rèn); hệ số tập trung ứng suất ở chân răng K σ = 1,8 - Ứng suất uốn cho phép của bánh nhỏ [σ ] u1 = 1,5.260,4.1 = 144,67 N mm 2 1,5.1,8 - Ứng suất uốn cho phép của bánh lớn [σ ] u 2 = 1,5.210.1 = 116,67 N mm 2 1,5.1,8 3. Sơ bộ lấy hệ số tải trọng K K= Ktt.Kđ=1,4 4. Chọn hệ số tải trọng bánh răng ψ A b ψA = = 0,4 A 5. Xác định khoảng cách trục A theo công thức (3-9) 2  1,05.10 6  KN A ≥ ( i + 1)  3    ψ n  [σ ] tx i  A 2 2  1,05.10 6  1,4.3,27 = ( 3,4 + 1)  3  442.3,4   0,4.141,2 = 149,94mm   Lấy A=150mm 6. Tính vận tốc vòng bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng Vận tốc vòng [công thức (3-17)] 2πAn1 2π .150.480 m v= = = 1,71 60.1000( i + 1) 60.1000.( 3,4 + 1) s Với vận tốc này theo bảng 3-11 có thể chọn cấp chính xác 9. 7. Định chính xác hệ số tải trọng K K=Ktt.Kđ Với Ktt=1 (tải trọng không thay đổi) Kđ=1,45 (bảng 3-13) Ta có K=1,45 1,45 − 1,4 Sai số ∆K = = 0,036 = 3,6%
  7. Bài tập cơ sở thiết kế máy nguyễn minh tài - 1070538 8. Xác định modun, số răng, chiều rộng bánh răng và xác định chính xác khoảng cách trục A: Mô đun: m=0,01.A=0,01.150=1,5. Trị số mô đun lấy theo tiêu chuẩn (bảng 30-1) - Số răng bánh dẫn (bánh nhỏ): 2A 2.150 Z1 = = = 45,45 m( i + 1) 1,5( 3,4 + 1) Lấy Z1=45 - Số răng bánh lớn: Z2=i.Z1=3.45=153 Lấy Z2=153 - Xác định chính xác khoảng cách trục A A=0,5m(Z1+Z2)=0,5.1,5.(45+153)=148,5mm - Chiều rộng bánh răng b=ψ A . A = 0,4.148,5 = 59,4mm 9. Kiểm nghiệm lại sức bền uốn của răng - Số răng tương đương Bánh nhỏ: Ztđ1=Z1=45 Bánh lớn: Ztđ2=Z2=153 Theo bảng 3-18 và số răng tương đương tìm được hệ số dạng răng Bánh nhỏ: y1=0,483 Bánh lớn: y2=0,517 - Kiểm nghiệm ứng suất uốn tại chân răng bánh nhỏ [công thức (3-33)] 19,1.10 6 KN 19,1.10 6.1,45.3,27 σ u1 = = y1 m 2 Z 1 n1b 0,483.(1,5) .45.480.59,4 2 = 64,95 N < [σ ] u1 = 144,67 N mm 2 mm 2 - Ứng suât uốn tại chân răng bánh lớn [công thức (3-40)] y1 0,483 σ u 2 = σ u1 = 64,95. = 60,68 N < [σ ] u 2 = 116,67 N y2 0,517 mm 2 mm 2 10. Kiểm nghiệm sức bền của răng khi chịu quá tải đột ngột - Ứng suất tiếp xúc cho phép [công thức (3-43)]: Bánh nhỏ: [σ ] txqt1 = 2,5[σ ] N = 2,5.520 = 1300 N otx 1 2 mm Bánh lớn: [σ ] txqt 2 = 2,5[σ ] N otx 2 = 2,5.442 = 1105 N mm 2 - Ứng suất uốn cho phép [công thức (3-46)]: Bánh nhỏ: [σ ] uqt1 = 0,8.σ ch1 = 0,8.320 = 256 N mm 2 Bánh lớn: [σ ] uqt 2 = 0,8.σ ch 2 = 0,8.260 = 208 N mm 2 - Kiểm nghiệm sức bền tiếp xúc [công thức (3-13) và (3-41)] Nhóm SVTH: Nhóm 6B Trang 7
  8. Bài tập cơ sở thiết kế máy nguyễn minh tài - 1070538 σ txqt = σ tx K qt = 1,05.10 6 ( i + 1) 3 KN .1 A.i bn2 = 1,05.10 6 ( 3,4 + 1) 31,45.3,27 = 456,36 N 148,5.3,4 48.141,2 mm 2 - Ứng suất tiếp xúc quá tải nhỏ hơn trị số ứng suất cho phép của bánh lớn và bánh nhỏ. - Kiểm nghiệm sức bền uốn [công thức (3-42) ] Bánh nhỏ: σ uqt1 = σ u1 K qt = 64,95 N 2 < [σ ] uqt1 mm Bánh lớn: σ uqt 2 = σ u 2 K qt = 60,68 N < [σ ] uqt 2 mm 2 11. Các thông số hình học của bộ truyền - Môdun: m=1,5. - Số răng: Z1=45; Z2=153 - Góc ăn khớp: α = 20 0 - Đường kính vòng chia (vòng lăn): dc1=d1=mZ1=1,5.45=67,5 mm dc2=d2=mZ2=1,5.153=229,5 mm - Khoảng cách trục A=148,5 mm - Chiều rộng bánh răng b=59,4mm - Đường kính vòng đỉnh De1=dc1+2m =67,5+ 2.1,5=70,5 mm De2=dc2+2m= 229,5+2.1,5=232,5 mm - Đường kính vòng chân Di1=dc1-2m-2c=dc1-2m-2.0,25m=dc1-2,5m=67,5-2,5.1,5=63,75 mm Di2=dc2-2m-2c=dc2-2m-2.0,25m=dc2-2,5m=229,5-2,5.1,5=225,75 mm 12. Tính lực tác dụng lên trục [công thức (3-49)] 2 M x 2.9,55.10 6 N 2.9,55.10 6.3,27 - Lực vòng: P = = = = 1927,69 N d1 d1 n1 67,5.480 - Lực hướng tâm: Pr=Ptg α = 1927,69.tg200=701,6 N. B. Bánh răng trụ răng nghiêng: Tính theo tải trọng không thay đổi 1.Chọn vật liệu làm bánh răng nhỏ: Thép 45, bánh răng lớn thép 35 đều thường hóa (theo bảng 3-6). Cơ tính của hai loại thép này (bảng 3-8): - Thép 45 σ b1 = 600 N 2 ; σ ch1 = 300 N 2 ; HB = 200 mm mm (Phôi rèn giả thiết đường kính phôi dưới 100mm) - Thép 35 σ b 2 = 500 N 2 ; σ ch 2 = 260 N 2 ; HB= 170 mm mm (Phôi rèn giả thiết đường kính phôi từ 100-300 mm) 2.Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép. a.Ứng suất tiếp xúc cho phép. - Số chu kỳ tương đương đương của bánh lớn [công thức (3-3)] Nhóm SVTH: Nhóm 6B Trang 8
  9. Bài tập cơ sở thiết kế máy nguyễn minh tài - 1070538 Ntđ2= 60un2T= 60.1.141,2.5.360.2.8=24,4.107 - Số chu kỳ làm việc tương đương của bánh nhỏ Ntđ1=Ntđ2.i= 24,4.107.3,4 = 82,95.107 n1 480 Với i= = = 3,4 n 2 141,2 Theo bảng 3-9 ta được số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc N0= 107 , Do Ntđ1>107, Ntđ2>107 nên hệ số chu kỳ ứng suất K N =1 - Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ [σ ] tx1 = [σ ] N .K N =2,6.HB= 2,6. 200= 520 N 2 , 0 tx mm - Ứng suất tiếp xúc cho phép bánh lớn [σ ] tx 2 = [σ ] N .K N =2,6.HB= 2,6. 170= 442 N , 0 tx mm 2 Với [σ ] N tra bảng 3-9 0 tx Để tính sức bền ta dùng trị số nhỏ là [σ ] tx 2 = 442 N mm 2 b.Ứng suất uốn cho phép - Số chu kỳ tương đương của bánh lớn Ntđ2=82,95.107>No=5.106 - Số chu kỳ tương đương của bánh nhỏ Ntđ1=24,4.107>No=5.106 ⇒ K N, = 1 . , Tính ứng suất uốn theo công thức (3-5) vì bộ truyền làm việc một chiều (1,4 ÷ 1,6)σ −1 K N, , [σ ] u = nK σ - Giới hạn mỏi uốn đối với thép 45 σ −1 = 0,43 * σ b1 = 0,43 * 600 = 258 N mm 2 - Giới hạn mỏi uốn đối với thép 35 σ −1 = 0,43 * σ b = 0,43 * 500 = 215 N mm 2 Lấy hệ số an toàn n=1,5 (thép rèn); hệ số tập trung ứng suất ở chân răng K σ = 1,8 - Ứng suất uốn cho phép của bánh nhỏ [σ ] u1 = 1,5.258.1 = 143,3 N mm 2 1,5.1,8 - Ứng suất uốn cho phép của bánh lớn [σ ] u 2 = 1,5.215.1 = 119,4 N mm 2 1,5.1,8 3.Sơ bộ lấy hệ số tải trọng K K= Ktt.Kđ=1,3 4.Chọn hệ số chiều rộng bánh răng b Bộ truyền chịu tải trọng trung bình ψ A = = 0,3 A 5.Xác định khoảng cách trục A theo công thức (3-10), lấy θ = 1,25 2 2  1,05.10 6  KN  1,05.10 6  1,3.3,27 A ≥ ( i + 1) 3   [σ ] i  ψ θn = ( 3,4 + 1)  3   442.3,4  0,3.1,25.141,2 = 149,45mm   tx  A 2   Lấy A=150mm Nhóm SVTH: Nhóm 6B Trang 9
  10. Bài tập cơ sở thiết kế máy nguyễn minh tài - 1070538 6. Tính vận tốc vòng bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng Vận tốc vòng [công thức (3-17)] 2πAn1 2π .150.480 m v= = = 1,71 60.1000( i + 1) 60.1000.( 3,4 + 1) s Với vận tốc này theo bảng 3-11 có thể chọn cấp chính xác 9. 7.Định chính xác hệ số tải trọng K K=Ktt.Kđ Với Ktt=1 (tải trọng không thay đổi) 2,5.mn Kđ=1,2 (bảng 3-14). Giả sử b> sin β Ta có K=1,2 1,3 − 1,2 Sai số ∆K = = 0,036 = 7,7% = = 30 sin β sin 9 0 27 Nhóm SVTH: Nhóm 6B Trang 10
  11. Bài tập cơ sở thiết kế máy nguyễn minh tài - 1070538 9.Kiểm nghiệm lại sức bền uốn của răng - Số răng tương đương Z1 33 Bánh nhỏ: Ztđ1= = = 34,4 cos β cos 9 27 3 3 0 Lấy Ztđ1=35 Z2 112 Bánh lớn: Ztđ2= = = 116,69 cos β cos 3 9 0 27 3 Lấy Ztđ2=117 Theo bảng 3-18 và số răng tương đương tìm được hệ số dạng răng Bánh nhỏ: y1=0,4635 Bánh lớn: y2=0,517 - Kiểm nghiệm ứng suất uốn tại chân răng bánh nhỏ [công thức (3-36)] Hệ số θ ,, = (1,4 ÷ 1,6) Lấy θ ,, = 1,5 19,1.10 6 KN 19,1.10 6.1,2.3,27 σ u1 = = y1 mn Z 1 n1bθ ,, 0,4635.( 2 ) .33.480.44,1.1,5 2 2 = 38,5 N < [σ ] u1 = 143,3 N mm 2 mm 2 - Ứng suât uốn tại chân răng bánh lớn [công thức (3-40)] y1 0,4635 σ u 2 = σ u1 = 41,07. = 36,82 N < [σ ] u 2 = 119,4 N y2 0,517 mm 2 mm 2 10. Kiểm nghiệm sức bền của răng khi chịu quá tải đột ngột - Ứng suất tiếp xúc cho phép [công thức (3-43)]: Bánh nhỏ: [σ ] txqt1 = 2,5[σ ] N = 2,5.520 = 1300 N otx 1 2 mm Bánh lớn: [σ ] txqt 2 = 2,5[σ ] N otx 2 = 2,5.442 = 1105 N mm 2 - Ứng suất uốn cho phép [công thức (3-46)]: Bánh nhỏ: [σ ] uqt1 = 0,8.σ ch1 = 0,8.300 = 240 N mm 2 Bánh lớn: [σ ] uqt 2 = 0,8.σ ch 2 = 0,8.260 = 208 N mm 2 - Kiểm nghiệm sức bền tiếp xúc [công thức (3-14) và (3-41)] σ txqt = σ tx K qt = 1,05.10 6 ( i + 1) 3 KN .1 A.i θ ,bn2 = 1,05.10 6 ( 3,4 + 1) 31,2.3,27 = 435,36 N 147.3,4 1,25.44,1.141,2 mm 2 Ứng suất tiếp xúc quá tải nhỏ hơn trị số ứng suất cho phép của bánh lớn và bánh nhỏ. - Kiểm nghiệm sức bền uốn [công thức (3-42) ] Bánh nhỏ: σ uqt1 = σ u1 K qt = 38,5 N 2 < [σ ] uqt 1 mm Bánh lớn: σ uqt 2 = σ u 2 K qt = 36,82 N < [σ ] uqt 2 mm 2 11.Các thông số hình học của bộ truyền - Môdun pháp: mn =2. - Số răng: Z1=33; Z2=112 Nhóm SVTH: Nhóm 6B Trang 11
  12. Bài tập cơ sở thiết kế máy nguyễn minh tài - 1070538 Góc ăn khớp: α n = 20 0 - - Góc nghiêng β = 9 0 27 - Đường kính vòng chia (vòng lăn): mn Z1 2.33 d1= = = 66,9mm cos β cos 9 0 27 mn Z 2 2.112 d2= = = 227,08mm cos β cos 9 0 27 - Khoảng cách trục A=147mm - Chiều rộng bánh răng b=44,1 mm - Đường kính vòng đỉnh De1=dc1+2mn =66,9+ 2.2=70,9 mm De2=dc2+2 mn = 227,08+2.2=231,08 mm - Đường kính vòng chân Di1=d1-2 mn -2c=d1-2 mn -2.0,25 mn =d1-2,5 mn =66,9-2,5.2=61,9 mm Di2=d2-2 mn -2c=d2-2 mn -2.0,25 mn =dc2-2,5 mn =227,08-2,5.2=222,08 mm 12. Tính lực tác dụng lên trục [công thức (3-49)] - Đối với bánh nhỏ: 2 M x 2.9,55.10 6 N 2.9,55.10 6.3,27 Lực vòng: P = = = = 1945 N d1 d1 n1 66,9.480 P1tgα n 1945.tg 20 Lực hướng tâm: Pr1= = = 717,45 N cos β cos β Lực dọc trục: Pa1=P1tg β =1945tg9027=323,74N - Đối với bánh lớn Lực vòng: P1=P2=1945N Lực hướng tâm: Pr2=Pa1=323,74N Lực dọc trục: Pa2=Pr1=717,45N C.Bánh răng nón răng thẳng: 1.Chọn vật liệu làm bánh răng nhỏ: Thép 50, bánh răng lớn: thép đúc 45 đều thường hóa (theo bảng 3-6). Cơ tính của hai loại thép này (bảng 3-8): - Thép 50: σ b1 = 620 N 2 ; σ ch1 = 320 N 2 ; HB = 210 mm mm (Phôi rèn giả thiết đường kính phôi dưới 100mm) - Thép đúc 45: σ b 2 = 550 N 2 ; σ ch 2 = 320 N 2 ; HB= 170 mm mm (Phôi đúc giả thiết đường kính phôi từ 100-300 mm) 2.Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép. a.Ứng suất tiếp xúc cho phép. - Số chu kỳ tương đương đương của bánh lớn [công thức (3-3)] Ntđ2= 60un2T= 60.1.141,2.5.360.2.8=24,4.107 - Số chu kỳ làm việc tương đương của bánh nhỏ Ntđ1=Ntđ2.i= 24,4.107.3,4 = 82,95.107 Nhóm SVTH: Nhóm 6B Trang 12
  13. Bài tập cơ sở thiết kế máy nguyễn minh tài - 1070538 n1 480 Với i= = = 3,4 n 2 141,2 Theo bảng 3-9 ta được số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc N0= 107 , Do Ntđ1>107, Ntđ2>107 nên hệ số chu kỳ ứng suất K N =1 - Ứng suất cho phép của bánh nhỏ [σ ] tx1 = [σ ] N .K N =2,6.HB= 2,6. 210= 546 N 2 , 0 tx mm - Ứng suất tiếp xúc cho bánh lớn [σ ] tx 2 = [σ ] N .K N =2,6.HB= 2,6. 170= 442 N , 0 tx mm 2 Với [σ ] N tra bảng 3-9 0 tx Lấy trị số nhỏ [σ ] tx 2 = 442 N mm 2 để tính toán b.Ứng suất uốn cho phép - Số chu kỳ tương đương của bánh lớn Ntđ2=82,95.107>No=5.106 - Số chu kỳ tương đương của bánh nhỏ Ntđ1=24,4.107>No=5.106 ⇒ K N, = 1 . , - Tính ứng suất uốn theo công thức (3-5) vì bộ truyền làm việc một chiều [σ ] u = (1,4 ÷ 1,6)σ −1 K N ,, nK σ - Giới hạn mỏi uốn đối với thép 50 σ −1 = 0,43 * σ b1 = 0,43 * 620 = 266,6 N mm 2 - Giới hạn mỏi uốn đối với thép đúc 45 σ −1 = 0,43 * σ b 2 = 0,43 * 550 = 236,5 N mm 2 Lấy hệ số an toàn của bánh răng nhỏ n=1,5 (thép rèn) và của bánh răng lớn (thép đúc) n=1,8; hệ số tập trung ứng suất ở chân răng K σ = 1,8 - Ứng suất uốn cho phép của bánh nhỏ [σ ] u1 = 1,5.266,6.1 = 148,1 N mm 2 1,5.1,8 - Ứng suất uốn cho phép của bánh lớn [σ ] u 2 = 1,5.236,5.1 = 109,49 N mm 2 1,8.1,8 3.Sơ bộ lấy hệ số tải trọng K K= Ktt.Kđ=1,4 4.Chọn hệ số tải trọng bánh răng ψ L b ψL = = 0,3 L 5.Tính chiều dài nón theo [công thức (3-11)] 2   L≥ ( 2 ) i +1 3  1,05.10 6  (1 − 0,5.ψ ) i[σ ]  KN  0,85ψ n  L tx  L 2 2   = ( 3,4 + 1 3  2 ) 1,05.10 6 1,4.3,27  (1 − 0,5.0,3).3,4.442  0,85.0,3.141,2 = 156,4mm    Lấy L=157mm Nhóm SVTH: Nhóm 6B Trang 13
  14. Bài tập cơ sở thiết kế máy nguyễn minh tài - 1070538 6. Tính vận tốc vòng bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng Vận tốc vòng [công thức (3-18)] 2πL(1 − 0,5ψ L ) n1 2π .157.(1 − 0,5.0,3).480 m v= = = 1,89 60.1000 i 2 + 1 . ( ) ( 60.1000 3,4 2 + 1 . ) s Với vận tốc này theo bảng 3-11 có thể chọn cấp chính xác 9. 7.Định chính xác hệ số tải trọng K K=Ktt.Kđ Với Ktt=1 (tải trọng không thay đổi) Kđ=1,45 (bảng 3-13) Ta có K=1,45 1,45 − 1,4 Sai số ∆K = = 0,036 = 3,6%
  15. Bài tập cơ sở thiết kế máy nguyễn minh tài - 1070538 - Số răng tương đương bánh lớn Z2 78 Ztd2= = = 276,26 cos ϕ 2 cos 730 36 ' Lấy Ztd2=276 - Theo bảng 3-18 và số răng tương đương tìm được hệ số dạng răng Bánh nhỏ: y1=0,4216 Bánh lớn: y2=0,517 - Kiểm nghiệm ứng suất uốn tại chân răng bánh nhỏ [công thức (3-35)] 19,1.10 6 KN 19,1.10 6.1,45.3,27 σ u1 = = 0,85. y1mtb Z1n1b 0,85.0,4216.( 3,4 ) 2 .23.480.49 2 = 40,41 N < [σ ] u1 = 148,1 N mm 2 mm 2 - Ứng suât uốn tại chân răng bánh lớn [công thức (3-40)] y1 0,4216 σ u 2 = σ u1 = 40,41. = 32,95 N < [σ ] u 2 = 109,49 N y2 0,517 mm 2 mm 2 10. Kiểm nghiệm sức bền của răng khi chịu quá tải đột ngột - Ứng suất tiếp xúc cho phép [công thức (3-43)]: Bánh nhỏ: [σ ] txqt1 = 2,5[σ ] N = 2,5.546 = 1365 N otx 1 2 mm Bánh lớn: [σ ] txqt 2 = 2,5[σ ] N otx 2 = 2,5.442 = 1105 N mm 2 - Ứng suất uốn cho phép [công thức (3-46)]: Bánh nhỏ: [σ ] uqt1 = 0,8.σ ch1 = 0,8.320 = 256 N mm 2 Bánh lớn: [σ ] uqt 2 = 0,8.σ ch 2 = 0,8.320 = 256 N mm 2 - Kiểm nghiệm sức bền tiếp xúc [công thức (3-15) và (3-41)] σ txqt = σ tx K qt = 1,05.10 6 (i 2 ) + 1 KN 32 .1 ( L − 0,5b ) i 0,85bn2 = 1,05.10 6 (3,4 + 1 1,45.3,27 2 ) 32 = 423,5 N (162,64 − 0,5.49) 3,4 0,85.49.141,2 mm 2 Ứng suất tiếp xúc quá tải nhỏ hơn trị số ứng suất cho phép của bánh lớn và bánh nhỏ. - Kiểm nghiệm sức bền uốn [công thức (3-42) ] Bánh nhỏ: σ uqt1 = σ u1 K qt = 40,41 N 2 < [σ ] uqt1 mm Bánh lớn: σ uqt 2 = σ u 2 K qt = 32,95 N < [σ ] uqt 2 mm 2 11.Các thông số hình học của bộ truyền - Môdun: ms=4. - Số răng: Z1=23; Z2=78 - Góc mặt nón lăn: ϕ1 = 16 0 23, ; ϕ 2 = 73 0 36 , - Góc ăn khớp: α = 20 0 - Đường kính vòng chia (vòng lăn): d1=msZ1=4.23=92 mm d2=msZ2=4.78=312 mm Nhóm SVTH: Nhóm 6B Trang 15
  16. Bài tập cơ sở thiết kế máy nguyễn minh tài - 1070538 - Chiều dài nón L=162,64 mm - Chiều dài răng b=49 mm - Đường kính vòng đỉnh De1=ms(Z1+2cos ϕ1 ) =4(23+2.cos16023,)=99,68 mm De2= ms(Z2+2cos ϕ 2 ) = 4(78+2.cos73036,)=314,26 mm 12. Tính lực tác dụng [công thức (3-51)] Đối với bánh nhỏ: 2 M x1 2 M x1 2.9,55.10 6 N 2.9,55.10 6.3,27 - Lực vòng: P1 = = = = = 1663,92 N d tb1 mtb Z 1 mtb Z 1 n1 3,4.23.480 - Lực hướng tâm: Pr1=P1tg α cos ϕ1 = 1663,92.tg200cos16023 =581,03 N. - Lực dọc trục: Pa1=P1tg α sin ϕ1 =1663,92tg200sin161623=170,82N Đối với bánh lớn - Lực vòng: P1=P2=1663,92N - Lực hướng tâm:Pr2=Pa1=170,82N - Lực dọc trục: Pa2=Pr1=581,03N Nhóm SVTH: Nhóm 6B Trang 16
  17. Bài tập cơ sở thiết kế máy nguyễn minh tài - 1070538 Bài tập 13: Hãy thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng với các thông số sau: Thông số Phương án 1 Phương án 2 Phương án 3 Công suất cần truyền (kw) 3,16 4,51 1,13 Số vòng quay trục dẫn (vg/phút) 141,2 131,6 166,3 Số vòng quay trục bị dẫn (vg/phút) 50,4 45,4 64,1 Thời gian làm việc 2 ca/ngày 5 năm 5 năm 5 năm - Năm 360 ngày 360 ngày 360 ngày - Ngày Bài làm PHƯƠNG ÁN 1: Tính theo tải trọng không thay đổi 1.Chọn vật liệu làm bánh răng nhỏ: Thép 45, bánh răng lớn thép 35 đều thường hóa (theo bảng 3-6). Cơ tính của hai loại thép này (bảng 3-8): - Thép 50: σ b1 = 600 N 2 ; mm σ ch1 = 300 N mm 2 ; HB = 210 (Phôi rèn giả thiết đường kính phôi dưới 100mm) - Thép 35: σ b 2 = 500 N 2 ; mm σ ch 2 = 260 N mm 2 ; HB= 180 (Phôi rèn giả thiết đường kính phôi từ 100-300 mm) 2.Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép. a.Ứng suất tiếp xúc cho phép: - Số chu kỳ tương đương đương của bánh lớn [công thức (3-3)] Ntđ2= 60un2T= 5.360.8.69.50,4.2=8,709.107 - Số chu kỳ làm việc tương đương của bánh nhỏ Ntđ1=Ntđ2.i= 2,8.8,709.107=24,39.107 n1 141,2 Với i= = = 2,8 n2 50,4 Theo bảng 3-9 ta được số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc N0= 107 Do Ntđ1>107, Ntđ2>107 nên hệ số chu kỳ ứng suất K’N=1 - Ứng suất cho phép của bánh lớn [σ ] tx 2 = [σ ] N .K N =2,6.HB= 2,6. 180= 468 N 2 0 tx , mm - Ứng suất tiếp xúc cho bánh nhỏ [σ ] tx1 = [σ ] N .K N =2,6.HB= 2,6. 210= 546 N 0 tx , mm 2 Nhóm SVTH: Nhóm 6B Trang 17
  18. Bài tập cơ sở thiết kế máy nguyễn minh tài - 1070538 Với [σ ] N tra bảng (3-9) 0 tx Lấy trị số nhỏ [σ ] tx 2 =468 N/mm2 để tính. b.Ứng suất uốn cho phép: - Số chu kỳ tương đương của bánh lớn Ntđ2=8,709.107>No=5.106 - Số chu kỳ tương đương của bánh nhỏ Ntđ1=24,39.107>No=5.106 ⇒ K N, = 1 . , - Tính ứng suất uốn theo công thức (3-5) vì bộ truyền làm việc một chiều [σ ] u = (1,4 ÷ 1,6)σ −1 K N ,, nK σ - Giới hạn mỏi uốn thép 45 σ −1 = 0,42 * σ b = 0,42 * 600 = 252 N mm 2 - Giới hạn mỏi uốn thép 35 σ −1 = 0,42 * σ b = 0,42 * 500 = 210 N mm 2 Lấy hệ số an toàn n=1,5 (thép rèn); hệ số tập trung ứng suất ở chân răng K σ = 1,8 - Ứng suất uốn cho phép của bánh nhỏ [σ ] u1 = 1,4.252.1 = 130,67 N mm 2 1,5.1,8 - Ứng suất uốn cho phép của bánh lớn [σ ] u 2 = 1,4.210.1 = 108,89 N mm 2 1,5.1,8 3.Sơ bộ lấy hệ số tải trọng K K= Ktt.Kđ=1,3 4.Chọn hệ số tải trọng bánh răng ψ A b ψA = = 0,4 A 5.Xác định khoảng cách trục A theo công thức (3-9) 2 2  1,05.10 6  KN  1,05.10 6  1,3.3,16 A ≥ ( i + 1) 3   [σ ] i  ψ n = ( 2,8 + 1)  3   468.2,8  0,4.50,4 = 193mm   tx  A 2   Lấy A=193mm 6. Tính vận tốc vòng bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng: Vận tốc vòng [công thức (3-17)] 2πAn1 2π .193.141,2 m v= = = 0,75 60.1000( i + 1) 60.1000.( 2,8 + 1) s Với vận tốc này theo bảng 3-11 có thể chọn cấp chính xác 9. 7.Định chính xác hệ số tải trọng K K=Ktt.Kđ Với Ktt=1 (tải trọng không thay đổi) Kđ=1,1 (bảng 3-13) Ta có K=1,1 1,3 − 1,1 Sai số ∆K = = 0,15 = 15% >5% khác với trị số dự đoán nên cần điều chỉnh 1,3 lại khoảng cách trục A Nhóm SVTH: Nhóm 6B Trang 18
  19. Bài tập cơ sở thiết kế máy nguyễn minh tài - 1070538 K 1,1 A = Asb 3 = 1933 = 182,5mm K sb 1,3 8.Xác định modun, số răng, chiều rộng bánh răng và xác định chính xác khoảng cách trục A: - Môđun: m=(0,01 ÷ 0,02).A=(0,01 ÷ 0,02).182,5=(1,825 ÷ 3,65)mm Trị số mô đun lấy theo tiêu chuẩn (bảng 30-1), m=2,5mm - Số răng bánh dẫn (bánh nhỏ): 2A 2.182,5 Z1 = = = 38,4 m( i + 1) 12,5( 2,8 + 1) Lấy Z1=39 - Số răng bánh lớn: Z2=i.Z1=3.39=109,2 Lấy Z2=110 - Xác định chính xác khoảng cách trục A: A=0,5m(Z1+Z2)=0,5(39+110)2,5=186,25mm - Chiều rộng bánh răng: b=ψ A . A = 0,4.186,25 = 74,5mm 9.Kiểm nghiệm lại sức bền uốn của răng - Số răng tương đương Bánh nhỏ: Ztđ1=Z1=39 Bánh lớn: Ztđ2=Z2=110 - Theo bảng 3-18 và số răng tương đương tìm được hệ số dạng răng Bánh nhỏ: y1=0,471 Bánh lớn: y2=0,517 - Kiểm nghiệm ứng suất uốn tại chân răng bánh nhỏ [công thức (3-33)] 19,1.10 6 KN 19,1.10 6.1,1.3,16 σ u1 = = = 54,97 N y1 m 2 Z 1 nb 0,471.(2,5) 2 .39.141,2.74,5 mm 2 ⇒ σ u1 < [σ u1 ] = 130,47 N / mm 2 - Ứng suât uốn tại chân răng bánh lớn [công thức (3-40)] y1 0,471 σ u 2 = σ u1 = 54,97. = 50,08 N y2 0,517 mm 2 ⇒ σ u 2 < [σ u 2 ] = 108,89 N / mm 2 10. Kiểm nghiệm sức bền của răng khi chịu quá tải đột ngột - Ứng suất tiếp xúc cho phép [công thức (3-43)]: Bánh nhỏ: [σ ] txqt1 = 2,5[σ ] N = 2,5.2,6.210 = 1365 N otx 1 mm 2 Bánh lớn: [σ ] txqt 2 = 2,5[σ ] N otx 2 = 2,5.2,6.180 = 1170 N mm 2 - Ứng suất uốn cho phép [công thức (3-46)]: Bánh nhỏ: [σ ] uqt1 = 0,8.σ ch1 = 0,8.300 = 240 N mm 2 Bánh lớn: [σ ] uqt 2 = 0,8.σ ch 2 = 0,8.260 = 208 N mm 2 - Kiểm nghiệm sức bền tiếp xúc [công thức (3-13) và (3-41)] Nhóm SVTH: Nhóm 6B Trang 19
  20. Bài tập cơ sở thiết kế máy nguyễn minh tài - 1070538 σ txqt = σ tx K qt = 1,05.10 6 ( i + 1) 3 KN .1 A.i bn 2 1,05.10 6 3,8 3.1,1.3,16.1 = = 453,79 N 186,25.2,8 74,5.50,4 mm 2 Ứng suất tiếp xúc quá tải nhỏ hơn trị số ứng suất cho phép của bánh lớn và bánh nhỏ - Kiểm nghiệm sức bền uốn [công thức (3-42) ] Bánh nhỏ: σ uqt1 = σ u1 K qt = 130,67 N 2 < [σ ] uqt1 mm Bánh lớn: σ uqt 2 = σ u 2 K qt = 108,89 N < [σ ] uqt 2 mm 2 11.Các thông số hình học của bộ truyền - Môdun: m=2,5. - Số răng: Z1=39; Z2=110 - Góc ăn khớp: α = 20 0 - Đường kính vòng chia (vòng lăn): dc1=d1=mZ1=2,5.39=97,5 mm dc2=d2=mZ2=2,5.110=275 mm - Khoảng cách trục A=186,25 mm - Chiều rộng bánh răng b=74,5 mm - Đường kính vòng đỉnh: De1=dc1+2m =97,5+2.2,5=102,5 mm De2=dc2+2m= 275+2.2,5=280 mm - Đường kính vòng chân: Di1=dc1-2m-2c=dc1-2m-2.0,25m=dc1-2,5m=97,5-0,25.2,5=91,25 mm Di2=dc2-2m-2c=dc2-2m-2.0,25m=dc2-2,5m=275-0,25.2,5=268,75 mm 12. Tính lực tác dụng lên trục [công thức (3-49)] 2 M x 2.9,55.10 6 N 2.9,55.10 6.3,16 - Lực vòng: P= = = = 4384,1N d1 d1n1 97,5.141,2 - Lực hướng tâm: Pr=Ptg α = 4384,1.tg200=1595,68 N. Nhóm SVTH: Nhóm 6B Trang 20