Thiết kế sản phẩm với Cad
Thuyết minh đồ án thiết kế sản phẩm với Cad
Lời nói đầu
Hiện nay khoa học kỹ thuật đang phát triển nh vũ bão, mang lại những lợi
Ých cho con người về tất cả nhữnh lĩnh vực tinh thần và vật chất. Để nâng cao
đời sống nhân dân, để hoà nhập vào sự phát triển chung của các nước trong khu
vực cũng như trên thế giới. Đảng và Nhà nước ta đã đề ra những mục tiêu trong
những năm tới là nước công nghiệp hoá hiện đại hoá.
Muốn thực hiện được điều đó một trong những ngành cần quan tâm phát
triển nhất đó là ngành cơ khí chế tạo máy vì ngành cơ khí chế tạo máy đóng vai
trò quan trọng trong việc sản xuất ra các thiết bị công cụ cho mọi ngành kinh tế
quốc dân. Để thực hiện việc phát triển ngành cơ khí cần đẩy mạnh đào tạo đội
ngũ cán bộ kỹ thuật có trình độ chuyên môn cao, đồng thời phải đáp ứng được
các yêu cầu của công nghệ tiên tiến, công nghệ tự động hoá theo dây truyền
trong sản xuất .
Qua đồ án này Em đã tổng hợp được nhiều kiến thức chuyên môn, giúp
Em hiểu rõ hơn những công việc của một kỹ sư tương lai. Song với những hiểu
biết còn hạn chế cùng với kinh nghiệm thực tế chưa nhiều nên đồ án của Em
không tránh khỏi những thiếu sót. Em rất mong được sự chỉ bảo của các thầy
trong bộ môn Kỹ Thuật Cơ Khí và các Thầy Cô giáo trong khoa để đồ án của
Em được hoàn thiện hơn .
Cuối cùng Em xin chân thành cảm ơn sự quan tâm chỉ bảo của các Thầy
Cô trong khoa và bộ môn Kỹ Thuật Cơ Khí trường Đại Học Kỹ Thuật Công
Nghiệp và đặc biệt là sự hướng dẫn tận tình của thầy giáo :
Ngày
tháng năm 2011
Sinh viên
1
Thuyết minh đồ án thiết kế sản phẩm với Cad
Tài liệu tham khảo:
1.
Tính toán thiết kế Hệ dẫn động cơ khí .T1 ( I )
2.
Tính toán thiết kế Hệ dẫn động cơ khí .T2 ( II )
Mục lục
trang
Phần I: tính toán động học hệ dẫn động cơ khí
1.
Tính chọn động cơ điện
1.1. Chọn kiểu loại động cơ
4
1.2. Chọn công suất động cơ
5
1.3. Chọn tốc độ đồng bộ của động cơ
5
1.4. Chọn động cơ thực tế
6
1.5. Kiểm tra điều kiện mở máy, điều kiện quá tải cho động cơ
6
2. Phân phối tỉ số truyền
Tỉ số truyền cho các bộ truyền trong hộp giảm tốc
7
3. Tính toán các thông số trên các trục
7
3.1
số vong quay trên các trục
7
3.2. Tính cong suat trên các truc
8
3.3. Tính mô men xoắn trên các trục
8
3.4. Lập bảng kết quả
9
Phần II: Thiết kế các chi tiết truyền động
1.
Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm
10
2.
Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh
16
3.
Kiểm tra điều kiện bôi trơn cho hộp giảm tốc
22
4.
Kiểm tra điều kiện chạm trục
23
Phần III: thiết kế các chi tiết đỡ nối
A Thiết kế trục
24
1.1.Tính trục theo độ bền mỏi
Tính sơ bộ
2
Thuyết minh đồ án thiết kế sản phẩm với Cad
Tính gần đúng
Tính chính xác
Tính trục theo độ bền tĩnh (tính quá tải)
Tính độ cứng cho trục
B Tính chọn ổ lăn
42
1.1. Chọn phương án bố trí ổ
1.2. Tính ổ theo khả năng tải động
1.3. Tính ổ theo khả năng tải tĩnh
C Tính chọn then
47
1. Tính chọn then cho trục I
2. Tính chọn then cho trục II
3. Tính chọn then cho trục III
D chọn khớp nối
51
Phần IV: cấu tạo vỏ hộp, các chi tiết phụ và chọn chế độ
lắp trong hộp
1. Thiết kế các kích thước của vỏ hộp
2. Thiết kế các chi tiết phụ (chốt đTHnh vTH, bu lông vòng vv…)
3. Chọn các chế độ lắp trong hộp
3
53
Thuyết minh đồ án thiết kế sản phẩm với Cad
Tài liệu tham khảo
1. Trịnh Chất, Lê Văn Uyển, Tính toán hệ dẫn động cơ khí, tập I,NXB Giáo
dục, 1999 [I]
2. Trịnh Chất, Lê Văn Uyển, Tính toán hệ dẫn động cơ khí, tập II,NXB
Giáo
dục, 1999 [II]
4
Thuyết minh đồ án thiết kế sản phẩm với Cad
5
Thuyết minh đồ án thiết kế sản phẩm với Cad
PHẦN I
CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
Ι . Chọn động cơ điện :
1.1 . Chọn kiểu loại động cơ điện :
Việc chọn 1 loại động cơ điện dùng cho hộp giảm tốc hiện nay thật là đơn
giản xong chóng ta cần chọn loại động cơ sao cho phù hợp nhất với hộp giảm
tốc của chúng ta , phù hợp với điều kiện sản xuất , điều kiện kinh tế ... :
Động cơ điện một chiều : loại động cơ này có ưu điểm là có thể thay đổi
trị số của mômen và vận tốc góc trong phạm vi rộng , đảm bảo khởi động êm ,
hãm và đảo chiều dễ dàng ... nhưng chúng lại có nhược điểm là giá thành đắt ,
khó kiếm và phải tăng thêm vốn đầu tư để đặt thiết bị chỉnh lưu , do đó được
dùng trong các thiết bị vận chuyển bằng điện , thang máy , máy trục , các thiết bị
thí nghiệm ...
Động cơ điện xoay chiều : bao gồm 2 loại : một pha và ba pha
Động cơ một pha có công suất nhỏ do đó chỉ phù hợp cho các dụng cụ gia
đình . Trong công nghiệp sử dụng rộng rãi động cơ ba pha :đồng bộ và không
đồng bộ .
So với động cơ ba pha không đồng bộ , động cơ ba pha đồng bộ có ưu
điểm hiệu suất và cosϕ cao , hệ số tải lớn nhưng có nhược điểm : thiết bị tương
đối phức tạp , giá thành cao vì phải có thiết bị phụ để khởi động động cơ , do đó
chúng được dùng cho các trường hợp cần công suất lớn (100kw) , khi cần đảm
bảo chặt chẽ trị số không đổi của vận tốc góc . Động cơ ba pha không đồng bộ
gồm hai kiểu : rôto dây cuốn và rôto lồng sóc . Động cơ ba pha không đồng bộ
rôto dây cuốn cho phép điều chỉnh vận tốc trong một phạm vi nhỏ ( khoảng 5%)
, có dòng điện mở máy thấp nhưng cosϕ thấp ,giá thành đắt , vận hành phức tạp
do đó chỉ dùng thích hợp trong một phạm vi hẹp để tìm ra vận tốc thích hợp của
dây chuyền công nghệ đã được lắp đặt . Động cơ ba pha không đồng bộ rôto
lồng sóc có ưu diểm là kết cấu đơn giản , giá thành hạ , dễ bảo quản, có thể trực
6
Thuyết minh đồ án thiết kế sản phẩm với Cad
tiếp vào lưới điện ba pha không cần biến đổi dòng điện song hiệu suất và hệ số
công suất thấp so với động cơ ba pha đồng bộ , không điều chỉnh được vận tốc .
Từ những ưu , nhược điểm trên cùng với điều kiện hộp giảm tốc của ta và
được sự chỉ dẫn của thầy cô , em đã chọn Động cơ điện ba pha lồng sóc.
1.2 . Tính chọn công suất và số vòng quay của động cơ:
Động cơ được chọn phải có công suất định mức
dc
Pdm
≥ Pdtdc
dc
Pdm
-
Pdtdc -
dc
Pdm
thoả mãn điều kiện :
(kW)
công suất định mức của động cơ;
công suất đẳng trị trên trục động cơ.
Do tải trọng là không đổi nên có thể xác định theo công thức :
Plvdc =
Plvct
Pdtdc ≥ Plvdc
Plvct
Công suất làm việc trên trục động cơ
ηΣ
- công suất làm việc trên trục công tác
Plvct =
Ft v
5000.1,2
=
= 6,0 (kW )
1000
1000
ηΣ - hiệu suất truyền động từ trục động cơ đến trục công tác :
n
η Σ = ∏η i = η k .η ol4 .ntt2
i =1
Theo bảng 2.3, ta chọn hiệu suất của các bộ truyền và các cặp ổ trong hệ
thống nh sau :
ηk = 1
Hiệu suất bộ truyền Khớp nối
Hiệu suất một Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng
ntt
= 0,97
ηo = 0,99
Hiệu suất Một cặp ổ lăn
Hiệu suất của hệ thống :
ηΣ = ηk .ηol4 .ntt2 = 1.0,99 4.0,97 2 = 0,903 = 90,3%
Suy ra : Công suất làm việc danh nghĩa trên trục động cơ :
Plvdc =
6,0
= 6,65 ( kW )
0,903
Theo sơ đồ tải trọng không đổi, ta có :
7
Pdtdc ≥ Plvdc .
Thuyết minh đồ án thiết kế sản phẩm với Cad
Công suất của động cơ được chọn theo điều kiện nhiệt độ đảm bảo cho
khi động cơ làm việc nhiệt độ sinh ra không quá mức cho phép.
Muốn vậy, ta cần thoả mãn điều kiện
dc
Pdm
≥ Pdtdc .
(1)
Vậy : Công suất đẳng trị trên trục động cơ phải thỏa mãn:
dc
Pdm
≥ 6,65 ( kW )
1.3 xác định số vòng quay đồng bộ của động cơ :
Do hệ dẫn động xích tải nên số vòng quay của trục công tác được tính nh
sau :
nct =
60.10 3 v
60.10 3.1,2
=
= 101,2 (v / ph)
Z.p
28.25,4
Với :
v : Vận tốc vòng của xích tải
Z : Số răng đĩa xích tải
p : Bước xích tải
+ Xác định số vòng quay đồng bộ nên dùng cho động cơ :
Chọn sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ :
Kể đến sự trượt nên :
ndb = 1500 (v / ph)
ndb = 1450 (v / ph)
n
1450
db
Tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống : u sb = n = 101,2 = 14,3
ct
Tra bảng 1.2 ta thấy usb nằm trong khoảng u nờn dựng
Có 8<14,3<40
Dễ thấy
u sb nằm trong khoảng u của hệ thống nên chọn udb = 1500 (v / ph)
(2)
Từ (1) và (2) ta Chọn động cơ:
Với
Plvdc = 6,65 (kW ) ,
tốc độ đồng bộ
1500 (v / ph)
Tra bảng P1.3 ta chọn loại động cơ với các thông số nh sau :
Loại động cơ
K160S4
Vận tốc quay
Công suất
(v/ph)
(kw)
1458
7,5
Cosϕ
0.86
η%
885
Tmax/Tdn
2.2
1.5. Kiểm tra điều kiện mở máy , điều kiện quá tải cho động cơ:
a . Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ :
8
IK/Idn
5,8
Thuyết minh đồ án thiết kế sản phẩm với Cad
Khi khởi động , động cơ cần sinh ra một công suất mở máy đủ lớn thắng
sức ỳ của hệ thống . Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ theo
dc
Pmm
≥ Pbddc
công thức:
dc
Pmm
Trong đó :
dc
Pmm
=
: là công suất mở máy trên trục động cơ
Tk
dc
.Pdm
= 2,2.7,5 = 16,5 ≈ 17 (kW )
Tdn
Pbddc = K bd .Plvdc = 1,5.6,65 = 9,97 ≈ 10( kw)
Ta thấy :
dc
Pmm
≥ Pbddc
( 17>10 ) thỏa mãn điều kiện mở máy nờn mỏy hoạt
động bình thường
II . Phân phối tỷ số truyền :
Tỷ số truyền chung của toàn hệ thống :
u∑ =
ndc 1450
=
= 14,3
nct 101,2
Trong đó
nct
ndc
là số vòng quay của động cơ (v/ph)
là số vòng quay của trục công tác (v/ph)
Do hệ dẫn động gồm các bộ phần truyền mắc nối tiếp nên :
u∑ = ung .uh
u ng
uh
=1 :là tỉ số truyền các bộ truyền ngoài hộp, do đây là khớp nối
: tỷ số truyền bộ truyền trong hộp.
Do đó
uh
=
u ∑ =14,3
TỈ số truyền của các bộ truyền trong hộp giảm tốc
Vì đây là hộp giảm tốc bánh răng cấp nhanh tỏch đụi
Tỉ số truyền trục 2
9
Thuyết minh đồ án thiết kế sản phẩm với Cad
0.333
K ×ψ
u2 ≈ 0.8055 × C 2 ba 2 uh ÷
ψ ba1
=2,265
u1 = uh/u2 = 14,3/2,265 =6,313
III . Xác định các thông số trên các trục:
1.TỐC ĐỘ QUAY CỦA CÁC TRỤC
trục I :
nΙ =
nđc
1450
=
= 1450(v / p )
u đc−1
1
trục II:
nΙΙ =
nΙ
1450
=
= 229,68(v / p )
u Ι−ΙΙ 6,313
trục III:
nΙΙΙ =
nΙΙ
u ΙΙ−ΙΙΙ
=
229,68
= 101,4(v / p )
2,265
2Tính công suất danh nghĩa trên các trục :
Ta có : Công suất trên các trục động cơ :
Pdc = Plvdc = 6,65 (kW )
Khi đó :
Công suất trên trục I :
PI = Pdc .ηdc +I .η0 = 6,65.1.0,99 = 6,584 ( kW )
Công suất trên trục II:
PII = PI .ηbr .η0 = 6,584.0,97.0,99 = 6,323( kW )
10
Thuyết minh đồ án thiết kế sản phẩm với Cad
Công suất trên trục II:
PIII = PII .ηbr .η0 = 6,323.0,97.0,99 = 6,072 (kW )
3.3 . Tính mômen xoắn trên các trục :
Ta có Mômen xoắn trên trục thứ k được xác định theo công thức :
Tk =
9,55.106. pK
nk
Momen xoắn trên trục động cơ.
Tdc =
9,55.10 6.6,65
= 43798 (N.mm)
1450
các mômen xoắn trên trục động cơ I, II, III là :
Trục I :
T1 =
9,55.10 6.6,584
= 43364 (N.mm)
1450
Trục II :
T2 =
9,55.10 6.6,323
= 262908 (N.mm)
229,68
( T2 *= T2 /2=131454 (N.mm) )
Trục III:
T3 =
9,55.10 6.6,072
= 571870 (N.mm)
101,4
3.4 Lập bảng thông số khi làm việc:
TS
TS
Trôc
Trục
Trục
động cơ
Trục I
Tốc độ
quay
N (v/ph)
1450
Tỷ số
truyền u
1
1450
11
Công
suất
(kW)
Mô men
xoắn
T(N.mm
)
6,65
43798
6,584
43364
Thuyết minh đồ án thiết kế sản phẩm với Cad
6,313
Trục II
229,68
Trục III
101,4
2,265
6,323
262908
6,072
571870
PHẦN 2 :
THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
I : THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP CHẬM
1 . Chọn vật liệu :
Đây là hộp giảm tốc chịu công suất trung bình nhỏ nên ta chọn vật liệu là
thép nhóm I có độ rắn HB<350 . Khi đó Bánh răng được thường hoá hoặc tôi cải
thiện. Vì độ rắn thấp nên có thể cắt răng chính xác, đồng thời bộ truyền có khả
năng chạy mòn cao.
Cụ thể, tra Bảng 6.1 ta chọn :
Loại
bánh răng
Nhãn
hiệu thép
Nhá
45
Lớn
45
Nhiệt
luyện
Độ
rắn
Tôi
hạn
σb
HB
cải thiện
Thườ
192...240
HB
ng hoá
170...217
12
Giới
Giới
bền hạn
(MPa)
chảy
σch (Mpa)
750
450
600
340
Thuyết minh đồ án thiết kế sản phẩm với Cad
2. Xác định ứng suất cho phép (tra bảng 6.2 )
Trị số của σHo lim và σFo lim là trị số ứng suất cho phép ứng với số chu kỳ cơ
sở, tra Bảng 6.2 ta chọn :
ứng suất tiếp xúc cho phép với số chu kỳ cơ sở :
σ H0 lim = 2.HB + 70
ứng suất uốn cho phép với số chu kỳ cơ sở :
σ F0 lim = 1,75HB
Hệ sè an toàn khi tình về tiếp xúc, uốn :
S H =1,1
;
S F = 1,75
Chọn độ rắn của bánh răng nhỏ
:
HB3 = 200
Chọn độ rắn của bánh răng lớn
:
HB4 = 190
Nh vậy ứng suất tiếp cho phép:
Bánh răng nhỏ:
σH0 lim 3 = 2.HB3 + 70 = 2.200 + 70 = 470 (MPa)
bánh răng lớn:
σ H0 lim 4 = 2.HB4 + 70 = 2.190 + 70 = 450 (MPa)
Bộ truyền quay một chiều và tải trọng đặt một phía nên hệ số xét đến ảnh
hưởng đặt tải ta chọn: K FC =1.
Sè chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc :
N HO = 30.HB 2,4
Vậy ta có :
Bánh nhá
Bánh lớn
(HB là độ rắn Brinen)
N HO3 = 30.200 2,4 = 9,99.106
N HO4 = 30.190 2,4 = 8,83.10 6
- Sè chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi tính về uốn
N FO = 4.10 6
với tất cả các loại thép
- Sè chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương N HE , N FE
13
Thuyết minh đồ án thiết kế sản phẩm với Cad
Vì tải không đổi nên:
N HE = N FE = 60.c.n.t ∑
N=
Với :
c : số lần ăn khớp lại trong một vòng quay
n : số vòng quay trong 1 phót (n2=229,68(v/ph);n3=101,4(v/ph))
t∑ : tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét.
Ta có: c = 1 (do tải trọng quay 1 chiều nên trong 1 vòng quay 1 đôi răng ăn
khớp 1 lần)
t∑ = 1.8.(365.0,9).8 = 21024 (h)
Vậy :
N HE 3 = N FE 3 = 60.1.229,68.21204 = 29,22.10 7 (chu kỳ)
N HE > N HO
ta thấy :
Nên ta chọn :
N HE = N HO
N FE > N FO
,
N FE = N FO
,
K HL = K FL = 1
Khi đó , ứng suất tiếp xúc cho phép
[σ BH ] = σ H lim B .K HL
SH
[σH 3 ] = 470 .1 = 427,27
1,1
( MPa)
[σH 4 ] = 450 .1 = 409,09 ( MPa)
1,1
Ta chọn bánh răng trụ răng thẳng nên:
[σ H ] = 409,09( MPa)
TA CÓ
σF0 lim 3 =1,8.HB3 =1,8.200 = 360 (MPa)
[σF 3 ] = 360 .1.1 = 205,7
1,75
[σF 4 ] = 342 .1.1 =195,43
1,75
( MPa)
( MPa)
ứng suất cho phép khi quá tải :
14
Thuyết minh đồ án thiết kế sản phẩm với Cad
[σ F 3 ] max = 0,8.σ ch1 = 0,8.450 = 360
( MPa)
[σ F 4 ] max = 0,8.σ ch 2 = 0,8.340 = 272
( MPa)
ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải
[σ H 3 ] max = [σ H 4 ] max = 2,8.σ ch = 2,8.340 = 952
( MPa)
1.3 . Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền :
1.3.1. Khoảng cách trục:
aw = K a (u2 + 1). 3
T2 .K Hβ
[σ H ] 2 .u2 .ψ ba
trong đó :
ψba : hệ số chiều rộng vành răng, là tỉ số giữa chiều rộng vành răng và
khoảng cách trục. Tra Bảng 6.6 (I) ta chọn ψba
Ka
= 0,4
: hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng. Tra bảng
6.5 ta chọn
K Hβ :
K a = 49 MPa 1 / 3
Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành
răng khi tính về tiếp xúc.
Với hệ số ψbd
= 0,5.ψ ba .(u 2 + 1) = 0,5.0,4.(2,265 + 1) = 0,653
Tra bảng 6.7 (I)Trị số của hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều
rộng vành răng
K Hβ va K Fβ ta
a w = 49( 2,265 +1). 3
chọn
K Hβ =1,02 , K Fβ =1,02
262908.1,02
≈ 177 (mm)
409,09 2.2,265.0,4
b. Xác định các Thông số ăn khớp :
Môđun
mn = (0,01 ÷ 0,02).a w = (0,01 ÷ 0,02).177 = (1,77 ÷ 3,54)
Tra bảng Trị số tiêu chuẩn của môđun, ta chọn môđun :
mn = 3 (mm)
b
W
Chiều rộng vành răng : .ψ ba = a
w
bw = aw .ψba =177.0,4 = 70,8 (mm)
Số răng banh nhỏ :
15
Thuyết minh đồ án thiết kế sản phẩm với Cad
z3 =
2aw
2.177
=
= 36,32 ( chọn z3 =37 răng)
m(u2 + 1) 3(2,265 + 1)
Số răng banh lớn:
z4 = u2 . z3 =2,265.37=83,8
(chọn
z 4 =84
răng)
⇒ zt = z4 + z3 =84+37=121răng
aw =
mn Z t 3.121
=
= 181,5( mm)
2
2
Tỉ số truyen thực u=84/37=2,27
1.
các thông số hình học của bộ truyền:
o
đường kính vòng chia:
d3= z3 . m= 37. 3 = 111 mm
d4 =z4 . m=84 . 3 = 252 mm
o
đường kính vòng đỉnh:
d a 3 = d 3 + 2.m = 117
mm
d a 4 = d 4 + 2.m = 258
mm
+ Đường kính lăn :
d w3 =
2a w
2.177
=
= 108,43( mm)
u 2 +1 2,265 +1
d w 4 = u 2 d w3 = 2,265.108,43 = 245,59(mm)
o
khoảng cách trục aw =
o
chiều rộng vành răng
bánh bị dẫn:
b4 =ψ ba .a = 0,4.180,7 = 72,28
bánh dẫn:
o
z1.m(1 + u )
≈ 180,7 mm
2
mm.
b3 = b4 + 5 = 72,28 + 5 = 77,28
vân tốc vòng bánh răng
v=
π .d 3 .n2 π .108.229,68
=
= 1,299(m / s )
60000
60000
Theo bảng 6.13 [3] chọn cấp chính xác là 9.
o
Xác định giá trị các lưc :
Bánh dẫn
16
mm
Thuyết minh đồ án thiết kế sản phẩm với Cad
2T
2
lực vòng : Ft 2 = d =
3
2.131454
= 2434,3N
108
lục hướng tâm: Fr2= Ft2tgα= 886N. (goc ap lực α=200 )
bánh bị dẫn:
2T
3
lực vòng : Ft 3 = d =
4
2.571870
= 4649,4 N
246
lực hướng tâm: Fr2= Ft2tgα=1692,2N.
2.
kiểm nghiệm giá trị ứng suất tiếp xúc
Theo bảng P2.3 phụ lục, ta chọn hệ số tải trọng động :
K HV =1,05
K FV =1,07
Tra bảng 6.5 chon Z M = 274 (MPa 1/3 )
ZH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc :
ZH =
2. cos βb
=
sin 2.α tw
2. cos(0 0 )
= 1,76
sin( 2.20 0 )
KH: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc :
K H = K Hβ .K Hα .K Hv =1,02.1,01.1,1=1,13
Ta có hệ số trùng khớp dọc ε β
=
bw sin β 70,8. sin 0 0
=
=0
mnπ
3.3,14
εα = (1,88 − 3,2(1 / z3 +1 / z4 ))
cos β =1,75
Zε : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng :
Zε = (4 − εα ) / 3 = 0,86
δH =
Z M .Z H .Zε
d3
2.T2 .K H .(u + 1)
= 389,7 MPa < [δ H ] = 409,09 MPa
bw .u
Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép :
[σH]CX = [σH].Zv.ZR.KxH
⇒ lấy KxH = 1 , Zv=1
Với cấp chính xác 9 chọn ZR = 0,96
[σH]CX = 409,09.1.1.0,95=392,7( MPa)
17
Thuyết minh đồ án thiết kế sản phẩm với Cad
∆σ H =
chênh lệch:
392,7 − 389,7
100% = 0,76% < 4%
392,7
bánh răng thỏa mãn điều kiện ứng xuất tiếp xúc.
2
Tinh lai b w
3.
389,7
=70,8. 392,7
=69,7(mm)
kiểm nghiệm độ bền uốn
σF 3 =
σF4 =
2.T2 .K F .Yε .Yβ .YF 3
bw3 .d w3 .mn
≤ [σ F 3 ]
σ F 3 .YF 4
≤ [σ F 4 ]
YF 3
Trong đó :
T2 : mômen xoắn trên bánh chủ động T2 =262908
(N.mm)
mn : modun pháp mn = 3 (mm)
Yε : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:
Yβ : Hệ số kể đến độ nghiêng của răng :
Yε =
1
εα
=
1
= 0,571
1,75
Yβ =1
YF3, YF4 : là hệ số dạng răng của bánh 3 và 4, chúng phụ thuộc
vào số răng tương đương và hệ số dịch chỉnh
Z3
37
Số răng tương đương : Zv3 = Z v 3 = cos3 β = (1)3 = 37
Zv4 =
Z4
84
= 3 = 84
3
cos β (1)
Vì ta không dùng răng dịch chỉnh nên hệ số dịch chỉnh x = 0 .
Tra Bảng 6.18 [1] :Trị số của hệ số dạng răng ta được : YF3= 3,7
YF4= 3,6
Tra Bảng 6.7 [1] :Trị số của hệ số phân bố không đều tải trọng trên
chiều rộng vành răng được KFβ= 1,08
18
Thuyết minh đồ án thiết kế sản phẩm với Cad
Tra Bảng 6.14 : trị số hệ số phân bố không đều tải trọng cho các đôi
răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn với bánh răng thẳng KFα = 1,37 ( v
<5)
K F = K Fβ .K Fα.K Fv =1,08.1,37.1,07 =1,58
σF 3 =
2.T2 .K F .Yε .Yβ .YF 3
bw .d w3 .mn
σF4 =
=
2.262908.1,58.0,571.1.3,7
= 77.44 ( MPa) < [σ F 3 ]
69,7.108,4.3
σ F 3 .YF 4 77,44.3,6
=
= 75,35 ( MPa) < [σ F 4 ]
YF 3
3,7
⇒ thoả mãn điều kiện độ bền uốn
1.3.5 . Kiểm nghiệm răng về quá tải :
Khi làm việc răng có thể bị quá tải ( VD : lúc mở máy , hãm máy ..) với
hệ số quá tải
K qt = K bd =1,5
ứng suất tiếp xúc cực đại :
σH max =σH . K qt = 389,7. 1,5 = 477,28 ( MPa ) <[σH ]max =952 ( MPa)
- thoả mãn điều kiện tránh biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt.
ứng suất uốn cực đại :
σF 3 max = σF 3 .K qt = 77,44.1,5 =116,16 <[σF 3 ]max = 360(Mpa)
σ F 4 max = σ F 4 .K qt = 75,35.1,5 =113,02 < [σ F 4 ]max = 272( Mpa)
thoả mãn điều kiện phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn
chân răng
19
Thuyết minh đồ án thiết kế sản phẩm với Cad
BẢNG THÔNG SỐ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRONG HỘP GIẢM
TỐC
20
- Xem thêm -