Tài liệu đồ án môn học chi tiết máy thiết kế hệ dẫn động cơ khí

ĐỒ ÁN NGUYÊN LÝ-CHI TIẾT MÁY GVHD: VĂN HỮU THỊNH Lời nói đầu: Đồ án nguyên lí chi tiết máy là môn học mang tính khoa học sâu sắc. Qua môn học sinh viên được trang bị khá nhiều kỹ năng,đơn cử như kỹ năng tính toán,kỹ năng giải quyết vấn đề khó nảy sinh trong quá trình thực hiện đồ án. Đồ án nguyên lý máy là cơ hội để sinh viên có thể tổng hợp lại nhưng kiến thức cơ sở nền đã được học trong 2 năm vừa qua,rèn luyện tính độc lập và phát huy tính sang tạo cao trong học tâp. Qua sự hướng dẫn đầy nhiệt tình của thầy VĂN HỮU THỊNH .Em đã tiến hành thực hiện đồ án . Trong quá trình thực hiện có gi sai xót mong quí Thầy thứ lỗi và sữa cho Em để khi thực hiện các đồ án kế tiếp cũng như quá trình lĩnh hội các kiến thức mới khỏi mắc phải sai lầm và khuyết điểm. Em xin chân thành cảm ơn! SVTH: LÊ CÔNG THÀNH MSSV: 06103120 ĐỒ ÁN NGUYÊN LÝ-CHI TIẾT MÁY GVHD: VĂN HỮU THỊNH Trường ĐHSPKT TP HCM Khoa XD&CHUD Bộ môn: Thiết kế công nghiệp ĐẦU ĐỀ THIẾT KẾ ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ ( Đề số : 01—Phương án :10) A. ĐẦU ĐỀ: 1. Sơ đồ động: 1.Các số liệu ban đầu: a. b. c. d. e. Lực vòng trên xích tải (2F) Vận tốc xích tải (V) Số răng đĩa xích (Z) Bước xích (P) Số năm làm việc (a) : 4800 : 1,4 : 9 : 110 : 5 (N) (m/s) (răng) (mm) (năm) 2. Đặc điểm của tải trọng: Tải trọng va đập nhẹ, quay một chiều 3Ghi chú : Năm làm việc (y)300 ngày, ngày làm việc(d) 2 ca, 1 ca(8) h. Sai số cho phép về tỉ số truyền ∆i=2÷3%. SVTH: LÊ CÔNG THÀNH MSSV: 06103120 ĐỒ ÁN NGUYÊN LÝ-CHI TIẾT MÁY GVHD: VĂN HỮU THỊNH B.KHỐI LƯỢNG CỤ THỂ: 1. Một bản thuyết minh về tính toán 2. Một bản vẻ lắp hộp giảm tốc( khổ A0) SVTH: LÊ CÔNG THÀNH MSSV: 06103120 ĐỒ ÁN NGUYÊN LÝ-CHI TIẾT MÁY GVHD: VĂN HỮU THỊNH B/PHẦN THUYẾT MINH PHẦN I . TÍNH ĐỘNG HỌC I.1/ Chọn động cơ. 1.1.1/ Xác định công suất yêu cầu trên trục động cơ. Công suất trên trục công tác: Pt= 2 F .V 4800.1, 4 = =6,72 ( kw) 1000 1000 2 F=4800(N)- lực vòng trên xich tải V= 1,4(m/s)-Vận tốc xích tải Công suất yêu cầu trên trục động cơ: Pct=Pt/ht. Trong đó:  là hiệu suất truyền động.  :Hệ số thay đổi tải trọng Hiệu suất truyền động: ht = đ..mổ.kbr .nt. m: số cặp ổ lăn (m=4) k: số cặp bánh răng (k=2); tra bảng 2.3 TTTKHĐCK ta có hiệu suất của bộ truyền xích để hở: đ.=0,96 hiệu suất của các cặp ổ lăn: ổ.=0,98 hiệu suất của các bộ truyền bánh răng trụ : br =0,99 hiệu suất nối trục .nt=1 vậy hiệu suất của toàn bộ hệ thống là =0,96.0,984.0,992.1=0,886 Do đó: Pct=Pt/ht=6,72/0,886=7,58(Kw). chọn công suất định mức của động cơ: pđc> Pct vậy ta chọn pđc=11 (Kw). Ứng với công suất của động cơ ta chọn ndb =1500(vòng/ phút) Tra bảng P1.3 ta chọn động cơ 4A132M4Y3 : Trong đó: pđc=11 (Kw). ndc =1458(vòng/ phút) cos = 0.87 .µ%=87.5 I.2. Phân phối tỷ số truyền. 1.2.1 Xác định tốc độ vòng quay đồng bộ của trục động cơ: SVTH: LÊ CÔNG THÀNH MSSV: 06103120 ĐỒ ÁN NGUYÊN LÝ-CHI TIẾT MÁY GVHD: VĂN HỮU THỊNH Số vòng quay trên trục công tác: Z . p.n (v/p) 60.1000 6.104.V 6.104.1, 4 n= = = 85 (v/p) Z. p 9.110 V= Trong đó: V=1,4(m/s) Z=9 (răng) P=110(mm) Tỷ số truyền chung:uc=nđc/nt=1458/85=17,15 Mà U=Uđ.Uh Chọn uđ=2,5  uh=17,15/2,5=6,86. Ta có: uh=un.uc. Trong đó: un là tỷ số truyền cấp nhanh, uc là tỷ số truyền cấp chậm. Để đảm bảo hộp giảm tốc được bôi trơn bằng phương pháp thăm dầu thì Un =(1.2÷1.3) Uc. Chọn Un =1.2 Uc.  1.2Uc.Uc =Uhgt =6,86  Un =2,39 ; U1 =1,2.2,39=2,87 Kiểm tra : ut − ud un .uc .ud = 17,15-2,5.2,39.2,87=0.00175  (0.01 → 0.09) thõa mãn I.3. Tính các thông số. I.3.1.Số vòng quay: nđc=1458(vòng/phút)  n1=nđc/uđ=1458/2,5=583,2 (v/p)  n2=n1/un=583,2/2,87=203,2(v/p)  n3=n2/uc=203,2/2,39=85 (v/p). Plv =6,72 kW ; Plv 6.72 =6,79 kw olnt 0.99 *1 6, 79 P P2 = 3 = =7 kw olbr 0.99*0.98 7 P P1 = 2 = =7,22 kw olbr 0.99*0.98 P3 = Pct =7,58 = kw I.3.2. Mômen của động cơ, các trục 1 , 2, 3 và của trục công tác. Pdc 7,58 = 9,55.106. = 49650N.mm. ndc 1458 P 7, 22 T1 = .9,55.106. 1 = .9,55.106. = 118229 N.mm. n1 583, 2 Tđc = 9,55. 106. SVTH: LÊ CÔNG THÀNH MSSV: 06103120 ĐỒ ÁN NGUYÊN LÝ-CHI TIẾT MÁY GVHD: VĂN HỮU THỊNH P2 7 = 9,55.106 . = 328986 N.mm. n2 203, 2 P 6,79 T3 = 9,55. 106. 3 = 9,55.106 . = 762876 N.mm. n3 85 T2 = 9,55. 106 . Từ những kết quả tính toán trên ta có bảng sau: Trục Th.số T.S truyền P(kW) n (vg/ph) T(N.mm) Động cơ Ud=2,5 7,58 1458 49650 I II III Un=2,87 Uc= 2,39 7,22 7 6,79 583 203 85 118229 328986 762876 PHẦN II. TÍNH TOÁN, THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY. I. TÍNH BỘ TRUYỀN ĐAI 1.1Chọn loại đai và tiết diện đai -Theo hình 4.1 ta chọn loại đai thường tiết diện đai ƃ 1.2 Xác định thông số của bộ truyền - Đường kính bánh đai nhỏ được chọn theo bảng 4.13 theo tiết diện đai là d1 =160 (mm) -Vận tốc đai : v=л d1 n1 /60000 (m/s) = 3,14.160.1458/60000=12,2 (m/s) nhỏ hơn vận tốc cho phép Vmax =25(m/s). -Theo công thức 4.2 : d 2 =u d1 (1-ε) -Trong đó : u-tỉ số truyền ε –hệ số trượt (0,01-0,02) chọn ε =0,02 d 2 =2,5.160 (1-0,02)=392 (mm) -Theo bảng 4.26 chọn đường kính tiêu chuẩn của d 2 =400 (mm) -Như vậy theo tỉ số truyền thực tế SVTH: LÊ CÔNG THÀNH MSSV: 06103120 ĐỒ ÁN NGUYÊN LÝ-CHI TIẾT MÁY GVHD: VĂN HỮU THỊNH ut = d 2 /( d1 (1- ε))=400/{160(1-0,02)}=2,55 -Kiểm tra tỉ số truyền  u=( ut -u)/u={(2,55-2,5)/2,5}.100%=2%<4% -Theo bảng 4.14 chọn sơ bộ khoảng cách trục a=1,2 d 2 =480 (mm) -Theo công thức 4.4 chiều dài đai: l= 2a+0,5. л( d1 + d 2 )+( d 2 - d1 ) 2 /(4a) =2.480+0,5.3,14(160+480)+(480-160) 2 /(4.480) = 2018 (mm) -Theo bảng 4.13 chọn chiều dài đai tiêu chuẩn là: l=2000 (mm) - Nghiệm số vòng chạy của đai trong 1 s , theo 4.15 i=v/l= 12,2/2=6,1/s<10/s. -Tính khoảng cách a theo chiều dài tiêu chuẩn l=2000mm: Theo (4. 6) , a= (  +  2 + 8 2 )/4, -Với  =2000-0,5.3,14(160+400)=1120,8  =( d 2 - d1 )/2=(400-160)/2=120 a= (1120,8+ 1120,82 + 8.120 2 )/4=573 (mm) -Theo (4.7) góc ôm :  1 =180-57( d 2 - d1 )/a=180-57(400-160)/573=156 >  min =120 . 1.3 Xác định số đai z: Theo công thức (4.16) z= P1 K d /([ P0 ] C C1 Cu C z ) - theo bảng (4.7). K d =1,25 - với  1 =156 , C =1-0,0025(180-  1 ) (xem trang 61) - C =1-0,0025(180-156)=0,94 với l/ l0 =2000/2240=0,89 ( l0 tra bảng 4.19) - C 1 =0,95 tra bảng 4.16 - theo bảng 4.17 , u=2,5, Cu =1,135 theo bảng 4.19, [ P0 ]=2,71kw(v=12,2m/s, d1 =160mm) - P1 / [ P0 ]=7,58/2,71=2,8 do đó C z =0,95 tra bảng 4.18 - Do đó - z=7,58.1,25/(2,71.0,94.0,95.1,135.0,9)=3,63 lấy z=4 đai chiều rộng bánh đai , theo công thức 4.17 và bảng 4.21 SVTH: LÊ CÔNG THÀNH MSSV: 06103120 ĐỒ ÁN NGUYÊN LÝ-CHI TIẾT MÁY GVHD: VĂN HỮU THỊNH B=(z-1)t+2e=3.19+2.12,5=82 mm -Đường kính ngoài của bánh đai d a =d+2 h0 =160+2.4,2=168,4 (mm) 1.4 Xác định lực căng ban đầu và lực căng tác dụng lên trục -Theo 4.19 F0 =780. P1 . K d /(v. C .z)+ Fv Trong đó : Fv = qm . v 2 -định kỳ điều chỉnh lực căng Với qm =0,178 kg/m –tra bảng 4.22 Fv =0,178. 12, 22 =26,5 (N) Do đó F0 =780.7,58.1,25/(12,2.0,94.4)+26,5 =188 (N) -theo 4.21 lực tác dụng lên trục là: Fr =2. F0 .z..sin(  1 /2) =2. 188.4.sin(156/2)=1471 (N) 1.5 Các thông số hình học và kích thước bộ truyền đai d1 =160 (mm) Đường kính bánh đai nhỏ d 2 =400 (mm) Đường kính bánh đai lớn Đường kính ngoài của bánh đai d a = 168,4( mm)  1 =156 Góc ôm Khoảng cách trục Chiều rộng bánh đai Chiều dài đai Số đai Lực tác dụng lên trục a = 573( mm) B = 82( mm) l = 2000 (mm) z=4 Fr =1471 (N) SVTH: LÊ CÔNG THÀNH MSSV: 06103120 ĐỒ ÁN NGUYÊN LÝ-CHI TIẾT MÁY GVHD: VĂN HỮU THỊNH II.TÍNH BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRONG HỘP GIẢM TỐC 1. Chọn vật liệu: Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế,thuận tiện trong việc gia công chế tạo , ở đây ta chọn vật liệu làm các bánh răng như nhau Với HB1  HB2 + (10 15) Cụ thể chọn vật liệu là thép 45 tôi cải thiện Bánh nhỏ : HB=241…285 có  b1 = 850MPa.  ch1 = 580MPa. Chọn HB1=250 Bánh răng lớn : HB=192…240 có  b 2 = 750 MPa.  ch 2 = 450 MPa. Chọn HB2=220 2.Ứng suất cho phép a.Ứng suất tiếp xúc cho phép[σH] và ứng suất uốn cho phép [σF] theo công thức 6.1 và 6.2: [ H ] = ( 0 H lim S H ).Z R .Z v .K xH .K HL [ F ] = ( 0 F lim S F ).YR .Ys .K xF .K FC K FL Trong đó: ZR -hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt răng làm việc Zv - hệ xố xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng KxH – hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng YR – hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt răng YS –hệ số xét đến độ hạy của vật liệu đối với tập chung ưngs suất KxF –hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn. Tính thiế kế, ta lấy sơ bộ Z R .Z V .K xH = 1 YR .YS .K xF = 1 KFC – hệ số xét đến ảnh hưởng của đặt tải, do tải một chiều nên KFC=1 SH, SF –hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn. tra bảng 6.2 ta có : SH=1,1; SF=1,75. SVTH: LÊ CÔNG THÀNH MSSV: 06103120 ĐỒ ÁN NGUYÊN LÝ-CHI TIẾT MÁY GVHD: VĂN HỮU THỊNH  0 H lim ;  0 F lim -Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép ứng với chu kì cơ sở (bảng 6.2) Ta có  0 H lim =  0 H lim = 2.HB1 + 70 = 2.250 + 70 = 570( MPa )  0 F lim =  0 F lim = 1,8.HB1 = 1,8.250 = 450( MPa)  0 H2 lim =  0 H4 lim = 2.HB2 + 70 = 2.220 + 70 = 510(MPa) 1 3 1 3  0 F lim =  0 F lim = 1,8.HB2 = 1,8.220 = 396( MPa) . 2 4 KHL, KFL -hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền, xác định theo công thức 6.3 và 6.4: K HL = mH N HO N HE K FL = mF N FO N FE mH, mF-bậc của đường cong mỏi khi thử về độ bền tiếp xúc và độ bền uốn uốn. Vì HB ≤ 350: mH = 6, mF = 6. NHO, NFO – số chu kì ứng suất khi thử về độ bền tiếp xúc và uốn. 2, 4 N HO = 30.H HB → N HO1 = 30.2502, 4 = 1,71.107. N HO2 = 30.2202,4 = 1, 26.107. NFO =4.10 6 ( đối với tất cả các loại thép) Theo 6.7: NHE, NFE - số chu kì thay đổi ứng suất tương đương. Do tải trọng thay đổi nên ta có: NHE =60c  (Ti/Tmax)3niti NHE =60cni/uj.  ti  (Ti/Tmax)3ti/tck NFE =60c  (Ti/Tmax)6niti NFE =60cnj/uj.  ti  (Ti/Tmax)6ti/tck c- số lần ăn khớp trong một vòng quay (c=1) ni- số vòng quay trục thứ j trong 1 phút ở chế độ thứ i ti- thời gian làm việc ở chế độ thứ i Ih=  ti - Tổng số giờ làm việc (thời hạn phục vụ) . SVTH: LÊ CÔNG THÀNH MSSV: 06103120 ĐỒ ÁN NGUYÊN LÝ-CHI TIẾT MÁY GVHD: VĂN HỮU THỊNH Ih=5.300.2.8=24000h Với bộ truyền cấp nhanh bánh trụ răng nghiêng. Ta có: N HE1 = 60.1.583 .24000.(0,83.0, 6 + 13.0,2) = 14,8.10 7 >NHO1=1,71.107 2,87 do đó KHL1=1 ứng suất tiếp xúc ( sơ bộ) cho phép : [ H ] =  o . KHL1/SH Với SH= 1,1 [ H ] 1sb=570.1/1,1=518,2 MPa [ H ] 2sb=510.1/1,1=436,6 MPa Suy ra [ H ] m12=( [ H ] 1sb+ [ H ] 2sb)/2=(518,2+436,6)/2=477,4 MPa Ta thấy [ H ] m12<1,25 [ H ] 2 =545,75 H lim N FE1 = 60.1.583 .24000.(0,86 0.6 + 16 0.2) = 22.107  N FO = 4.106 2,87 do đó KFL1=1 ứng suất uốn ( sơ bộ) cho phép [ F ] =  o . KFL1/SF [ F ] 1sb=450.1/1,75=257,14 MPa [ F ] 2sb=396.1/1,75=226, 3 MPa F lim Tương tự với bộ truyền cấp chậm , bánh trụ răng nghiêng, ta có: N HE 2 = 60.1. 203 .24000. ( 0,83.0, 6 + 130, 2 ) = 6, 2.107  N HO 2 = 1, 26.107 2,39 do đó theo công thức 6.3 thì KHL2 =1 ứng suất tiếp xúc (sơ bộ)cho phép : [ H ] =  o . KHL2/SH [ H ] 3sb=570.1 /1,1=518,2 MPa [ H ] 4sb=510.1/1,1=463,6MPa Suy ra [ H ] m34=( [ H ] 3sb+ [ H ] 4sb)/2=(570+510)/2=540MPa Ta thấy [ H ] m34<1,25 [ H ] 4 =637,5 H lim SVTH: LÊ CÔNG THÀNH MSSV: 06103120 ĐỒ ÁN NGUYÊN LÝ-CHI TIẾT MÁY GVHD: VĂN HỮU THỊNH N FE2 = 60.1.203 .24000(0,86 0, 6 + 160, 2) = 4, 4.107  N FO = 4.106 2,39 do đó KFL2=1 ứng suất uốn ( sơ bộ) cho phép: [ F ] =  o . KFL2/SF [ F ] 3sb=450.1/1,75=257,14 MPa [ F ] 4sb=423.1/1,75=241,7 MPa F lim b.Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải: [ H ]max = 2,8. ch (công thức 6.13) [ H ]1 max = [ H ]3 max = 2,8.580 = 1624[ MPa ] [ H ] 2 max = [ H ] 4 max = 2,8.450 = 1260[ MPa ] c.Ứng suất uốn cho phép khi quá tải: [ F ]max = 0,8. ch =2,8.450=1260 Mpa(công thức 6.14) [ F ] 1max= [ F ] 3max=0,8  [ F ] 2max= [ F ] 4max=0,8  ch1=0,8.580=464 MPa ch2=0,8.450=360 MPa 3. Truyền động bánh răng trụ nghiêng 3.1. Đối với cấp nhanh . a. Các thông số cơ bản của bộ truyền. Khoảng cách trục aw1 Theo công thức (6.15a): aw1 = K a .(u1 + 1) 3 T1.kH  [ H ]22 .u1. ba T1 =118229 (Nmm); và tra Bảng 6.5 ta có: Ka=43; Kd=67,5  ba -hệ số chọn theo bảng 6.6:  ba = 0,3  0,5 .chọn  ba =0,4 k H - hệ số khi xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng khi tính theo sức bền tiếp xúc . Chọn theo bảng 6.7 với  bd = 0,53. ba .(u1 + 1) = 0,53.0, 4.(2,87 + 1) = 0,8 Chọn được K H . =1,12.(sơ đồ 2)  aw1 = 43.(2,87 + 1). 3 118229.1,12 = 130[mm]. 490,92.2,87.0, 4 Chọn aw1=140 mm SVTH: LÊ CÔNG THÀNH MSSV: 06103120 ĐỒ ÁN NGUYÊN LÝ-CHI TIẾT MÁY GVHD: VĂN HỮU THỊNH b.Các thông số ăn khớp. - Xác định môđun m: Theo 6.17 m12=(0,01  0,02) aw1 =1,4  2,8 Theo bảng 6.8: Chọn m12=2,5. -Xác định số răng , hê số dịch chỉnh Chọn sơ bộ  = 10 , do đó cos  =0,9848 Theo công thức 6.31 ta có: Số răng bánh nhỏ: z1 =2 aw1. cos  /[m( u1+1)]=2.140.0,9848/[2,5.(2,87+1)]=28,5 Chọn z1=28(răng) Số răng bánh lớn z2=u1.z1=2,87.28=80,36 (răng) Chọn z2=80 răng zt=z1+z2=23+80=108. Tỷ số truyền thực: ut1 = z2 80 = = 2,86. z1 28 Sai lệch tỷ số truyền : u −u 2,87 − 2,86 u = 1 t1 100% = .100% = 0,35% u1 2,87 cos  = m12.(z1+z2)/( 2 aw1)=2,5.108/(2.140)=0,9643  =15,36 =15 22’ Theo bảng 6.9 truyền động bánh răng nghiêng với z1 =28 >zmin(=16 )+2 Vậy hệ số dịch chỉnh x=0, y=0 c.kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc Công thức 6.33 ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc là  H = Z M .Z H .Z . 2.T1.K H .(ut + 1)  [ H ]. bw .u.d w1 2 ZM –Hệ số xét đến cơ tính của vật liệu bánh răng Bảng 6.5: Zm = 274[MPa]1/3 . Theo (6.35) tg  b=cos  t..tg  SVTH: LÊ CÔNG THÀNH MSSV: 06103120 ĐỒ ÁN NGUYÊN LÝ-CHI TIẾT MÁY GVHD: VĂN HỮU THỊNH với  t=  tw=arctg(tg  /cos  )=arctg(tg20/0,9848) =20 17' (đối với bánh răng nghiêng không dịch chỉnh) Với  =20 theo bảng 6.11 ZH –hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc Z H = 2. cos  b / sin 2 tw  b - Góc nghiêng răng trên mặt trụ cơ sở tg b = cos t .tg .= cos20 17' tg15 21’32”=0,257  b =14 41' ở đây : αt –góc profil răng. αtw là góc ăn khớp. 2cos140 41' → ZH = = 1, 72 sin ( 2.20017 ') Zε-hệ số xét đến sự trùng khớp của hai bánh răng , xác định theo hệ số trùng khớp dọc   .  = bw . sin  0, 4.140.sin15 22 ' = =1,9 ; 2,5.3,14 m. với bw là bề rộng vành răng. bw= ba .aw1=0,4.140=56 Khi đó theo công thức (6.36a): Z = 1/   . Với εα -hệ số trùng khớp ngang ,có thể tính gần đúng theo công thức:   1 1   1   1 +   cos  = 1,88 − 3, 2  +   cos15 22 ' = 1, 664.  28 80     z1 z2     = 1,88 − 3, 2   → Z = 1/1,664 = 0,775. Đường kính vòng lăn bánh nhỏ: d w1 =2 aw1 /(ut+1) =2.140/(2,86+1) = 72,539 KH –hệ số tải trọng khi tính toán tiếp xúc K H = K H .K H .K Hv . Với K H =1,15 là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng. (tra bảng 6.7). SVTH: LÊ CÔNG THÀNH MSSV: 06103120 ĐỒ ÁN NGUYÊN LÝ-CHI TIẾT MÁY GVHD: VĂN HỮU THỊNH K H =1,13(với bánh răng trụ) -hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng do các đôi răng cùng ăn khớp.với bánh răng nghiêng thì tra bảng (6.14). với vận tốc vòng v, tính theo công thức: v=πdw1n1/60000 (m/s) v=3,14.72,5.583/60000=2,214m/s K Hv - hệ số kể đến tải trọng động tác dụng lên vùng ăn khớp. Công thức 6.41: H .bw1.d w1 K Hv = 1 + 2.T1.K H  .K H . T1-momen xoắn trên trục 1. T1=118229(Nmm)  H =  H .g o .v. aw / u t .  H -hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp. Tra bảng 6.15:  H =0,002. go-hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng tra bảng 6.16, với vận tốc vòng v=2,214 (m/s) ta chọn cấp chính xác theo mức làm việc êm là 9. ( tra bảng 6.13) ta có: go = 73. →  H = 0, 002.73.2, 2. 140 / 2,86 = 2, 26 2, 26.56.72,539 = 1, 03. 2.118229.1,15.1,13 K H = K H . K H . K Hv = 1,15.1,13.1, 03 = 1,34. → K Hv = 1 +  H = 274.1, 72.0, 775. 2.118229.1,34.(2,86 + 1) = 437,96[ MPa] 56.2,86.72,5392 Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép ; Theo 6.1Với v=2,2(m/s) <2,5 m/s ta có Zv=1 Với cấp chính xác động học là9 , chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8 , khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra=2,5..1,25 m , do đó : ZR=0,95; với da< 700mm suy ra KxH=1; Ứng suất tiếp xúc cho phép[σH] được tính theo công thức 6.1 [ H ]12 = [ H ]m12 Z R .Z v .K xH =490,9. 0,95.1.1=466,355MPa Ta thấy  H< [ H ] 12 do vậy bánh răng đủ bền theo độ bền tiếp xúc. d. kiểm nghiệm răng về độ bền uốn . Công thức 6.43: SVTH: LÊ CÔNG THÀNH MSSV: 06103120 ĐỒ ÁN NGUYÊN LÝ-CHI TIẾT MÁY GVHD: VĂN HỮU THỊNH  F1 = F2 2.T1.K F .Y .Y .YF 1 bw .d w1.m  F YF = 1 2  [ F1 ] YF1   F1  trong đó Y = 1 = 1 = 0, 6 (hệ số kể đén sự trùng khớp, với εα là hệ số 1, 664  trùng khớp ngang). 0 15,36 Y = 1 − 140 = 1− 140 = 0,89 (hệ số kể đến độ nghiêng của răng). YF1 , YF2 - hệ số dạng răng của bánh 1 và 2 phụ thuộc vào số răng tương đương Z1 28 = = 31 3 3 cos  cos 150360 Z2 80 Z v2 = = = 89 . 3 3 cos  cos 15 36 Tra bảng 6.18,với hệ số dịch chỉnh x1 =0, x2 =0 Z v1 = ta có:  YF 1 = 3,8. YF 2 = 3, 61 K F - hệ số tải trọng khi tính về uốn. K F = K F .K F .K Fv . K F - hệ số xét đến sự phân bố không dều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính bảng 6.7: K F =1,32. K F - hệ số xét đến sự phân bố không dều tải trọng cho các đôi răng đồng thời khi tính về uốn bảng 6.14, với cấp chính xác về mức làm việc êm là 6, ta có: K F =1,37. K Fv - hệ số kể đến tải trọng động trong vùng ăn khớp:  F .bw .d w K Fv = 1 + 1 2.T .K F .K F . bw =  ba .aw = 0,5.140=70  F =  F .g 0 .v. aw . ut  F = 0, 006 . (bảng 6.15). g 0 = 73. (bảng 6.16). v=  d w1n1 / 60000 =2,2 (m/s) SVTH: LÊ CÔNG THÀNH MSSV: 06103120 ĐỒ ÁN NGUYÊN LÝ-CHI TIẾT MÁY GVHD: VĂN HỮU THỊNH →  F = 0, 006.73.2, 2. → K Fv = 1 + 140 = 6,74 2,86 6, 74.70.72,5 = 1,08 2.118229.1,32.1,37 → KF = KF  .KF .KFv = 1,32.1,37.1,08 = 1,95 Vậy: F = 1 2.118229.1,95.0,588.0,89.3,8 = 72,3[ MPa] 70.72,5.2,5 Và:  F =  F1YF 2 / YF1 = 2 72,3.3,61 = 68,685[ MPa] 3,8 Với m = 2,5; YS = 1,08- 0,0695ln2,5 = 1,22 Chế tạo bánh răng bằng dao phay nên YR = 1 Do da < 400mm nên KxF = 1 khi đó  F1  =  F 1sb .YS .YR .K xF = 257.1,022.1.1=262,654 Mpa  F 2  =  F 2sb .YS .YR .K xF = 226,3.1,022.1.1=231,279 Mpa  F1=47,64MPa < [F1] = 262,654Mpa; và  F2=45,24MPa < [F2] = 231,279 Mpa Do vây bánh răng đảm bảo điều kiện bền về uốn. e.Kiểm nghiệm về quá tải: Ứng suất tiếp cực đại: Công thức 6.48:  H max =  H . k qt  [ H ]max . k qt - hệ số quá tải : kqt = Tmax = 1. Tdn →  H 1max = 437,96. 1 = 437.96  [ H ]max = 1260[ MPa]. Ứng suất uốn cực đại công thức 6.49:  F1max =  F1.kqt = 90,86.1 = 90,86[MPa]  [ F1 ]max = 464[MPa].  F max =  F .kqt = 86,31.1 = 86,31[MPa]  [ F 2 ]max = 360[MPa]. 2 2 f. Các thông số hình học và kích thước bộ truyền cấp nhanh: SVTH: LÊ CÔNG THÀNH MSSV: 06103120 ĐỒ ÁN NGUYÊN LÝ-CHI TIẾT MÁY GVHD: VĂN HỮU THỊNH - Khoảng cách trục: - Mô đun pháp: - chiều rộng vành răng: - Tỉ số truyền : - Góc nghiêng của răng: - Số răng các bánh răng: - Hệ số dịch chỉnh: aw = 140[mm]. m =2,5. bw =56[mm]. ut = 2,86.  = 15,360 Z1 = 28 ; Z2 = 80. x1 = 0; x2 = 0 Theo bảng 6.11: - Đường kính vòng chia : d1 =72,59 mm d2= =207,41 mm -Đường kính vòng lăn: dw1=72,5 mm dw2= 207,35 mm d a1 = 77,59(mm) - Đường kính đỉnh răng :  d a 2 = 221, 41(mm) d f 1 = 66,34(mm) d f 2 = 201,91mm - Đường kính đáy răng:  -Đường kính vòng cơ sở: db1=d1cosα=72,59.cos200=68,2 mm db2=d2cosα=207,41.cos200=194,9 mm -Góc profil gôc: α= 200 -Góc profil răng: αt= 200 17’ -Góc ăn khớp: αtw= 200 17’ -Hệ số dịch chỉnh xt1=0;xt2=0 2. 2. Đối với cấp châm.(bánh răng nghiêng) 1. Các thông số cơ bản của bộ truyền. Khoảng cách trục aw2 Theo công thức (6.15a): aw2 = ka .(u2  1) 3 T2 .kH  [ H ]2 .u2 . ba T2 là mômen xoắn trên trục công tác tương ứng với một cặp bánh răng của bộ phân đôi. T =328986(N.mm) [ H ] - ứng suất tiếp xúc cho phép. 2 SVTH: LÊ CÔNG THÀNH MSSV: 06103120 ĐỒ ÁN NGUYÊN LÝ-CHI TIẾT MÁY GVHD: VĂN HỮU THỊNH Ka, Kd – hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng. tra Bảng 6.5 ta có: Ka=43; Kd=67,5  ba -hệ số chọn theo bảng 6.6:  ba = 0,25  0,4 .chọn  ba =0,4 k H - hệ số khi xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng khi tính theo sức bền tiếp xúc . Chọn theo bảng 6.7 với  bd = 0,53. ba .(u2 + 1) =0,53.0,4.(2,39+1)=0,72 Chọn được K H . =1,27  aw2 = 43.(2,39 + 1). 3 328986.1, 27 = 177,1[mm]. 463, 62.2,39.0, 4 Chọn aw2=180 mm Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ dw2: dw2=2.aw2/(u2+1)=2.180/(2,39+1)=106,2 (mm) 2.Các thông số ăn khớp. - Xác định môđun m: m34 = (0, 01  0, 02).aw2 = 1,4  2,8 Theo bảng 6.8: Chọn m34=2,5 -Xác định số răng , góc nghiêng  Do vị trí đặt các bánh răng đối xứng để lực dọc trục bị triệt tiêu. Do đó, ta có  = 10 Công thức 6.31 ta có: số răng bánh nhỏ: 2.aw2 .cos  2.180.cos100 Z3 = m34 .(u2 + 1) = 2.5(2,39 + 1) = 41,8 Chọn Z1=42 (răng) Số răng bánh lớn Z 4 = u.z3 = 42.2,97 = 100,38 răng Chọn z2= 100 răng Tỷ số truyền thực: ut 2 = Z 4 100 = = 2,38 Z3 42 Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ: dw2=2aw2/(ut2+1)=2.140/(2,88+1)=72,16 mm Tính lại góc  : SVTH: LÊ CÔNG THÀNH MSSV: 06103120 ĐỒ ÁN NGUYÊN LÝ-CHI TIẾT MÁY GVHD: VĂN HỮU THỊNH cos  = m34 .Zt 2 2,5.(42 + 100) = = 0,986 →  =9,560 =90 34’ 2.aw2 2.180 3.kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc Công thức 6.33:  H = Z M .Z H .Z . 2.T2 .K H .(ut + 1)  [ H ]. b.ut .d w2 2 ZM –Hệ số xét đến cơ tính của vật liệu bánh răng Bảng 6.5: Zm = 274[MPa]1/3 . ZH –hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc Z H = 2. cos  b / sin 2 tw  b - Góc nghiêng răng trên mặt trụ cơ sở Theo (6.35) tg  b = cosαt .tg  =cos20,3 0tg 9,560=0,158  b =8,980 ở đây : αt –góc profil răng. αtw là góc ăn khớp. αt =αtw=arctg(tgα/cos  )=arctg(tg20/cos9,56)=20,30 → ZH = 2.cos8,98 = 1, 74. sin 2.20,3 Zε-hệ số xét đến sự trùng khớp của hai bánh răng , xác định theo hệ số trùng khớp dọc   tính theo công thức: b . sin    = w1 ; với bw là bề rộng vành răng. m12 . bw2 =  ba .aw 2 = 0, 4.180 = 72.  = 72.sin 9,560 = 1,523  1. 2,5. Khi đó theo công thức (6.36c): Z = 1  . và hệ số trùng khớp ngang εα có thể tính gần đúng theo công thức: SVTH: LÊ CÔNG THÀNH MSSV: 06103120