Đồ án chi tiết máy UTT
Bạn đang xem bản rút gọn của tài liệu. Xem và tải ngay bản đầy đủ của tài liệu tại đây (354.55 KB, 23 trang )
ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY
Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải như hình sau:
Số liệu thiết kế :
+ Lực vòng trên đai tải : P = 5500N;
+ Vận tốc đai tải : v = 1,2 m/s;
+ Thời gian phục vụ : L = 7 năm;
+ Băng tải : D = 400 mm;
+ Chế độ tải :P1 = 1,3.Plv ; t1 = 3 s
P2 = 1.Plv
; t2 = 7200 s
P3 = 0,6.Plv ; t3 = 7200 s
+ Chế độ làm việc: mỗi ngày làm việc 2 ca, mỗi ca 4 giờ, mỗi năm làm việc 300
ngày, tải trọng va đập nhẹ.
+ Sai số v. tốc cho phép : 4 %
PHẦN 1: ĐỘNG HỌC PHẦN BĂNG TẢI
I. Tính chọn động cơ điện
1: Xác định công suất động cơ.
Công suất trên trục động cơ điện là và được tính theo công thức:
Trong đó : - công suất cần thiết trên trục động cơ (kW)
- là công suất tính toán trên trục máy công tác ( kW)
- là hiệu suất truyền động của toàn bộ hệ thống
- Trường hợp tải trọng không đổi :
- Trường hợp tải trọng thay đổi :
với P1 = 1.3 Plv = 1,3.6.6 =8.58 kw
P2 = 1 Plv = 1.6,6 = 6,6 kw
P3 = 0,6Plv = 0,6.6,6=3.96kw
; t1= 3s
; t2 = 7200 s
; t3=7200 s
Pt=Ptd = 5,4433 kw
Tính hiệu suất truyền động
Dựa vào bảng 2.3 trang 19. Trị số hiệu suất các loại bộ truyền và ổ ta chọn:
+ Hiệu suất của bộ truyền đai (che kín) : 0,96;
+ Hiệu suất của cặp bánh răng côn (được che kín) : 0,97;
+ Hiệu suất của cặp bánh răng trụ (được che kín) : 0,98;
+ Hiệu suất của cặp ổ lăn : 0,99;
+ Hiệu suất của khớp nối trục : 1;
Vậy ta tính được hiệu suất của toàn bộ hệ thống theo công thức :
2 : Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ
Tỉ số truyền toàn bộ của toàn bộ hệ thống được tính theo công thức:
Trong đó: (Dựa vào bảng 2.4 tr21)
+ tỉ số truyền của truyền động đai và ta chọn
+ tỉ số truyền bánh răng trụ hộp giảm tốc 2 cấp và ta chọn ;
Gọi là số vòng quay của trục máy công tác được tính theo công thức :
(vòng/phút)
Trong đó: v – vận tốc băng tải hoặc xích tải (m/s);
D – đường kính tang quay (mm);
(vòng/phút).
Vậy số vòng quay sơ bộ của động cơ là :
vòng/phút);
Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ (vòng/phút).
3: Chọn động cơ thực tế
Động cơ được chọn phải có công suất và số vòng quay thỏa mãn đồng thời các điều
kiện:
Dựa vào bảng P1.3 các thông số kỹ thuật của động cơ 4A với và (vòng/phút) ta dùng
động cơ 4A112M2Y3 có các thông số:
Công
suất
(kW)
7.5
Vận tốc quay
(vòng/phút)
cos
2922
0,88
87,5
2,2
2,0
Ta thấy: P = 7.5 > P ⇒ Thỏa mãn.
4: Kiểm tra điều kiện mở máy, điều kiện quá tải cho động cơ
a. Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ
Khi khởi động, động cơ cần sinh ra một công suất đủ lớn để thắng lực ỳ của hệ thống.
Điều kiện mở máy của động cơ thỏa mãn nếu công thức sau đảm bảo:
Trong đó : Công suất mở máy của động cơ (kW);
momen khởi động và momen danh nghĩa của động cơ;
+ công suất cản ban đầu trên trục động cơ;
= 0,876.7,5= 6,57 (kW)
Từ đó, ta thấy động cơ trên thỏa mãn điều kiện mở máy
b , Kiểm tra điều kiện quá tải của động cơ
II.Phân phối tỷ số truyền
Tỷ số truyền chung của hệ thống truyền động được tính theo công thức :
Trong đó: – số vòng quay của động cơ đã chọn (vòng/phút);
– số vòng quay của trục máy công tác (vòng/phút);
Chn t s truyn ca b truyn ngoi hp gim tc Ung = Ud =5
1. T s truyn cỏc b truyn trong hp gim tc.
- Tớnh t s truyn cp nhanh ( bỏnh rng cụn
v t s truyn cp chm bỏnh rng tr
T s truyn ca hp gim tc c tớnh theo cụng thc:
10,2
Với hộp giảm tốc bánh răng côn - trụ 2 cấp:
Với HGT bánh răng côn - trụ 2 cấp, để nhận đợc chiều cao của
HGT nhỏ nhất có thể tính tỉ số truyền bộ truyền bánh răng cấp nhanh u 1
công thức sau [4]:
(1.24)
Trong đó:
0,3;
Kbe - hệ số chiều rộng vành răng bánh răng côn; Kbe = 0,25
ba2 - hệ số chiều rộng bánh răng trụ; ba2=0,30,4.
Khi Kbe = 0,3 và ba2 = 0,4 (các giá trị tối u) ta có [4]:
u2 = 2,8626
u1 = = = 3,563
2.Tớnh toỏn cỏc thụng s trờn trc
2.1.Tớnh cụng sut trờn cỏc trc
(kW)
(kW)
(kW)
(kW)
2.2.S vũng quay cỏc trc,
2922 (vũng/phỳt).
=584,4 (vũng/phỳt).
164.02(vũng/phỳt).
= 57,29 (vũng/phỳt)
nlv= n3 = 57,29 (vũng/phỳt).
2.3 Tớnh momen xon T cỏc trc
Ta cú : 6. (vi i = 1 ; 2 ; 3)
Do ú ta tớnh c:
6
.= 20296,201 (Nmm).
. 96438 (Nmm).
6
. 329970,49 (Nmm).
6
6
6
. 916543,29 (Nmm).
. 907375,02 (Nmm).
Động cơ
Trục 1
Trục 2
Trục 3
Trục công
5,4983
tác
5,4433
Trục
Công suất
6,21
Tỉ số truyền
5
Số vòng quay 2922
Mômen xoắn 20296,2
5,9014
5,6672
3,5630
584,4
96438
2,8626
164,02
329970,49
1
57,29
916543,29
57,29
907375,0
2
CHƯƠNG 2
THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG
Sơ đồ bộ truyền đai:
a – Khoảng cách giữa hai trục;
α1,α2 – góc ôm của hai đai trên
bánh nhỏ và bánh lớn;
γ – góc giữa hai nhánh dây;
d1, d2 – Đường kính bánh đai lớn
và đường kính bánh đai nhỏ
II. Thiết kế bộ truyền đai
Do chế độ làm việc yêu cầu với bộ truyền đai là làm việc ổn định trong 8 h. Cho nên đai
phải có độ bền phù hợp thêm vào đó vẫn phải bảo đảm yêu cầu về kinh tế là giá thành phải tối
thiểu nhất. Cho nên ta lựa chọn được đai thang.
2. 1. Chọn loại đai và tiết diện đai
Chọn đai thang thường
Đai hình thang thường
Đồ thị chọn loại tiết diện đai hình thang
Dựa vào đồ thị,với các thông số: Pđc= 6,21 (kW), nđc = 2922 (vòng/phút), ta chọn đai hình
thang thường loại A có các thông số :
Kích thước tiết diện (mm)
bt
b
h
yo
11
2,8
13
8
2.2Xác định các thông số bộ truyền
A (mm2)
d1 ( mm)
l ( mm)
81
100 -> 200
560 ->4000
a. Tính đường kính bánh đai ( d1 và d2)
Chọn d1 theo bảng 4.13 – Tr 59 [1], theo tiết diện đai:
Ta chọn d1 =160 (mm)
Từ đường kính đai, xác định vận tốc bánh đai:
24,4 (m/s)
Ta thấy : v = 24,4 (m/s)
Trong đó : u – tỷ số truyền; = 0,01 ÷ 0,02 – Hệ số trượt (lấy = 0,02);
784 (mm).
Tra bảng 4.21(tr63 tập1) ta chọn d2 theo tiêu chuẩn: d2 = 800 (mm).
Tỷ số truyền thực : ut = 5,1
Sai lệch tỷ số truyền: ∆u = .100% = 2,04 % < 4%
Vậy d2 = 800 (mm) thỏa mãn.
b ,Xác định khoảng cách trục a
Trị số a tính được cần thỏa mãn điều kiện sau:
0,55 (d1 + d2) + h ≤ a ≤ 2(d1+d2)
0,55 (160+800) +8≤ a ≤ 2(160+800)
591≤ a ≤ 2100 (mm)
Theo bảng 4.14(tr60 tập1) Chọn a =720 mm
c , Chiều dài đai l
- Chiều dài đai l được xác định dựa vào khoảng cách trục a theo công thức:
l = 2.a + π. +
l = 2.720 +π. = 3089,42(mm).
Theo tiêu chuẩn Bảng 4.13 – Tr59 [1], chọn l = 3150 (mm).
- Số vòng chạy của đai trong 1(s) là :
i = = 7,74(m/s) < imax = 10 (m/s). ⇒ thỏa mãn.
- Xác định lại khoảng cách trục a:
Trong đó : 3150 – 3,14 =1642,8
= 320(mm).
a = 753
Vậy chọn a = 753 (mm)
d, Xác định góc ôm α1 trên bánh đai nhỏ.
Vì góc ôm bánh đai nhỏ trong trường hợp này luôn nhỏ hơn góc ôm bánh đai lớn vì vậy nếu
góc ôm bánh đai nhỏ thỏa mãn thì góc ôm bánh đai lớn cũng thỏa mãn điều kiện không trượt
trơn.
Vì α1 > αmin = 120 o
Thỏa mãn điều kiện không trượt trơn giữa đai và bánh đai.
e, Tính số đai Z
- Số đai Z được tính theo công thức:
Z=
P.k d
[ P0α] .C .Cul .Cz .C
Trong đó:
+) P – Công suất trên trục bánh đai chủ động (kW); P =6,21 (kW);
+) [P0] – Công suất cho phép (kW);
Tra bảng 4.19-Tr62_[1] theo tiết diện đai В:
[P0] = 4,0 (kW); l0 = 1700 (mm);
+) Kđ – Hệ số tải trọng động; Tra bảng 4.7-Tr55_[1] ta được:
Kđ = 1,1
+) Cα – Hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm α1;
Theo bảng 4.15-Tr61_[1] :
Cα = 1 - 0,0025.(180 - α1) = 1 – 0,0025.(180 – 131) = 0,878
+)
Cl :Hệ số ảnh hưởng của chiều dài đai l;
Tra bảng 4.16-Tr61_[1] với = =1,85 ta được: Cl = 1,13;
+)
Cu :Hệ số xét đến ảnh hưởng của tỷ số truyền u; Cu = 1,14 (bảng 4.17 tr61)
+)
Cz :Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng giữa các dây đai;
Tra bảng 4.18-Tr61_[1] ta được : Z’ = = = 1,5525
=
Cz = 0,97
= 1,55
Lấy Z = 2.
2.2Các thông số cơ bản của bánh đai
a. Chiều rộng bánh đai B
Chiều rộng bánh đai B được tính theo công thức:
B = (Z – 1).t + 2e
Tra bảng 4.21-Tr63_[1] ta được
ho
3.3
e
10
φ
36o
t
15
H
b1
12.5 1 3.3
B = (Z – 1).t + 2e = (2 – 1).15 + 2.10 = 35 (mm).
b. Góc chêm của mổi rãnh đai: 36o
c. Đường kính ngoài của bánh đai:
da1 = d1 + 2.h0 160 + 2.3,3 = 166,6 (mm);
da2 = d2 + 2.h0 = 800 + 2.3,3 = 806,6 (mm);
d. Đường kính đáy bánh đai:
df1 = da1 - H = 261,4 – 21 = 240,4(mm);
df2 = da2 - H = 800– 21= 779 (mm).
2.3Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục.
- Lực căng trên 1 đai được xác định theo công thức sau:
Trong đó: Fv – Lực căng do lực li tâm sinh ra;
Fv =q m .v 2
;(
qm
: khối lượng 1(m) đai).
Tra bảng 4.22_Tr64_[64] ta được:
qm
= 0.105 (kg/m)
Fv =q m .v 2
= 0,105.24,42 = 62,5128 (kg.m/s2)
Do đó:
+ 62,5128= 186.868(N)
- Lực tác dụng lên trục bánh đai:
.
2.4Tổng kết các thông số của bộ truyền đai
P = 6,21 (kW) ; n = 2922(vòng/phút) ; uđ = 5
Thông số
Ký hiệu
Giá trị
A
81
Đường kính bánh đai nhỏ
d1 ( mm)
160
Đường kính bánh đai lớn
d 2 ( mm)
800
Vận tốc đai
v (m/s)
24.4
ut
5.1
d a1 ( mm)
166.6
Tiết diện đai
Tỷ số truyền thực tế
Đường kính đỉnh bánh đai nhỏ
Đường kính đỉnh bánh đai lớn
d a 2 ( mm)
806.6
Đường kính chân bánh đai nhỏ
d f 1 ( mm)
153.4
Đường kính chân bánh đai lớn
d f 2 ( mm)
793.4
46 o
Góc chêm rãnh đai
[P0] (kW)
4.0
Z
2
Chiều rộng đai
B ( mm)
35
Chiều dài tính toán
l ( mm)
3089.42
Chiều dài đai tiêu chuẩn
l ( mm)
3150
Khoảng cách trục
a ( mm)
753
Góc ôm bánh đai nhỏ
a1 ( �
)
131o
Lực căng ban đầu
F0 ( N )
186.868
Lực tác dụng lên trục
Fr ( N )
680.17
Công suất cho phép
Số đai
Chương 3 :Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh
Do không có yêu cầu gì và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế, ở đây chọn vật
liệu cho 2 bánh răng của bộ truyền cấp nhanh như nhau, ta chọn vật liệu là thép nhóm I có độ
rắn HB ≤ 350.
Tra bảng 6.1 (tr 92 tập1) ta có
- Bánh răng nhỏ (bánh răng 1): thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241…285
+) Chọn độ rắn bánh răng nhỏ là: = 250
+) Giới hạn bền := 850 MPa
+) Giới hạn chảy : = 580 MPa
- Bánh răng lớn (bánh răng 2): thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192…240
+) Chọn độ rắn bánh răng lớn là: = 240
+) Giới hạn bền := 750 Mpa
+) Giới hạn chảy : = 450 Mpa
- Ứng suất tiếp xúc cho phép [] và ứng suất uốn cho phép [] được xác định theo công thức
:
[] = . ...
[] = . ...
Trong đó: +) và lần lượt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng
với số chu kì cơ sở, trị số của chung tra bảng 6.2 (tr 94 tập1)
= 2HB + 70 , = 1,1
= 1,8HB , = 1,75
Suy ra: = 2.250 + 70 = 570MPa);
= 1,8.250= 450 (MPa);
= 2.240 + 70 = 550 (MPa);
= 1,8.240 = 432 (MPa);
+) – hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc ;
+) – hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc ;
+) – hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng;
+) – hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng;
+) – hế số xét đến độ nhậy vật liệu đối với tập trung ứng suất;
+) – hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến đọ bền uốn;
+) – hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải, = 1 khi đặt tải một phía (bộ truyền quay một chiều);
Trong bước tính thiết kế, sơ bộ lấy ..= 1 và .. =1, do đó công thức trở thành :
[] = .
[] = .
Trong đó:
+) , – hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn;
+) , - hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải trọng của bộ
truyền, được xác định công thức:
=
=
Ta có:
+) , – bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn ;
== 6 khi độ rắn mặt răng HB ≤ 350
+) –số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc với:
= 30
⇒= 30= 30.2502,4 = 17067789
⇒ = 30= 30.2402,4 = 15474913
+) – số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử vể uốn, = 4.
+) , – số chu kì thay đổi ứng suất tương đương
- Trường hợp bộ truyền làm việc với tải trọng thay đổi
= 60c. .
= 60c. .
Trong đó:
+) – là số lần ăn khớp trong một vòng quay của bánh răng;
+) – số vòng quay của bánh răng trong một phút;
+) – mô men xoắn ở chế độ thứ i;
+) – mô men xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng đang xét;
+) – tổng số giờ làm việc của bánh răng = 7.300.2.4 = 16800
Ta có:
n1 = 584.4 (vòng/phút);
n2 = 164.02 (vòng/phút)
+)
+)
+)
+)
˃thì lấy = để tính, do đó = 1;
˃ thì lấy = để tính, do đó = 1;
˃thì lấy = để tính, do đó = 1;
˃ thì lấy = để tính, do đó = 1;
Vậy ta có: [] = .⇒ [] =570.1/1,1 = 518,181 (MPa).
[] = .⇒ [] = 450.1,1/ 1,75= 257,14 (MPa).
[] = .⇒ [] = 550 .1/1,1 = 500 (MPa).
[] = .⇒ [] =432.1,1/1,75 = 246,857 (MPa).
Với bộ truyền bánh răng côn – răng thẳng , ứng suất tiếp xúc cho phép là giá
trị nhỏ hơn trong hai giá trị của [] , [] tức là [δH] =500 Mpa
- Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải :
+) Với bánh răng thường hóa, tôi cải thiện hoặc tôi cải thể tích
= 2,8.
⇒ = 2,8.= 2,8.580 = 1624 (MPa).
⇒ = 2,8.= 2,8.450 = 1260 (MPa).
+) Ứng suất uốn cho phép khi quá tải (HB ≤ 350)
= 0,8.
⇒ = 0,8.= 0,8.580 = 464 (MPa).
⇒ = 0,8.= 0,8.450 = 360 (MPa).
3 .1 : Tính bộ truyền bánh răng côn
Với tỉ sô truyền u1=3,563 , nên chọn bánh răng côn- răng thẳng để thuận lợi cho việc chế
tạo sau này.
a, Xác định chiều dài côn ngoài
chiều dài côn ngoài của bánh răng côn chủ dộng được xác định theo độ bền tiếp xúc . công
thức thiết kế có dạng.
.
. Kr =0,5Kd – hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng , loại răng . Với truyền động bánh
răng côn – răng thẳng bằng thép Kd =100 Mpa1/3 => Kr = 0,5.100= 50 Mpa1/3
.Khb – Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng bánh răng
côn, theo 6.21
.Khc – Hệ số chiều rộng vành răng.
. Kbe = b/Re = 0,25…0,3 chọn 0,25
Theo bảng 6,21 [43, 57 ,58, 59]
Kbe .u1/(2 – Kbe) = 0,25. 3,5630/(2 – 0,3)
=0,524
Khb =1.11 do trục bánh răng côn lắp trên ổ đũa, sơ đồ 1 , HB<350
T1 là moomen xoắn trên bánh răng chủ động, T1 =96438 Nmm
ứng suất tiếp xúc cho phép là giá trị [δH] = 500 Mpa
Vậy có kết quả .=159.53mm
b, xác định thông số ăn khớp
* Số răng bánh nhỏ :
de1 = = =86.22 mm
Theo bảng 6.22 ta có zlp=19 với HB <350 , z1=1,6zlp =1,6.19=30,4 vậy z1= 30 răng
* Đường kính trung bình và mô đun trung bình
dm1=(1-0.5Kbe).de1= (1 -0,5.0.25).86,22=75,44 mm
mtm =dm1/Z1=75,44/30 =2,514 mm
* Xác định mô đun vòng ngoài
Với bánh răng côn – răng thẳng môdun vòng ngoài được xác định theo công thức:
mte = mtm/(1-0,5Kbe)=2,514/(1-0,5.0,25)=2,87 mm
lấy theo tiêu chuẩn mte=3mm
mtm = mte (1-0,5Kbe) =3.(1-0,5.0,25)=2,625 mm
Z1=dm1/mtm =75,44 / 2.625 =28,7 lấy Z1 =29 răng
* Xác định số răng bánh lớn 2 , góc côn chia
+ Số răng bánh 2
Z2 = Z1.u1= 3,563.29 =103,33 z2 = 103
do đó tỉ số truyển thực tế : um=z2/z1 = 103/29 =3,55
+ Tính góc côn chia
δ1 =arctg(z1/z2)=arctag(29/103) =15,72
δ2 = 90o - δ1=90-15,72=74,27
bảng 6.20 với Z1 = 29, TST u = 3,563 ; chọn hệ số dịch chỉnh:
bánh nhỏ: x1 = 0,32
bánh lớn: x2 = - 0,32.
Dường kính trung bình bánh nhỏ
: dm1=mtm. Z1=2,625.29=76.125 mm
Chiều dài côn ngoài thực : Rc=0,5.mte. =0,5.3. = 160,5
mm
C, Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng côn phải thỏa mãn điều kiện:
= ... <.
Trong đó : Zm – hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp , theo bảng 6.5
Tìm được Zm = 274 Mpa1/3
ZH – Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc , theo bảng 6.12
X=x1+x2 = 0 ZH=1,76
Ze – hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng với bánh côn răng thẳng
4
3
Z =
ở đây Ԑα – hệ số trùng khớp ngang tính theo công thức
�1
1 �
6.60
�
�
[1]
= [1,88 – 3,2 �Z1 Z 2 �] cos n (CT 115 )
Ԑα = [1,88-3,2 ( 1/29 + 1/103 )].1 =1,738
Ze= 0,868
KH – là hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
KH = K H K H KHv
KHβ –hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng , theo bảng 6.21
Chon =1.13
KHα - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng ăn khớp không đồng
thời , với bánh răng côn – răng thằng KHα =1
KHv – hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp , tính theo công thức
Hbd m1
2T K K
KHv = 1 + 1 H H
Trong đó :
=
- dm1 – đừng kính trung bình bánh côn nhỏ =76,125 mm
- v – vận tốc vòng , tính theo công thức với n1
v = =2,33 m/s
v = 2,33 (m/s)
Theo bảng 6.13 chọn cấp chính xác là 8
= 0,006 .56 .2,33 = 7,73 m/s
Trong đó - Theo bảng chọn =0,006 bảng 6.15
Chọn go=56 bảng 6.16
Vậy
KHv = 1 +
Hbd m1
2T1 K H K H
KHv =1+ (7,73 . 40,125 . 76,125)/(2.96438.1,13.1) =1.108
-T1 mô mem xoắn trên trục bánh chủ động T1=96438
- b chiều rộng vành răng , b= Kbe .Re =0,25 . 160,5 =40,125 mm
Do đó KH =KHB.KHα.KHv = 1,108 .1,13.1 =1,25
Ứng suất tiếp xúc cho phép là giá trị là [δH] =500 Mpa
Thay các giá trị vừa được tính vào ct .
= ...
H = 274. 1,76. 0,868. =472,9 Mpa
6.1, 6.1a
[1]
91
Theo
:
[ H ]' = [ H ].ZR.Zv.KxH.KHL
= 500 . 1. 0,95. 1 = 475 MPa
trong đó: Zv = 1 (v < 5m/s): hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng
ZR = 0,95 (Ra = 2,5...1,25 m): hệ số xét đến độ nhám mặt
răng làm việc
KxH = 1 (da < 700mm): hệ số xét ảnh hưởng kích thước bánh răng
Như vậy H < [ H ]': đảm bảo khả năng bền tiếp xúcVậy đảm bảo khả năng bền tiếp xúc
Vậy có thể lấy b =45 mm
D. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:
Theo CT 6.65 : δF1=
2.T1.KF.Yԑ.Yβ.YF1/ 0,85.b.mtm.dm1
trong đó : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng, tra bảng 6.21 với
Kbe=45/160,5=0,28
CT6.64:
K be .u
2 K be = = 0,577
KF= 1,22
d m1 (u 1)
F = F g v
u
= 0,016 . 56 . 2,33
0
=20.62
m/s
trong đó, F = 0,016 – bảng 6.15
g0 = 56 – bảng 6.16
KFv = 1 +
Do đó
KF = K
F
Fbd m1
2T1K F K F
= 1 + = 1,3
K F KFv = 1,22 . 1 . 1,3 = 1,58
Y = 1 - hệ số kể đến độ nghiêng của răng, ở đây là răng thẳng
Y = 1/ = 0,575 với = 1,738 (đã tính ở trên)
Với số răng tương đương: ZV1 = Z1/cos 1 = 29/cos15o72` = 30.12
ZV2 = Z2/cos 2 = 103/cos74,270 = 379.9
Theo bảng 6.18 với x1 = 0,32, x2 = - 0,32,
ta có các hệ số dạng răng: YF1 = 3,54 ; YF2 = 3,63.
Từ đó thế các hệ số vào CT 6.65, tính được F 1 :
δF1= 2.T1.KF.Yԑ.Yβ.YF1/ 0,85.b.mtm.dm1
F 1 = = 84.7 < [ F 1 ] = 257,14 Mpa
YF 2
F 2 = F 1 YF 1 = 84,7 .3,63/3,54 = 86,9 < [ F 1 ] = 246,857 Mpa
Vậy độ bền uốn được đảm bảo.
E. Kiểm nghiệm răng về quá tải:
K qt
CT 6.48: H max = H
=427= 486 < [ H ]max = 1260 MPa
CT 6.49: F 1 max = F 1 .Kqt = 84,7 .1,3 = 110,11 < [ F 1 ]max = 464 MPa
F2
max
= F 2 . Kqt = 86,9 .1,3 = 112,97 < [ F 2 ]max = 360 MPa.
Độ bền khi quá tải đảm bảo.
F.Các thông số & kích thước bộ truyền bánh răng côn:
- Chiều dài côn ngoài:
Re = 160,5 mm
- Môđun vòng ngoài: mte = 3 mm
- Chiều rộng vành răng:
- TST:
bw = 45 mm
u = 3,55
- Góc nghiêng răng: = 00
- Số răng:
Z1 = 29; Z2 = 3
- Hệ số dịch chỉnh chiều cao: x1 = 0,32; x2 = - 0,32.
Theo bảng 6.19 :
Đường kính chia
ngoài
de1,2 = mteZ1,2
de1 = 87 mm
de2 = 309 mm
Góc côn chia (lăn)
1 arctg
Z1
; 2 900 1
Z2
δ1=15
δ2 =74
Chiều cao răng ngoài
he = 2htemte + c
he = 6,6 mm
Chiều cao đầu răng
ngoài
h ae1 (h te xn1cos m )mte
hae1 =
mm
hae2 = 2htemte – hae1
hae2 =
mm
Chiều cao chân răng
ngoài
hfe1,2 = he – hae1,2
hfe1 =
mm
hfe2 =
mm
Đường kính đỉnh
răng ngoài
dae1,2 = de1,2 + 2hae1,2cos
dae1 =
mm
dae2 =
mm
3.2 Tính bộ truyền bánh răng trụ cấp chậm răng nghiêng:
A) Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
T1K H
3
2
CT 6.15: aw1 = Ka(u+1) [ H ] .u. ba
ba = 0,4 theo bảng 6.6
Ka = 43 đối với bánh răng nghiêng, bảng 6.5
bd = 0,5. ba (u+1) = 0,5. 0,4. (2,862+1)
= 0,77
theo bảng 6.7 � K H = 1,05.
Với u = 2,862 , P1= 5,667 Kw , T1 = 329970,49 N.mm
Và [ H ] = 500 MPa :
aw = 43(2,862+1). = 176.9 mm
lấy aw=177 mm
B.Xác định các thông số ăn khớp:
CT 6.17: m = (0,01 �0,02) aw = (1,77 �3,54) mm
theo bảng 6.8 chọn môđun pháp theo dãy tiêu chuẩn, m = 2,5 mm
Chọn sơ bộ = 100 �(8 - 200) � cos = 0,9848
2aw cos
CT 6.31 : Z1 = m(u+1)
� Số răng bánh nhỏ: Z1 = = 36.1
lấy Z1 = 36
Số răng bánh lớn: Z2 = uZ1 = 2,862 .36 = 103.03 lấy Z2 = 103
� Tỉ số truyền thực: ut = Z2/Z1 = 103/36 = 2,86 ; ut < 3%.
Xác định chính xác :
m( Z1 Z 2 )
2aw
cos =
= = 0,981
= 10,99o
C.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
CT 6.33 ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc :
H =
ZM ZH Z
2T1K H (u 1)
2
bw d w1
u
�[ H ]
- Bảng 6.5 : ZM = 274 (MPa)1/3
- CT 6.35: tg b = cos t tg
t = tw
�tg
�cos
= arctg �
�
�
�
= arctg = 20,350
� tg b = cos(20,350 ).tg(10,99o) = 0,182
-
theo CT 6.34
2cos b
sin2 tw
� ZH =
� 10,32
o
=1,737
= = 1,73
bw sin
- Theo CT 6.37: = m
với
bw = ba .aw = 0,4. 177 = 70,8 mm
= = 2,025
�1
1 �
�
�
Z Z2 �
- Theo CT 6.38b : = [1,88 – 3,2 � 1
]cos
= [1,88 – 3,2(1/36+1/103)]. 0,981 = 1,726
Theo CT 6.38
� Z =
1/
= 0,761
- Đường kính vòng lăn bánh nhỏ:
2 aw
dw1 = u t +1 = = 91,7 mm
d w1n1
- Theo CT 6.40: v = 60.1000 = = 0,782 m/s
với bánh răng nghiêng, v < 4 tra bảng 6.13 ta được cấp chính xác 9;
tra bảng 6.14, với ccx: 9 - v < 2,5 suy ra K H = 1,13 ; K F = 1,37.
Theo CT 6.42
: H = H g0v aw / u
trong đó H = 0,002 – bảng6.15;
g0 = 73 – bảng6.16 .
Nên H = 0,002.73.0,782 = 0.898
- Theo CT 6.41: KHv = 1 +
Hbw d w1
2T1K H K H
= 1 + =1.007
trong đó: bw = 70,8 mm ,
Theo CT 6.39 : KH = KHβ.KHα.KHv = 1,05. 1,13. 1,007 = 1,195.
Từ đó ta tính được H Theo CT 6.33 : H =
ZM ZH Z
2T1K H (u 1)
2
bw d w1
u
�[ H ]
H = 274 .1,74 .0,761 . = 485 Mpa
- Xác định chính xác các ứng suất cho phép:
Theo CT 6.1 : Với v = 0,782 < 5 m/s � Zv = 1
ccx động học là 9 � chọn ccx mức tiếp xúc là 8; khi đó cần gia công độ nhám Ra =
2,5...1,25 m � ZR = 0,95
da < 700mm � KxH = 1
Từ đó, theo CT 6.1 và 6.1a: [ H ]' = [ H ].ZR.Zv.KxH
[ H ]' = 500. 1. 0,95.1 = 475 MPa
Vì H = 485 > [ H ]' = 475 MPa, do đó cần tăng thêm khoảng cách trụ aw , và tiến
hành kiểm nghiệm lại . Kết quả được bw= 74 mm ; dw1 = 95,85 mm ;aw=185 mm và v=0,82
m/s H = 454 Mpa <[ H ]' = 475 Mpa
D.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:
Theo CT 6.43:
F 1 = 2T .K .Y Y Y /(b d m)
1
F
F1
w w1
YF 2
F 2 = F 1 YF 1
trong đó:
- Bảng 6.7 : bd = 0,77 � K F = 1,07
- Bảng 6.14: K K = 1,37
- Theo CT 6.47 : F = F g0v aw / u
F = 0,006.73.0,82 = 2,89
trong đó, F = 0,006 – bảng 6.15
g0 = 73 – bảng 6.16
- Theo CT 6.46 :
� KFv = 1 +
Fbw d w1
2T1K F K F
= 1 + = 1,021
� KF = K F K F KFv = 1,07. 1,37. 1,021 = 1,497
- Với = 1,726 � Y = 1/ = 0,579
= 10,990 � Y = 1 - 0/140 = 0,9215
- Số răng tương đương:
Zv1 = Z1/cos3 = 36/(0,981)3 = 38,13
Zv2 = Z2/cos3 = 103/(0,981)3 = 109,1
Theo bảng 6.18 ta có YF1 = 3,76 ; YF2 = 3,60.
với môđun m = 2,5 : YS = 1,08 – 0,0695.ln2,5 = 1,0163
YR = 1 (bánh răng phay)
KxF = 1 (da < 400 mm)
Theo CT 6.2 và 6.2a : [ F 1 ] = [ F 1 ].YS.YR.KxF
= 257. 1. 1,0163. 1 = 261 MPa
tương tự
[ F 2 ] = 246. 1. 1,0163. 1 = 250 MPa.
Thay các hệ số vào CT 6.43, tính được F 1 :
F 1 = 2T .K .Y Y Y /(b d m)
1
F
F1
w w1
F 1 = = 111,7 < [ F 1 ] = 261 MPa
YF 2
F 2 = F 1 YF 1 = 111,7.(3,60/3,76) = 107 < [ F 2 ] = 250 MPa
� Độ bền uốn đảm bảo.
E) Kiểm nghiệm răng về quá tải:
Kqt = Tmax/T1 = 1,3
Theo CT 6.48 và 6.49 : H 1 max = H
K qt
= 463,5.
= 528,47 < [ H ]max = 1260 MPa
F
max
= F .Kqt
F1
max
= 111,7 .1,3 = 145,21 < [ F 1 ]max = 464 MPa
F2
max
= 107 .1,3 = 139,1 < [ F 2 ]max = 360 MPa.
Thỏa mãn về điều kiện quá tải :))
F) Các thông số & kích thước bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng:
Khoảng cách trục:
aw=185 mm; dw1 = 95,85 mm ;
Môđun pháp:
m = 2,5 mm
Chiều rộng vành răng: bw= 74 mm
Tỉ số truyền:
ut = 2,86
Góc nghiêng của răng: = 10,990.
Số răng của bánh răng: Z1 = 36; Z2 = 103 Răng
Hệ số dịch chỉnh:
x1 = x2 = 0
Từ bảng 6.11 � d1,2 ; da1,2; df1,2 :
Đường kính vòng chia
d1,2 = mZ1,2/cos
d1 = 91,68 mm
d2 = 262,31 mm
Đường kính đỉnh răng da1,2 = d1,2 + 2(1 + x – ∆y).m
da1 = 96,68mm
da2 = 267,31 mm
Đường kính đáy răng
df1,2 = d1,2 – (2,5 – 2x).m
df1 = 85,43 mm
df2 = 256.06 mm
CHƯƠNG 3
THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT ĐỠ NỐI
3.1. Chọn vật liệu
- Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép C45 thường hóa, có = 600 MPa, HB = 170 ÷
217 ứng suất xoắn cho phép [τ] = 15 ÷ 30 MPa với trục vào và lấy giá trị số nhỏ đối với trục
vào của hộp giảm tốc lấy trị số lớn đối với trục ra của hộp giảm tốc
3.2. Tính toán ,thiết kế trục
* Xác định sơ bộ đường kính trục : Theo Ct 10.9 , Dường kính trục thứ k với k =1..3
dk =
với : P1 = 5,9014 kW ; n1 = 584,4 v/p ; T1 = 96438 Nmm
U1 = 3.55 T2 =T1.ηol.ηbrc.U1 = 96438.0,97.0,99.3,55 = 328763,41 Nmm
U2 = 2.86 T3 =T2.ηol.. ηbrt.U2 = 328763,41.0,99.0,98.2.86 =912243,5 Nmm
– chọn 20 ứng suất xoắn cho phép (MPa)
Do đó đường kính sơ bộ các trục là
= =28,8 (mm) lấy = 30 mm
= = 43,49 mm lấy 45mm
= = 61,1 mm lấy = 65 mm
3.3. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực
Dựa theo đường kính trục
-
Sử dụng bảng 10.2 để chọn chiều rộng ổ lăn :
+ bo1=19 mm ; bo2=25 mm ; bo3 =33 mm
Sử dụng công thức 10.10 để xác định chiều dài may ơ bánh đai và bánh
răng.
lm = ( 1,2 ... 1,5 ) . dsb
Chiều dài may ơ khớp nối :
= (1,4 ÷ 2,5 ). = ( 42 ÷ 75) ⇒ chọn = 60 mm.
Chiều dài may ơ bánh răng côn thứ 1 trên trục I:
= (1,2 ÷ 1,4). = (36 ÷ 42) ⇒ chọn = 40 mm
Chiều dài may ơ bánh răng côn thứ 2 trên trục II:
= (1,2 ÷ 1,4). = (54 ÷ 63) ⇒ chọn = 60 mm
Chiều dài may ơ bánh răng trụ thứ 1 trên trục II:
= (1,2 ÷ 1,5). = (54 ÷ 67,5) ⇒ chọn = 60 mm
Chiều dài may ơ bánh răng trụ thứ 2 trên trục III:
= (1,2 ÷ 1,5). = (78 ÷ 97) ⇒ chọn = 85 mm
Chiều dài may ơ bánh đai:
= (1,2 ÷ 1,5). = (66 ÷ 82,5) ⇒ chọn = 70 mm
, công thức 10.13 để xác định chiều dài nửa nối trục( ở đây chọn nối trục nửa đàn hồi ) ,
bảng 10.3 và 10.4 để tính các khoảng cách, kết quả tìm được các khoảng cách lki trên trục thứ
k và từ gối đỡ O đến chi tiết quay thứ i như sau
