Thiết kế bộ truyền xích | Đồ án Chi tiết máy

lOMoAR cPSD| 40551442 BỘ CÔNG THƯƠNG
Trường Đại Học Kinh tế Kỹ thuật - Công nghiệp Khoa Cơ khí ---   --- ĐỒ ÁN 1 CHI TIẾT MÁY
Sinh viên thực hiện: Nguyễn Tuấn Anh
Nhữ Hoàng Việt Anh Nguyễn Minh Chí
Lớp: DHCK15A2HN
Giảng viên hướng dẫn: Đinh Văn Phương HÀ NỘI - NĂM 2023 ---  --- lOMoAR cPSD| 40551442 MỤC LỤC
CHƯƠNG 1: TÍNH TOÁN CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN, PHÂN PHỐI TỶ SỐ
TRUYỀN VÀ MÔMEN XOẮN TRÊN CÁC TRỤC ................................................ 5
1.1 Tính toán chọn động cơ ......................................................................................... 5
1.2 Phân phối tỉ số truyền ............................................................................................ 6
1.3 Xác định công suất, số vòng quay và momen trên các trục ............................... 7
CHƯƠNG 2: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH ........................................................ 9
2.1 Chọn loại xích ......................................................................................................... 9
2.2 Xác định các thông số của bộ truyền ................................................................... 9
CHƯƠNG 3: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN .................................................................. 12
3.1: Tính toán bộ truyền cấp nhanh: Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng ........ 12
3.2 Thiết kế bộ truyền cấp chậm: Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng .......... 16
CHƯƠNG 4: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC ...................................................... 20
4.1 Chọn vật liệu ......................................................................................................... 20
4.2 Xác định các tải trọng tác dụng lên trục ........................................................... 20
4.3 Tính sơ bộ đường kính trục ................................................................................ 21
4.4 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực ................................... 22
4.5 Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục ............................................. 24
CHƯƠNG 5: TÍNH TOÁN CHỌN THEN, Ổ ĐỠ TRỤC, KHỚP NỐI, CÁC
CHI TIẾT KHÁC VÀ BÔI TRƠN HỘP GIẢM TỐC ........................................... 36
5.1 Tính toán chọn then ............................................................................................. 36
5.2 Chọn ổ đỡ trục ...................................................................................................... 37
5.3: Tính toán khớp nối: ............................................................................................ 42
5.4: Tính toán chọn các chi tiết khác: bu lông đai ốc nắp ổ, bu lông treo, chốt, vít
tách, kiểu lắp ghép các chi tiết .................................................................................. 43
CHƯƠNG 6 :TÍNH TOÁN THIẾT KẾ KẾT CẤU HỘP ...................................... 45
Thiết kế vỏ hộp giảm tốc bằng phương pháp đúc .................................................. 45 2 lOMoAR cPSD| 40551442 LỜI NÓI ĐẦU
- Chi tiết máy là môn khoa học nghiên cứu về các phương pháp tính toán và thiết kế các
chi tiết có công dụng chung. Trong môn học chi tiết máy có sự kết hợp chặt chẽ giữa lí
thuyết và thực nghiệm. Lí thuyết tính toán các chi tiết máy được xây dựng trên cơ sở
những kiến thức về toán học, vật lý, cơ lý thuyết, nguyên lí máy, sức bền vật liệu,...được
xác minh và hoàn thành qua thí nghiệm và thực tiễn sản xuất.
- Là một sinh viên ngành cơ khí việc nắm bắt những nguyên lí hoạt động của máy là một
nhiệm vụ hết sức quan trọng. Nội dung bản thuyết minh đồ án chi tiết máy này đề cập
đến những vấn đề cơ bản về trình tự tính toán và thiết kế dẫn động cơ khí. Cụ thể là:
THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC BỘ TRUYỀN CẤP CHẬM
Phần 1 : TÍNH TOÁN CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN , PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN VÀ
MÔMEN XOẮN TRÊN CÁC TRỤC
Phần 2 : THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH
Phần 3 : THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN
Phần 4 : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC
Phần 5 : TÍNH TOÁN CHỌN Ổ ĐỠ TRỤC, THEN, KHỚP NỐI, CÁC CHI TIẾT
KHÁC VÀ BÔI TRƠN HỘP GIẢM TỐC
Phần 6 : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ KẾT CẤU HỘP
Để hoàn thành đồ án này em đã được sự hướng dẫn và chỉ bảo tận tình của thầy giáo Đinh
Văn Phương. Do kiến thức còn nhiều hạn chế và thời gian có hạn nên không tránh khỏi
thiếu sót. Kính mong thầy và các bạn sinh viên đóng góp ý kiến để đồ án môn học em
được hoàn thiện tốt hơn.
Em xin chân thành cảm ơn. Sinh viên Nguyễn Tuấn Anh Nhữ Hoàng Việt Anh Nguyễn Minh Chí lOMoAR cPSD| 40551442 NỘI DUNG
THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI
Loại hộp: Hộp giảm tốc phân đôi cấp chậm Tmm = 1,65T1 T2 = 0,74T1 t1 = 2,6h t2 = 4,2h tck = 8h 3. Hộp giảm tốc 4. Bộ truyền 1. Động cơ xích
(1 cấp thẳng – 1 cấp nghiêng) 2. Nối trục đàn hồi 5.Băng tải làm việc 1 chiều
Số liệu cho trước: 1. Lực kéo băng tải: F = 13500 N 2. Vận tốc băng tải: v = 0,5 m/s 3. Đường kính tang: D = 400 mm 4. Thời hạn phục vụ: lh = 15000 giờ 5. Số ca làm việc: 2 ca
6. Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài: = 75 độ
7. Đặc tính làm việc: □ Êm □ Va đập nhẹ ∎Va đập vừa CHƯƠNG 1:
TÍNH TOÁN CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN, PHÂN PHỐI TỶ SỐ 4 lOMoAR cPSD| 40551442
TRUYỀN VÀ MÔMEN XOẮN TRÊN CÁC TRỤC
1.1 Tính toán chọn động cơ.
1.1.1 Công suất làm việc trên trục băng tải N : lv F.v 13500.0,5 N lv=1000 = 1000 =6,75(kw) Hiệu suất bộ truyền:
η=ηx .η3br .η4ol .ηk
Hiệu suất của các bộ truyền tra bảng (1.1)
Hiệu suất bộ truyền xích ηx = 0,92
Hiệu suất một cặp bánh răng η = 0,96 br
Hiệu suất một cặp ổ lăn η = 0,97 ol
Hiệu suất khớp nối η = 0,98 k
η=0,92.0,963.0,974.0,98=0,71 1.1.2
Công suất lớn nhất yêu cầu của động cơ: Ndc
1.1.3 Điều kiện và số vòng quay: -
Để tính toán và thiết kế ra hộp giảm tốc có kích thước không quá
lớn, tasẽ xác định tính toán số vòng quay sơ bộ cho động cơ. Số vòng quay
sơ bộ động cơ được tính toán theo công thức: nsb=nlv .ic
n : số vòng quay sơ bộ của động cơ. sb nlv : số
vòng quay trên trục công tác. i : tỷ số truyền chung c
của cả hệ thống. + Chọn sơ bộ tỉ số truyền chung của
hệ thống là ic ≈50 + Số vòng quay của trục công tác(bộ truyền xích) là: nlv (vg/p h)
+ Số vòng quay sơ bộ là:
nsb=nlv .ic=23,88.50=1194,25(vg/ph)
1.1.4 Chọn động cơ: 5 lOMoAR cPSD| 40551442 -
Sau khi tính toán được N và , Đặc tính kỹ thuật của động cơ điện, dc nsb
để chọn động cơ sao cho thỏa thỏa mãn 2 điều kiện: N dc ≥ Nct ndc ≈nsb
(N dc và ndc là công suất và số vòng quay của động cơ cần chọn).
Ta có: Nct=9,5(kw)
nsb=1194,25(vg/ ph)
- Theo bảng 1.2 ÷ 1.12, ta chọn được động cơ 4A160S6Y3 là phù hợp với
yêu cầu, Có các thông số kỹ thuật của động cơ như sau: Kiểu động cơ Công suất Vận tốc quay Cosφ η% T max T k kW T dn Tdn 4A160S6Y3 11,0 970 0,86 86 2,0 1,2
1.2 Phân phối tỉ số truyền.
1.2.1 Xác định tỉ số truyền i 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.
- Tính tỷ số truyền chung theo công thức: ic=ing.i n dc h>¿= ¿ n lv
ndc=970(vg/p h)là số vòng quay của động cơ điện chọn được. nlv=23,885(vg/ph) là
số vòng quay trên trục băng tải. 970 →ic=23,885=40,6
1.2.2 Phân phối tỉ số truyền:
- Tỉ số truyền của hệ thống dẫn động được phân phối cho bộ truyền tronghộp
giảm tốc và bộ truyền ngoài (bộ truyền xích).
ic=ih>¿ .ix=40,6¿ 6 lOMoAR cPSD| 40551442
- Để hộp giảm tốc có kích thước không lớn quá, dựa vào bảng 1.1, chọn tỷ số
truyền của bộ truyền xích: ix=2,5
i ic 40,6 h>¿= = =16,24¿ ix 2,5
Ta có: ihgt=i1 .i2 – tỉ số truyền nhanh, cấp chậm
-Theo công thức (1.11) ta chọn i 1=1,2.i2
1,2.i22=16,24→i2=3,68;i1=4,42 Bảng
số liệu các tỉ số truyền: Bộ truyền xích Bộ truyền cấp nhanh Bộ truyền cấp chậm ix 2, 5 i1 4,42 i2 3,68
1.3 Xác định công suất, số vòng quay và momen trên các trục. 1.3.1 Công suất:
- Áp dụng các công thức 1.16, 1.17, 1.18, 1.19 ta có:
Trục động cơ N dc=Nct=9,5( kW )
Trục 1: N1=N dc .ηol .ηk =9,5.0,97.0,98=9,03(kW )
Trục 2: N2=N1 .ηol .η2br=9,03.0,97.0,962=8,07 (kW )
Trục 3: N3=N2.ηol .ηbr=8,07.0,97.0,96=7,51(kW) - Trong đó:
Nct−¿Công suất cần thiết; η
lần lượt là hiệu suất ổ lăn, ol ,ηk ,ηbr khớp nối và bánh răng. 1.3.2 Số vòng quay:
- Áp dụng các công thức 1.13, 1.14, 1.15 ta có:
Trục động cơ: ndc=970(vg/ph)
Trục 1: n1=ndc=970(vg/ph) n1 970
Trục 2: n2= i1 =4 ,42=219(vg/ ph) 7 lOMoAR cPSD| 40551442 n2 219
Trục 3: n3= i2 =3,68=60(vg/ph)
- Trong đó: i1−¿tỷ số truyền bộ truyền nhanh; i2−¿tỷ số truyền bộ truyền chậm;
ndc−¿số vòng quay của trục động cơ. 1.3.3 Momen:
- Áp dụng các công thức 1.10, 1.21, 1.22, 1.23 ta có: 6 N ct 6 9,5
Trục động cơ: T dc=9,55.10 .
ndc =9,55.10 . 970 =93531,0(N .mm) 6 N1 6 9,03
Trục 1: T 1=9,55.10 .
n1 =9,55.10 . 970 =88903,6(N .mm) 6 N2 6 8,07
Trục 2: T2=9,55.10 .
n2 =9,55.10 . 219 =351910,95 ( N .mm) 6 N3 6 7,51
Trục 3: T 3=9,55.10 .
n3 =9,55.10 . 60 =1195341.7(N .mm) Tỷ số Tốc độ quay Công suất Thông Momen truyền số (vg/ph) (kW) xoắn Trục (N.mm) 1 Trục động cơ 970 9,5 93531,0 Trục 1 970 9,03 88903,6 4,42 Trục 2 219 8,07 351910,95 8 lOMoAR cPSD| 40551442 3,68 Trục 3 60 7,52 1195341,7
CHƯƠNG 2: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH
2.1 Chọn loại xích.
- Chọn loại xích ống con lăn vì rẻ hơn xích răng, theo yêu cầu là va đập vừa không yêu
cầu bộ truyền phải làm việc êm hay ổn.
2.2 Xác định các thông số của bộ truyền.
2.2.1 Chọn số răng đĩa nhỏ và đĩa lớn: n1 970
- Theo bảng 2.12 với tỉ số truyền: i= = =4,43 n2 219
Chọn số răng đĩa xích nhỏ (đãi dẫn) Z1 = 21
Số răng đĩa xích lớn (đĩa bị dẫn) Z2 = i.Z1
→Z2=i .Z1=4,43.21≈93
2.2.2 Tìm bước xích t:
- Tính hệ số điều kiện sử dụng theo công thức:
k=k d .k A .ko .kdc .kb .kc Trong đó:
+k d=1,2:Tải trọng va đập.
+k A=1: Chọn khoảng cách trục A=(30÷50 )t.
+k o=1,2: Góc nghiêng của bộ truyền ≥600.
+k dc=1,25: Khoảng cách trục đĩa xích không điều chỉnh được.
+k b=1,5: Bôi trơn định kì.
+k c=1,25: Bộ truyền làm việc 2 ca.
-Vậy: k=k d .k A .ko .kdc .kb .kc=1,2.1.1,2.1,25.1,5.1,25=3,375 -
Công suất tính toán theo công thức: N Với:
t=N .k .k z .k z
N: Công suất trên trục dẫn động xích (thường là trục 3)
N=N3=7,52(kW) 25 25 9 lOMoAR cPSD| 40551442
k z: Hệ số răng đĩa dẫn (k z=Z1 =21=1,2) k : Hệ số vòng quay n
đĩa dẫn được xác định theo công thức: n01 600 k n= n1 =970=0,6
Với: n01=600: Số vòng quay đĩa dẫn bộ truyền cơ sở.
n1=970: Số vòng quay trên đĩa chủ động.
Vậy: Nt=N .k .k z .kn=7,52.3,375.1,2.0,6≈18,27 (kW )
- Tra bảng 2.12 với n01=600(vg/ph) chọn được xích ống con lăn một dãy có bước
xích t=25,4(mm) (ΓOCT 10947 – 64), diện tích bản lề F=179,7(mm2), có công
suất cho phép [ N ]=26,8(kW). Với loại xích này, theo bảng 2.11 tìm được kích
thước chủ yếu của xích, tải trọng phá hỏng Q=50000(N), khối lượng 1m xích q=2,75(kg).
- Kiểm nghiệm số vòng quay theo điều kiện n1 ≤ngh . Theo bảng 2.14 với
t=18,27(mm) và số răng đĩa dẫn Z1=21, số vòng quay giới hạn ngh của đĩa dẫn có
thể lên tới 1020(vg/ ph), như vậy điều kiện n được thỏa mãn.
1=970(vg/ ph)≤ngh
2.2.3 Định khoảng cách trục và số mắt xích -
Chọn khoảng cách trục A theo công thức: A = 40t -
Tính số mắt xích X theo công thức: X= Z ) 1+Z2 +2 A +(
Z2−Z1 2. t 2 t 2π A 2
X=+ 2.40 +(93−21) . 1 =140,28 1 2π 40
- Chọn số mắt xích: X = 141
- Kiểm nghiệm số lần va đập u của bản lề xích trong 1 giây: Z .n 21.970 u Trong đó:
+Z,n: số răng và số vòng quay trong 1 phút của đĩa xích (đĩa dẫn hoặc bị dẫn –
có thể chọn Z và số vòng quay đĩa xích chủ động hoặc và số vòng quay đĩa 1 Z2 bị động) 10 lOMoAR cPSD| 40551442 Bước xích t (mm) Loại xích 12 15 19,05 25 30 hoặc 35 44,45 50 hoặc hoặc hoặc hoặc hoặc 25,4 31,75 hoặc hoặc 50,8 12,7 15,87 20 40 45 Xích ống con lăn 69 45 35 30 25 20 15 12 Xích răng 80 65 50 30 25 - - -
+[ u ]: số lần va đập cho phép trong 1 giây. Trị số của [ u] dựa vào bước xích t,
loại xích (xích ống con lăn hay xích răng), tra bảng 2.14 dưới đây:
- Theo bảng 2.14, khi bước xích t = 25,4 thì số lần va đạp cho phép trong 1 giây
[ u]=30, nên điều kiện u≤ [u ] được thỏa mãn. - Tính chính xác khoảng cách trục A theo công thức A t Z 1+Z2
Z1+Z2Z1−Z2 A A=1025(mm)
- Để đảm bảo độ võng bình thường, tránh cho xích khỏi bị căng quá, giảmkhoảng
cách trục A một khoảng
∆ A=0,003. A=0,003.1025≈3(mm)
- Cuối cùng lấy A=1022(mm)
2.2.4 Tính đường kính vòng chia của đĩa xích
- Đường kính vòng chia của đĩa dẫn: t 25,4 dc 1=
o =o =170(mm) 180 180 sin sin Z1 21
- Đường kính vòng chia của đĩa bị dẫn tính theo công thức: t 25,4 11 lOMoAR cPSD| 40551442 dc 2= 180 = 180 =752(mm) sin sin Z2 93
- Lực tác dụng lên trục là: 6.107 .kt .N 6.107 .1,05.7,52 F=kt .P= Z1 .t.n1 = 21.25,4.970 =915(N)
Chọn hệ số k t=1,05(vìα>400)
Trong đó: + N là công suất trên đĩa chủ động (kW)
+ n là số vòng quay trên đĩa chủ động + t là bước xích (m)
+ Z1là số rang trên đĩa chủ động
+ k t = 1,05 – do hệ số xét đến tác dụng của trọng lượng xích lên trục
và bộ truyền nghiêng 1 góc lớn hơn 40oso với phương nằm ngang.
CHƯƠNG 3: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN
3.1: Tính toán bộ truyền cấp nhanh: Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng.
3.1.1 Chọn vật liệu làm bánh răng:
Theo bảng 1 chọn bánh răng nhỏ thép 45 tôi cải thiện, bánh răng lớn thép 45 tôi cải thiện.
Theo bảng 3.4 có được cơ tính bánh răng: Bánh răng
nhỏ: Giả thiết đường kính phôi ¿100(mm) σ bk=800¿
Bánh răng lớn: Giả thiết đường kính phôi ¿300(mm) σ bk=600¿
3.1.2 Định ứng suất tiếp xúc cho phép: Theo công thức 3.3
- Số chu kì tương đương của bánh lớn:
N td 2=60.u.n.T=60.1.219.15000=197,1.106 - Số
chu kì làm việc tương đương của bánh nhỏ:
N td 1=i.N td2=4,42.197,1.106=871,2.106
Vì vậy hệ số chu kì ứng suất k ' của cả hai bánh răng đều bằng 1. N 12 lOMoAR cPSD| 40551442
Trong đó, tra theo bảng 3.3 ta có: [ σ ]0tx1=[ σ ]0tx2=2,5(N/mm2)
Kết luận: Để tính bền ta chọn [ σ ]tx=[ σ ]tx2=520(N/mm2) 3.1.3
Xác định ứng suất uốn cho phép:
- Ứng suất tiếp xúc của bánh răng lớn:
[ σ ]tx 2=2,6.HB=2,6.200=520(N /mm2) -
Ứng suất tiếp xúc của bánh răng nhỏ:
[ σ ]tx1=2,6.HB=2,6.220=572(N/mm2)
Lấy hệ số an toàn n = 1,5 và hệ số tập trung ứng suất chân răng Kσ=1,8 vì phôi rèn, thép tôi cải thiện
- Giới hạn mỏi uốn của bánh lớn: σ−1=0,4.600=240(N/mm2)
- Giới hạn mỏi uốn của bánh nhỏ: σ−1=0,4.800=320(N/mm2)
Áp dụng công thức 3.5 đối với ứng suất uốn thay đổi theo chu kì mạch động. Ta có:
- Ứng suất uốn cho phép của bánh nhỏ: 1,4 .320 2
❑u1= 1,5.1,8 =165,9(N /mm )
-Ứng suất uốn cho phép của bánh lớn: 1,4 .240 2
❑u2= 1,5.1,8 =124 ,4(N/mm )
3.1.4 Sơ bộ lấy hệ số tải trọng
K=K❑tt . Kd=1,3
- Chọn sơ bộ K= 1,3÷1,5.
- Các bộ truyền chế tạo bằng vật liệu có khả năng chạy mòn, các ổ có bố trí đối
xứng so với bánh răng hoặc bộ truyền có vận tốc thấp thì chọn K nhỏ. 3.1.5
Chọn hệ số chiều rộng bánh răng
b ❑A= A=0 ,3 Trong đó:
- Bộ truyền chịu tải nhỏ: ❑A=0,15÷0,3
- Bộ truyền chịu tải trung bình: ❑A=0,3÷0,45
- Bộ truyền chịu tải lớn: ❑A=0,45÷0,6
3.1.6 Tính toán khoảng cách trục Theo công thức 3.10 [1]: LấyA=185(mm) Trong đó:
- Dấu “+” được dùng cho bộ truyền ăn khớp ngoài. Dấu “-“ dùng cho bộ truyền ăn khớp trong.
- A,b: Khoảng cách trục và chiều dài răng (mm). b 13 lOMoAR cPSD| 40551442
- ❑A= A: Hệ số chiều rộng bánh răng.
- i : Tỷ số truyền.
- N: Công suất của bộ truyền. - K: hệ số tải trọng.
3.1.7 Tính vận tốc vòng của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng: Theo công thức (3.11): π .d1.n1 2.π . A .n V= = =
=3,5(m/s) 60.1000
60.1000.(i±1) 60.1000.(4,42+1)
Theo bảng 3.5 chọn cấp chính xác 8
3.1.8 Xác định chính xác hệ số tải trọng K:
Vì tải trọng không thay đổi và độ rắn của bánh răng nhỏ hơn 350HB nên Ktt =1.
Hệ số tải trọng động Kđ=1,55 Do
đó: K=Ktt .Kđ=1.1,55=1,55
- Vì hệ số K khác nhiều so với trị số chọn sơ bộ nên ta cần tính lại chínhxác khoảng cách trục : A mm
Như vậy có thể lấy chính xác khoảng cách trục A=200mm.
3.1.9 Xác định môđun, số răng của rang: Môđun pháp:
m=(0,01÷0.02) . A=(2÷ 4) mm
Chọn mn=3mm Số răng bánh nhỏ: 2. A 2.200 Z1= ==24,6 m.(i±1) 3.(4,42+1) - Lấy Z1=25răng Số răng bánh lớn:
Z2=i.Z1=4,42.25=110,5 -
Lấy Z2=110răng Chiều rộng bánh răng b:
b=A.❑A=200.0,3=60mm - Lấy b=60mm
3.1.10 Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng:
Hệ số dạng răng theo bảng 3.12: Bánh nhỏ: y1=0,429 Bánh lớn: y2=0,517
- Kiểm nghiệm ứng suất uốn đối với bánh răng nhỏ: 14 lOMoAR cPSD| 40551442
19,1.106 .K . N 19,1.106 .1,55.9,03 2 σ u1= 2 = 2 =47,6(N/mm )
y.m .Z .n.b 0,429.3 .25.970.60 Vậy σ u1<[
σ ]u1=165,9 N/mm2
- Kiểm nghiệm ứng suất uốn đối với bánh răng lớn: y1 2
σ u2=σu1.
y2=47,6. 0,517 =39,5(N/mm )
Vậy σ u2< [σ ]u2=124,4 N/mm2
3.1.11 Kiểm nghiệm sức bền của răng khi chịu tải đột ngột trong thời gian ngắn:
Ứng suất tiếp xúc quá tải cho phép:
- Bánh nhỏ: [ σ ]txqt1=2,5. [ σ ]Notx1=2,5.572=1430(N/mm2) - Bánh lớn:
[ σ ]txqt2=2,5. [ σ ]notx2=2,5.520=1300(N/mm2) Ứng
suất uốn quá tải cho phép:
- Bánh nhỏ:[ σ ]uqt 1=0,8.σ ch1=0,8.450=360(N /mm2) - Bánh lớn:
[σ]uqt 2=0,8.σ c h2=0,8.300=240(N /mm2) Kiểm
nghiệm sức bền tiếp xúc (theo bảng 3.11): Trong đó 1 8 .
Kiểm nghiệm sức bền uốn: - Bánh nhỏ:
σ uqt1=Kqt .[]u1=1,8.47,6 ¿85,7
N/mm2<[ σ ]uqt 1=360N /mm2 - Bánh lớn:
σ uqt2=Kqt .[]u2=1,8.39,5
¿71,1N /mm2<[ σ ]uqt 2=240 N/mm2
3.1.12 Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền:
Thông số bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng (bộ truyền cấp nhanh) Môđun pháp m=3mm Số răng Z1=25;Z2=110 Góc ăn khớp α=20°
d1=m.Z1=3.25=75mm Đường kính vòng chia
d2=m.Z2=3.110=330mm Khoảng cách trục A=200mm Chiều rộng bánh răng b=60mm Đường kính đỉnh răng
De 1=d1+2.m=75+2.3=81mm De
2=d2+2.m=330+2.3=336mm 15 lOMoAR cPSD| 40551442 Đường kính vòng chân
Di1=d1−2,5.m=75−2,5.3=67,5mm răng
Di2=d2−2,5.m=330−2,5.3=322,5mm
3.1.13 Tính lực tác dụng lên trục: Lực vòng:
2. M x 2.9,55.106 .N 2.9,55.106.9,03 P=
= = =2371(N) d d.n 75.970 Lực hướng tâm:
Pr=P.tgα=2371.tg20o=863(N)
3.2 Thiết kế bộ truyền cấp chậm: Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng.
3.2.1 Chọn vật liệu làm bánh răng :
Theo bảng 3.1 chọn bánh răng nhỏ thép 45 thường hóa, bánh răng lớn thép 45 thường hóa.
Theo bảng 3.4 có được cơ tính bánh răng:
- Bánh răng nhỏ: Giả thiết đường kính phôi < 300 mm; chọn phôi rèn: σ
bk=580(N/mm2) ; σ ch=290(N/mm2); HB=190
- Bánh răng lớn: Giả thiết đường kính phôi < 500 mm; chọn phôi rèn:
σ bk=480(N /mm2); σ ch=240(N/mm2); HB=160
3.2.2 Định ứng suất tiếp xúc cho phép.
Theo công thức 3.4 có số chu kì tương đương của bánh lớn: N td .ni .T i .T ¿
Ntd 2=60.1.60.[13 .2,6+0,743 .4,2].15000=23,23.107
Ntd 1=i2 .Ntd 2=3,68.23,23.107=85,5.107 Trong đó : M
: là mômen xoắn,số vòng quay trong 1 phút và tổng số giờ bánh i ,ni ,Ti
răng làm việc ở chế độ i.
M max : là mômen xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh rang.
Tra bảng 3.3, ta có: N = 0 107
→ Vì N td 1=85,5.107và Ntd 2=23,23.107 đều có lớn hơn N = 0 107 Vì
vậy, hệ số chu kì ứng suất k' của hai bánh răng đều bằng 1 N - Ứng
suất tiếp xúc của bánh răng lớn:
[ σ ]tx 2=2,6.HB=2,6.160=416(N/mm2)
- Ứng suất tiếp xúc của bánh răng nhỏ:
[ σ ]tx1=2,6.HB=2,6.190=494(N/mm2)
Trong đó, tra theo bảng 3.3 ta có: [ σ ]0tx1=[ σ ]0tx2=2,6(N/mm2) Kết
luận: Để tính bền ta chọn [ σ ]tx=[ σ ]tx2=416(N /mm2) 16 lOMoAR cPSD| 40551442
3.2.3 Định ứng suất uốn cho phép
Theo công thức 3.8 có số chu kì tương đương của bánh lớn: M m N
td2=60.u..ni .T i
Ntd 2=60.1.60.[16 .2,6+0,746.4,2] .15000=17,7.107
Ntd 1=Ntd 2=3,68.17,7.107=65,1.107 Vì vậy, N và đều lớn hơn td 1 Ntd 2
N0=5.106 ,do đó k' 'N =1 Mặt khác, ta có:
- Giới hạn mỏi uốn của bánh lớn: σ−1=0,4.480=192(N/mm2)
- Giới hạn mỏi uốn của bánh nhỏ: σ−1=0,4.580=232(N/mm2)
Hệ số an toàn: n=1,5
Hệ số tập trung ứng suất ở chân răng: K σ=1,8
Áp dụng công thức 3.5 đối với ứng suất uốn thay đổi theo chu kì mạch động. Ta có:
- Ứng suất uốn cho phép của bánh nhỏ: 1,4 .232 2
❑u1= 1,5.1,8 =120,3(N /mm )
-Ứng suất uốn cho phép của bánh lớn: 1,4 .192 2
❑u2= 1,5.1,8 =99,5(N/mm )
3.2.4 Sơ bộ lấy hệ số tải trọng K: K=Ktt . Kđ=1,3
3.2.5 Chọn hệ số chiều rộng bánh răng: b ❑A= A=0,3
3.2.6 Tính toán khoảng cách trục:
Theo công thức 3.10 [1], và chọn θ’=1,3:
¿278,6(mm) LấyA=280mm
3.2.7 Tính vận tốc vòng của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng: 17 lOMoAR cPSD| 40551442 Theo công thức (3.11): π d n 2
πAn 2.π .280.219 v
Theo bảng 3.5 chọn cấp chính xác 9.
3.2.8 Xác định chính xác hệ số tải trọng K :
- Chiều rộng bánh răng: b=❑A . A=0,3.280=84(mm) Chọn b=84mm
- Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ theo bảng 3.13
2. A 2.280 d1= i+1 =4,42+1=103,3 (mm) Chọn d1=105mm b 84
❑d=d1 =105=0,8 Theo bảng 3.12 [1] ta có: K ttbảng ¿1,16
Hệ số tải trọng tập trung được tính theo công thức: Ktt =¿¿¿
Theo bảng 3.14 [1] có Kđ=1,2 Vậy hệ số tải trọng:
K=Ktt . Kđ=1,08.1,2=1,296 → Trị
số K sai khác ít so với với K . sb
Như vậy có thể lấy chính xác khoảng cách trục A=280mm.
3.2.9 Xác định môđun, số răng và chiều rộng bánh răng: Môđun:
m=(0,01÷0,02).280=(2,8÷5,6) mm - Lấy m=4mm
Chiều rộng bánh răng b: b=A.❑A=280.0,3=84 mm - Lấy b=84mm
Chọn sơ bộ góc nghiêng β=12° ; cos𝛽 = 0,97 Tổng số răng 2 bánh: 2. Acosβ 2.280.0,97
Zt=Z1+Z2= mn = 4 =135,8 Số răng bánh nhỏ: Zt 135,8 Z1= i+1=3,68+1=29,02 Lấy Z =29 răng 1 Số răng bánh lớn :
Z2=i.Z1=3,68.29=106,72 18 lOMoAR cPSD| 40551442 Lấy Z2=107 răng
Tính chính xác góc nghiêng: Zt .mn 135,8.4 cosβ= = =0,97 2. A 2.280
Vậy: β=14,07o
Chiều rộng bánh răng b thỏa mãn điều kiện: 2,5.mn 2,5.4 b=84 (mm )> = =41,15(mm) sin β 0,243
3.2.10 Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng:
Tính số răng tương đương: - Bánh nhỏ: Z1 29 Ztd 1= 2 = 2 =30,8 cos β 0,97 - Bánh lớn: Z2 107 Ztd 2= 2 = 2 =113,7 cos β 0,97
Hệ số dạng răng theo bảng 3.12
Bánh nhỏ: y1=0, 451
Bánh lớn: y2=0 ,517 Lấy hệ số θ' '=1,5
- Kiểm nghiệm ứng suất uốn đối với bánh răng nhỏ: 19,1.106. K .N
19,1.106 .1,296.8,07 2 σ u1= 2 ' ' = 2 =34,6(N/mm )
y .mn.Z 1.n2.b.θ
0,451.4 .29.219.84.1,5
Vậy σ u1<[ σ ]u1=138,5(N/mm2)
- Kiểm nghiệm ứng suất uốn đối với bánh răng lớn: y1 0,451 2
❑u2=❑u1. y2=34,6. 0,517 =30,2(N/mm ) Vậy σ u2<
[σ ]u2=114 ,6(N/mm¿¿2)¿
3.2.11 Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền:
Thông số bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng (bộ truyền cấp chậm) Môđun m=4mm Số răng Z1=29; Z2=107 Góc ăn khớp α n=20° Góc nghiêng β=14,07o 19 lOMoAR cPSD| 40551442 m.Z d1=
cosβ1=cos14,074.29 o =120mm Đường kính vòng chia m.Z d2=
cosβ2=cos14,074.107 o =441mm Khoảng cách trục A=280mm Chiều rộng bánh răng b=84mm
De 1=d1+2.m=120+2.4=128mm De Đường kính đỉnh răng
2=d2+2.m=441+2.4=449mm Đường kính vòng chân
Di1=d1−2,5.m=120−2,5.4=110mm răng
Di2=d2−2,5.m=441−2,5.4=431mm
3.2.12 Tính lực tác dụng lên trục. Lực vòng:
2. Mx 2.9,55.106 .N 2.9,55.106 .8,07
P= = = =5865,18(N) d 120.n 120.219 Lực hướng tâm:
Pr=P.tgα=6135.tg200=5865,18.0,364=2134,75(N)
CHƯƠNG 4: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC
Tính toán thiết kế các trục trong hộp giảm tốc bánh răng với các số liệu sau:
- Cặp bánh răng trụ răng thẳng có: T1=88903,6 ( N .mm ) α=20o d1=75mm
- Cặp bánh răng trụ răng nghiêng có: T2=351910,95 (N .mm ) α n=20o
β=14,07o d2=120mm
- Momen xoắn trên trục động cơ: T dc=93531,0 (N .mm )
- Mômen xoắn trên trục 1: T 1=88903,6 ( N .mm )
- Mômen xoắn trên trục 2: T2=351910,95 (N .mm )
- Mômen xoắn trên trục 3: T 3=1195341,7 ( N .mm )
- Đường kính vòng tròn qua tâm các chốt của nối trục vòng đàn hồi (Dt = 90 mm)
4.1 Chọn vật liệu.
Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép 45 thường hoá có:
❑bk=600 N /mm2
σ ch=300N /mm2 HB=200
Chọn [ τ ]=8÷20 MPa
4.2 Xác định các tải trọng tác dụng lên trục.
- Với cặp bánh răng trụ răng thẳng (1) và (2) ta có: 20