Tài liệu Thiết kế chi tiết máy

  • Số trang: 42 |
  • Loại file: PDF |
  • Lượt xem: 257 |
  • Lượt tải: 0
hoanggiang80

Đã đăng 20010 tài liệu

Mô tả:

Thiết kế Chi tiết máy
MỞ ĐẦU ! Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nôi dung không thể thiếu với chương trình đào tạo kĩ sư cơ khí nhằm cung cấp cho sinh viên những kiến thức cơ sở về kết cấu máy và các quá trình cơ bản khi thiết kế máy.Trong quá trình học môn Chi tiết máy em dã được làm quen với những kiến thức cơ bản về kết cấu máy , các tính năng cơ bản của các chi tiết máy thường gặp.Đồ án môn học Chi tiết máy là kết quả đánh giá thực chất nhất quá trình học tập môn Chi tiết máy,Chế tạo phôi,dung sai…. Hộp giảm tốc là thiết bị không thể thiếu trong các máy cơ khí,nó có nhiêm vụ biến đổi vận tốc vào thanh một hay nhiều vận tốc ra tùy thuộc vào công dụng của máy.Khi nhận đồ án thiết kế Chi tiết máy thầy giao cho, em đã tìm hiểu và cố gắng hoàn thành đồ án môn học này. Trong quá trình làm em đã tìm hiểu các vẫn đề sau: _ Cách chọn động cơ điện cho hộp giảm tốc. _ Cách phân phối tỉ số truyền cho các cấp trong hộp giảm tốc. _ Các chỉ tiêu tính toán và các thông số cơ bản của hộp giảm tốc. _ Các chỉ tiêu tính toán,chế tạo bánh răng và trục. _ Cách xác định thông số của then. _ Kết cấu, công dụng và cách xác định các thông số cơ bản của vỏ hộp và các chi tiết có liên quan. _ Cách lắp ráp các chi tiết lại với nhau thành một kết cấu máy hoàn chỉnh _ Cách tính toán và xác định chế độ bôi trơn cho các chi tiết tham gia truyền động 1 PHẦN 1. TÍNH ĐỘNG HỌC I.Chọn động cơ: 1.1. Xác định công suất đặt trên trục động cơ : Trong đó : Pct = F .v 1000 Pyc = Ptd = .Pct η (KW) (KW) Với : F là lực kéo trên băng tải (N), v là vận tốc dài trên băng tải (m/s). ⇒ Pct = 2500 × 0,6 = 1,5 (KW) 1000 k m 1 3 1 1 η : là hiệu suất truyền động : η = ∏ηi = ηkn .ηol .ηbr .η x i =1 Tra bảng 2.3[I] - trang 19 ta có : ηx = 0,92 Hiệu suất bộ truyền xích để hở. ηkn = 1 Hiệu suất khớp nối. ηol = 0,992 Hiệu suất một cặp ổ lăn được che kín. ηbr = 0,97 Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ che kín. ⇒ η = 1 . 0,9923 . 0,92 . 0,97 = 0,8711 ⇒ Pyc = 1,5 =1,722 (KW) 0,8711 1.2. Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ điện : nsb = nct.Usb Trong đó nct : là tốc độ của bộ phận công tác Usb = Usbh . Usbng :Tỷ số truyền sơ bộ của hệ thống. Với Usbng = Ux < 2,5 ⇒ chọn Ux = 2,0 . Tra bảng 2.4[I] - trang 21,ta chọn tỉ số truyền của hộp giảm tốc 1 cấp bánh răng trụ: Usbh = 4. ⇒ Usb = 4 . 2,0 = 8,0. ⇒ nsb = nct.Usb = 79,12 . 8,0= 632,96 (vòng/phút). Chọn tốc độ đồng bộ của động cơ điện : nđb = 750(vòng/phút). 1.3. Chọn động cơ. Ta chọn động cơ thoả mãn : Pđc ≥ Pyc (KW) , nđc ≈ nđb (vòng/phút). Tra bảng P1.1[I] - trang 234,ta chọn loại động cơ điện có kí hiệu : 4A112MA8Y3 , với các thông số : +Công suât động cơ: Pđc = 2,2 KW. +Vận tốc quay: n = 705 (vòng/phút) 2 +η% = 76,5. +Cos ϕ = 0,71. + T max = 2,2 Tdn ; TK = 1,8 T dn + . II. Phân phối tỷ số truyền. 2.1 Xác định tỉ số truyền chung cho cả hệ thống : Uc = 2.2 Phân phối tỉ số truyền trong hộp giảm tốc : Chọn tỷ số của bộ truyền ngoài : Ux = 2,30. ndc 1730705 = = 8,91. nct 79,12 ⇒ U = U c = 8,91 = 3,87. br Ux Vậy ta có: 2,30 Uc = 8,91. Ux = 2,30. Ubr = 3,87. III. Xác định các thông số trên các trục : 3.1 Số vòng quay. Số vòng quay trên trục động cơ là: ndc = 705 (vòng/phút). Số vòng quay trục I : n1=ndc=705 (vòng/phút). n1 Số vòng quay trục II: 705 n2 = u = 3,87 =182,2 (vòng/phút). br Số vòng quay trên trục công tác: * n2 n ct = u = x 182,2 2,30 =79,2 (vòng/phút). 3.2 Công suất trên các trục Công suất trên trục công tác: Pct =1,5 (KW). Công suất trên trục II: P2= η .η = 0,92.0,992 =1,64 (KW). ol x Công suất trên trục I: P1= η .η = 0,992.0,97 =1,70 (KW). ol br Công suất thực của trục động cơ: Pdc* = Pct 1,5 P2 1,64 P1 η ol .η kn = 1,70 = 1,72 0,992.1 (KW). 3.3 Tính momen xoắn trên các trục. Áp dụng công thức : Ti=9,55.106. Pi ni ta có: 3 Mô men xoắn trên trục động cơ : P 1,72 6 dc Tđc = 9,55. 106. n = 9,55.10 . 705 = 23299 (N.mm). dc Mô men xoắn trên trục I: 9,55.10 6. P1 1 1,70 = .9,55.10 6. = 23028 n1 2 705 (N.mm). T1= Mô men xoắn trên trục II: P 1,64 6 6 2 T2 = 9,55. 10 . n = 9,55.10 . 182,2 = 85960 (N.mm). 2 Mô men xoắn trên trục công tác: Pct 1,5 Tct = 9,55. 106. n = 9,55.10 . 79,12 = 181054 (N.mm). ct 3.4 Bảng thông số động học. Từ những kết quả tính toán trên ta có bảng sau: Trục 6 Động cơ I II Công tác Thông số T.S truyền n (vg/ph) 1 3,87 2,30 705 705 182,2 79,2 P (KW) 1,72 1,70 1,64 1,50 T (N.mm) 23299 23028 85960 181054 PHẦN 2. TÍNH TOÁN, THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY I. TÍNH BỘ TRUYỀN XÍCH Các thông số ban đầu: P2=1,64 KW; n2=182,2 vòng/phút ; T2=85960 N.mm ; ux=2,3; β=0. 1.1Chọn loại xích. 4 Vì tải trọng không lớn và vận tốc nhỏ, nên ta chọn xích ống con lăn.Xích ống con lăn có ưu điểm là: độ bền mòn của xích ống con lăn cao hơn xích ống, chế tạo nó không phức tạp; do đó, nó được dùng rất rộng rãi trong kĩ thuật. 1.2.Chọn số răng đĩa xích. Với ux=2,3, ta chọn số răng đĩa xích nhỏ là: Z1 = 29-2. ux=29-2.2,3 = 24,4> Zmin =19. Chọn Z1 = 25 (răng) Số răng đĩa xích lớn: Z2 = ux.Z1 =2,3.25 = 57,5< > Zmax =120. Chọn Z2 = 57 (răng). 1.3.Xác định bước xích p. Để đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mòn của bộ truyền xích ta có: Pt= P.k.kn. .kz ≤ [P]. Với + P : Là công suất cần truyền qua bộ truyền xích.P= P2=1,64 KW. +kn:Là hệ số vòng quay. Chọn số vòng quay của đĩa cơ sở của đĩa nhỏ là: n01=200 (vòng/phút) → kn=n01/n1=200/182,2 = 1,1. Z 01 25 + kz:Là hệ số răng : kz = Z = 25 = 1 1 +k = kđ.k0.ka.kđc.kbt.kc ; trong đó: kđ: hệ số tải trọng động. Đề bài cho tải trọng va đạp nhẹ, nên ta chọn kđ = 1,35. k0 : hệ số ảnh hưởng của kích thước bộ truyền.Do đường nối tâm các đĩa xích trùng với phương ngang. Nên k0 = 1. ka: hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích ;chọn a = 38.p; suy ra ka = 1. kđc: hệ số kể đến việc điều chỉnh lực căng xích. Do điều chỉnh bằng một trong các đĩa xích. Nên kđc = 1. kbt: hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn .Vì môi trường làm việc có bụi, bôi trơn đạt yêu cầu nên chọn kbt =1,3. kc : hệ số kể đén chế độ làm việc của bộ truyền ; kc = 1,25 (làm việc 2 ca) ⇒ k = 1. 1. 1. 1,35. 1,3. 1,25 = 2,19375. Như vậy ta có : Pt = 1,64.1,1.1.2,19375= 3,958 kW Tra bảng 5.5 tttk hdđck, với n01 =200 vòng/phút.chọn bộ truyền xích một dãy có: bước xích : p = 19,05 mm ; đường kính chốt : dc=5,96mm ; chiều dài ống : B=17,75 mm ; công suất cho phép : [P]=4,80 kW. Thỏa mãn điều kiện mòn: Pt ≤ [P]=4,80 kW Đồng thời nhỏ hơn bước xích cho phép : p < pmax 1.4.Xác định khoảng cách trục và số mắt xích. 5 Khoảng cách trục sơ bộ: a=38p=38.19,05=723,9 mm Theo công thức 5.12 số mắt xích: Lấy số mắt xích chẵn : Xc =118. Tính lại khoảng cách trục theo công thức 5.13: * a=  0,25. p  X c − 0,5( Z 2 + Z 1 ) +       [ X c − 0,5( Z1 + Z 2 ) ] 2 − 2. Z 2 − Z1   π 2 Để xích không chịu lực căng quá lớn ta phải giảm khoảng cách trục một lượng ∆a = 0,003. a* = 0,003. 727=2,181 mm Vậy lấy khoảng cách trục : a = a* - ∆a= 727 – 2,181 = 724,819 (mm). Chọn a = 725 (mm). Số lần va đập của bản lề xích trong một giây, tính theo công thức (5.14): i= Z 1 .n1 25.182,2 = = 2,57 15. X 15.118 < imax=35 (bảng 5.9). 1.5.Tính kiểm nghiệm về độ bền xích. Kiểm nghiệm quá tải theo hệ số an toàn (chịu tải trọng lớn khi mở máy và chịu va đập khi vận hành) Theo công thức (5.15) : S = Q k d .Ft + F0 + Fv ≥ [S] Trong đó Theo bảng ( 5.2 ) tttk hdđ ck T1, ta có: Q = 31800 N ; q1 = 1,9 kg ; Hệ số tải trọng động: kđ = 1,2 Ft –lực vòng ; v= Z 1 Pn1 60000 = 25.19,05.182,2/60000=1,45 m/s Ft =1000P/v = 1000.1,64/1,45 = 1131 N Fv :lực căng do lực li tâm gây ra: Fv = q.v2= 1,9. 1,452 = 3,995 N F0 :lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động gây ra : F0 = 9,81.kf .q.a = 9,81.6.2,6. 725.0,001 = 81.08 N (hệ số võng : kf = 6 do bộ truyền nằm ngang) Q 31800 Do đó: S = k .F + F + F = 1, 2.1131 + 81,08 + 3,995 = 22,05 d t 0 0 6 ⇒ S >[S] = 8,2 (theo bảng 5.10) Vậy bộ truyền xích làm việc đủ bền 1.6 Xác định thông số của đĩa xích Theo công thức ( 5.17 ) và bảng (3.4), Đường kính vòng chia: p 19,05 d1 = sin ( 180 / Z ) = sin ( 180 / 25 ) = 151,99 mm 1 p 19,05 d2 = sin ( 180 / Z ) = sin ( 180 / 57 ) = 345,81 mm 2 Đường kính vòng đỉnh đĩa xích: da1 = p.[0,5 + cotg(180/Z1)] =19,05.[ 0,5 + cotg(180/25)] = 160,32 mm da2 = p.[0,5 + cotg(180/Z2)] = 25,4.[ 0,5 + cotg(180/57)] = 354,81 mm Bán kính đáy: r = 0,5025dl + 0,05 =0,5025.11,91+0,05 = 6,03 mm Với dl = 11,91 mm ( tra bảng 5.2/78) Đường kính vòng chân đĩa xích: df1 = d1- 2r = 151,99 – 2.6,03 = 139,93 (mm) df2 = d2- 2r =345,81- 2.6,03 = 333,75 (mm) -Kiểm nghiệm răng đĩa xích về độ bền tiếp xúc: Theo công thức (5.18) : σ H1= 0,47 K r .( Ft .K d + Fvd ).E . ≤ [σH1 ] A.k d Trong đó: [σH1 ]- Ứng suất tiếp xúc cho phép Chọn vật liệu là thép 45 , tôi cải thiện sẽ đạt được độ rắn HB=210 ta có [σH1]=600 Mpa Lực va đập : Fvd = 13.10-7.n1.p3.m = 13.10-7.182,2.19,053.1 = 1,638N Hệ số tải trọng động : Kđ=1,35 (bảng 5.6) kđ=1(sử dụng 1 dãy xích). Hệ số ảnh hưởng của số răng đến đĩa xích : Kr = 0,42 (vì Z1 =25 ) Diện tích bản lề : A = 106 mm2 (tra bảng (5.12)với p=19,05 mm, xích ống con lăn một dãy) Mô dun đàn hồi: E = 2,1.105 Mpa ⇒ σ H 1 = 0,47 0,42.(1131.1,35 +1,638). 2,1.10 5 106.1 =530 MPa ⇒ σH1 <[σH] : nghĩa là đĩa xích 1 đảm bảo độ bền tiếp xúc . Tương tự cho đĩa xích 2 với cùng vật liệu và chế độ nhiệt luyện. Hệ số ảnh hưởng của số răng đến đĩa xích Kr=0,23 (vì Z2 =57) Ta có: 7 Đĩa xích 2 cũng đảm bảo độ bền tiếp xúc 1.7 Xác định lực tác dụng lên trục Theo công thức (5.20): Fr = kx.Ft ; trong đó: kx :hệ số xét đến tải trọng của xích kx= 1,15 - do bộ truyền năm ngang ); Fr = 1,15.1131= 1300,65 (N). 1.8.Các thông số của bộ truyền xích : P2=1,64 KW; n2=182,2 vòng/phút ; T2=85960 N.mm ; ux=2,3; β=0. Thông số Kí hiệu Loại xích Giá trị Xích ống con lăn Bước xích p 19,05 mm Số mắt xích x 118 Chiều dài xích L 2247,9 mm Khoảng cách trục a 725 mm II.TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH TRỤ RĂNG NGHIÊNG. Thông số đầu vào: P = PI = 1,70 (KW) T1 = TI = 23028 (N.mm) n1 = nI = 705 (vòng/phút) 8 u = ubr = 3,87 Lh = 22000 (giờ) 2.1. Chọn vật liệu bánh răng: Hộp giảm tốc chịu công suất nhỏ , nên chọn vật lịêu có độ rắn HB ≤ 350, bánh răng được thường hoá hoặc tôi cải thiện.Tra bảng 6.1/92 tttkhddck tập 1 ta có: Với HB1 ≥ HB 2 + (10 ÷15) Bánh lớn: + Nhãn hiệu thép: thép 45 + Chế độ nhiệt luyện: thường hoá +Độ rắn: HB=170…217 +Chọn HB2=190 +Giới hạn bền: σ b 2 = 600 MPa. +Giới hạn chảy: σ ch 2 = 340MPa. Bánh nhỏ : + Nhãn hiệu thép: thép 45 + Chế độ nhiệt luyện: tôi cải thiện +Độ rắn: HB=192…240 +Chọn HB1=200 σ b1 = 750 MPa. +Giới hạn bền: σ ch1 = 450MPa +Giới hạn chảy: 2.2.Xác định ứng suất cho phép 2.2.1.Ứng suất tiếp xúc cho phép[σH] và ứng suất uốn cho phép [σF] theo công thức 6.1 và 6.2: [σ H ] = (σ 0 H lim S H ).Z R .Z v .K xH .K HL [σ F ] = (σ 0 F lim S F ).YR .Ys .K xF .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 ăng 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 SH, SF –hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn. tra bảng 6.2 ta có :Bánh chủ động: SH1=1,1; SF1=1,75. Bánh bị động: SH2=1,1; SF2=1,75. 0 0 σ H lim ; σ F lim -Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép ứng với chu kì cơ sở Ta có 9 +Bánh chủ động: σ 0 H1 lim = σ 0 H3 lim = 2.HB1 + 70 = 2.200 + 70 = 470( MPa) σ 0 F1 lim = σ 0 F3 lim = 1,8.HB1 = 1,8.200 = 360( MPa) +Bánh bị động: σ 0 F2 lim = σ 0 F4 lim σ 0 H 2 lim = σ 0 H 4 lim = 2.HB2 + 70 = 2.190 + 70 = 450(MPa) = 1,8.HB2 = 1,8.190 = 342(MPa) . 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 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 = 30.200 2, 4 = 9,99.10 6. HO 1 N HO2 = 30.190 2, 4 = 8,83.10 6. NFO=4.106. NHE, NFE - số chu kì thay đổi ứng suất tương đương. Do tải trọng tĩnh nên ta có: NHE = NFE =60.c.n. Σti Trong đó: c- số lần ăn khớp trong một vòng quay (c=1) n- vận tốc vòng của bánh răng Lh= Σti - Tổng số giờ làm việc (thời hạn phục vụ) Lh=22000 (giờ). Ta có: NHE1 = NFE1 =60.c.n1.Lh= 60.1.705.22000 = 930,6. 107 NHE2 = NFE2 =60.c.n2.Lh= 60.1.705/3,84.22000 = 24,2. 107 Do: NHE1 = 930,6. 107 > NHO1 = 9,99. 106 Suy ra KHL1 = 1 NHE2 = 24,2. 107 > NHO2 = 8,83. 106 Suy ra KHL2 = 1 NFE1 = 930,6. 107 > NFO1 = 9,99. 106 Suy ra KFL1 = 1 NFE2 = 24,2. 107 > NFO2 = 8,83. 106 Suy ra KFL2 = 1 10 Do đó, ta có: [σ H 1 ] =470/1,1.1.1=427,3 MPa [σ H 2 ] =450/1,1.1.1=409,1 MPa [σ F 1 ] =360/1,75.1.1=205,7 MPa [σ F 2 ] =342/1,75.1.1=195,4 Mpa Do đây là bộ truyền bánh trụ răng nghiêng nên suy ra: [σH ] =( [σ H 1 ] + [σ H 2 ] )/2=(427,3+490,1)/2=418,2 ( MPa). 2.2.2.Ứng suất cho phép khi quá tải [σ H ] max = 2,8. max(σ ch1 , σ ch2) =2,8. σ ch1 = 2,8.400 = 1260 (Mpa) [σF ] 1max = 0,8 σ ch1=0,8.450= 360 ( Mpa) [σF ] 2max = 0,8 σ ch2=0,8.340=272 (Mpa) 2.3. Xác định sơ bộ khoảng cách trục. Theo công thức (6.15a): a w = k a .(u +1).3 T1 .k Hβ [σ H ] 2 .u.ψ ba là mômen xoắn trên trục chủ động. T1 = TI = 23028 (N.mm) [σH ] - ứng suất tiếp xúc cho phép. [σH ] = 418,2 ( MPa). Ka,– hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng. tra Bảng 6.5 ta có: Ka=43 ψba -hệ số chọn theo bảng 6.6: ψ ba = 0,3 ÷ 0,5 .chọn ψba =0,3 Chọn theo bảng 6.7 với ψ bd = 0,5.ψ ba .(u +1) =0,5.0,3.(3,87+1)=0,7305 k Hβ - hệ số khi xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng khi tính theo sức bền tiếp xúc và uốn.Tra bảng 6.7/98 [1] với T1 ψ bd K Hβ ⇒ =07305,, và sơ đồ bố trí là sơ đồ 6 .Chọn được: = 1,03 ; K Fβ aw = 43.(3,87 +1).3 = 1,05 23028.1,03 =102[ mm]. ( 418,2) 2 .3,87.0,3 Chọn aw=105 (mm). 2.4 Xác định các thông số ăn khớp. 2.4.1.Xác định môđun pháp m: m = (0,01 ÷ 0,02) aw= 1,05 ÷ 2,1 Chọn m = 1,5. 2.4.2.Xác định số răng. Chọn sơ bộ góc nghiêng β=140.Suy ra cos β=0,970296 Công thức 6.31 ta có: 11 Số răng bánh nhỏ: Z1 = 2.aw . cos β 2.105.0,970296 = = 27,89 m .(u +1) 1,5(3,87 +1) Chọn Z1=28 (răng) Số răng bánh lớn Z 2 = u.Z 1 =3,87.28=108,36 (răng) Chọn Z2= 107 (răng) Tỷ số truyền thực ut=: Z2/ Z1=107/28= 3,821 Sai lệch tỷ số truyền ∆U = ut − u 3,821 − 3,87 .100% = 100% = 1,27% . u 3,87 Vì ∆U = 1,27%< 4% , suy ra thoả mãn. 2.4.3.Xác định góc nghiêng của răng. Tính lại góc β cos β = m .( Z 1 + Z 2 ) 2.a w = 1,5.( 28 + 107) = 0,964 2.105 → β=15021’ (thỏa mãn ) Góc ăn khớp αtw  tgα   tg 20  0  = arctg  α tw = α t = arctg   = 20 40'. o cos β cos 15 21 '     Góc nghiêng của răng trên mặt trụ cơ sở tgβb = cos αt .tgβ → βb = aarct (cos(20 0 40' ).tg (15 0 21' )) = 0,257 → βb = 14 0 24'. 2.5. Xác định các hệ số và một số thông số động học Tỷ số truyền thực tế: ut= 3,821 Đưòng kính vòng lăn cặp bánh răng: dw1=2aw(ut+1) = 2.105/(3,821+1)=43,56( mm) dw2=2aw - dw1= 166,44 (mm) Vận tốc vòng của bánh răng: v=πdw1n1/60000 = 3,14.43,56.705/60000= 1,6 (m/s) Với bánh răng trụ răng nghiêng và v = 1,6 (m/s) tra bảng 6.13/106 [1] ta đựoc cấp chính xác của vbộ truyền là: CCX=9. Tra phụ lục 2.3/250[1], với: +CCX=9 +HB<350 +v= 1,6 (m/s) Nội suy tuyến tính ta được: KHv= 1,02 KFv= 1,055 12 Chọn : Ra = 2,5 ...1,25 (µm) ⇒ ZR = 0,95. HB<350 , v= 1,6 (m/s) <5 m/s; suy ra ZV = 1. với da = dw2 = 166,44 (mm)< 700mm suy ra KxH=1 Chọn YR= 1 YS= 1,08- 0,0695.ln(m)= 1,08-0,0695.ln(1,5)= 1,05 Với CCX=9, v= 1,6 (m/s), tra bảng 6.14/107[1], ta được: K Hα =1,13 K Fα =1,37 Hệ số tập trung tải trọng: K Hβ = 1,03 ; K Fβ = 1,05(chọn ở mục 2.3). 2.6.Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng. 2.6.1.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc. Công thức 6.33: σ H = Z M .Z H .Z ε . 2.T1.K H .(u + 1) ≤ [σ H ]. 2 b.ut .d w1 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 βb / sin 2αtw ZH = 2. cos 14 0 24' = 1,71 sin ( 2.20 0 40') . Zε-hệ số xét đến sự trùng khớp của hai bánh răng , xác định theo hệ số trùng khớp dọc εβ tính theo công thức: εβ = bw1 . sin β m .π ; với bw là bề rộng vành răng. bw =ψba .a w = 0,3.105 = 31,5. εβ = 31,5. sin 150 21' =1,77 >1. 1,5.π Khi đó theo công thức (6.36c): Zε = 1 εα . và hệ số trùng khớp ngang εα có thể tính gần đúng theo công thức:  1 1   1   1 εα = 1,88 − 3,2 −  = 1,88 − 3,2 −  = 1,795.  28 107   z1 z 2    →Zε = 1 = 0,746. 1,795 KH –hệ số tải trọng khi tính toán tiếp xúc 13 K H = K Hβ .K Hα .K Hv . K H =1,13.1,03.1,02 =1,187. Thay vào ta được: σH = 274.1,71.0,746. 2.23028.1,187.(3,821 +1) = 375,48[ MPa ] 31,5.3,821.43,56 2 Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép ; Ứng suất tiếp xúc cho phép[σH] được tính theo công thức [σ H ] = [σ H ] m12 .Z R .Z v .K xH =418,2.0,95.1.1=379,29 MPa Ta thấy σ H< [σH ] và( [σH ] - σ H ).100%/ [σH ] =1%<10% do vậy bánh răng đủ bền. 2.6..2. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn . Công thức : σF1 = σ F2 = 2.T1. .K F .Yε .Yβ .YF 1 σ F1 YF2 bw .d w1 .m YF1 ≤ [σ F 1 ] ≤ [σ F2 ] trong đó Yε = 1 εα = 1 = 0,557 1,795 (hệ số kể đén sự trùng khớp, với ε α là hệ số trùng khớp ngang). Yβ = 1 − β0 140 =1 − 150 21' = 0,89 140 (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 Z v1 = = = 31. 3 3 cos β cos 150 21' Z2 107 Z v2 = = = 119 3 cos β cos 3 150 21' . YF1 = 3,80. Tra bảng 6.18,với hệ số dịch chỉnh x=0, ta có: { Y = 3,60. F K F - hệ số tải trọng khi tính về uốn. K F = K Fβ .K Fα .K Fv . 2 K F = K Fβ .K Fα .K Fv =1,37.1,055.1,05 =1,518 Vậy: σF = 1 2.23028.1,518.0,557.0,89.3,80 = 63,99[ MPa] 31,5.43,56.1.5 14 Và: σF = 2 63,99.3,60 = 60,62[ MPa] 3,80 σF1=63,99MPa < [σF1]1 = 215,985 Mpa; σF2=60,62MPa < [σF2]2 = 205,17 Mpa Do vậy bánh răng đảm bảo điều kiện bền về uốn. 2.6.3.Kiểm nghiệm về quá tải: Ứng suất tiếp xúc cực đại: Do : σH max =σH . k qt ≤[σH ] max . T k qt →σ max - hệ số quá tải : k qt = T = 2,2 dn H max = 375, 48. 2, 2 = 556, 9 MPa ≤ [σ H ]max = 1260[ MPa] Ứng suất uốn cực đại σ F max = σ F .kqt = 63,99.2, 2 = 140, 77[ MPa ] ≤ [σ F ]max = 360[ MPa]. 1 1 1 σ F max = σ F .k qt = 60,62.2,2 = 133,364[ MPa] ≤ [σ F 2 ]max = 272 MPa]. 2 2 2.7. Các thông số hình học của cặp bánh răng: - Đường kính vòng chia : m.z1 1,5.28 = = 43,55[mm] cos β cos 15o 21' m .z 2 1,5.107 d2 = = = 169,44[mm] cos β cos 15o 21' d a1 = d1 + 2.m = 43,55 + 2.1,5 = 43,55mm d1 = - Đường kính đỉnh răng : d = d + 2.m = 166,55 + 2.1,5 = 166,44mm a 2 -Đường kính vòng cơ sở: db1=d1cosα=43,55.cos200=40,92 mm db2=d2cosα=166,44.cos200=156,40 mm -Khoảng cách trục chia: a=( d1+d2)/2= (43,55+166,44)/2= 104,995 (mm) -Đường kính chân răng : d f 1 = d1 − 2,5.m = 43,55 − 2,5.1,5 = 39,8mm 2 d f 2 = d 2 − 2,5.m = 169, 44 − 2,5.1,5 = 162,8mm 2.8. Bảng tổng kết các thông số của bộ truyền bánh răng nghiêng Như vậy ta có bảng thông số chính của bộ truyền: Thông số Kí hiệu Giá trị 15 Khoảng cách trục chia a 104,995 mm Khoảng cách trục aw 105 mm Số răng Góc profin gốc Z1 Z2 d1 d2 df1 df2 dw1 dw2 da1 da2 db1 db2 x1 x2 α 28 răng 107 răng 43,55 mm 166,44 mm 39,8 mm 162,8 mm 43,56 mm 166,44 mm 46,55 mm 169,44 mm 40,92 mm 156,40 mm 0 0 200 Góc profin răng αt 20040’ Góc ăn khớp αtw 20040’ Hệ số trùng khớp ngang εα 1,795 Hệ số trùng khớp dọc εβ 1,77 Mô đun pháp Góc nghiêng của răng m 1,5 mm 15021’ Đường kính vòng chia Đường kính chân răng Đường kính vòng lăn Đường kính đỉnh răng Đưòng kính cơ sở Hệ số dịch chỉnh β III. CHỌN KHỚP NỐI 3.1. Mô men xoắn cần truyền. T=Tđc =23,299Nm; Mômen tính Tt=k.T=1,2.23,299=27,9588 Nm. Trong đó (k là hệ số tải trọng động chọn theo bảng 9-1) Chọn k= 1,2 Tra bảng phụ lục P1.7 với động cơ 4A112MA8Y3 ta có : dđc= d1= 32 mm. 16 Đường kính trục cần tính: dt= dđc=32 mm Tra bảng B16.10./68 với: Tt =27,9588 Nm < dt= 32 mm < d kncf Tkncf ta chọn nối trục có các thông số kích thước chủ yếu sau : Thông số Kí hiệu Giá trị Mô men xoắn lớn nhất có thể truyền được Tkncf 125 N.m Đường kính lớn nhất có thể có của trục nối cf d kn 32 mm Số chốt z 4 chốt Đường kính vòng tâm chốt D0 90 mm Chiều dài phần tử đàn hồi l3 28 mm Chiều dài đoạn công xon của chốt l1 34 mm Đườgn kính của chốt đàn hồi dc 14 mm 3.2. Chọn vật liệu: Nối trục làm bằng gang CЧ21-40; chốt bằng thép 45 thường hóa, vòng đàn hồi bằng caosu. ứng suất dập cho phép của vòng caosu:[σ]d=2 (N/mm2) ứng suất uốn cho phép của chốt: [σ]u=60(N/mm2) 3.3. Kiểm nghiệm sức bền đập của vòng caosu: σd = 2.K .Tx 2.1,2.23,299.10 3 ≤ [σ ] d = = 0,396 < [σ ] d Z .D0 l v d c 4.90.14.28 ; thoả mãn. 3.4. Kiểm nghiệm sức bề uốn của chốt: σu = K .Txlc 1, 2.23,299.103.34 ≤ σ = = 9,62 < [ σ ] u ; thoả mãn. [ ] u 0,1.Zd c3.D0 0,1.4.143.90 3.5. Lực tác dụng lên trục. Fkn =0,2. Ft Với Ft = 2.T/D0 = 2.23299/ 90 = 517,76 N Suy ra Fkn = 0,2.517,76= 103,55 N. 17 IV. TÍNH TRỤC 4.1. Tính sơ bộ đường kính trục 4.1.1. Chọn vật liệu. Sử dụng thép C45, thường hoá, có HB = 170…217, σb= 600 Mpa, σb= 340 Mpa, Ứng suất xoắn cho phép [τ] = 15..30 Mpa 4.1.2. Tính sơ bộ đường kính trục d ksb = 3 Tk 0, 2 [ τ ] (mm) -Trục I chọn [τ] = 15Mpa, TI =23028 N.mm -Trục II chọn [τ] = 20 Mpa, TII =85960 N.mm Suy ra: d1sb = 3 23028 = 19,72 (mm) 0, 2.15 d 2 sb = 3 85960 = 27,8 (mm) 0, 2.20 Chọn sơ bộ đường kính trục là: -Chọn d1sb=20mm, theo bảng (10.2), ta được chiều rộng ổ lăn b10=15mm. -Chọn d2sb=30mm, theo bảng (10.2), ta được chiều rộng ổ lăn b10=19mm. 4.2. Xác định lực tác dụng lên trục và bánh răng -Lực tác dụng lên bộ truyền xích: Fx = 1300,65 N -Lực tác dụng lên trục từ khớp nối: Fkn =103,55 N -Lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng: 2T 2.23028 1 Ft1= Ft2= d = − 43,56 = 1057,3 N w1 Fr1 = Fr2 Ft1.tgα tω 1057,3.tg20 0 40' = Cosβ = cos15 0 21' = 413,57 N 1 Fa1 = Fa2= Ft1 .tgβ =1057,3.tg15 0 21' = 290,24 N 4.3.Xác định sơ bộ khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực Vì hộp giảm tốc 1 cấp, nên ta có: -Chiều dài may ơ đĩa xích và may ơ bánh răng trụ1 lm=(1,2…1,5)dsb=>lm13=(1,2… 1,5)d1=(1,2…1,5)20=(24…30 ) mm Chọn lm13= 30 mm lmx=(1,2…1,5)d2=(1,2…1,5).30= (36…45) mm Chọn lmx= 45 mm -Chiều dài may ơ khớp nối: lm12=(1,4…2,5)d1=(1,14…2,5).20= (28…50) mm 18 Chọn : lm12=45 mm -Chiều dài may ơ bánh răng 2: lm12=(1,2…1,5)d2=(1,2…1,5).30= (36…45) mm Chọn lm12= 45 mm -Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp, hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay: k1=10 mm; -Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp:k2=15 mm; -Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ k3=10mm; -Chiều cao nắp ổ và đầu bulông: hn=15mm 4.3.1. Với trục I l12 = 0,5.(lm12 + b01) + k3 + hn = 0,5.(45 +15)+10+15=55=>l12 =55mm l13= 0,5.(lm13+b01)+k1 + k2=0,5.(30+15) +10+15= 47,5 mm l11 = 2.l13 = 2.47,5= 95 mm 4.3.2. Với trục II l21 = l11 =95 mm ; l23 = l13 = 47,5 mm ; l22= 0,5.(lmx+b02)+k3 + hn=0,5.(45+19) +10+15= 57 mm 19 4.4. Xác định phản lực lên các gối trục 20
- Xem thêm -