Đang tải... (xem toàn văn)
thiết kế hộp giảm tốc phân đôi cấp nhanh dành cho sinh viên khối kỹ thuật làm đồ án chi tiết máy tài liệu tham khảo áp dung kiến thức môn chi tiết máy dung sai kỹ thuật đo lường sức bền vật liệu thiết kê hộp giảm tốc bánh răng trụ phân đôi câp nhanh co thê áp dụng cho các đề tài tương tự phân đôi cấp chậm đồng trục
TÀI LIỆU THAM KHẢO • • • • • Nguyễn Trọng Hiệp,Nguyễn Văn Lâm(2007),Thiết kế chi tiết máy,NXB Giáo Dục Việt Nam Trịnh Chất,Lê Văn Uyển(1999),Tính toán hệ dẫn động cơ khí,tập I,II,NXB Giáo Dục Việt Nam Nguyễn Trọng Hiệp(2009),Chi tiết máy,tập I,II, NXB Giáo Dục Việt Nam Ninh Đức Tốn,Nguyễn Thị Xuân Bảy,Giáo trình dung sai lắp ghép và Kỹ thuật đo, NXB Giáo Dục Việt Nam Mục Lục Nội dung TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC THÔNG SỐ CỦA HỘP GIẢM TỐC PHÂN ĐÔI CẤP NHANH Trang 4 Chương1: Chọn Động Cơ, Phân Phối Tỉ Số Truyền Và Mômen Xoắn Trên Các Trục I. Chọn động cơ 1 Ý nghĩa của việc chọn hợp lý động cơ điện 2 Xác định công suất cần thiết của động cơ 3 Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ II. Phân phối tỉ số truyền 1 Xác định tỉ số truyền ut của hệ thống dẫn động 2 Phân phối tỉ số truyền ut của hệ thống dẫn động cho các bộ truyền III. Xác định công suất, số vòng quay và mômen trên các trục 1 Công suất 2 Số vòng quay 3 Mômen Chương 2:TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN NGOÀI (bộ truyền đai) Chương 3 Thiết kế bánh răng của hộp giảm tốc A.thiết kế bộ truyền cấp nhanh 1 chọn vật liệu làm bánh răng 6 6 6 6 8 9 9 9 10 10 10 10 12 15 15 15 18 20 1 2 Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng 3 Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng tru răng nghiêng 4 Các thông số của bộ truyền B. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ CẤP CHẬM 1 Chọn vật liệu 2 Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng 3 Các thông số và kích thước bộ truyền Chương 4:Tính toán thiết kế trục I.Tính trục II.TÍNH THEN 1 tính then cho trục 1 2 tính then cho trục 2 3 tính then cho trục 3 Chương 5 Chọn ổ lăn,khớp nối I.Chọn ổ lăn 1 chọn ổ cho trục 1 2 chọn ổ trục II 3 chọn ổ cho trục III II.Khớp nối CHƯƠNG 6 Thiết kế vỏ hộp giảm tốc, bôi trơn và điều chỉnh ăn khớp 26 27 27 30 37 40 40 55 55 56 57 58 58 58 60 62 65 66 66 68 68 68 I. Tính kết cấu của vỏ hộp II. Bôi trơn trong hộp giảm tốc III. Dầu bôi trơn hộp giảm tốc IV. Lắp bánh răng lên trục và điều chỉnh sự ăn khớp 2 3 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC THÔNG SỐ CỦA HỘP GIẢM TỐC PHÂN ĐÔI CẤP NHANH -Hộp giảm tốc là cơ cấu truyền động bằng ăn khớp trực tiếp, có tỷ số không đổi và được dùng để giảm vận tốc góc và tăng mômen xoắn. Một loại cơ cấu tương tự nhưng được được dùng để tăng vận tốc góc và giảm mômen xoắn được gọi là hộp tăng tốc. -Tùy theo tỷ số truyền chung của hộp giảm tốc, người ta phân ra: Hộp giảm tốc một cấp và hộp giảm tốc hai cấp. -Tùy theo loại truyền động trong hộp giảm tốc phân ra: Hộp giảm tốc bánh răng trụ, hộp giảm tốc bánh răng côn hoặc côn - trụ; hộp giảm tốc trục vít, trục vít-bánh răng hoặc bánh răng- trục vít; hộp giảm tốc bánh răng hành tinh; hộp giảm tốc song và động cơ…Hộp giảm tốc được sử dụng rộng rãi trong các ngành cơ khí, luyện khí, hóa chất, trong công nghiệp đóng tàu… -Hộp giảm tốc bánh răng trụ được sử dụng rộng rãi hơn cả nhờ các ưu điểm: Tuổi thọ và hiệu suất cao, kết cấu đơn giản, có thẻ sử dụng trong một phạm vi rộng của vận tốc và tải trọng. -Loại bánh răng trong hộp giảm tốc có thể là: bánh răng thẳng, nghiêng hoặc chữ V. Phần lớn các hộp giảm tốc có công dụng chung dùng răng nghiêng nhờ khả năng tải lớn hơn và vân tốc làm việc cao hơn so với răng thẳng. Bánh răng chữ V do chế tạo phức tạp nên ít sử dụng hơn, chủ yếu trong trường hợp tải nặng và không cho phép lực dọc trục lớn tác dụng lên ổ. Số cấp của hộp giảm tốc được chọn tùy thuộc vào tỉ số truyền chung của hộp. 4 -Hộp giảm tốc bánh răng trụ một cấp: Được sử dụng khi tỷ số truyền u ≤ 7 ÷ 8 (nếu dùng bánh răng trụ răng thẳng thì u ≤ 5 ) -Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp: Được sử dụng nhiều nhất, tỷ số truyền chung của hộp giảm tốc thường bắng từ 8 đến 40 + Sơ đồ khai triển: hộp giảm tốc này đơn giản nhất nhưng có nhược điểm các bánh răng bố trí không đối xứng với các ổ, do đó làm tăng sự phân bố không tải trọng trên chiều dài răng + Sơ đồ phân đôi: Công suất được phân đôi ở cấp nhanh hoặc cấp chậm + Sơ đồ đồng trục: Loại này có đặc điểm là đường tâm của trục vào và trục ra trùng nhau, nhờ đó có thể giảm được chiều dài hộp giảm tốc. -Hộp giảm tốc bánh răng trụ ba cấp được sử dụng khi tỷ số truyền u= 37….250, được bố trí theo sơ đồ khai triển hoăc phân đôi ở cấp trung gian. Hộp giảm tốc bánh răng côn: - Hộp giảm tốc bánh răng côn được sử dụng khi cần • truyền momen xoắn và chuyển động quay giữa các trục giao nhau. • Nhược điểm: - Giá thành chế tạo đắt. - Lắp ghép khó khăn. - Khối lượng và kích thước lớn. 5 Chương1: Chọn Động Cơ, Phân Phối Tỉ Số Truyền Và Mômen Xoắn Trên Các Trục I. Chọn động cơ 1 Ý nghĩa của việc chọn hợp lý động cơ điện Chọn động cơ điện là công việc đầu tiên và là công việc rất quan trọng trong việc thiết kế hộp giảm tốc, nó có ý nghĩa về hiệu quả và kinh tế. Chọn hợp lý động cơ điện thì tận dụng được hết công suất của động cơ và vật liệu chế tạo hộp giảm tốc, từ đó tiết kiệm được nguyên vật liệu và giá thành chế tạo bộ truyền rẻ. 2 Xác định công suất cần thiết của động cơ Công suất cần thiết của động cơ được xác định theo công thức (2.8): Pct = Pt ( kW ) η Trong đó: Pct (kW) là công suất cần thiết trên trục động cơ. Pt (kW) là công suất tính toán trên trục máy công tác η Là hiệu suất truyền động Do tải trọng thay đổi nên theo ct 2.12 ta có: 6 2 Pi t . 2 i (kW ) Ptd = P1 . i =1 P1 ti 2 ∑ Pt = Ptd ∑ i =1 với Trong đó: Ptd (kW) là công suất tương đương của động cơ. P1 (kW) là công suất lớn nhất trong công suất tác dụng lâu dài trên trục máy công tác. Pi (kW) là công suất tác dụng lâu dài trong thời gian (ti) Nên ta có: 2 2 P1 P .t1 + 2 .t 2 P P1 ( kW ) Ptd = P1 . 1 t1 + t 2 Từ biểu đồ tải trọng ta có: T 2 = 0.66T1 Vậy ta có theo công thức (2.11) = == = 5.175(kw) Với: F = 11500 (N) là lực kéo băng tải.h v = 0,45 (m/s) là vận tốc băng tải Lại có: và t1 = 3,6 (h) t2 = 4 (h) Vậy ta có công suất tương đương là: Với = = = 0,81 Ptd = P1. = 5,175. = 5,157.0,81 = 4,176(kW) 7 => Pt = Ptd = 4,176 (kW) Mà hiệu suất truyền động (η) được tính dựa trên hiệu suất các bộ truyền hệ thống dẫn động theo công thức (2.9): η = ηk .η4ol .η3br .ηđ Tra bảng 2.3 (tr19) ta được các hiệu suất: ηk= 0.99 - là hiệu suất bộ truyền khớp nối trục ηol= 0,995 - là hiệu suất các ổ lăn (được che kín) ηbrt= 0,97 - là hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng (được che kín) ηbrc= 0,97 - là hiệu suất bộ truyền bánh răng côn (được che kín) ηđ = 0,96 Suy ra: => là hiệu suất truyền đai (hở) η = 0,99.0,9954. 0,973. 0,96 = 0,85 Pct = = = 4,91 (kW) Vậy công suất trên trục làm việc là: P ct = 4,91(kW) 3 Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ Chọn sơ bộ tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống là u t Theo bảng 2.4 với: + truyền động bánh răng côn trụ 2 cấp. Chọn sơ bộ Uh = 20 + truyền động đai. Chọn ud = 2,5. Vậy: Ut= Uh . Ud = 20.2,5 = 50 Số vòng quay của trục công tác là nlv: nlv = nct = = 28.3 vg/ph Trong đó: v= 0.45m/s: vận tốc băng tải D= 304 mm: Đường kính tang quay Số vòng quay sơ bộ của động cơ nsbđc là: 8 nsbđc = nlv . ut = 28.3x50 = 1415 (vg/ph) Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ là n đb = 1500 vg/ph. Quy cách chọn động cơ phải thỏa mãn đồng thời : P đc ≥ Pct , Tmm TK ≤ T Tdn và nđbđc ≈ nsb (với T là momen tải trọng lớn nhất T = T1.) Ta có: Pct = 4,91 KW ; nđbđc = 1500 vg/ph ; = 1,63 Theo bảng phụ lục P1.3 (trang 237 ). Ta chọn được kiểu động cơ là: 4A112M4Y3 Có các thông số kỹ thuật của động cơ như sau : Bảng 1.1: các thông số kỹ thuật của động cơ Tên động cơ Vận Công suất tốc Khối Cos ϕ η% Hãng sản TK Tmax lượng(kg) xuất Tdn Tdn (v/p) (kW) 4A112M4Y3 5,5 1425 0,8585.5 2 2,2 56 tsubaki Kết luận động cơ 4A112M4Y3 phù hợp với yêu cầu thiết kế. II Phân phối tỉ số truyền 1 Xác định tỉ số truyền ut của hệ thống dẫn động Tỉ số truyền của hệ thống dẫn động được xác định bằng tỉ số của số vòng quay đầu vào của bộ truyền và số vòng quay đầu ra của bộ truyền. 9 ut = ndc nlv (lần) Với: ndc = 960 (v/p) là số vòng quay của động cơ điện chọn được. nlv = 18,6 (v/p) là số vòng quay trên trục băng tải. ut = => ndc nlv ==50,3 (lần) 2 Phân phối tỉ số truyền ut của hệ thống dẫn động cho các bộ truyền - Tỉ số truyền của hệ thống dẫn động được phân phối cho bộ truyền trong hộp giảm tốc và bộ truyền ngoài (bộ truyền đai). ut = uh.ud = 50,3(lần) Chọn ud =2,5 ⇒ uh = =20,12; uh = u1.u2 ; u1, u2 - tỉ số truyền cấp nhanh, cấp chậm. Với uh =20,12 = u1.u2, theo tính toán và dựa vào đồ thị sau ta có: u1 = 5,65 Do đó tỉ số truyền của cặp bánh răng trụ cấp chậm là u 2 = uh / u1 = 20/5,25 = 3,56 Kết luận: uh =20,12; u1 = 5,65; u2 = 3,56; ud =2,5 III Xác định công suất, số vòng quay và mômen trên các trục 1 Công suất - Trục làm việc: Pt đ= 4,176 kW - Trục 3: PIII = Ptđ/(ηđ .ηol ) = = 4,37 KW - Trục 2: PII = PIII/(ηol .ηbr) = = 4,52 KW 10 - Trục 1: PI = PII/(ηol. ηbr2 ) = = 4,83 KW Trong đó: Pt - công suất trụclàm việc ; ηol, ηk, ηbr, ηđ S lượt là hiệu suất của ổ lăn, khớp nối và bánh răng. 2 Số vòng quay - Trục động cơ: nđc = 1425 vg/ph - Trục 1: nI = nđc/ uk =1425 vg/ph - Trục 2: nII = nI/ u1 = 1425/ 5,65 = 252,21 vg/ph - Trục 3: nIII = nII/ u2 = 252,21 / 3,56 = 70,84vg/ph - Trục công tác: nct = nIII /=70,84/2,5=28,33 vg/ph Trong đó: uđai – tỉ số truyền của bộ truyền đai; u1, u2 – tỉ số truyền cấp nhanh,cấp chậm ; nct – số vòng quay của trục công tác 3 Mômen - Trục động cơ: Tdc = 9,55. 106.Pdc /ndc = 9,55. = 36859,65 N.mm. - Trục 1: TI = 9,55. 106.PI /nI = 9,55.. = 32369,47 N.mm - Trục 2: TII = 9,55. 106 .PII/nII = 9,55. . = 171151,02 N.mm - Trục 3: TIII = 9,55. 106. PIII/nIII = 9,55. N.mm - Trục công tác: Tct = 9,55. 106. Pct/nct = 9.55. = 1407723,26 N.mm Ta lập được bảng kết quả tính toán Bảng 1.2: các số liệu tính toán được về chọn động cơ và phân phối tí số truyền 11 Trục Trục động Thông số I II III Công tác cơ Khớp =1 Tỷ số truyền P (kW) N(vg/ph) T(N.mm) u1 = u2 = 5,56 3,56 5,5 1425 36859,6 4,83 1425 32369,4 4,52 252,21 171151,0 4,37 4,17 70,84 28,33 589123, 1407723, 5 7 2 37 26 12 Chương 2:TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN NGOÀI (bộ truyền đai). Chọn loại đai với momen xoắn : T = ,góc nghiêng của bộ truyền = 60 độ. P1K đ Tính số đai: z = [P0 ]Cα C1Cu C z = = 3.1 Theo bảng 13.5 chọn được 2 loại đai thang B và Y Б. ST T 1 Thông số Đường kính bánh nhỏ d1min 2 3 4 5 (mm) tra bảng 13.5: d1 = 1,2.d1min (mm) Lấy theo tiêu chuẩn: d1 (mm) Tỉ số truyền u Đường kính bánh đai lớn 6 7 d2 = u.d1 (mm) Lấy d2 theo tiêu chuẩn (mm) Tỉ số truyền thực u’ = d2/d1 8 9 10 (mm) Số vòng quay n (vòng/phút) Sai số vòng quay Loại đai B YБ 200 140 240 250 2.5 168 160 2.5 625 400 630 400 2.52 2.5 1425 1425 0 0 400 256 13.5 13 1760 ≥ a ≥ 1120 ≥ a ≥ 497,5 2455 321 1583 Khoảng cách trục a chọn theo bảng 13.16 với u = 2,52 lấy a 11 = 1,6.d1 (mm) Khoảng cách trục a thỏa mãn 12 điều kiện h(mm) bảng 13.3 2(d1 + d2 ) ≥ a ≥ 0,55(d1 + d2) 13 +h Tính chiều dài đai L mm công thức 13.4 13 14 15 L = 2a + π(d1 + d2)/2 + (d2 - (chọn a=500 (chọn a=330 d1)2/4a (mm) Lấy L theo tiêu chuẩn (mm) Khoảng cách trục a (mm) theo mm ) mm) 2500 1600 559 599 141,25 157,16 0,92 0,6 2 2 3750 3550 0,92 0,94 0.93 1.135 1 1,1 0,8 1,135 0,95 1,1 P1K đ Tính số đai: z = [P0 ]Cα C1Cu C z 3 3 t (mm) bảng (13.6) s (mm) bảng (13.6) B = (x - 1)t + 2s (mm) A1 bảng (13.3) 22.5 17 79 230 19 12,5 63 158 công thức 13.5 1 π(d1 + d2 ) L − 4 2 a= + 2 π(d1 + d2 ) 2 L − − 2(d − d ) 2 1 2 (mm) 16 Tính góc ôm α1 theo công thức 13.3 α1 = 1800 - 570(d2 - d1)/a 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 27 28 29 π .d1n1 Vận tốc đai v= 60.1000 (m/s) Công suất cho phép P0 (kW) bảng (4.20) L0 (mm) bảng (4.19) Cα C1 Cu Cz kd bảng (4.15) bảng (4.16) bảng (4.17) bảng (4.18) bảng (4.7) 14 30 31 F0 = σ0.A1 (N) (σ0 = 1,8Mpa) Lực tác dụng lên trục Fr = 2F0sin (α/2) (N) 414 284.4 1171 557.54 Kết luận: Dựa vào lực tác dụng mà đai tác dụng lên trục và kích thước bánh đai ta chọn được đai YБ phù hợp với yêu cầu. 15 Chương 3 Thiết kế bánh răng của hộp giảm tốc A.thiết kế bộ truyền cấp nhanh - Các thông số đầu vào - = 1425(v/ph) - = 4,82 - = = =16184,52 1 chọn vật liệu làm bánh răng Do hộp giảm tốc ta đang thiết kế có công suất trung bình , nên chon vật liệu nhóm I có đông cứng HB[] = = 4477.25MPa b:ứng xuất uấn cho phép - Theo (6.7) (sách tính tk hệ dẫn động cơ khí): số chu kì tương đương - = 60C(.. - Từ đó : - = 60.16000.1425() = 503962066,9 - = 60.16000. () = 89196826 - = 503962066,9 > = 4. Nên = 1 - : Số chu kỳ cơ sở - Tương tự ta có := 89196826 > = 4. nên = 1 - Do đó theo (6.2a) (sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) với bộ truyền quay một chiều =1 ta đươc ; - =. 18 - = = 246,8MPa = = 221,14MPa - ứng xuất quá tải cho phép : theo (6.13) và (6.14) (sách tính toán tk hệ dẫn đông cơ khí) = 2,8.= 2,8.340 = 952MPa = 2,8.= 0,8.580 = 464MPa = 0,8.= 0,8.340 = 272MPa 2 Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng a khoảng cách trục -Theo công thức 6.15 ta có =.(+1) Trong đó : Là momen xoắn trên trục bán chủ động (bánh nhỏ): = là hệ số chiều rộng bánh rắng ( bảng 6,6 sách tính toán tk hệ dẫn động ) : hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đồng đều trên chiều rộng vành răng khi tính tiếp xúc: : tỉ số truyền của cặp bánh răng = 43 tra bảng 6.5 (sách tính toán tk hệ dẫn động cơ khí ) với bánh răng nghiêng Ta có : = 16184,52 = 5,65 Chọn = 0,3: [= 454,5MPa Theo (6.16) (sách tính toán tk hệ dẫn đọng cơ khí) 19 = 0,53.() = 0.53.0,3.(5,65+1) = 1,06 ta tra bảng 6.7(sách tính toán tk hệ dẫn đọng cơ khí) theo sơ đồ 3 =>= 1,05 Thay số vào công thức xác định được khoảng hai trục là = 43(5,65+1)=124,03 Chọn sơ bộ b Xác định các thông số ăn khớp + Theo (6.17)[1]: m = (0,01÷0,02)aw1 = (0,01÷0,02).130 = (1,3÷2,6) (mm) + Theo bảng 6.8[1]chọn m«®un theo tiªu chuÈn m = 2(mm) - Bánh răng nghiêng HGTphân đôi β=3040 - Chọn β = 35 -Tính số răng của bánh răng trên lần lượt bánh nhỏ và bánh lớn : = = = 16.01 Chọn = 16 răng = u= 5,65.16 = 93 Tính lại góc nghiêng β theo 6.23 cosβ = m(z1+z2)/(2aw) = 2(16+93)/(2.130) = 0,8385 ⇒ β = 33,020 3 Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng tru răng nghiêng a Kiểm Nghiệm độ bền tiếp xúc: 20 Theo ct(6.33)[1] Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn: σ H = Z M Z H Zε 2.T1K H ( ut1 + 1) ( bw1ut1dw211 ) ≤ [σH] Trong đó: + ZM – hệ số kể đến cơ tính của vật liệu của các bánh răng ăn khớp. Tra bảng 6.5[1], ta được ZM = 274 (MPa)1/3 + ZH – hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc Theo ct(6.34)[1] th×: Z H= 2.cos β b sin 2α tw Ở đây: * βb – góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở theo ct(6.35)[1]: tgβb = cosαt.tgβ * Với răng nghiêng, không dịch chỉnh và theo bảng (6.11)[1] có: tgα cos β α tw = αt = arctg Theo TCVN 1065 – 71, α = 20° ⇒ tg20ο cos(33,02°) ÷ = αtw = αt = arctg 23,456° 21 ⇒ tgβb = cos23,4560.tg33,020=0,5962 ⇒ βb=30,80 2.cos(30,8°) ο ⇒ ZH= sin(2.23,456 ) = 1,55 + Zε – hệ số kể đến sự trùng khớp của răng theo ct(6.37)[1]: εβ = bw.sinβ/(m. π) Chiều rộng vành răng b w1 = ψba. aw1 = 0,3.130 =39(mm) ⇒ εβ = 39.sin33,020/(2. π ) = 3,384 Vì εβ = 3,384 > 1,0 nên theo ct(6.36c)[1]: Zε = 1/ ε α εα tinh theo ct(6.38b)[1]: 1 1 + 1,88 3,2 z1 z 2 .cosβ = εα = 1 1 1,88 3,2 + ÷ 17 92 cos33,020= 1,389 ⇒ Zε = 0,8485 theo bang 6.11[1] ban kinh vong lan la : 2.a w u + 1 = = 40(mm) dw1 = t1 theo ct(6.40)[1] Vận tốc vòng: v= π.d w1n 1 π.40,625.1445 60000 = 60000 = 3,072(m/s) + KH – hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc 22 theo ct(6.39)[1]: KH = KHβ. KHα. KHv * KHβ – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, tra bảng 6.7[1]: ⇒ KHβ = 1,15 * KHα – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp Theo bảng 6.13[1], với răng trụ răng nghiêng, v ≤ 4 (m/s), ta chọn cấp chính xác 9. Từ bảng 6.14[1], v ≤ 5m/s, cấp chính xác 9 ⇒ KHα = 1,16 * KHv – là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp Theo ct(6.41)[1]: v. υ H .b w1.d w11 2.T1 '.K Hβ .K Hα Với υ H = δ . g . KHv = 1+ H o aw u t1 Trong đó: - v = 3,072 m/s - go – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng 1 và 2 Tra bảng 6.16[1], với m < 3,35, cấp chính xác 9 ⇒ go = 73 - δH – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp Tra bảng 6.15[1]: δH = 0,002 23 ⇒ ⇒ ⇒ 130 υ H = 0,002.73.3,072 5,4 = 2,2 ⇒ 2,2.39.40,625 KHv = 1+ 2.27096,9.1,15.1,16 = 1,048 KH = 1,15.1,16.1,048 =1,398 σ H = Z M Z H Zε 2.T1K H ( ut1 + 1) ( bwut1d w21 ) 2.27096,9.1,398.(5,41 + 1) 2 39.5,41.40,625 = 274.1,55.0,8485 = 425,57 (MPa) Tính chính xác [σH] Theo ct(6.1)[1]: [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(v× da σF1 và [σF2] > σF2 ⇒ Thỏa mãn điều kiện uốn c Kiểm nghiệm răng về quá tải + Hệ số quá tải Kqt = Tmax/T = 1,5 + theo ct(6.48)[1]: σHmax = σH. K qt = 436,98. 1,5 = 535,19 < [σH]max = 1260 + theo ct(6.49)[1]: σF1max = σF1. Kqt = 72,93. 1,5 = 109,395 < [σF1]max = 464 σF2max = σF2. Kqt = 58,73. 1,5 =88,095 < [σF2]max = 360 ⇒ Thỏa mãn điều kiện về quá tải. d Các thông số và kích thước bộ truyền: Khoảng cách trục aw1 = 130 mm Module pháp m = 2 mm Chiều rộng vành răng bw1 = 0,3.130=39 mm 27 Tỉ số truyền ut1 = 5,4 Góc nghiêng của răng β Số răng z1 = 17 HÖ sè dịch chỉnh = 33,02° x1 = 0 z2 = 92 x2 = 0 theo công thức trong bảng 6.11 ta có: Đường kính vòng chia: mz1 2.20 d1 = cos β = 0,985 = 40,6 mm mz2 2.108 d2 = cos β = 0,985 = 219,4 mm Đường kính đỉnh răng da1 = d1 + 2(1+x1+ ∆ y)m = 40,6 + 2.2 = 45,6 mm da2 = d2 + 2(1+x1+ ∆ y)m = 219,4 + 2.2 = 223,4 mm Đường kính đáy răng df1 = d1 – (2,5–2x1)m = 40,6 – 2,5.2 = 35,6 mm df2 = d2 – (2,5–2x1)m = 219,4 - 2,5.2 =214,4 mm 4 Các thông số của bộ truyền 28 Thông số bánh răng Modun mn Bánh chủ động Bánh bị động 2 mm Số răng Z 16 93 Khoảng cách trục 130 mm Góc ăn khớp 23,456° Góc nghiêng 33.02 Hệ số dịch chỉnh x1 =0 x2=0 đường kính đỉnh da1 =46,5mm răng đường kính đáy =223,4mm răng Dường kính chia =219,4mm da2=223,4mm B. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ CẤP CHẬM 29 các thông số đầu vào: n=252,11 (v/ ph) P = 4,52 (kw) u2=3,56 T = 171151,02 ( N.mm) 1 Chọn vật liệu Để đảm bảo tính thống nhất ta chọn vật liệu như bánh răng phân đôi cấp nhanh: thép 45 tôi cải thiện. Xác định ứng suất cho phép a Ứng suất tiếp xúc cho phép Chọn độ rắn bánh răng chủ động (bánh nhỏ) HB3 = 240 HB, bánh răng bị động (bánh lớn) HB4 = 215 HB, khi đó: Số chu kì cơ sở: NHO3 = 30H = 30.= 1,54. Số chu kỳ chịu tải trọng tương đương : NHE = .ni.ti => NHE4 = 60C.. C: tần số ăn khớp trong một vòng quay, ta có C= 1 NHE1 = 60.16000.1.252,11(13.+0,663.) = 115188550,7 Tương tự ta có: NHO2 = 30H = 30.2152,4 = 1,18.107 NHE2 = 60.16000. .(13.+0,663) = 32356334,48 Vì NHE3 > NHO3 nên KHL3 = 1 NHE4 > NHO4 nên KHL4 = 1 30 Theo bảng 6.2 (sách Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí), ta có: = 2HBR+70 SH = 1,1 = 1,8HB SF = 1,75 Khi đó: = 2.240+70= 550 MPa = 2.215+70 = 500 M = 1,8.240 = 432 MP = 1,8.215 = 378 MPa : Giới hạn bền mỏi tiếp xúc : Giới hạn bền mỏi uốn của răng. Chọn sơ bộ ZR.Zv.KxH = 1, trong đó: - ZR Hệ số kể đến ảnh hưởng của độ nhám mặt răng; - ZV Hệ số kể đến ảnh hưởng của vận tốc vòng; KxH Hệ số kể đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng; Vậy Ứng suất tiếp xúc: theo (10.65) (sách chi tiết máy) cđ ZR.Zv.KxH 3 = .1 = 500MPa 4 = .1 = 454,5 MPa Với hộp giảm tốc cấp nhanh dùng răng nghiêng và tính ra NHE đều lớn hơn NHO nên KHL = 1. Do đó: 31 = min = 3,51.107 b ứng suất uốn cho phép: Theo (6.7) (sách Tính toán tk hệ dẫn động cơ khí): Số chu kỳ tương đương: NFE = .ni.ti Từ đó: NFE3 = 60.1.16000.252,11.(16. + ) = 115188550,7 NFE2 = 60.1.16000. .(16. . + ) = 32356334,48 Vì NFE3 =115188550,7 > NF0 = 4.106 Nên NFL3 = 1 NF0 : số chu kỳ cơ sở. Tương tự ta có: NFE4 = 32356334,48 > NFO = 4.106 nên KFL4 = 1 Do đó theo (6.2a) (sách Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) với bộ truyền quay một chiều KFC = 1 ta được: = . KFC. KFL/ SF = 432.1.1/1,75 = 246,8 MPa = 387.1.1/1,75 = 221,14 MPa Ứng suất quá tải cho phép: theo (6.13) và (6.14) (sách Tính toán tk hệ dẫn động cơ khí) max max = 2,8. = 2,8.340 = 952 MPa = 0,8. = 0,8.580 = 464 MPa max = 0,8 = 0,8.340 = 272 MPa 32 [ƠF„1max = 0,8.0*, = 0,8.340 = 272MPa 2 Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng a Khoảng cách trục a : aw=Ka(u+1) Trong đó: dấu +khi ăn khớp ngoài, -khi ăn khớp trong. Trong đó: T : là momen xoắn trên trục bánh chủ động (bánh nhỏ); Ka : hệ số phụ thuộc vật liệu cặp bánh răng và loại rang = bW/aW : là hệ số chiều rộng bánh răng (bảng 6.6 sách Tính toán tk hệ dẫn..) : hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng khi tính tiếp xúc U1 : tỉ số truyền của cặp bánh răng Ka =49,5 Tra bảng 6.5 (sách Tính toán tk hệ dẫn động cơ khí) với bánh răng thẳng; Ta có: T2 =171151,02 ( N.mm) U1 = 3,56 =0,3 = 454,5 Theo (6.16) (sách tính toán...): = 0,53 (u)=0,53.0,3(2,65+1) Tra bảng 6.7 được = 1,01 aw =49,5.( 3,56+1) = 166(mm) Chọn sơ bộ aw = 195mm 33 b, Xác định các thông số ăn khớp: + theo ct(6.17)[1] ta có: m = (0,01÷0,02)aw2 = (0,01÷0,02).192 = (1,92÷3,84) mm ⇒ theo bảng 6.8[1] chọn m = 2,5 mm Tính số răng của bánh răng trên lân lượt bánh nhỏ và bánh lớn: Z1 = = = 33,6. Chọn Z = 33 răng Z2 = u.Z1 = 3,65.33 = 120.76 răng Chọn Z2=122 răng Zt = Z1+Z2 = 33+122=166 răng Theo 6.27 góc ăn khớp : Mà ta có = 200 => Cos= = 166.2,5.cos200/2.209= 0,92 do đó = 22,82 vậy tỉ số truyền thực là: Ut2 = 122/33 = 3,7 + khoảng cách trục :aw2 = m(z1+z2)/2 = 2,5(33+122)/2 = 193,75mm Lấy khoảng cách trục aw2 = 195 mm do đó cần dịch chỉnh để tăng khoảng cách từ 193,75 mm lên 195mm Tính hệ số dịch chỉnh theo ct(6.22)[1]: 195 aw Y = m – 0,5(z1+z2) = 2,5 – 0,5(33+122) =0,5 theo ct(6.23)[1]: ky = 1000y/z t = 1000.0,5/155 = 3,226 theo bảng 6.10a[1] ta cã : kx = 0,077 34 do đó theo ct(6.24)[1]: ∆ y = kx zt /1000 = 0,077.155/1000 = 0,012 theo ct(6.25)[1] tổng hệ số dịch chỉnh là : xt = y+ ∆ y = 0,5+0,012 ⇒ xt = 0,512 theo ct(6.26)[1] hệ số dịch chỉnh bánh 1 là: x1 = 0,5[xt-(z2-z1)y/zt] = 0,5[0,512-(122-33)0,5/155] ⇒ x1 = 0,113 Hệ số dịch chỉnh bánh 2 là: x2 = xt-x1 = 0,512-0,113 = 0,399 +theo ct(6.27)[1] góc ăn khớp: mCosα (33 + 122).2,5.Cos20° 2.195 cosαtw = zt 2aw = = 0,934 ⇒ αtw = 20,98° + Chiều rộng bánh răng bw2 = ψba. aw2 = 0,3.195 = 58,5 mm *Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn: Theo ct(6.33)[1] ta có: σ H = Z M Z H Zε 2.T2 K H ( ut 2 + 1) (b w2 ut 2 d w212 ) ≤ [σH] Trong đó: 35 + ZM – hệ số kể đến cơ tính của vật liệu của các bánh răng ăn khớp. Tra bảng 6.5[1], ta được ZM = 274 (MPa)1/3 + ZH – hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc ZH = 2.cos β b sin 2α tw = 2 sin(2.20,98°) = 1,73 + Với răng thẳng thì βb = 0 ⇒ ε β = 0 ⇒ Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng ®îc tÝnh theo ct(6.36a)[1]: Zε = 4 − εα 3 Với ε α tính theo công thức(6.38b)[1] : 1 1 1,88 - 3,2 + z1 z 2 = εα = 1 1 1,88 - 3,2 33 + 122 ÷ = 1,757 ⇒ Zε = 4 − 1,757 3 = 0,865 +đường kính vòng lăn bánh nhỏ là: 2.aw u + 1 = = 82,97 (mm) dw2 = t 2 +theo ct(6.40)[1] vận tốc vòng: v= ⇒ v= π.d w12 n 2 60000 (m/s) = 1,16(m/s) Theo bảng 6.13[1], chọn cấp chính xác 9. 36 + KH – hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc tÝnh theo ct(6.39)[1]: KH = KHβ. KHα. KHv * KHβ – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, tra bảng 6.7[1], ứng với sơ đồ 7 ⇒ KHβ = 1,02 * KHα – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp, tra bảng 6.14[1]: ⇒ KHα = 1,13 * KHv – là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp tính theo ct(6.41)[1] : KHv = 1+ υ H .b w .d w2 2.T2 .K Hβ .K Hα Với υH = δ . g . H o a w2 u t2 v. Trong đó: - v = 1,16 m/s - go – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng 1 và 2 Tra bảng 6.16[1], với m < 3,35, cấp chính xác 9 ⇒ go = 73 37 - δH – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp Tra bảng 6.15[1], δH = 0,004 ⇒ ⇒ ⇒ 195 υ H = 0,004.73.1,16 3,7 = 2,46 ⇒ 2,46.58,5.82,98 KHv = 1+ 2.141322,87.1,02.1,13 = 1,04 KH = 1,02. 1,13. 1,04 = 1,1987 σ H = Z M Z H Zε 2.T2 K H ( ut 2 + 1) (b w2 ut 2 d w212 ) = 0,865.= 438,1(MPa) Tính chính xác [σH] theo ct(6.1)[1]: [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(da 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 = 438,1. 1,5 = 536,56 < [σ ] = H max 1260 + σF1max = σF1. Kqt = 74,54. 1,5 = 111,81 < [σF1]max = 464 σF2max = σF2. Kqt = 71,52. 1,5 = 107,28< [σF2]max = 360 ⇒ Thỏa mãn điều kiện về quá tải 3 Các thông số và kích thước bộ truyền: Khoảng cách trục aw2 = 195 mm Module pháp m = 2,5 mm Chiều rộng vành răng bw2 = 58,5 mm Tỉ số truyền ut2 = 3,7 Góc nghiêng của răng β Số răng z1 = 33 Dịch chỉnh x1 = 0,113 =0 z2 = 122 x2 = 0,399 Dương kính vòng lăn bánh nhỏ d w1 = 82,97 Theo bảng 6.11[1] ta có: Đường kính chia: 41 d1 = mz1 /cosβ = 2,5.32 = 82,5 mm d2 = mz2 /cosβ = 2,5.122 =305 mm Đường kính đỉnh răng: da1 = d1 + 2(1+x1– ∆ y)m = 82,5 + 2(1+0,113– 0,012)2,5 = 88 mm da2 = d2 + 2(1+x2– ∆ y )m = 305 + 2(1+0,399– 0,012)2,5 = 311,935 mm Đường kính đáy răng: df1 = d1 – (2,5–2x1)m = 82,5 – (2,5–2.0,113).2,5 = 76,8 mm df2 = d2 –(2,5–2x2)m = 305 - (2,5–2.0,399).2,5 = 300,745 mm df2 = d2 –(2,5–2x2)m = 305 - (2,5–2.0,399).2,5 = 300,745 mm *Tính lực ăn khớp bánh răng I và II ăn khớp ngoài lực tiếp tuyến Ft1 = Ft2 = 2.T1/ dw1 = 2.171151,02 / 82,97 = 4125,9 N Fr1 = Fr2 = Ft1.tan/ cos = 3736,9.tan 20o/ cos00 = 1360 N 42 Thông số bánh răng Modun mn Bánh chủ động 2,5mm Số răng Z 33 Khoảng cách trục 122 195 mm Góc ăn khớp Góc nghiêng Bánh bị động 22,82 0 Hệ số dịch chỉnh x1 =0,113 đường kính đỉnh da1 =88mm răng đường kính đáy =300,745mm răng Dường kính chia =305mm x2=0,399 da1=331,935mm 43 Chương 4:Tính toán thiết kế trục I.Tính trục * chọn vật liệu:chọn vật liệu chế tạo các trục là thép tôi cải thiện C45 có =600Mpa,ứng suất xoắn cho phép [=8..20Mpa. - = 32369,47 -= 171151,02 - = 589123,37 ≥==25,2 ≥==38,4 ≥==52,8 Chọn =30 , =45 =55 Theo bảng 10,2 (tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí )chọn chiều rộng ổ lăn : =19 Chọn =25 =29 k1 = 10 k2 = 10 k3 = 10 hn = 20 1. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực: Trục 1 + lc12 = 0,5(lm22 + b01) + k3 + hn lm12 = (1,4..2,5)d1 = (1,4..2,5).30 = (42..75) + ⇒ Chọn lm12 = 50; ⇒ lc12 = 64,5 ⇒ k3 = 10; hn = 20 l12 = - lc12 = -64,5 l13 = l22= 0,5(lm22 + b02) + k1 + k2 44 lm13 = (1,2..1,5).d1 = (1,2..1,5).30 = (36..45) lm22= (1,2..1,5).d2=(1,2..1,5)45=(54…67,5). ⇒ Chọn lm13 = 43; lm22=55 k1 = 10; k2 = 10 ⇒ + l13 = l22=60 l14 = l24=2 l23- l22=195 Trục 2 + l22 = l13 = 60 + l23 = l22 + 0,5(lm23 + lm22) + k1 lm23 = (1,2..1,5).45 = (54..67,5) Vì chiều rộng bánh răng 23 là b23 = 58,5 ⇒ Chọn lm23 = 60 ⇒ + l23 = 127,5 l24 = l14= 2l23 – l22 = 195 + l21 = 2l23 = 255 Trục 3 + l32 = l23 = 127,5; + l33 = 2l32 + lc33 l31 = l21 = l11 = 255; lc33 = 0,5(lm33 + b03) + k3 + hn lm32=(1,2..1,5)d3 = (66..82,5) ⇒ chọn lm32=70 lm33 = (1,2..1,5)d3 = (66..82,5) ⇒ ⇒ Chọn lm33 = 80; k3 = 10; lc33 = 84,5 ⇒ hn = 20 l33 = 339,5 45 Ta có sơ đồ đặt lực : + Lực vòng: = = = = = =4125,6 N 46 + Lực dọc trục : = = tg = 526N + Lực hướng tâm : = = = 418,7 N = . = 4125,6. tg22,82 = 1736N 2.Trục 1 Ft1 = Ft2 = 809,2 N Fr1 = Fr2 = 418,7 Fa1 = Fa2 = 52 - = - .60 - .195 - .225 + . - . = = -418,7N =- 2.418,7 + 418,7 = -418,7N - , , ngược chiều giả thiết = 0 -.60 + .255 => = 47 ==775,05 =>Rax = Fk+ Ft1+ Ft2 - RBx = 135+ 809,2.2- 775,05 = 978,35 (N) =>Rax,có chiều như giả thiết Mj = Ta có :M10 = 0 => Mtđ10 = = 28032,8 Nmm M11 = = 8707,5 Nmm Mtđ11 = = 29354 Nmm M12 = = 65418,1 Nmm Mtđ12 = = 71171,4 Nmm M13 = = 68461,6 Nmm Mtđ13 = = 69881,7 Nmm Tra bảng 10.5 với thép chế tạo trục là C45, ta có : = 60. Vậy……. đường kính trục: d= d10 = = 16,7 d11 = = 17 d12 = = 22,8 d13 = = 22,6 xuất phát từ yêu cầu hóa học chọn các đường kính trục như sau: d10 = 20; d11 = 25 ; d12 = 28; d13 =28 ; d14=25 *Kiểm nghiệm hệ số an toàn về mỏi của trục 1 : - Nhận thấy có 2 tiết diện nguy hiểm là tiết diện qua 1-2 và qua 1-3 48 - Tại tiết diện qua 1-2 ta có : + mô men uốn thành phần = = 65418,1 Nmm + mômen xoắn : T=32369,47 Nm Vậy mô men cảm uốn và cản xoắn là : -= o,1 = 0,1.= 2195,2 - = 2 = 2.2195,2 = 4390,4 => ứng xuất uốn = = = 29,8 MPa ứng xuất soắn :== 15 MPa trục làm việc bằng thép C45 nên ta có : giới hạn mỏi uốn : = 256,2 MPa giới hạn mỏi xoắn : = 152,5 MPa -Hệ số tập trung ứng xuất thực tế , tra bảng (15.3) đối với rãnh then của trục có giới hạn bền ≤ 700 MPa . ta có = 1,75 = 0,88 - đối với thép các bon, hệ số ảnh hưởng của ứng xuất trung bình đến độ bền mỏi lấy = 0,1 = 0,05 -coi ứng xuất uốn thay đổi theo chu trình đối xứng bỏ qua ứng xuất kéo hoặc nến gây ra , ta có == 29,8MPa =0 - vậy có hệ số an toàn xét riêng ứng xuất uốn : === 4,18 = = = 9,3 Vậy theo (15,3) (TMII ta có hệ số an toàn B là: S == = 4,06 49 Do S>[S]=(1,5…2,5) nên truc thỏa mãn điều kiện uốn xoắn tại tiết diện 1-2 + momen uốn toàn phần : == 68461,6 Nmm + mômen xoắn : T = 32369,47 Nm Vậy mô men cảm uốn và cản xoắn là : - = o,1= 0,1.= 2195,2 - = 2 = 2.2195,2 = 4390,4 => ứng xuất uốn = == 31,2 MPa ứng xuất soắn : ==15,6 MPa trục làm việc bằng thép C45 nên ta có : giới hạn mỏi uốn : = 256,2 MPa giới hạn mỏi xoắn : = 152,5 MPa -Hệ số tập trung ứng xuất thực tế , tra bảng (15.3) đối với rãnh then của trục có giới hạn bền ≤ 700 MPa . ta có =1,75 =1,6 - tra bảng (15.3) ta có hệ số kích thước =0,77 =0,88 -- đối với thép các bon, hệ số ảnh hưởng của ứng xuất trung bình đến độ bền mỏi lấy =0,1 =0,05 -coi ứng xuất uốn thay đổi theo chu trình đối xứng bỏ qua ứng xuất kéo hoặc nến gây ra , ta có ==31,2MPa =0 - vậy có hệ số an toàn xét riêng ứng xuất uốn : = ==4,13 Mặt khác ở đây do == 0,5.= 0,515,6 = 7,8 MPa nên hệ số an toàn xét riêng ứng xuất xoắn là : 50 -=== 8,9 Vậy theo (15,3) (TMII ta có hệ số an toàn B là: S== = 3,7 Do S>[S]=(1,5…2,5) nên truc thỏa mãn điều kiện uốn xoắn tại tiết diện 1-3 3, Trục 2: Ft1 = Ft2 = 809,2 N Fr1 = Fr2 = 418,7 N Fa1 = Fa2 = 526 N Ft3 = 4125,6 N Fr3 = 1736 N 51 = Fr1.60 - Fr3.127,5+ Fr2.195 – RBy.255 => RBy = =-449,3 RAy - Fr1 + Fr3 - Fr1 - RBy = 0 RAy = Fr1 - Fr3 + Fr1 + RBy = -449,3 = Ft1.60 +Ft3.127,5+ Ft2.195 – RBx.255 => RBx = = = -2872N Rax = -Ft1 - Ft3 - Ft1 + RBx = -809,2-4125,6-809,2+2872 = -2872N => Mj = Ta có :M20 = 0 => Mtđ20 = = 148221 Nmm M21 = = 180749,6 Nmm =>Mtđ21 = = 233752Nmm M22 = = 342869,5 Nmm =>Mtđ22 = = 373535,8 Nmm Ta có = 63 d20 = = 28,6 d21 = = 33,3 d22 = = 38,9 Lấy d20 =30 ; d21 = 35 ; d22 =40; d23 = 35 ; d24 = 30 52 *Kiểm nghiệm hệ số an toàn về mỏi của trục 2 : - Nhận thấy có 2 tiết diện nguy hiểm là tiết diện qua 2-1 và qua 2-2 - Tại tiết diện qua 2-1 ta có : + mô men uốn thành phần = = 180749,6 Nmm + mômen xoắn : T = 171151,02 Nmm Vậy mô men cảm uốn và cản xoắn là : -= 0,1= 0,1. = 4287,5 - = 2 = 2.4287,5 = 8575 => ứng xuất uốn = == 42 MPa ứng xuất soắn :== 21 MPa trục làm việc bằng thép C45 nên ta có : giới hạn mỏi uốn : = 256,2 MPa giới hạn mỏi xoắn : = 152,5 MPa -Hệ số tập trung ứng xuất thực tế , tra bảng (15.3) đối với rãnh then của trục có giới hạn bền ≤ 700 MPa . ta có =1,75 =0,88 - đối với thép các bon, hệ số ảnh hưởng của ứng xuất trung bình đến độ bền mỏi lấy = 0,1 = 0,05 -coi ứng xuất uốn thay đổi theo chu trình đối xứng bỏ qua ứng xuất kéo hoặc nến gây ra , ta có == 44,8MPa =0 - vậy có hệ số an toàn xét riêng ứng xuất uốn : = = = 3,06 53 Mặt khác ở đây do ==0,5.=0,5.21=10,5 MPa nên hệ số an toàn xét riêng ứng xuất xoắn là : ===6,8 Vậy theo (15,3) (TMII ta có hệ số an toàn B là: S===2,8 Do S>[S]=(1,5…2,5) nên truc thỏa mãn điều kiện uốn xoắn. Tại tiết diện 2-2 + momen uốn toàn phần : ==342869,5 Nmm + mômen xoắn : T=32369,47 Nm Vậy mô men cản uốn và cản xoắn là : -=o,1=0,1.=6400 - =2=2.2195,2=12800 => ứng xuất uốn = ==53 MPa ứng xuất soắn :==26,7 MPa trục làm việc bằng thép C45 nên ta có : giới hạn mỏi uốn : =256,2 MPa giới hạn mỏi xoắn : =152,5 MPa -Hệ số tập trung ứng xuất thực tế , tra bảng (15.3) đối với rãnh then của trục có giới hạn bền ≤700 MPa . ta có =1,75 =1,6 - tra bảng (15.3) ta có hệ số kích thước =0,77 =0,88 - đối với thép các bon, hệ số ảnh hưởng của ứng xuất trung bình đến độ bền mỏi lấy =0,1 =0,05 54 -coi ứng xuất uốn thay đổi theo chu trình đối xứng bỏ qua ứng xuất kéo hoặc nến gây ra , ta có == 53MPa =0 - vậy có hệ số an toàn xét riêng ứng xuất uốn : = == 2,43 Mặt khác ở đây do ==0,5.=0,5.26,7=13,35 MPa nên hệ số an toàn xét riêng ứng xuất xoắn là : -===5,4 Vậy theo (15,3) (TMII ta có hệ số an toàn B là: S === 2,2 Do S>[S]=(1,5…2,5) nên truc thỏa mãn điều kiện uốn xoắn tại tiết diện 2-2 4,Trục 3 =4125,6 N =1736 N 55 = . cos 60 =557,54.cos60 = 278,77 = . sin 60 =557,54.sin 60 =483 Tính phản lực ở trục : = 0 .339,5 = 0 = = = 225 =1736-225-483=1028N = 0 .339,5 = 0 = 56 = =2434 ∑=0 -+-=0 => = -+ =4125,6-2434+278,77 =1970,4 ,,, có chiều như giả thiết Ta có : =0 => ==510195,8 ==283361,7 ==583604 ==47123,6 =512367,4 ==46,72 ==48,8 ==46,8 Xuất phát yêu cầu chọn chuẩn hóa ta chọn các đường kính truc như sau:=50 , =52 ,=50 ,=48 * Kiểm nghiệm hệ số an toàn về mỏi của trục 3 : - Nhận thấy có 1 tiết diện nguy hiểm là tiết diện - Tại tiết diện qua 3-1 ta có : qua 3-1 + mô men uốn thành phần ==283361,7Nmm + mômen xoắn : T=589123,37 Nmm Vậy mô men cảm uốn và cản xoắn là : 57 -=0,1=0,1.=14060,8 - =2=2.14060,8=28121,6 => ứng xuất uốn = ==20,2 MPa ứng xuất soắn :==10 MPa trục làm việc bằng thép C45 nên ta có : giới hạn mỏi uốn : =256,2 MPa giới hạn mỏi xoắn : =152,5 MPa -Hệ số tập trung ứng xuất thực tế , tra bảng (15.3) đối với rãnh then của trục có giới hạn bền ≤700 MPa . ta có =1,75 =0,88 - đối với thép các bon, hệ số ảnh hưởng của ứng xuất trung bình đến độ bền mỏi lấy =0,1 =0,05 -coi ứng xuất uốn thay đổi theo chu trình đối xứng bỏ qua ứng xuất kéo hoặc nến gây ra , ta có ==20,2MPa =0 - vậy có hệ số an toàn xét riêng ứng xuất uốn : ===6,4 Mặt khác ở đây do ==0,5.=0,5.10=5 MPa nên hệ số an toàn xét riêng ứng xuất xoắn là : ===14,3 Vậy theo (15,3) (TMII ta có hệ số an toàn B là: S===5,8 Do S>[S]=(1,5…2,5) nên truc thỏa mãn điều kiện uốn xoắn. II.TÍNH THEN 58 - Để cố định bánh răng , theo phương tiếp tuyến thì ta phải dung then . với đó ăn này ta sẽ chọn mối ghép then bằng . - Then các tính toán ở trên ta có đường kính tại vị trí lắp then của các trục như sau : - Tại trục 1: d=28mm - Taị trục 2 : d=35mm ,d=40mm - Tại trục 3: d=52mm,d=48mm 1 tính then cho trục 1: tra bảng (9.1a) [TKHĐ I] ta có trục 1 thì đường kính vị trí lắp then =28mm do đó các thông số của then là b=8 ;h=7 ;=4;=2,8 chon chiều dài then l=32mm -kiểm nghiệm sức bền dập theo công thức (9.1): = (Nmm) Do ứng xuất tại mối ghép là cố định ,tải trọng tĩnh vật liệu chọn là thép C45 nên ta có =150 N/ = ==24 (Nmm)< Kiểm nghiệm về sức bền cắt theo công thức (9.2) = trọng đó b=8mm Ta có =(40) N/ => ===9 N/< Vậy then lắp trên trục 1 đã thỏa mãn : 2 tính then cho trục 2 - tra bảng (9.1a) ) [TKHĐ I] ta có trục 2 thì đường kính vị trí lắp then d=35mm và d=40mm để đồng nhất ta chọn 59 then có các thông số như sau là b=12 ;h=8 ;=5;=3,3 chon chiều dài then l=45mm -kiểm nghiệm sức bền dập theo công thức (9.1): = (Nmm) Do ứng xuất tại mối ghép là cố định ,tải trọng tĩnh vật liệu chọn là thép C45 nên ta có =150 N/ => = ==63,4 (Nmm) )< Kiểm nghiệm về sức bền cắt theo công thức (9.2) = Ta có =(40) N/ ===16 N/< trọng đó b=12mm Vậy then lắp trên trục 2 đã thỏa mãn : 3 tính then cho trục 3 tra bảng (9.1a) ) [TKHĐ I] ta có trục 3 thì đường kính vị trí lắp then d=52mm,d=48 để đồng nhất ta chọn then có các thong số như sau là b=16 ;h=10 ;=6;=4,3 chon chiều dài then l=56mm --kiểm nghiệm sức bền dập theo công thức (9.1): = (Nmm) Do ứng xuất tại mối ghép là cố định ,tải trọng tĩnh vật liệu chọn là thép CT6 nên ta có =150 N/ => Kiểm nghiệm về sức bền cắt theo công thức (9.2) = ==101,2 (Nmm) )< = trọng đó b=16mm Ta có =(40) N/ ===25,3 N/< 60 Vậy then lắp trên trục 3 thỏa mãn : KẾT LUẬN : các then đã thỏa mãn điều kiện về sức bền dập và sức bền cắt. 61 Chương 5 Chọn ổ lăn,khớp nối I.Chọn ổ lăn: 1 chọn ổ cho trục 1: a, với tải trọng nhỏ và chỉ có lực hướng tâm (lực dọc trục bị triệt tiêu ) ta dùng ở bi đỡ 1 dẫy cho các gối đỡ . - Với đường kính ngõng trục là : ==25mm - Tra bảng P2.7 [1] ta chọn ổ bi đỡ 1 dãy cỡ trung 305 có đường kính trong là d=25mm đường kính ngoài D=62 mm , khả năng tải động C=17,6kN khả năng tải tĩnh 11,60 kN b,tính kiểm nghiệm khả năng tải của ổ : *kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ ; =1425 vòng /phút Có lực hướng tâm tại các ổ lăn là : ===1064 ===863,3 Lực dọc trục : ∑=0 62 Theo công thức (11,3) [1] tải trọng động quy ước là : Q=( X.V.).. Trong đó : + : vì ở đỡ chỉ chịu lực hương tâm nên X=1 Y=0 +V=1 ( vòng trong quay ) + =1 (nhiệt độ 1 (27 45)mm Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp = 9 mm Giữa mặt bên các bánh răng với nhau. Số luợng bulông nền Z Z = ( L + B )/( 200 300) 1200/ 200 = 6 chọn Z = 6 II. Bôi trơn trong hộp giảm tốc: 71 Để giảm mất mát công suất vì ma sát,giảm mài mòn răng đảm bảo thoát nhiệt tốt và đề phòng các tiết máy bị han gỉ cần phải bôi trơn liên tục các bộ truyền trong hộp giảm tốc Lấy chiều sâu ngâm dầu là 1/6 bán kính của bánh răng cấp nhanh còn bánh răng cấp cấp chậm khoảng 1/4 bán kính .lợng dầu bôi trơn khoảng 0,4->0,8l/1kW công suất truyền III. Dầu bôi trơn hộp giảm tốc : Chọn loại dầu là dầu công nghiệp 45 bôi trơn theo phơng pháp lu thông. IV. Lắp bánh răng lên trục và điều chỉnh sự ăn khớp: Để lắp bánh răng lên trục ta dùng mối ghép then và chọn kiểu lắp H7/k6 vì chịu tải vừa có thay đổi và va đập nhẹ Điều chỉnh sự ăn khớp: trên trục II ta chọn ổ đũa trụ ngắn đỡ tuỳ động cho phép trục II di chuyển dọc trục để sự ăn khớp của các cặp bánh răng nghiêng không bị kẹt do sai số góc nghiêng của răng Để điều chỉnh sự ăn khớp của hộp giảm tốc bánh răng trụ này ta chọn chiều rộng bánh răng chủ động lớn hơn so với chiều rộng bánh bị động là 10% 72 73 [...]... bánh răng của hộp giảm tốc A.thiết kế bộ truyền cấp nhanh - Các thông số đầu vào - = 1425(v/ph) - = 4,82 - = = =16184,52 1 chọn vật liệu làm bánh răng Do hộp giảm tốc ta đang thiết kế có công suất trung bình , nên chon vật liệu nhóm I có đông cứng HB[] = = 4477.25MPa b:ứng xuất uấn cho phép - Theo (6.7) (sách tính tk hệ dẫn động cơ khí): số chu kì tương... theo ct(6.39)[1]: KH = KHβ KHα KHv * KHβ – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chi u rộng vành răng, tra bảng 6.7[1]: ⇒ KHβ = 1,15 * KHα – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp Theo bảng 6.13[1], với răng trụ răng nghiêng, v ≤ 4 (m/s), ta chọn cấp chính xác 9 Từ bảng 6.14[1], v ≤ 5m/s, cấp chính xác 9 ⇒ KHα = 1,16 * KHv – là hệ số kể đến tải trọng... tính toán tk hệ dẫn đọng cơ khí) theo sơ đồ 3 =>= 1,05 Thay số vào công thức xác định được khoảng hai trục là = 43(5,65+1)=124,03 Chọn sơ bộ b Xác định các thông số ăn khớp + Theo (6.17)[1]: m = (0,01÷0,02)aw1 = (0,01÷0,02).130 = (1,3÷2,6) (mm) + Theo bảng 6.8[1]chọn m«®un theo tiªu chuÈn m = 2(mm) - Bánh răng nghiêng HGTphân đôi β=3040 - Chọn β = 35 -Tính số răng của bánh răng trên lần lượt bánh nhỏ... 2,5.2 =214,4 mm 4 Các thông số của bộ truyền 28 Thông số bánh răng Modun mn Bánh chủ động Bánh bị động 2 mm Số răng Z 16 93 Khoảng cách trục 130 mm Góc ăn khớp 23,456° Góc nghiêng 33.02 Hệ số dịch chỉnh x1 =0 x2=0 đường kính đỉnh da1 =46,5mm răng đường kính đáy =223,4mm răng Dường kính chia =219,4mm da2=223,4mm B THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ CẤP CHẬM 29 các thông số đầu vào: n=252,11 (v/ ph) P = 4,52 ... ra: Hộp giảm tốc bánh trụ, hộp giảm tốc bánh côn côn - trụ; hộp giảm tốc trục vít, trục vít-bánh bánh răng- trục vít; hộp giảm tốc bánh hành tinh; hộp giảm tốc song động cơ Hộp giảm tốc sử dụng... vận tốc góc giảm mômen xoắn gọi hộp tăng tốc -Tùy theo tỷ số truyền chung hộp giảm tốc, người ta phân ra: Hộp giảm tốc cấp hộp giảm tốc hai cấp -Tùy theo loại truyền động hộp giảm tốc phân ra: Hộp. .. lên ổ Số cấp hộp giảm tốc chọn tùy thuộc vào tỉ số truyền chung hộp -Hộp giảm tốc bánh trụ cấp: Được sử dụng tỷ số truyền u ≤ ÷ (nếu dùng bánh trụ thẳng u ≤ ) -Hộp giảm tốc bánh trụ hai cấp: Được