Đang tải... (xem toàn văn)
1.1 Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền1.1.1Xác định công suất động cơCông suất trên trục động cơ điện được xác định theo công thức:Pct Trong đó: Pct : Công suất trên trục động cơPt : Công suất trên trục máy công tácη : Hiệu suất truyền động+ = + η = ni Theo sơ đồ của bài ra thì η = khớp nối . mổ lăn . kbánh răng . xíchVới m, k là số cặp ổ lăn và số cặp bánh răng: m = 4; k = 3Dựa vào bảng 2.3 (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí – Trịnh Chất – Lê Văn Uyển ) tìm đượckhớp nối = 0,99;ổ lăn = 0,99; bánh răng = 0,97; xích = 0,92 η = 0.99. 0,994. 0,973. 0,92 = 0,831+ Pt = Plv = KW Pct = 0,952. = 3,35 KW1.1.2 Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộTỷ số truyền ut của hệ thống dẫn độngut = u¬HGT .uxích Số vòng quay của trục tang quay nlv = = = 36 (vòngphút)Theo bảng 2.4 , tỷ số truyền nên dùng cho các bộ truyền trong hệ:u¬HGTsb = 8÷40 (Hộp giảm tốc 2 cấp);uxíchsb = 2÷5 ut = (8÷40).( 2÷5) = (16÷200) Số vòng quay sơ bộnsb = nlv. utsb = 36. (16÷200) =(576÷7200) (vòngphút)1.1.3Chọn quy cách động cơĐộng cơ được chọn dựa vào bảng P1.1 đến bảng P1.7 và phải thỏa mãn điều kiện sau:Pđc ≥ Pct ;nđb ≥ nsb ;TkTdn ≥ TmmT1Có Pct = 3,35 KW;nsb = (576÷7200) (vòngphút);TmmT1 = 1,5Ta chọn được động cơ DK51_4 có các thông số sau:Pđc = 4.5 KW; nđc = 1440 (vòngphút); TkTdn = 1,4; TmmT1 = 2Cosφ = 0,85; mđc = 84 (kg); Đường kính trục động cơ: dđc = 35 mm1.1.4 Phân phối tỷ số truyềnTỷ số truyền của hệ thống dẫn độnguht = = = 40Vì hộp giảm tốc là loại 2 cấp phân đôi cấp nhanh nênuHGT = u1. u2u1: tỉ số truyền bộ truyền cấp nhanhu2: tỉ số truyền bộ truyền cấp chậmTa chọn uHGT = 20 uxích = = = 2Dựa 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 = 3,921.1.5Tính công suất, mômen và số vòng quay trên các trụcTrục công tác:+ Pt = Plv = 2,925 (KW)+ nlv = 36 (vòngphút)+ Tt = Tlv = 9,55.106. = 9,55.106. = 776.103 (Nmm)Trục 3: + P3 = (KW)+ n3 = nlv . ux = 36. 2 = 72 (vòngphút)+ T3 = 9,55.106. = 9,55.106. = 425,9.103 (Nmm)Trục 2: + P2 = (KW)+ n2 = n3 . u2 = 72.3,92 = 282,35 (vòngphút)+ T2 = 9,55.106. = 9,55.106. = 113,11.103 (Nmm)Trục 1: + P1 = (KW)+ n1 = nđc = 1440 (vòngphút)+ T1 = 9,55.106. = 9,55.106. = 23.103 (Nmm)Trục động cơ: + Pđc = 4,5(KW)+ nđc = 1440 (vòngphút)+ T1 = 9,55.106. = 9,55.106. = 30.103 (Nmm)Bảng kết quả tính toán thu được: Thông sốTrục ĐCTrục 1Trục 2Trục 3Trục làm việcP (KW)4,53,4823,3443,2112,925u1u1 = 5,1u2 = 3,92ux = 2n (vgph) 14401440282,357236T (Nmm)30.10323.103113,1.103425,9.103776.1031.2 Thiết kế các bộ truyền1.2.1 Tính toán các bộ truyền trong hộp: Bộ truyền bánh rănga.Chọn vật liệuDo 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..285σb1 = 850 MPa, σch1 = 580 MPa+ Bánh lớn: Thép 45, tôi cải thiện, độ rắn HB 192..240σb2 = 750 MPa, σch2 = 450 MPab.Xác định ứng suất cho phépỨng suất tiếp xúc cho phép σH tính theo công thứcσH = σ°Hlim. ZR.ZV.KxH.KHLSHTrong 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 răngỞ bước tính thiết kế, sơ bộ lấy ZR.ZV.KxH = 1, khi đóσH = σ°Hlim. KHLSH+ σ°Hlim: ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở+ SH¬: hệ số an toàn khi tính về tiếp xúcTheo bảng 6.2, với thép 45, tôi cải thiện, độ rắn HB 180..350 thìσ°Hlim = 2HB + 70; SH = 1,1;Chọn HB1 = 245; HB2 = 230, suy ra:
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 1.1.1 Xác định công suất động cơ - Công suất trên trục động cơ điện được xác định theo công thức: P ct η t β.P = Trong đó: P ct : Công suất trên trục động cơ P t : Công suất trên trục máy công tác η : Hiệu suất truyền động + β = 0,9407 8 3 0,9 8 5 1 t t . T T 22 ck i 2 1 i =+= ∑ + η = ∏ η n i Theo sơ đồ của bài ra thì η = η khớp nối . η m ổ lăn . η k bánh răng . η xích 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 η khớp nối = 0,99; η ổ lăn = 0,99; η bánh răng = 0,97; η xích = 0,92 ⇒ η = 0.99. 0,99 4 . 0,97 3 . 0,92 = 0,831 + P t = P lv = ,9252 1000 6500.0,45 1000 F.v == KW ⇒ P ct = 0,952. 0,831 2,925 = 3,35 KW 1.1.1 Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ - Tỷ số truyền u t của hệ thống dẫn động u t = u HGT .u xích - Số vòng quay của trục tang quay n lv = D v.60000 π = 240. 45,0.60000 π = 36 (vòng/phút) - Theo bảng 2.4 , tỷ số truyền nên dùng cho các bộ truyền trong hệ: u HGTsb = 8÷40 (Hộp giảm tốc 2 cấp); u xíchsb = 2÷5 ⇒ u t = (8÷40).( 2÷5) = (16÷200) Số vòng quay sơ bộ n sb = n lv . u tsb = 36. (16÷200) =(576÷7200) (vòng/phút) 1.1.2 Chọn quy cách động cơ - Động cơ được chọn dựa vào bảng P1.1 đến bảng P1.7 và phải thỏa mãn điều kiện sau: Hà Nội 11 - 2004 1 Đồ án môn học Chi tiết máy Nguyễn Träng Hïng – Cơ Tin 2 – K46 P đc ≥ P ct ; n đb ≥ n sb ; T k /T dn ≥ T mm /T 1 Có P ct = 3,35 KW; n sb = (576÷7200) (vòng/phút);T mm /T 1 = 1,5 Ta chọn được động cơ DK51_4 có các thông số sau: P đc = 4.5 KW; n đc = 1440 (vòng/phút); T k /T dn = 1,4; T mm /T 1 = 2 Cosφ = 0,85; m đc = 84 (kg); Đường kính trục động cơ: d đc = 35 mm 1.1.3 Phân phối tỷ số truyền - Tỷ số truyền của hệ thống dẫn động u ht = lv n đc n = 36 1440 = 40 - Vì hộp giảm tốc là loại 2 cấp phân đôi cấp nhanh nên u HGT = u 1 . u 2 u 1 : tỉ số truyền bộ truyền cấp nhanh u 2 : tỉ số truyền bộ truyền cấp chậm Ta chọn u HGT = 20 ⇒ u xích = HGT ht u u = 20 40 = 2 Dựa vào bảng 3.1 tìm được u 1 , u 2 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. u HGT = 20 ⇒ u 1 = 5,1; u 2 = 3,92 1.1.4 Tính công suất, mômen và số vòng quay trên các trục - Trục công tác: + P t = P lv = 2,925 (KW) + n lv = 36 (vòng/phút) + T t = T lv = 9,55.10 6 . lv t n P = 9,55.10 6 . 36 925,2 = 776.10 3 (Nmm) - Trục 3: + P 3 = 3,211 0,92.0,99 2,925 .ηη P olx lv == (KW) + n 3 = n lv . u x = 36. 2 = 72 (vòng/phút) + T 3 = 9,55.10 6 . 3 3 n P = 9,55.10 6 . 72 211,3 = 425,9.10 3 (Nmm) - Trục 2: + P 2 = 3,344 0,97.0,99 3,211 .ηη P olbr 3 == (KW) + n 2 = n 3 . u 2 = 72.3,92 = 282,35 (vòng/phút) + T 2 = 9,55.10 6 . 2 2 n P = 9,55.10 6 . 35,282 344,3 = 113,11.10 3 (Nmm) Hà Nội 11 - 2004 2 Đồ án môn học Chi tiết máy Nguyễn Träng Hïng – Cơ Tin 2 – K46 - Trục 1: + P 1 = ,4823 0,990,97.0,97. 3,344 .ηη P ol br 2 2 == (KW) + n 1 = n đc = 1440 (vòng/phút) + T 1 = 9,55.10 6 . 1 1 n P = 9,55.10 6 . 1440 482,3 = 23.10 3 (Nmm) - Trục động cơ: + P đc = 4,5(KW) + n đc = 1440 (vòng/phút) + T 1 = 9,55.10 6 . đc đc n P = 9,55.10 6 . 1440 5,4 = 30.10 3 (Nmm) - 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 u 1 = 5,1 u 2 = 3,92 u x = 2 n (vg/ph) 1440 1440 282,35 72 36 T (Nmm) 30.10 3 23.10 3 113,1.10 3 425,9.10 3 776.10 3 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 σ b1 = 850 MPa, σ ch1 = 580 MPa + Bánh lớn: Thép 45, tôi cải thiện, độ rắn HB 192 240 σ b2 = 750 MPa, σ ch2 = 450 MPa b.Xác định ứng suất cho phép Ứng suất tiếp xúc cho phép [σ H ] tính theo công thức [σ H ] = σ° Hlim . Z R .Z V .K xH .K HL /S H Trong đó: + Z R : hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc. + Z V : hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng + K xH : hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng Ở bước tính thiết kế, sơ bộ lấy Z R .Z V .K xH = 1, khi đó [σ H ] = σ° Hlim . K HL /S H + σ° Hlim : ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở + S H : 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 Hà Nội 11 - 2004 3 Đồ án môn học Chi tiết máy Nguyễn Träng Hïng – Cơ Tin 2 – K46 σ° Hlim = 2HB + 70; S H = 1,1; Chọn HB 1 = 245; HB 2 = 230, suy ra: σ° Hlim1 = 2.245 + 70 = 560 (MPa) σ° Hlim2 = 2.230 + 70 = 530 (MPa) + K HL : hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ K HL = H HEHO m /NN m H : bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc; m H = 6 khi HB ≤ 350 N HO – số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc N HO = 30H 2,4 HB N HO1 = 30H 2,4 HB1 = 30.255 2,4 = 17,90.10 6 N HO2 = 30H 2,4 HB2 = 30.240 2,4 = 15,47.10 6 N HE – số chu kì thay đổi ứng suất tương đương N HE = 60cΣ(T i /T max ) 3 .n i .t i N HE2 = 60c 1 1 u n Σt i Σ(T i /T max ) 3 /Σt i = 60.1. 1,5 1440 .18.10 3 [1 3 . 8 5 + 0,9 3 . 8 3 ] = 27,35.10 6 > 15,47.10 6 = N HO2 ⇒ K HL2 = 1; Tương tự N HE1 > N HO1, do đó K HL1 = 1 Vậy sơ bộ tính được [σ H1 ] = 1,1 1.560 = 509 (MPa) [σ H2 ] = 1,1 1.530 = 481,8 (MPa) Với cấp nhanh sử dụng bánh răng nghiêng, theo (6.12) : [σ H ] = 2 1 ([σ H1 ] + [σ H2 ]) = 2 1 (509 + 481,8) = 495,4(MPa) < 1,25[σ H2 ] Với cấp chậm sử dụng bánh răng thẳng và N HE > N HO , K HL = 1 ⇒ [σ H ] ’ = [σ H2 ] = 481,8 MPa Ứng suất uốn cho phép[σ F ] tính theo công thức [σ F ] = σ° Flim .Y R .Y S .K xF .K FC .K FL /S F Trong đó: + Y R – hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng + Y S – hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất + K xF – hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn Ở bước tính thiết kế, sơ bộ lấy Y R .Y S .K xF = 1, khi đó [σ F ] = σ° Flim .K FC .K FL /S F + σ° Flim - ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở + S F – hệ số an toàn khi tính về uốn Hà Nội 11 - 2004 4 Đồ án môn học Chi tiết máy Nguyễn Träng Hïng – Cơ Tin 2 – K46 Theo bảng 6.2 , với thép 45, tôi cải thiện, độ rắn HB 180 350 thì σ°F lim = 1,8HB; S F = 1,75 σ°F lim1 = 1,8.245 = 441 (MPa) σ°F lim2 = 1,8.230 = 414 (MPa) + K FC – hệ số ảnh hưởng đến đặt tải, K FC = 1 (bộ truyền quay một chiều) + K FL – hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của chế độ tải trọng của bộ truyền K FL = F FEFO m /NN m F : bậc của đường cong mỏi khi thử về uốn; m F = 6 khi HB ≤ 350 N FO – số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn N FO = 4.10 6 đối với tất cả các loại thép N FE – số chu kì thay đổi ứng suất tương đương N FE = 60cΣ(T i /T max ) 6 .n i .t i N FE2 = 60c 1 1 u n Σt i Σ(T i /T max ) 6 /Σt i = 60.1. 1,5 1440 .18.10 3 [1 6 . 8 5 + 0,9 6 . 8 3 ] = 23,4.10 6 > 4.10 6 = N FO ⇒ K FL2 = 1, và tương tự có K FL1 = 1 + Vậy sơ bộ tính được [σ F1 ] = 75,1 1.1.441 = 252 (MPa) [σ F2 ] = 75,1 1.1.414 = 236,5 (MPa) Ứng suất quá tải cho phép [σ H ] max = 2,8σ ch2 = 2,8.450 = 1260 (MPa) [σ F1 ] max = 0,8σ ch1 = 0,8.580 = 464 (MPa) [σ F2 ] max = 0,8σ ch2 = 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 + Theo (6.15a) [ ] 3 1 2 1 1 '. )1( baH H aw u KT uKa Ψ += σ β Trong đó: + Theo bảng 6.5 chọn K a = 43 (ứng với răng nghiêng, vật liệu thép – thép) + Theo bảng 6.6 chọn ψ ba = 0,3 + Xác định K Hβ: ψ bd = 0,5ψ ba (u 1 +1) = 0,5.0,3(5,1+1) = 0,67 Theo bảng 6.7, K Hβ tương ứng với sơ đồ 3 ⇒ K Hβ = 1,07 + T 1 ’ = T 1 /2 = 23000/2 = 11500 (Nmm) ⇒ [ ] 3 2 w .5,1.0,3459,4 11500.1,07 1)43(5,1a += = 118,38 (mm) Hà Nội 11 - 2004 5 Đồ án môn học Chi tiết máy Nguyễn Träng Hïng – Cơ Tin 2 – K46 Ta lấy a w = 118 mm Xác định các thông số ăn khớp + Theo (6.17), m = (0,01÷0,02)a w = (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 + Số răng bánh nhỏ: z 1 = 1)m(u .cosβ2.a w + = 1)2(5,1 2.118.0,97 + = 17,22 Lấy z 1 = 18 + Số răng bánh lớn: z 2 = u 1 .z 1 = 5,1.18 = 91,8 Lấy z 2 = 92 + Tỉ số truyền thực là: u t1 = 92/18 = 16/3 ≈ 5,11 + Tính lại β: cosβ = m(z 1 +z 2 )/(2a w ) = 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 z min = 16 + Chiều rộng vành răng b w = ψ ba . a w = 0,3.118 = 35,4 (mm) + Hệ số trùng khớp dọc ε β = b w . m. sin π β = 35,4. 2π )sin(14,961° = 1,44 > 1,0 + Nhờ góc nghiêng β của răng, và z 1 = z min + 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 11 11 1.2 wtw tH HMH dub uKT ZZZ + = ε σ ≤ [σ H ] Trong đó: + Z M – hệ số kể đến cơ tính của vật liệu của các bánh răng ăn khớp. Tra bảng 6.5, ta được Z M = 274 (MPa) 1/3 + Z H – hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc Z H = tw b α β 2sin cos.2 Ở đây: * β b – góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở tgβ b = cosα t .tgβ * Với răng nghiêng, không dịch chỉnh thì α tw = α t = arctg β α cos tg Theo TCVN 1065 – 71, α = 20° ⇒ α tw = α t = arctg °)cos(14,961 tg20 ο = 20,643° ⇒ Z H = )643,20.2sin( )14,961cos(.2 ο ° = 1,71 Hà Nội 11 - 2004 6 Đồ án môn học Chi tiết máy Nguyễn Träng Hïng – Cơ Tin 2 – K46 + Z ε – hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Vì ε β = 1,527 > 1,0 nên Z ε = α ε /1 ε α = + 21 1 z 1 3,2 - 1,88 z .cosβ = + 96 1 18 1 3,2 - 1,88 .0,9661 = 1,612 ⇒ Z ε = 0,7876 + K H – hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc K H = K Hβ . K Hα . K Hv * K Hβ – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, tra bảng 6.7 ⇒ K Hβ = 1,15 * K Hα – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp, tra bảng 6.14 - Vận tốc vòng 60000 nπ.d v 1w1 = (m/s) Với d w1 – đường kính vòng lăn bánh nhỏ n 1 – số vòng quay của bánh chủ động d w1 = 1u 2.a t1 w + = 15,1 2.118 + = 38,7 (mm) 60000 0π.38,7.144 v = = 3 (m/s) 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 ⇒ K Hα = 1,16 * K Hv – là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp K Hv = 1+ HαHβ1 w1wH .K'.K2.T .d.bυ Với H υ = δ H . g o . v. t1 w u a Trong đó: - v = 3 m/s - g o – 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 ⇒ g o = 73 - δ H – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp Tra bảng 6.15 δ H = 0,002 ⇒ υ = 0,002.73.3 1,5 118 = 2,1 ⇒ K Hv = 1+ 16,1.07,1.11500.2 4,35.7,38.1,2 = 1,1 ⇒ K H = 1,15. 1,16. 1,1 = 1,4674 ⇒ ( ) ( ) 2 11 11 1'.2 wtw tH HMH dub uKT ZZZ + = ε σ = 247.1,71.0,7876. 2 7,38.1,5.4,35 )11,5.(4674,1.11500.2 + = 290,3(MPa) Hà Nội 11 - 2004 7 Đồ án môn học Chi tiết máy Nguyễn Träng Hïng – Cơ Tin 2 – K46 Tính chính xác [σ H ] [σ H ] = σ° Hlim . Z R .Z V .K xH .K HL /S H + Tính Z R : Chọn R a = 2,5 1,25μm ⇒ Z R = 0,95 + Tính Z V : Lấy Z V = 1 + K xH = 1 ⇒ [σ H ] = 509.1.1.0,95 = 532 (MPa) ⇒ σ H < [σ H ] ⇒ 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 σ F1 = .m.db .Y.Y.Y'.K2T w1w F1βεF1 ≤ [σ F1 ] σ F2 = σ F1 . F1 F2 Y Y ≤ [σ F2 ] T’ 1 = 11500 (Nmm) m = 2 (mm) b w = 35,4 (mm) d w1 = 38,7 (mm) + Y ε – hệ số kể đến sự trùng khớp của răng. Y ε = 1/ε α Với ε α – hệ số trùng khớp ngang. ε α = 1,612 ⇒ Y ε = 1/1,612 = 0,62 + Y β – hệ số kể đến độ nghiêng của răng Y β = 1 – β/140 = 1 – 14,961/140 = 0,893 + Y F1 , Y F2 – hệ số dạng răng của bánh 1 và 2, phụ thuộc vào z v1 , z v2 z v1 = z 1 /cos 3 β = 18/0,9661 3 = 19,962 z v2 = z 2 /cos 3 β = 92/0,9661 3 = 102 Tra bảng 6.18 ta được: Y F1 = 4,08 Y F2 = 3,60 + K F – hệ số tải trọng khi tính về uốn K F = K Fβ . K Fα . K Fv * K Fβ – 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 ⇒ K Fβ = 1,12 * K Fα – 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) ⇒ K Fα = 1,4 * K Fv – hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn: K Fv = 1+ FαFβ1 w1wF .K'.K2.T .d.bυ Với F υ = δ F . g o . v. t1 w u a Trong đó: - v = 3 m/s - g o – 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 ⇒ g o = 73 - δ F – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp Tra bảng 6.15, δ H = 0,006 Hà Nội 11 - 2004 8 Đồ án môn học Chi tiết máy Nguyễn Träng Hïng – Cơ Tin 2 – K46 ⇒ υ = 0,006.73.3. 1,5 118 = 6,32 ⇒ K Hv = 1+ 12,1.4,1.11500.2 4,35.7,38.32,6 = 1,24 ⇒ K H = 1,12. 1,4. 1,24 = 1,944 ⇒ σ F1 = .m.db .Y.Y.Y'.K2T w1w F1βεF1 = 237,7.35,4. ,893.4,08192.0,62.02.16474.2, = 58,678 (MPa) ⇒ σ F2 = σ F1 . F1 F2 Y Y = 58,678. 08,4 90,3 = 56,089 (MPa) + Tính chính xác [σ F1 ], [σ F2 ] [σ F ] = σ° Flim .Y R .Y S .K xF .K FC .K FL /S F * Chọn Y R = 1,05 * Y S = 1,08 – 0,0695ln(m) = 1,08 – 0,0695ln(2) = 1,0318 * K xF = 1 ứng với d a < 400mm ⇒ [σ F1 ] = 262,29. 1,05. 1,0318. 1 = 284,162 (MPa) [σ F2 ] = 246,89. 1,05. 1,0318. 1 = 267,487 (Mpa) Dễ dàng thấy [σ F1 ] > σ F1 và [σ F2 ] > σ F2 ⇒ Thỏa mãn điều kiện uốn Kiểm nghiệm răng về quá tải + Hệ số quá tải K qt = T max /T = 1,5 + σ H max = [σ H ]. qt K = 344,8. 5,1 = 448,347 < [σ H ] max = 1260 + σ F1 max = σ F1 . K qt = 58,678. 1,6 = 90,68 < [σ F1 ] max = 464 σ F2 max = σ F2 . K qt = 56,089. 1,6 = 89,74 < [σ F2 ] max = 360 ⇒ Thỏa mãn điều kiện về quá tải Các thông số và kích thước bộ truyền Khoảng cách trục a w1 = 118 mm Module pháp m = 2 mm Chiều rộng vành răng b w1 = 38,7 mm Tỉ số truyền u t1 = 5,11 Góc nghiêng của răng β = 14,961° Số răng z 1 = 18 z 2 = 96 Dịch chỉnh x 1 = 0 x 2 = 0 Đường kính chia: d 1 = β cos 1 mz = 9661,0 18.2 = 37,26 mm d 2 = β cos 2 mz = 0,9661 2.92 = 190,45 mm Đường kính lăn: d w1 = 2a w (u t1 +1) = 2.118(5,11+1) = 1441,96 mm d w2 = d w1 u t1 = 1441,96. 5,11 = 7368,41 mm Hà Nội 11 - 2004 9 Đồ án môn học Chi tiết máy Nguyễn Träng Hïng – Cơ Tin 2 – K46 Đường kính đỉnh răng d a1 = d 1 + 2m = 37,26 + 2.2 = 41,26 mm d a2 = d 2 + 2m = 190,45 + 2.2 = 194,45 mm Đường kính đáy răng d f1 = d 1 – 2,5m = 37,26 – 2,5.2 = 32,26 mm d f2 = d 2 – 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 + Theo (6.15a) [ ] 3 2 2 2 2 . )1( baH H aw u KT uKa Ψ += σ β Trong đó: + Theo bảng 6.5 chọn K a = 49,5 (răng thẳng, vật liệu thép – thép) + Theo bảng 6.6 chọn ψ ba = 0,5 + Xác định K Hβ: ψ bd = 0,53ψ ba (u 2 +1) = 0,53.0,5(3,92+1) = 1,3038 Theo bảng 6.7, K Hβ tương ứng với sơ đồ 7 ⇒ K Hβ = 1,12 + T 2 = 113,11.10 3 Nmm + u 2 = 3,92 + [σ H ] = 481,8 MPa ⇒ [ ] 3 2 3 w .3,92.0,5459,4 .1,12113,11.10 1)49,5(3,92a += = 164,16 (mm) Ta lấy a w = 165 mm Xác định các thông số ăn khớp + m = (0,01÷0,02)a w = (0,01÷0,02).165 = (1,65÷3,30) mm ⇒ Chọn m = 2,5 mm + z 1 = 1)m(u 2a 2 w + = )192,3(5,2 165.2 + =26,8 ⇒ Chọn z 1 = 27 + z 2 = z 1 .u 2 = 27.3,92 = 105,1 ⇒ Chọn z 2 = 105 ⇒ Tỉ số truyền thực là u t2 = z 2 /z 1 = 105/27 = 3,9 Không cần dịch chỉnh + Tính lại a w = m(z 1 +z 2 )/2 = 2,5(27+105)/2 = 165 mm + Góc ăn khớp cosα tw = z t w a mCos 2 α = 2.165 os20105).2,5.C(27 °+ = cos20° ⇒ α tw = 20° + Chiều rộng bánh răng b w2 = 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: Hà Nội 11 - 2004 10 [...]... 11 - 2004 20 Đồ án môn học Chi tiết máy Nguyễn Träng Hïng – Cơ Tin 2 – K46 1.3.6 Tính toán chọn ổ lăn cho 3 trục………………………………………………… 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 ………………………………………………………………... Các phần tử cấu tạo thành hộp giảm tốc 1.4.2 Kết cấu bánh vít, bánh răng, nắp ổ, cốc lót Hà Nội 11 - 2004 19 Nguyễn Träng Hïng – Cơ Tin 2 – K46 Đồ án môn học Chi tiết máy 1.5 Bôi trơn và điều chỉnh ăn khớp 1.5.1 Bôi trơn bánh răng 1.5.2 Bôi trơn ổ lăn 1.6 Bảng thống kê các kiểu lắp, trị số của sai lệch giới hạn và dung sai của các kiểu lắp 1.7 Bảng kê các chi tiết của hộp giảm tốc MỤC LỤC 1.1 Chọn động... phép………………………………………………… c Tính toán bộ truyền cấp nhanh……………………………………………… d Tính toán bộ truyền cấp chậm……………………………………………… 1.2.2 Tính toán các bộ truyền ngoài hộp …………………………………………… 1.3 Thiết kế trục và chọn ổ lăn 1.3.1 Sơ đồ phân tích lực……………………………………………………………… 1.3.2 Sơ đồ hộp giảm tốc ……………………………………………………………… 1.3.3 Tính toán thiết kế các trục của hộp giảm tốc ………………………………… 1.3.4 Kiểm nghiệm hệ số an toàn………………………………………………………... 1.3.4 Xác định đường kính và chi u 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: 1 Fk z 2 Fr2 Fr1 x Fa1 3 Ft1 Ft2 y Fa2 Fr3 Ft3 1' 2' Fx 3' + Các lực trên bánh bị động (1’, 2’, 3’) ngược chi u với lực trên bánh chủ động + Tính các lực vòng, lực dọc trục, lực hướng tâm: 2(T1 /2)... trên chi u rộng vành răng, tra bảng 6.7, ứng với sơ đồ 7 ⇒ KHβ = 1,04 * KHα – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp, tra bảng 6.14 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 2.aw 2.165 dw2 = = = 67 (mm) ut 2 + 1 3,92 + 1 v= π.67.282,35 = 1 (m/s) 60000 Theo bảng 6.13, với răng trụ răng. .. 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. .. 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) Vì chi u rộng bánh răng 23 là b23 = 82,5 ⇒ Chọn lm23 = 81 ⇒ l23 = 132 + l24 = 2l23 – l22 = 2.132 – 56 = 208 + l21 = 2l23 = 264 Hà Nội 11 - 2004 16 Nguyễn Träng Hïng – Cơ Tin 2 – K46 Đồ án môn học Chi tiết máy Trục 3 + l32 = l23 = 132; l31 = l21 = l11 = 264;... do xích tác dụng lên trục ra là: Fxích = 1610 N Lực tại khớp nối giữa trục vào và trục động cơ là: Hà Nội 11 - 2004 17 Nguyễn Träng Hïng – Cơ Tin 2 – K46 Đồ án môn học Chi tiết máy Fk = 0,3 2.23000 = 210 N 50 b Tính các phản lực Fly, Flx trên các gối đỡ trong mặt phẳng zOy và zOx Chọn chi u các phản lực như trên hình dưới đây: Trục 1 Fx13 = Fx14 = 594; Fz13 = Fz14 = Fa1 = 158; Trục 2 Fx22 = Fx24... – Cơ Tin 2 – K46 Đồ án môn học Chi tiết máy σ H = Z M Z H Zε 2.T1 K H ( ut1 + 1) ( 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( 2.20°) sin 2α tw + Với răng thẳng thì βb = 0 ⇒ ε β = 0 ⇒ Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng 4 − εα Zε =... 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 Hà Nội 11 - 2004 13 Đồ án môn học Chi tiết máy Module pháp Chi u rộng vành răng . 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 Hà Nội 11 - 2004 19 Đồ án môn. trục và chọn ổ lăn 1.3.1 Sơ đồ phân tích lực………………………………………………………………. 1.3.2 Sơ đồ hộp giảm tốc ……………………………………………………………… 1.3.3 Tính toán thiết kế các trục của hộp giảm tốc ………………………………… 1.3.4 Kiểm. 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