GVHD: HỒ THỊ MỸ NỮ
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
MỤC LỤC
LỜI CẢM ƠN..........................................................................................................5
Yêu cầu đồ án .........................................................................................................6
I.
TÍNH ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG...............................................................7
1.
Chọn động cơ...................................................................................................7
2.
Phân phối tỉ số truyền......................................................................................8
3.
Xác định công suất, mômen và số vòng quay trên các trục..............................9
II. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY.......................................................10
1.
Thiết kế bộ truyền bánh răng.........................................................................10
2.
Thiết kế bộ truyền trục vít..............................................................................22
3.
Thiết kế bộ truyền ngoài................................................................................27
III. THIẾT KẾ TRỤC, LỰA CHỌN Ổ LĂN VÀ KHỚP NỐI................................31
1.
Sơ đồ phân tích lực chung..............................................................................31
2.
Thiết kế trục...................................................................................................32
3.
Chọn then.......................................................................................................50
4.
Chọn ổ lăn.....................................................................................................51
5.
Chọn khớp nối................................................................................................58
IV. TÍNH TOÁN VÀ CHỌN CÁC YẾU TỐ CỦA VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT
KHÁC....................................................................................................................59
1. Các kích thước của vỏ hộp giảm tốc...............................................................59
2.
Một số chi tiết khác........................................................................................61
V. BÔI TRƠN VÀ ĐIỀU CHỈNH ĂN KHỚP......................................................63
1.
Bôi trơn các bộ truyền trong hộp...................................................................63
2.
Bôi trơn ổ lăn.................................................................................................63
3.
Điều chỉnh ăn khớp........................................................................................64
VI. BẢNG KÊ KIỂU LẮP VÀ DUNG SAI LẮP GHÉP........................................65
TÀI LIỆU THAM KHẢO.......................................................................................66
SVTH: PHẠM QUANG KIÊN
Trang 1
GVHD: HỒ THỊ MỸ NỮ
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
LỜI CẢM ƠN
Trong nền kinh tế hiện nay ngành công nghiệp phát triền mạnh.Công nghiệp
hóa hiện đại hóa nền kinh tế.Trong đó ngành cơ khí được xem là ngành chủ lực của
nền công nghiệp.
Đối với sinh ngành cơ khí sau khi ra trường được trang bị đầy đủ kiến thức
để góp phần vào xây dựng nền kinh tế nước nhà ngày càng phát triển mạnh.Nhất là
ngành công nghiệp, trong xu thế công nghiệp hóa hiện đại hóa như hiện nay.
Đối với em là sinh viên khoa cơ khí trường Đại Học Công Nghiệp Thực
Phẩm TP.Hồ Chí Minh. Đã và đang học tập tại trường. Được sự tận tình chỉ bảo của
các thầy cô giáo trong khoa,cung cấp cho em nhiều kiến thức để khi ra trường có
thể áp dụng vào công việc thực tiễn góp một phần vào sự phát triển của nền công
nghiệp nước ta.
Trong quá trình học tập tại trường, em được nghiên cứu nhiều môn học, từ lý
thuyết đến thực hành.Trong đó có môn ‘Đồ Án Chi Tiết Máy’.Là một môn quan
trọng của ngành cơ khí mà mỗi sinh viên cơ khí ai cũng phải làm.
Đối với riêng cá nhân em, khi nhận được đề tài đồ án chi tiết máy:
“ Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trục vít ”. Còn gặp rất nhiều khó khăn
bước đầu nhưng được sự tận tình chỉ bảo của các thầy cô trong khoa, giúp em tự tin
hơn để hoàn thành đồ án một cách tốt nhất.Trong đó có cô Hồ Thị Mỹ Nữ là giáo
viên hướng dẫn cho em làm đồ án chi tiết máy. Được sự hướng dẫn tận tình của cô
đã giúp em có được vốn kiến thức để hoàn thành đồ án một cách tốt nhât.
Qua thời gian làm việc cùng cô Hồ Thị Mỹ Nữ em thấy kiến thức chuyên
ngành cơ khí của mình được cải thiện lên rất nhiều.
Tuy nhiên đây là lần đầu được tính toán thiết kế nên vẫn còn những điểm
thiếu sót, em mong được sự giúp đỡ và góp ý của các thầy cô để kiến thức của em
được cải thiện tốt hơn.
Em xin chân thành cảm ơn sự tận tình giúp đỡ của cô Hồ Thị Mỹ Nữ để em được
hoàn thành tốt môn học này.
Phạm Quang Kiên
SVTH: PHẠM QUANG KIÊN
Trang 2
GVHD: HỒ THỊ MỸ NỮ
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
Yêu cầu đồ án:
I.
II.
Thiết kế một hệ thống truyền động dựa trên các kiến thức đã học:
-
Tính toán công suất, số vòng quay, tỉ số truyền
-
Tính toán các bộ truyền
-
Phân tích lực, tính toán độ bền trục, then, lựa chọn dạng ổ thích hợp
Tập thuyết minh, 1 bản vẽ A0 + 1 bản vẽ A3 thực hiện trên AutoCAD.
Thời gian làm việc 3 ca, tải trọng như hình vẽ
Các thông số đã cho: P = 4,3(kW)
n = 27(v/p)
Thời gian làm việc : Lh= 16000h
Làm việc : 3 ca
Sơ đồ phân bố tải trọng
SVTH: PHẠM QUANG KIÊN
Trang 3
GVHD: HỒ THỊ MỸ NỮ
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
I . TÍNH ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG
1.Chọn động cơ
a. Chọn hiệu suất của hệ thống
Hiệu suất truyền động :
4
4
η=ηkn ηbr ηtv ηx ηol =0,99.0,96 .0,82 .0.9 . 0,99 =0,67
+ Với
η kn=0,99 : Hiệu suất nối trục đàn hồi
ηbr =0,96 : Hiệu suất bộ truyền bánh răng
ηtv =0,82 : Hiệu suất bộ truyền trục vít ( z1=2 )
η x =0,9 : Hiệu suất bộ truyền xích để hở
η ol =0,99 : Hiệu suất một cặp ổ lăn
b. Tính công suất cần thiết
Công suất tính toán
Pt =Ptd =P
√
T1 2
T2 2
T3 2
t +
t +
t3
T 1 T 2 T
=4.3
t 1 +t 2+ t 3
( ) ( ) ( )
Công suất cần thiết
SVTH: PHẠM QUANG KIÊN
√
T
T
2
()
0,9 T 2
0,7 T
0,2t +
0,5t +
T
T
0,2t +0,5 t+0,3 t
Trang 4
(
)
(
2
) 0,3 t =3,73( kW )
GVHD: HỒ THỊ MỸ NỮ
Pct =
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
Pt 3.73
=
=5,57 (kW )
η 0,67
c. Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ
Số vòng quay trên trục công tác n ct=27(vòng/phút)
Chọn sơ bộ tỷ số của hệ thống (tra bảng 2.4, trang 21,sách (1))
uch =uh u x =¿60. 2= 120
uh là tỉ số truyền của HGT bánh răng trục vít uh=6090
-ux là tỉ số truyền của bộ truyền xích : ux=25
Số vòng quay sơ bộ của động cơ
n sb =nct .u sb=27.120=3240 (vòng/phút)
Chọn số vòng quay sơ bộ của động cơ n sb =3000 ( vòng/ phút )
-
d. Chọn động cơ điện
Động cơ điện có thông số phải thỏa mãn :
Pđc ≥ Pct =5,57 ( kW )
nđc ≈ n sb=3000( vòng/ phút)
{
Tra bảng P.13 trang 236, Tài liệu (1) ta chọn
P đ c =7,5 ( kW )
nđ c =2922( vòng/ phút)
{
Động cơ 4A112M2Y3
2. Phân phối tỉ số truyền
Tỷ số truyền chung của hệ chuyển động
uch =
nđc 2922
=
=108
nct
27
-
Ta có : uch = uh . ux ( 1)
-
Tỉ số truyền của bộ truyền xích chọn sơ bộ: u x =2,5 (tra bảng 2.4, trang
21,sách [1] )
ubr =
ubr =
u ch 108
=
=43,2
u x 2,5
uch
108
=
=2,16
u x u tv 2,5.20
u u .utv
br
(2)
- Mà h
SVTH: PHẠM QUANG KIÊN
Trang 5
GVHD: HỒ THỊ MỸ NỮ
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
Để chọn ubr ta dựa vào hình 3.25[1] ( trang 48) . Vì là cặp bánh răng thẳng nên ta
chọn C = 0,9. Dựa vào uh = 43,2 , gióng lên ta có ubr = 2 . Thay lại công thức ( 2) ta
được:
uh 43,2
=
=21,6
ubr
2
utv =
-
Ta chọn utv = 22, uh = 45
-
Thay vào công thức (1) ta có tỉ số truyền của xích
ux=
108
=2,4
45
3. Xác định công suất, momen và số vòng quay trên các trục
a. Phân phối công suất trên các trục
P3=
Plv
4,3
=
=4,826(kW )
ηol η x 0,99.0,9
P2=
P3
4,826
=
=5,945( kW )
ηol ηtv 0,99.0,82
P1=
P2
5,945
=
=6,255( kW )
ηol ηbr 0,99.0,96
Pđc =
P1
5,425
=
=6,382(kW )
ηol ηkn 0,99.0,99
b. Tính toán số vòng quay trên các trục
n1 =nđc =2922(vòng/ phút )
n2 =
n1 2922
=
=1352,778( vòng/ phút)
u br 2,16
n3 =
n2 1352,778
=
=61,49(vòng / phút )
u tv
22
n 4=
n3 61,49
=
=25,62( vòng/ phút)
ux
2,4
c. Tính toán Momen xoắn trên các trục
T đc =9,55.10 6
Pđc
6,382
=9,55.106
=20858,35 ( Nmm)
n đc
2922
SVTH: PHẠM QUANG KIÊN
Trang 6
GVHD: HỒ THỊ MỸ NỮ
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
T 1=9,55. 10
P1
6 6,255
=9,55. 10
=20443,28(Nmm)
n1
2922
T 2=9,55. 106
P2
5,945
=9,55. 106
=41969 ( Nmm)
n2
1352,778
6
6
T 3=9,55. 10
T ct =9,55. 10
6
P3
6 4,826
=9,55. 10
=1385506,48(Nmm)
n3
30,062
Plv
6 4,3
=9,55.10
=1512962,96(Nmm)
n lv
27
d. Bảng thông số kĩ thuật
Trục
Thông số
Công suất
P (kW)
Tỷ
số
truyền u
Số
vòng
quay
n
(vòng/phút
)
Momen
xoắn
T
(Nmm)
Động cơ
I
II
III
Công tác
6,382
6,255
5,945
4,826
4,3
1
2
2,4
22
2922
2922
1352,778
61,49
25,62
20858,35
20443,28
41969
1385506,48
1512962,96
II. TÍNH TOÁN, THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY.
1. Thiết kế bộ truyền bánh răng
Các thông số bộ truyền bánh răng
u1 = 2
P1 = 6,255 kW
P2 = 5,945 kW
n1 = 2922 vòng/phút, n2 = 1352,778 vòng/phút
T1 = 20443,28 N.mm, T2 = 41969 N.mm
a. Chọn vật liệu:
- Vì công suất trên bánh dẫn P1 = 6,255 không quá lớn . 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
SVTH: PHẠM QUANG KIÊN
Trang 7
GVHD: HỒ THỊ MỸ NỮ
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
Với HB 1≥HB 2 +( 10÷15 )
Cụ thể chọn vật liệu là thép 45 tôi cải thiện
Bánh răng nhỏ ( bánh 1 ) : HB1 = 241…285 có
σ b=850 MPa
σ ch1=580 MPa
Chọn HB1=250
Bánh răng lớn ( bánh 2 ) : HB2 = 192…240
σ b=750 MPa
σ ch2=450 MPa
Chọn HB2=235
b. Ứng suất cho phép
.Ứng suất tiếp xúc cho phép[σH] và ứng suất uốn cho phép [σF]
Theo công thức 6.1 và 6.2[1]
[ σ H ]=( σ
[σ F ]=( σ
0
0
H lim
F lim
/ S H ). Z R . Z v . K xH . K HL
/ S F ) .Y R . Y s . 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 số 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 nhạy của vật liệu đối với tập chung ứng suất
KxF –hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn.
Trong tính thiết kế, ta lấy sơ bộ
Z R .Z V . K xH =1
Y R .Y S . K xF =1
KFC – hệ số xét đến ảnh hưởng của đặt tải, do tải một chiều nên KFC=1
Vậy các công thức trên trở thành .
SVTH: PHẠM QUANG KIÊN
Trang 8
GVHD: HỒ THỊ MỸ NỮ
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
[σH]= (σHlim0 /sH). KHL
(6.1)
[σF]=( σFlim0/sF). KFL
(6.2)
SH, SF –hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn. Tra bảng 6.2 [1] ta có :
σHlim0 = 2.HB+70 , sH = 1,1
σFlim0 =1,8.HB
σ
0
, sF =1,75
H lim
;σ
0
F lim
-Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép ứng với
chu kì cơ sở
Ta có
0
H 1 lim
σ
0
F 1 lim
σ
0
σ
H 2 lim
0
σ
=σ
0H
=σ
=σ
F 2 lim
3
0F
0H
=σ
lim
3
4
lim
lim
0F
4
=2 . HB 1 +70 =2 . 250 +70 =570 ( MPa )
=1,8 . HB 1 =1,8 . 250= 450( MPa )
=2 . HB 2 +70=2 . 235 +70 =540 ( MPa )
lim
=1,8 . HB 2 =1,8 . 235= 423 ( 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[1]:
K HL=
K FL=
√
N HO
√
N FO
mH
mF
N HE
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.
N HO =30. H 2,4
HB
2,4
→
7
N HO =30. 250 =1, 71 .10 .
1
2,4
7
N HO =30 . 235 =1 , 47 . 10 .
2
SVTH: PHẠM QUANG KIÊN
Trang 9
GVHD: HỒ THỊ MỸ NỮ
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
NFO = 4.106. ( Đối với tất cả các thép )
NHE, NFE - số chu kì thay đổi ứng suất tương đương.
Do tải trọng thay đổi nên ta có:
Từ công thức 6.7[1]
3
N HE=60 c ∑
Ti
. ni t i
T max
( )
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
Σ
Ih=
ti - Tổng số giờ làm việc (thời hạn phục vụ) . Ih=16000h
3
N HE=60 c ∑
Ti
. ni t i
T max
( )
Ta có n1 = 2922( vòng/phút ) , n2 = 1352,778( vòng/phút ) .
N HE 2=60.1
2922
.16000 . [ 13 .0,2+0,93 .0,5+0,7 3 0,3 ] =8,51.10 7
22
N HE ≥ N HO =1,626.10
2
7
2
K HL =1
2
7
7
Mà N HE =N HE . u1=3,94.10 .2=7,88. 10
1
2
N HE ≥ N HO =1,71.10 7
1
1
K HL =1
1
Từ công thức 6.1[1] ta có:
570
[ δ H ] = 1,1 =518,2 [ Mpa ]
1
540
[ δ H ] = 1,1 =490,9 [ Mpa ]
2
Do bộ truyền sử dụng bánh răng thẳng
→ [σH]= min [ [σH1], [σH2] ] = 490,9 (MPa).
Do tải trọng thay đổi :
Từ công thức 6.8[1]
SVTH: PHẠM QUANG KIÊN
Trang 10
GVHD: HỒ THỊ MỸ NỮ
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
6
N FE =60 c ∑
Ti
. ni t i
T max
( )
Ta có c =1, n1 = 2992 (v/ph) ≥ n2→ NFE1 ≥ NFE2
N FE 2=60.1
2922
.16000 . [ 16 .0,2+0,96 .0,5+0,7 6 .0,3 ]=6,39.107
22
N FE ≥ N FO =4. 106
2
2
K FL =1
2
N FE ≥ N FE ≥ N FO = 4.106.
1
2
2
K FL =1
1
Từ công thức 6.2[1] ta có:
450
[ δ F ]= 1,75 =257,1 [ Mpa ]
1
423
[ δ F ]= 1,75 =241,7 [ Mpa ]
2
Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:
Theo công thức 6.13[1]
[σ H ]max =2,8. σ ch
[σ H ]1 max =[ σ H ]3 max =2,8. 580=1624[ MPa ]
[σ H ]2 max =[σ H ]4 max =2,8 . 450=1260[ MPa ]
.Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:
Theo công thức 6.14[1]
[σ F ]
1max
= [σ F ]
3max
=0,8
σ
ch1
=0,8.580=464 MPa
[σ F ]
2max
= [σ F ]
4max
=0,8
σ
ch2
=0,8.450=360 MPa
Xác định các thông số của bộ truyền
Các thông số cơ bản của bộ truyền.
SVTH: PHẠM QUANG KIÊN
Trang 11
GVHD: HỒ THỊ MỸ NỮ
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
Xác định sơ bộ khoảng cách trục
Theo công thức 6.15a[1] ta có:
√
a w =K a .(u+1) 3
T 1 . K Hβ
[σ H ]
2
.u.
Với Ka : Hệ số phụ thuộc vật liệu
Theo bảng 6.5[1], ta có Ka = 49,5
ψ ba , Theo bảng 6.6[1] tacó ψ ba =0,4.
Theo công thức 6.16[1] ta có ψ bd=0 ,53 ψ ba ( u+1 )
= 0,53.0,4.( 2 +1) = 0,636
K Hβ : hệ số kể đến sự phân bố không đồng đều tải trọng trên chiều rộng vành
răng.
Theo bảng 6.7[1], với ψ bd =0,636
⇒
K Hβ = 1,03
Thay vào công thức 6.15a ta có
√
a w =49,5 ( 2+1 ) . 3
20443,28.1,03
490,92 .2 .0,4
a w =¿70,95 mm
Lấy aw = 80 mm ( Theo TC SEV229-75 sách [1] trang 99)
Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ dw1:
d w 1=
2 a w 2.80
=
=53,33(mm)
u1 +1 2+1
Các thông số ăn khớp.
Xác định môđum
m = (0,01 ÷ 0,02)aw = (0,01 ÷ 0,02).80 = 0,8 ÷ 1,6
Theo tiêu chuẩn bảng 6.8[1] ta chọn m = 1,5
Xác định số răng
Theo công thức 6.19[1]
Số răng bánh nhỏ là:
z 1=
2 aw
2.80
=
m(u+1) 1,5.(2+1)
SVTH: PHẠM QUANG KIÊN
Trang 12
GVHD: HỒ THỊ MỸ NỮ
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
= 35,56 mm
Chọn z1 = 35
Theo công thức 6.20[1]
z2 = u.z1 = 2.35 = 70
Số răng tổng : Zt = z1 + z2 = 35 + 70 =105 răng
Xác định đường kính chia
m z 1 1,5.35
=
=52,5 mm
cos β cos 0
m z 2 1,5.70
d 2=
=
=105 mm
cos β cos 0
d 1=
Xác định đường kính đỉnh răng
d a 1=d 1+2 ( 1+ x 1−∆ y ) m=52,5+ 2 ( 1+0−0 ) .1,5=55,5 mm
d a 2=d 2+2 ( 1+ x 2−∆ y ) m=105+ 2 ( 1+0−0 ) .1,5=108 mm
Xác định đường kính đáy răng
d f 1=d 1−( 2,5−2 x1 ) m=52,5−( 2,5−0 ) .1,5=48,75 mm
d f 2=d 2−( 2,5−2 x2 ) m=105−( 2,5−0 ) .1,5=101,25 mm
Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Theo công thức 6.33[1]
σ H =Z M Z H Z ε
√
2 T 1 K H (u ± 1)
bw u dw
2
≤[ σH ]
Trong đó : ZM : Hệ số cơ tính của vật liệu . Tra bảng 6.5[1] ta có :
Vật liệu là thép có ZM = 274 MPa1/3
ZH : hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
ZH=
√
2 cos β b
sin 2a tw
β b - Góc nghiêng răng trên mặt trụ cơ sở ( Bánh răng thẳng )
Với : tan β b =cos at . tan β=0(do β =0)
(
∝tw =arc cos a .
cos ∝t
(bảng 6.11 [ 1 ] )
aw
)
SVTH: PHẠM QUANG KIÊN
Trang 13
GVHD: HỒ THỊ MỸ NỮ
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
Với ∝t =arctan ¿
( ∝=20 ° vì theo TCVN 1065-71 , bảng 6.11[1])
d b 1=d 1 cos ∝=52,5. cos 20=49,33 mm
d b 2=d 2 cos ∝=105. cos 20=98,67 mm
-
Khoảng cách trục chia
a=0,5 m ( z 1 + z 2 )=0,5.1,5. ( 35+70 ) =78,75mm
∝tw =arc cos ( 78,75. cos 20/80 ) =22° 20 '
ZH=
√
2 cos β b
2. cos 0
=
=1,687
sin 2∝tw
sin 2.22° 20 '
√
Z ε :hệ số sự trùng khớp của răng
Z ε=
√
4−ε a
3
Với : ( theo công thức 6.38b[1])
[
ε a= 1,88−3,2.
(
1 1
1 1
+
. cos β= 1,88−3,2
+
cos 0 =1,7429
z1 z 2
35 70
)]
[
(
)
]
Suy ra :
Z ε=
√
4−ε a
4−1,7429
=
=0,867
3
3
√
KH : là hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
Theo công thức 6.39[1] :
K H =K Hβ K Hα K Hv
K Hβ : hệ số kể đến sự phân bố không đồng đều tải trọng trên chiều rộng vành
răng.
Theo bảng 6.7[1], với ψ bd = 0,636
⇒
K Hβ = 1,03
K Hα: Là hệ số kể đến sự phân bố không đồng đều tải trọng cho các đôi răng đồng
thời ăn khớp . Đối với bánh răng thẳng K Hα =1
-
Vận tốc vòng :
SVTH: PHẠM QUANG KIÊN
Trang 14
GVHD: HỒ THỊ MỸ NỮ
v=
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
π d w 1 n1 3,14.53,33 .1445
m
=
=4,033 ( )
60000
60000
s
→ chọn cấp chính xác 8
K Hv: Hệ số kể đến tải trọng động trong vùng ăn khớp
K Hv =1+
v H b w d w1
(công thức 6.41 [ 1 ] )
2 T 1 K Hβ K Hα
Trong đó :
v H =σ H . g 0 . v .
√
aw
u
Tra bảng 6.15 và 6.16 ta có :
σ H =0,006
g0 =56
Suy ra : v H =σ H . g 0 . v .
√
aw
80
=0,006.56 .4,033 .
=8,57 ≤ v max =380
u
2
√
( vmax = 380 do tra bảng 6.17[1])
bw : chiều rộng vành răng
b w =a w ❑ba =80.0,4=32 mm
K Hv =1+
8,57.32 .53,33
=1,35
2.20443,28 .1,03 .1
KH = 1,03.1.1,35 = 1,39
Theo công thức 6.33
σ H =274.1,687 .0,867 .
√
2.20443,28 .1,39 . ( 2+1 )
2
32.2 .53,33
¿ 387,87 MPa
Tính ứng suất tiếp xúc cho phép
[ σ H ]=[ σ H ] Z v Z R Z XH
Z R : hệ số xét đến nhám bề mặt răng
Cấp chính xác động học là 8, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó
cần gia công đạt độ nhám Ra = 2,5 ÷ 1,25 μm
Tra bảng ta được Z R = 0,95
SVTH: PHẠM QUANG KIÊN
Trang 15
GVHD: HỒ THỊ MỸ NỮ
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
Zv = 0,85.v0,1 = 0,85. 4,0330,1 = 0,977
Ta có :
d a 1=55,5< d a 2=108 mm<700 mm ( Trang 91[1] )
ZxH = 1
[ σ H ]=490,9.0,977 .0.95 .1=455,63>σ H =387,87 Mpa
Vật liệu làm bánh răng thỏa điều kiện về tiếp xúc .
Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
- Để đảm bảo độ bền uốn cho răng : Công thức 6.43[1]
σ F1=
2 T1 K F Y ε Y β Y F1
≤ [σ F1]
bw dw 1 m
1
1
Với : Y ε = ε = 1,7429 =0,574
α
Vì là bánh răng thẳng nên Y β=1
Dựa vào bảng 6.18[1] với zv1 = 35 , zv2 = 70 ta có
YF1 = 3,7 ; YF2 = 3,61
Với : K F=K Fβ K Fα K Fv
KF : hệ số kể đến sự phân bố không đồng đều tải trọng trên chiều rộng vành răng.
Theo bảng 6.7[1], với ψ bd =0,636
⇒
K Fβ= 1,08
K Fα: Là hệ số kể đến sự phân bố không đồng đều tải trọng cho các đôi răng đồng
thời ăn khớp . Đối với bánh răng thẳng K Fα=1
-
Vận tốc vòng :
v=
π d w 1 n1 3,14.53,33 .1445
m
=
=4,033 ( )
60000
60000
s
→ c họ n c ấ p c hí n h x á c 8
K Fv: Hệ số kể đến tải trọng động trong vùng ăn khớp
K Fv =1+
v F b w d w1
(công thức 6.41 [ 1 ] )
2 T 1 K Fβ K Fα
Trong đó :
v F =σ F . g 0 . v .
√
aw
u
Tra bảng 6.15 [1] và 6.16 [1] ta có :
SVTH: PHẠM QUANG KIÊN
Trang 16
GVHD: HỒ THỊ MỸ NỮ
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
σ F =0,016
g0 =56
Suy ra : v F =σ F . g 0 . v .
√
aw
80
=0,016.56 .4,033 .
=22,85 ≤ v max =380
u
2
√
( vmax = 380 do tra bảng 6.17[1])
bw : chiều rộng vành răng ( tra bảng 6.6[1] để tìm ❑ba )
b w =a w ❑ba =80.0,4=32 mm
K Fv =1+
22,85.32 .53,33
=1,88
2.20443,28 .1,08 .1
KF = 1,08.1.1,88= 2,03
Công thức 6.43[1]
σ F1=
2.20443,28 .1,9788 .0,574 .1.3,7
=67,12 MPa
32.53,33 .1,5
Theo công thức 6.44[1] :
σ F2=
σ F 1 Y F 2 67,12.3,61
=
=65,49 MPa
Y F1
3,7
Mà ta lại có :
[ σ F 1 ] =257,1 MPa> σ F 1
[ σ F 2 ] =241,7>σ F 2
Vậy điều kiện bền uốn được thỏa mãn .
Kiểm nghiệm răng về quá tải .
Ta có :
K qt =
-
T max
=2,2(trabảng PL3 [ 1 ] )
T
Ứng suất tiếp xúc cực đại
σ Hmax =σ H √ K qt =387,87. √2,2=575,3 MPa< [ σ H ]2 max =1260
Ứng suất uốn cực đại
σ F 1 max =σ F 1 K qt =67,12.2,2=147,664< 257,1 MPa
σ F 2 max =σ F 2 K qt =65,49.2,2=144,08<241,7 MPa
SVTH: PHẠM QUANG KIÊN
Trang 17
GVHD: HỒ THỊ MỸ NỮ
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
Vậy các điều kiện được thỏa mãn
. Bảng thống kê các thông số của bộ truyền bánh răng .
Thông số
Kích thước
1.Số răng
2.Khoảng cách trục chia.
Z1=35
Z2=70
a = 78,75mm.
3.Khoảng cách trục.
aW = 80 mm.
4.Đướng kính chia.
d1=52,5mm.
d2=105mm.
da1=55,5mm
da2=108mm
df1=48,75mm
df2=101,25mm
db1=49,33 mm
db2=98,67mm
5.Đường kính đỉnh răng
6.Đường kính đáy răng
7.Đường kính cơ sở
∝=20 °
∝t =20° .
8.Góc prôfin góc
9.Góc prôfin răng
∝tw =22° 20 '
10.Góc ăn khớp
ε ∝=1,7429
11.Hệ số trùng khớp ngang
12.Hệ số dịch chỉnh
X1 = 0mm
X2 = 0mm.
bW = 32mm.
13.Chiều rộng răng
14.Tỉ số truyền.
u=2
15.Góc nghiêng răng
= 00.
16.Mô đun
m=1,5
SVTH: PHẠM QUANG KIÊN
Trang 18
GVHD: HỒ THỊ MỸ NỮ
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
2. Thiết kế bộ truyền trục vít
Các thông số của bộ truyền trục vít:
u2 = 22
P2 = 5,945 kW, P3 = 4,826 kW
n2 =1352,778 vòng/phút; n3 = 61,49 vòng/phút
T2 =41969 Nmm; T3 = 1385506,48 Nmm.
a. Chọn vật liệu:
Tính sơ bộ vận tốc trượt theo công thức 7.1[1] :
v s=4,5. 10−5 . n2 √3 T 2=4,5.10−5 .1352,778 . √3 41969=2,12 m/s
vs < 5 m/s. Sử dụng đồng thanh không thiếc ЬpЖH 10-4-4 để chế tạo bánh vít
có σb= 600 MPa, σch = 200 MPa. ( Bảng 7.1[1])
Sử dụng thép C45 để chế tạo trục vít, tôi bề mặt đạt độ cứng HRC45.
B .Ứng suất tiếp xúc cho phép[σH] và ứng suất uốn cho phép [σF]
Ứng suất tiếp xúc cho phép
Theo bảng 7.2[1], với bánh vít làm bằng đồng thanh không thiếc ЬpЖH10-4-4.
Ta có :
[ σ H ]=220 MPa
Ứng suất uốn cho phép
Theo công thức 7.6[1] ta có:
[ σ F ] =[ σ FO ] . K FL
Trong đó [ σ FO ] : ứng suất uốn cho phép với 106 chu kỳ
Bộ truyền quay 1 chiều, theo công thức 7.7[1] ta có:
[ σ FO ]=0 , 25 . σ b +0 ,08 σ ch=0 ,25 . 600+0 , 08 .200=160( MPa )
KFL: hệ số tuổi thọ. Theo công thức 7.9[1] ta có:
106
K FL=
N FE
√
9
Với
60 ∑
(
T 3i
T 3 max
)
9
n3 i t i =60
n2
t
u2
T
∑ ¿∑
9
( )
3i
t
.
¿¿
i
T
t
N FE =
3m
∑
1352 , 778
60 .
16000. ( 19 0,2+0,9 9 . 0,5+0,79 . 0,3 ) =23 , 96 .10 6
22
=> NFE =
SVTH: PHẠM QUANG KIÊN
Trang 19
¿
GVHD: HỒ THỊ MỸ NỮ
=>
Vậy
K FL=
√
9
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
106
=0,7
23 , 96 . 106
[ σ F ] =[ σ FO ] . K FL
= 160.0,7 = 112 (MPa)
Ứng suất cho phép khi quá tải
Theo công thức 7.14[1], ta có:
[ σ H ]max =2 . σ ch =2. 200=400 ( MPa )
[ σ F ] max =0,8 . σ ch=0,8. 200=160 ( MPa )
b. Xác định các thông số của bộ truyền
Các thông số cơ bản của bộ truyền.
Khoảng cách trục
Với u2 = 22 , chọn z1 = 2 => z2 = u2.z1 = 22.2 = 44 (răng)
Chọn sơ bộ q = 0,3.z2 = 0,3.44 = 13,2
Theo bảng 7.3[1], chọn q = 16
T3 = 1385506,48 Nmm
Chọn sơ bộ KH = 1,2
Theo công thức 7.16[1] ta có:
2 T3 K H
3 170
a ω2 =( z 2 + q )
q
z2 [ σ H ]
=> aω2 =
( 44 +16 ) .
√(
3
√(
)
2
170
1385506,48 . 1,2
=190 , 6 ( mm )
44 . 220 16
)
Chọn aω2 =190 mm.
Mođum dọc trục vít
Theo công thức 7.17[1]:
2 aω 2
2 .190
=6,3
z 2 + q 44+12 , 5
=
m2 =
Theo tiêu chuẩn chọn m2 = 6,3
Khi đó
m
6,3. ( 44 +16 )
a ω2 = 2 ( z 2 + q ) =
=189 ( mm )
2
2
Lấy aω2 = 190 mm, khi đó hệ số dịch chỉnh là:
aω 2
−0,5 . ( q+ z 2 )=
190
−0,5 ( 16+ 44 )=0 , 15 ( mm )
6,3
x = m2
thoả mãn điều kiện -0,7 < x < 0,7
b. Kiểm nghiệm răng bánh vít
SVTH: PHẠM QUANG KIÊN
Trang 20
- Xem thêm -
.DOCX 
63 
1 
123 
