Đồ án Nguyên lý-Chi tiết máy
GVHD: Phan Công Bình
MỤC LỤC
PHẦN I: TÍNH TOÁN CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN.........................................5
1. Tính toán chọn động cơ:......................................................................................................................5
2. Phân phối tỉ số truyền:.........................................................................................................................6
3. Xác định số vòng quay trên các trục, công suất và momen:................................................................7
PHẦN II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH..........................................................................9
1.
Chọn loại xích:................................................................................................................................9
2.
Xác định các thông số của bộ truyền xích:......................................................................................9
3.
Tính kiểm nghiệm xích về độ bền:................................................................................................10
4.
Đường kính đĩa xích:.....................................................................................................................11
5.
Xác định lực tác dụng lên trục:......................................................................................................12
PHẦN III: THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC..................................................................................................13
1.
Tính chọn chung về vật liệu cho hai cấp nhanh và chậm...............................................................13
2.
Tính toán bộ truyền cấp nhanh:.....................................................................................................15
3.
Tính toán bộ truyền cấp chậm:......................................................................................................21
PHẦN IV: THIẾT KẾ TRỤC...................................................................................................................28
1.
Chọn vật liệu:................................................................................................................................28
2.
Chọn sơ bộ đường kính..................................................................................................................28
3.
Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt:......................................................................29
4.
Tính toán thiết kế và kiểm nghiệm trục về độ bền:........................................................................31
4.1
Trục I:....................................................................................................................................31
4.2
Trục II:...................................................................................................................................36
4.3
Trục III:.................................................................................................................................41
PHẦN V: CHỌN THEN...........................................................................................................................45
PHẦN VI: THIẾT KẾ Ổ LĂN VÀ KHỚP NỐI........................................................................................47
1.
2.
Chọn ổ lăn:....................................................................................................................................47
1.1
Chọn ổ lăn cho trục I:............................................................................................................47
1.2
Chọn ổ lăn cho trục II:...........................................................................................................49
1.3
Chọn ổ lăn cho trục III:..........................................................................................................51
Chọn khớp nối trục đàn hồi:..........................................................................................................54
PHẦN VII: THIẾT KẾ VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT PHỤ....................................................................56
1.
Thiết kế vỏ hộp giảm tốc:..............................................................................................................56
2.
Thiết kế các chi tiết phụ:................................................................................................................57
PHẦN VIII: CHỌN KIỂU LẮP GHÉP.....................................................................................................60
SVTH: Nguyễn Khánh Minh
Trang 1
Đồ án Nguyên lý-Chi tiết máy
GVHD: Phan Công Bình
1.
Chọn kiểu lắp ổ lăn:.......................................................................................................................60
2.
Chọn kiểu lắp bánh răng:...............................................................................................................60
3.
Cố định trục theo phương dọc trục:...............................................................................................60
4.
Chọn dung sai lắp ghép rãnh then:.................................................................................................60
TÀI LIỆU THAM KHẢO.........................................................................................................................61
SVTH: Nguyễn Khánh Minh
Trang 2
Đồ án Nguyên lý-Chi tiết máy
GVHD: Phan Công Bình
NHẬN XÉT CỦA GIÁO VIÊN HƯỚNG DẪN
…………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………
SVTH: Nguyễn Khánh Minh
Trang 3
Đồ án Nguyên lý-Chi tiết máy
GVHD: Phan Công Bình
NHẬN XÉT CỦA GIÁO VIÊN PHẢN BIỆN
…………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………
SVTH: Nguyễn Khánh Minh
Trang 4
Đồ án Nguyên lý-Chi tiết máy
GVHD: Phan Công Bình
PHẦN I: TÍNH TOÁN CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN
PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
1. Tính toán chọn động cơ:
a. Số liệu ban đầu:
Hệ thống băng tải làm việc có các thông số sau :
Lực vòng trên băng tải (F)
:
3100
Vận tốc tang tải (v)
:
1,2
Đường kính tang tải (D)
:
200
Số năm làm việc (a)
:
5
(N)
(m/s)
(mm)
(năm)
Hệ thống làm việc tải trọng va đập nhẹ, quay một chiều, mỗi năm làm việc
300 ngày (mỗi ngày làm việc 2 ca, 1 ca 8 giờ).
b. Công suất cần thiết trên trục động cơ:
Công suất làm việc trên trục công tác
P=
F t .V F . v 3100.1,2
=
=
=3,72 ( kW )
1000 1000
1000
Theo (2.12) và (2.13) công suất tương đương:
Ptd =P ∙
√
P 1 2 t 1 + P 22 t 2
=P ∙
t ck
√(
T 1 2 0,7 t ck T 2 2 0,3 t ck
∙
+
∙
T
t ck
T
t ck
)
( )
T1
T
=1; 2 = 0,8; t1 = 0,7tck ; t2 = 0,3tck ⇒ P1=P ; P2=0,8 P .
T
T
Thay số vào ta được: Ptd=3,51 (kW)
Với
Hiệu suất truyền động:
ɳ=ɳ nt .ɳ br 2 . ɳ ol 4 ɳ x
Tra bảng (2.3), ta có:
Hiệu suất khớp nối trục:
Hiệu suất một cặp bánh răng trụ:
Hiệu suất bộ truyền xích:
Hiệu suất một cặp ổ lăn:
⇒
ɳ = 0,99.0,972.0,9924 .0,92 = 0,83
Công suất cần thiết trên trục động cơ:
Ta có :
Pct =
ɳ nt =0,99
ɳ br =0,97
ɳ x =0,92
ɳ ol =0,992
Pt Ptd 3,51
= =
=4,23 (kW)
ɳ
ɳ 0,83
SVTH: Nguyễn Khánh Minh
Trang 5
Đồ án Nguyên lý-Chi tiết máy
GVHD: Phan Công Bình
c. Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ:
Số vòng quay trên trục công tác là:
nlv =
60000. v 60000.1,2
=
= 114,59 (vòng/phút)
π.D
π .200
Chọn sơ bộ tỉ số truyền của hệ thống :
Theo công thức (2.15), ta có:
ut = uh . ux = 10.2,5= 25
Trong đó, chọn theo bảng 2.4, ta được:
uh = 10
: tỉ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp.
ux = 2,5
: tỉ số truyền của bộ truyền xích ngoài hợp.
Số vòng quay sơ bộ của động cơ:
Theo công thức (2.18), ta có:
n sb = nlv .ut =114,59.25=2865(vòng/ phút )
Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ là n đb=2865 (vòng/phút)
Chọn động cơ:
{
P ≥ P =4,23( KW )
ct
Động cơ điện phải thỏa mãn: n ≈ nđc =2865(vòng/
phút)
đc
đb
Tra bảng P1.3, ta chọn động cơ 4A100L2Y3 có:
Pđc =5,5(KW )
nđc =2880( vòng/ phút)
{
2. Phân phối tỉ số truyền:
Xác định tỉ số truyền chung của hệ thống dẫn động:
Theo công thức (3.23), ta có:
n
2880
đc
uch ¿ n = 114,59 = 25,13
lv
Theo công thức (3.24), ta có:
uch = uh . ux
Chọn sơ bộ uh theo bảng 3.1 trang 43, tài liệu [1] chọn tỷ số truyền của hộp
giảm tốc 2 cấp khai triển :
uh = 10 với u1 = unhanh =3,83,
u2 = uchậm =2,61
Suy ra:
uch
25,13
ux = u = 10 = 2,51
h
SVTH: Nguyễn Khánh Minh
Trang 6
Đồ án Nguyên lý-Chi tiết máy
GVHD: Phan Công Bình
Tỉ số truyền chung là:
uch= u1 .u2 .ux = 3,83.2,61.2,51 =25,1
|ut −u ch| |25−25,1|
Sai số tỉ số truyền là:δ u =
=
ut
25
= 0,004= 0,4%
3. Xác định số vòng quay trên các trục, công suất và momen:
a. Số vòng quay của các trục truyền động:
n1 =nđc = 2880
n2 =
n 1 2880
=
= 751,96
u 1 3,83
n 2 751,96
=
= 288,11
u2
2,61
n ct=¿ nlv = 114,59
n3 =
(vòng/phút)
(vòng/phút)
(vòng/phút)
(vòng/phút)
b. Công suất của các trục truyền động:
Công suất cần thiết trên trục là:
P IV = Plv = Pt = 3,72 (kW)
P IV
3,72
=
= 4,08 (kW)
ɳ ol . ɳ x 0,992.0,92
P III
4,08
P II =
=
= 4,24 (kW)
ɳ br . ɳ ol 0,97.0 .992
P III=
P I=
P II
4,24
=
= 4,40 (kW)
ɳ br .ɳ ol 0,97.0,992
Pđc =
PI
4,24
=
= 4,48 (kW)
ɳ nt .ɳ ol 0,99.0,992
c. Mômen xoắn của các trục truyền động:
6
T đc =
9,55. 10 . P ct 9,55. 106 .4,48
=
=¿ 14855,56
nđc
2880
(N.mm)
6
9,55. 10 . P I 9,55.10 6 .4,40
TI=
=
=¿ 14590,28
nI
2880
(N.mm)
6
T II =
9,55.10 . PII 9,55. 106 .4,24
=
=¿ 53848,61
n II
751,96
(N.mm)
6
9,55.10 . PIII 9,55.106 .4,08
T III =
=
=¿ 135240,01 (N.mm)
n III
288,11
SVTH: Nguyễn Khánh Minh
Trang 7
Đồ án Nguyên lý-Chi tiết máy
T ct =
GVHD: Phan Công Bình
9,55.106 . PIV 9,55. 106 .3,72
=
=¿ 310027,05 (N.mm)
n IV
114,59
Bảng 1.1. Bảng số liệu trên các trục của hệ thống dẫn động
Trục
Động cơ
I
II
III
Thông số
u
n (v/ph)
P (kW)
T (N.mm)
1
2880
4,48
14855,56
SVTH: Nguyễn Khánh Minh
3,83
2880
4,4
14590,28
2,61
751,96
4,21
53848,61
288,11
4,8
135240,01
Trục
công tác
2,51
114,59
3,72
310027,09
Trang 8
Đồ án Nguyên lý-Chi tiết máy
GVHD: Phan Công Bình
PHẦN II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN
XÍCH
Các thông số bộ truyền :
nIII = 288,11 (v/ph)
PIII = 4,08 (kW)
ux
= 2,51
Moment xoắn TIII = 13540,01 (N.mm)
1. Chọn loại xích:
Do bộ truyền làm việc với tải trọng va đập nhẹ, vận tốc thấp (v=1,2
m/s)
Sử dụng xích con lăn.
2. Xác định các thông số của bộ truyền xích:
Chọn số răng đĩa xích:
Theo bảng 5.4 với u x=2,51, ta chọn:
Số răng đĩa nhỏ là: Z1=25
Do đó, số răng đĩa lớn là: Z2 = Z1.u x = 25.2,51 = 63 < zmax = 120
Xác đinh bước xích p:
Theo công thức (5.3) cho điều kiện đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mòn
của bộ truyền xích, ta có:
Pt = P.K. K z. K n ≤ [P]
Trong đó:
Pt
:
Công suất tính toán.
P = P III = 4.5 (kW) :
Công suất truyền trên trục III.
[P]
:
Công suất cho phép.
Z
25
01
K z = Z = 25 = 1 :
1
Hệ số răng.
n
400
01
K n = n = 288,11 : Hệ số vòng quay.
III
K
K = 0 K a K đc K bt K đ K c : Hệ số sử dụng.
Từ bảng 5.6 ta được:
K 0= 1:Hệ số kể đến vị trí ảnh hưởng của bộ truyền.
K a = 1:
Hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích.
K đc =1:Hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng
xích.
K bt =1,8:
Hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn.
K đ = 1,2:
Hệ số tải trọng động kể đến tính chất tải trọng.
K c = 1,25: Hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền.
Suy ra:
K= 1.1.1.1,8.1,2.1,25 = 2,7
SVTH: Nguyễn Khánh Minh
Trang 9
Đồ án Nguyên lý-Chi tiết máy
GVHD: Phan Công Bình
Công suất tính toán:
400
= 15,29 (kW)
288,11
Theo bảng 5.5 với n 01= 400 (vòng/phút), Ta chọn:
Pt = 4,08.2,7.1.
Bộ truyền xích con lăn 1 dãy với:
Bước xích p= 25,4 (mm) < pmax ( Theo bảng 5.8)
Thỏa điều kiện bền mòn Pt < [P] =19 (kW).
Khoảng cách trục và số mắc xích:
Theo công thức (5.10), ta chọn khoảng cách trục:
a = 40p = 40.25,4 = 1016 (mm)
Theo công thức (5.12), số mắc xích:
2a
p
1
X = p + 2 ( z1+z2) + (z2-z1)2
2
4. π . a
2.1016
25,4
1
X = 25,4 + 2 ( 25+63) + (63-25)2 4. π 2 .1016
X = 124,9
Chọn lại: Ta lấy X = 124
Tính lại khoảng cách trục theo công thức (5.13):
a = 0,25.p.{xc -0,5(z1+z2)+√[ Xc−0,5 ( Z 1+ Z 2 ) ]2 – 2 ¿ ¿} = 949,35(mm)
Để xích không chịu lực căng quá lớn, ta giảm a một lượng
a = 0,003.949,35 = 2,85 (mm)
Do vậy: a = 947 (mm)
Theo công thức (5.14), số lần va đập của xích là:
i=
Z 1 .n 1 25.288,11
= 15.124 = 3,87 < [i] = 30 (lần/s)
15. X
3. Tính kiểm nghiệm xích về độ bền:
Với các bộ truyền xích bị quá tải lớn khi mở máy hoặc thường xuyên
chịu tải trọng va đập trong quá trình làm việc cần tiến hành kiểm nghiệm về quá
tải theo hệ số an toàn.
Theo công thức 95.15), ta có:
Q
S = Kd . Ft + Fv + Fo
Theo bảng 5.2, ta có:
Tải trọng phá hỏng:
Q = 56,7
Khối lượng 1 mét xích:
q = 2,6
K đ = 1,2
Hệ số tải trọng động:
Ta có:
SVTH: Nguyễn Khánh Minh
(kN)
(kG)
Trang 10
Đồ án Nguyên lý-Chi tiết máy
GVHD: Phan Công Bình
z1 . p . n1 25.25,4 .288,11
=
= 3,05 (m/s)
60000
60000
1000. P III
1000.4,08
Lực vòng: F t =
= 3,05 = 1337,7 (N)
v
V=
Lực căng do lực ly tâm sinh ra:
Fv= q. v 2 = 2,6.3,052 = 24,19 (N)
Lực căng do trọng lức nhánh xích bị động sinh ra:
Fo = 9,81k
Trong đó: k
f
f
.q.a = 9,81.6.2,6.0,947 = 144,93 (N)
hệ số phụ thuộc độ võng f của xích và bộ truyền xích,
0
f=(0,01…0,02)a. Bộ truyền nghiêng một góc < 40 nên k
Do đó:
f
=6
56,7.1000
S = 1,2.1337,7+144,93+24,19 = 31,96
Theo bảng 5.10 với n = 400 (vòng/phút) ta có [S]= 9,3
Vậy S > [S] => Bộ truyền xích đảm bảo đủ bền.
4. Đường kính đĩa xích:
Theo công thức (5.17) và bảng 13.4, ta có:
Đường kính vòng chia của đĩa xích:
p
25,4 25,4
d1 = sin π = sin ( π ) sin π = 202,66 (mm)
z1
25
25
p
25,4 25,4 25,4
d2 = sin π = sin ( π ) sin π sin π = 509,57 (mm)
z2
63
25
75
Đường kính vòng đỉnh của đĩa xích:
π
π
π
π
da1 = p(0,5 + cotg( z 1 )) = 25,4(0,5+cotg( 25 ) = 213,76 (mm)
da2 = p(0,5 + cotg( z 2 ) ) = 25,4(0,5+cotg( 63 ) = 521,64 (mm)
Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích:
Theo công thức (5.18), ta có:
σ H =0,47
√
K r ( F t . K đ + F vđ ) E
≤ [σ H ]
A . kđ
Lực va đập: Fvđ = 13.10−7 .n1.p3.m
= 13.10−7 .288,11.25,43.1= 6,14 (N)
Kr = 0,42 ứng với z=25
kđ = 1 ứng với xích 1 dãy
Kđ = 1,2 hệ số tải trọng động
E = 2,1.105 (Mpa)
A = 180 (mm2) theo bảng 5.12
SVTH: Nguyễn Khánh Minh
Trang 11
Đồ án Nguyên lý-Chi tiết máy
GVHD: Phan Công Bình
Ft = 1337,7 (N)
5
Do vậy: σ H = 0,47 0,42. ( 1337,7.1,2+6,14 ) .2,1 .10 = 417,63 (Mpa)
√
180 .1
Như vậy, ta dùng thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB170 sẽ đạt ứng
suất cho phép [σ H ] = 500 Mpa đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho răng đĩa 1
σ H < [σ H ]
Tương tự cho đĩa xích 2 ( cùng vật liệu và nhiệt luyện).
Vậy bộ truyền xích đảm bảo độ bền tiếp xúc.
5. Xác định lực tác dụng lên trục:
Theo công thức (5.20)
Fr = km.Ft = 1,15.1337,7 = 1538,36 (N)
Với km= 1,15 (Bộ truyền đặt nằm ngang)
Bảng thông số và kích thướt bộ truyền xích
Thông số
Ký hiệu
Giá trị
Z1
Số răng đĩa xích nhỏ
25 răng
Z2
Số răng đĩa xích lớn
63 răng
Tỷ số truyền
ux
2,52
Bước xích
p
25,4 mm
a
Khoảng cách trục
947 mm
Số mắc xích
X
124
d
Đường kính vòng chia
d1=202,66 mm
d2=509,57 mm
Đường kính vòng đỉnh
da
da1=213,76 mm
da2=521,64 mm
Lực tác dụng lên trục
Fr
1538,36 N
SVTH: Nguyễn Khánh Minh
Trang 12
Đồ án Nguyên lý-Chi tiết máy
GVHD: Phan Công Bình
PHẦN III: THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC
1. Tính chọn chung về vật liệu cho hai cấp nhanh và chậm.
a. Chọn vật liệu:
Nguyên tắc chọn vật liệu để thiết kế các bộ truyền bánh răng cho hộp giảm tốc
là: chọn vật liệu đảm bảo cho răng không bị gãy do quá tải đột ngột dưới tác dụng
của tải trọng va đập, răng không bị tróc và mỏi do ứng suất tiếp xúc thay đổi gây
ra. Dựa vào sơ đồ tải trọng và điều kiện làm việc của bộ truyền ta thấy rằng bộ
truyền không phải làm dưới tải trọng lớn cũng không có điều kiện gì đặc biệt. Ta
tiến hành chọn vật liệu theo các hàm mục tiêu sau:
Bền đều.
Kích thước nhỏ nhất.
Giá thành rẻ nhất.
Thuận lợi nhất cho quá trình gia công cơ khí.
Do đó chọn vật liệu theo bảng (6.1) ta có vật liệu bánh răng như sau:
Bảng 3.1. Các đặc trưng của vật liệu
Tên
Vật liệu
σ b (MPa)
σ ch (MPa)
850
Thép C45, tôi cải thiện đạt
580
≤
60
độ cứng, S
Bánh lớn Thép C45, tôi cải thiện đạt
750
450
độ cứng, S ≤ 100
b. Xác định ứng suất cho phép của ứng với số chu kì cơ sở:
Bánh nhỏ
HB
241… 285
192… 240
Theo bảng (6.2), ta có: Thép C45 tôi cải thiện có HB = 180… 350 có:
σ H lim ¿ =2 HB +70; S
o
H
=1,1 ;σ Flim ¿ =1,8 HB; S =1,75 ¿ ¿
o
F
Với S H và S F là hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn.
Chọn độ rắn bánh nhỏ là HB1 = 250Mpa.
độ rắn bánh lớn là HB2 = 235MPa.
Khi đó:
Ứng suất tiếp xúc cho phép với chu kỳ cơ sở:
σ oH lim 1=2. H B br 1+70=2 ×250+70=570 MPa
o
σ H lim 2=2. H B br 2+70=2 ×235+70=540 MPa
SVTH: Nguyễn Khánh Minh
Trang 13
Đồ án Nguyên lý-Chi tiết máy
GVHD: Phan Công Bình
Ứng suất uốn cho phép với chu kì cơ sở:
σ oF lim 1=1,8 H Bbr 1=1,8 × 250=450 MPa ;
o
σ F lim 2=1,8 H Bbr 2=1,8× 235=423 MPa .
• m [ H ] , m [ F ] :bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn,
do
m [ H ]=6 ;
m [ F ] =6
HBbr¿ 350 nên:
• N FO−¿số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn;
6
N FO 1=N FO 2 =4.1 0 MPa.
• N HO−¿số chu kỳ thay đổi về ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc. Theo công
thức (6.5), ta có:
2,4
2,4
7
N HO=30 H HB ⇒ N HO 1=30 × 245 =1,6. 10
• N HE , N FE−¿ số lần chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương.
Theo CT (6.7), (6.8);
N HE=60. c . ∑ ( T i /T max )3 . ni . t i ; N FE=60. c . ∑ ( T i /T max )m . ni . t i
F
Trong đó: c - Số lần ăn khớp trong một vòng quay, c = 1;
n - Số vòng quay bánh răng 1
nbr1 = nI = 1425 (v/ph)
Ti - Tổng số giờ làm việc của chế độ i;
t = năm×ngày×ca×giờ¿ 5 ×300 ×2 ×8=24000 (giờ)
Do đó:
• N HE 1=60 ×1 ×1425 ×33600 × ( 13 ×0,7 +0,83 ×0,3 ) =245,22.10 7
• N FE 1=60 ×1 ×1425 ×33600 × ( 16 ×0,7 +0,86 ×0,3 ) =223,69.10 7
Ứng suất tiếp xúc cho phép [ σ H ]và ứng suất uốn cho phép [ σ F ] được xác định theo
công thức (6.1a), (6.2a):
[ σ H ]=
σ H lim ¿
o
SH
.K HL
; [ σ F ]=
σ F lim ¿ . K
o
SF
FC
. K FL
¿¿
Trong đó:
• σ H lim ¿ ¿, σ F lim ¿ −¿ ¿ lần lượt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn
cho phép với chu kì cơ sở, trị số tra bảng 6.2;
• S H , S F−¿ hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn, tra bảng 6.2;
• K FC −¿hệ số ảnh hưởng của đặt tải, K FC =1(đặt tải một phía);
o
o
SVTH: Nguyễn Khánh Minh
Trang 14
Đồ án Nguyên lý-Chi tiết máy
GVHD: Phan Công Bình
• K HL , K FL−¿hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế
độ tải trọng của bộ truyền, được xác định theo công thức (6.3), (6.4);
K HL=
mH
√ N HO / N HE ;
K FL=
mF
√ N FO /N FE
N HE 1> N HO 1 nên thay: N HE 1=N HO 1 ⇒ K HL1=1
N FE 1> N FO 1nên thay: N FE 1=N FO 1 ⇒ K FL1=1
Tương tự ta cũng có K HL1=1, K FL1=1
570× 1
450× 1× 1
Do đó: [ σ H 1 ]= 1,1 =518,2 ( MPa ) ; [ σ F ]1= 1,75 =257,1 ( MPa )
[ σ H 2 ]=
540× 1
423 ×1 ×1
=490,9 ( MPa ) ; [ σ F ]2=
=241,7 ( MPa )
1,1
1,75
Với bánh răng trụ răng nghiêng theo công thức (6.12) ứng suất tiếp xúc cho
phép là:
[ σ H ]=
[ σ H 1 ]+ [ σ H 2 ]
2
=
518,2+ 490,9
=504,55 ( MPa ) <1,25 [ σ H 2 ]
2
Ứng suất tiếp xúc cho phép quá tải và ứng suất uốn cho phép quá tải theo
công thức (6.13), (6.14);
[ σ H ]max =2,8 σ ch2 =2,8× 450=1260 (MPa)
[ σ F 1 ]max =0,8 σ ch 1=0,8 ×580=464 (MPa)
[ σ F 2 ]max =0,8 σ ch 2=0,8 × 450=360 (MPa)
2. Tính toán bộ truyền cấp nhanh:
2.1 Xác định thông số cơ bản của bộ truyền
Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
Thông số khoảng cách trục được xác định theo công thức (6.15a):
√
a w 1=K a . ( u 1+1 ) . 3
T I . K Hβ
[ σH ]
2
.u 1 . ψ ba
Trong đó :
K a , K d −¿ Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng, tra
bảng 6.5:
1
3
1
3
K =43 ( MPa ) , K =67,5 ( MPa )
a
d
T I =14590,28(N .mm)−¿ Momem xoắn trên trục bánh chủ động.
SVTH: Nguyễn Khánh Minh
Trang 15
Đồ án Nguyên lý-Chi tiết máy
GVHD: Phan Công Bình
K Hβ−¿ hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trên chiều rộng vành răng khi
tính về tiếp xúc, tra bảng 6.7 với hệ số ψ bd tính theo (6.16):
ψ bd =0,53ψ ba ( u1 +1 ).
ψ ba=b w / aw , ψ bd=b w /d w 1−¿ là các hệ số, trong đó b w chiều rộng vành răng tra
bảng (6.5);
Chọn ψ ba=0,3 (tra bảng (6.6)) ⇒ψ bd =0,53.0,3 . ( 3,83+1 ) =0,77
Dựa vào ψ bd và độ cứng HB theo bảng (6.7)⇒ K Hβ=1,12
√
⇒a w 1=43. ( 3,83+1 ) . 3
14590,28.1,12
=79,4 (mm)
504,55 2 .3,83 .0,3
Lấy a w 1=80mm;
⇒
b w =ψ ba . a w 1=0,3.110=24 mm .
2.2 Xác định các thông số ăn khớp.
a. Xác định modun m:
Môđul được xác định theo công thức (6.17).
m=( 0,01 ÷ 0,02 ) aw =( 0,01 ÷ 0,02 ) × 80=0,8÷ 1,6 mm.
Theo tiêu chuẩn tra bảng 6.8 chọn modun pháp m = 1,5 mm.
b. Xác định số răng, góc nghiêng β và hệ số dịch chỉnh x:
Đối với bánh răng nghiêng chọn sơ bộ β =100 : góc nghiêng của răng
Từ công thức (6.19), ta có:
Số răng bánh nhỏ: z 1=
2 aw 1 . cosβ 2.80 .cos (10 0)
=
=¿ 21,7.
m ( u1+ 1 )
1,5. ( 3,83+1 )
Lấy z1 = 21 răng.
Số răng bánh lớn: z 2=u1 . z 1=3,83 × 21=80,4 .
Lấy z 2=80 răng.
z
80
2
Do đó tỉ số truyền thực tế là: um = z = 21 =¿ 3,81
1
β =arccos
m ( z1 + z2 )
2 a w1
=arccos
1,5 ( 21+80 )
2 .80
= 18,760
Hệ số dịch chỉnh: x1 = x2 = 0
c. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
SVTH: Nguyễn Khánh Minh
Trang 16
Đồ án Nguyên lý-Chi tiết máy
GVHD: Phan Công Bình
Theo công thức (6.33) ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc:
σ H =Z M . Z H . Z ε .
√
2 T I . K H . ( u1+ 1 )
bw 1 .u1 . d 2w 1
≤ [σ H ]
Trong đó:
1
Z =274 (M Pa 3 )−¿hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp.
M
Z H −¿ hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc,
Theo công thức (6.34):
ZH=
√
2 cos β b
sin (2 α tw )
β b: góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở
Theo công thức (6.35)tính góc ăn khớp:
α tw =arc tan
tan α
20 °
=21,03 °
( cos
)β =arc tan ( costan(18,76
°) )
tan β b= cosα tw. tan β = cos (21,030).tan(18,760)
β b = 17,560
⟹ Z H=
√
2 cos 17,56 °
=1,69
sin (2.21,03 °)
Z ε−¿ hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, được xác định theo (6.36);
ε β −¿hệ số trùng khớp dọc xác định theo CT (6.37),
ε β=
bw .sin β 24.sin 18,76
=
= 1,64 >1.
mπ
1,5. π
1
Nên Z ε=
√
εα
theo công thức (6.36c).
ε α −¿ hệ số trùng khớp ngang xác định theo CT (6.38b)
[
ε α = 1,88−3,2
(
1 1
1 1
+
cos β= 1,88−3,2
+
.cos 18,76 °=1,6
z1 z2
21 80
⇒
)]
[
(
)]
Z ε=¿ 0,79
Đường kính vòng ăn bánh nhỏ:
d W 1=
2 aW 1
2.80
=
=33,264 (mm)
u1+ 1 3,81+ 1
K H −¿hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc, K H =K Hβ . K Hα . K Hv. Theo (6.39);
SVTH: Nguyễn Khánh Minh
Trang 17
Đồ án Nguyên lý-Chi tiết máy
GVHD: Phan Công Bình
K Hα −¿ hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng
thời ăn khớp, K Hα =1,16 tra bảng (6.14);
K Hv −¿ hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, trị số tính
v H . bw . dw 1
theo công thức: K Hv =1+ 2 T . K . K Trong đó:
I
Hβ
Hα
v H =δ H . g0 . v √ a w 1 /u 1=0,002.56 .5,02.
√
80
=2,58 (m/s).
3,81
δ H =0,002−¿hệ số kể đến ảnh hưởng sai số ăn khớp, tra bảng (6.15);
g0 =56−¿ tra bảng (6.16);
Theo (6.40) vận tốc vòng: v=
⇒ K Hv =1+
π . d w 1 . n I π .33,264 .2880
=
=5,02(m/s);
60000
60000
2,58.24 .33,264
=1,06
2.14590,28.1,12 .1,13
⇒ K H =¿ 1,12.1,13.1,06 = 1,34
Thay những thông số trên vào công thức (6.33) ta được:
σ H =498,76 (MPa)
Xác định chính xác ứng suất tiếp súc cho phép:[ σ H ] ' =[ σ H ] . Z v . Z R . K xH .
Theo (6.1) với v = 3,17 (m/s) ¿ 5 (m/s)⇒ Z v =1.
Với cấp chính xác 9, chọn độ nhám bề mặt Ra≤1,25 ... 0,63 μm, do đó: ZR=1.
Với da¿ 700mm ⇒ KxH =1;
Do đó: [ σ H ] ' =¿ 495,4.1.1.1 = 504,55 (MPa)
'
Như vậy σ H =498,76< [ σ H ] =504,55 (MPa)
d. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:
Độ bền uốn của bánh răng phải thỏa điều kiện sau theo công thức (6.43):
σ F1=
2. T 1 . K F . Y ε . Y β .Y F 1
σ F 1 .Y F 2
≤ [ σ F 1 ] ; σ F 2=
≤ [σ F 2]
b w1 . d w 1 . m
YF1
Trong đó:
Y ε −¿ Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.
SVTH: Nguyễn Khánh Minh
Trang 18
Đồ án Nguyên lý-Chi tiết máy
Y ε=
GVHD: Phan Công Bình
1
1
=
=¿
ε α 1,72 0,58 theo (6.38b)
Y β−¿ Hệ số kể đến độ nghiêng của răng. Y β=1-
Số răng tương đương, z v 1=
z1
cos3 β
z v 2=
=30
z2
cos3 β
β
140
= 0,93
(răng).
=123
(răng).
YF−¿ hệ số dạng răng của bánh 1 và 2, tra bảng 6.18 theo hệ số dịch chỉnh
x1= x2 = 0 và số răng tương đương ta được: YF1 = 3,8 ; YF2 = 3,6
K Fα −¿Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vòng ăn khớp khi tính về
uốn, K Fα= 1,4 tra bảng (6.14);
K Fβ−¿ hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng
khi tính về uốn: K Fβ=1,24.
⇒ v F =δ F . g0 . v .
√
aw 1
115
=0,006.73 .2,514 .
=5,76 .
um
4,21
√
Với: δ F =0,006 ; g0 =73−¿ các hệ số tra trong bảng 6.15 và 6.16
Thay vào công thức (6.46) ta có:
K Fv =1+
vF . bw . dw 1
=1,08
2. T 1 . K Fβ . K Fα
K F−¿Hệ số tải trọng khi tính về uốn.
K F=K Fβ . K Fα . K Fv =1,24.1,4 .1,08=1,87
Với m = 1,5, ta có:
Ys
= 1,08 – 0,0695ln(m) = 1,08 – 0,0695ln(1,5) = 1,05:
Hệ số xét đến độ nhạy vật liếu với tập trung ứng suất.
YR = 1: Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mắt lượn chân răng.
KxF = 1 (da<400mm) .
Do đó: Theo công thức (6.2) và (6.2a), ta có:
[ σ F 1 ] =[ σ F 1 ] . Y R . K xF . Y s =264,6 ( MPa );
[ σ F 2 ] =[ σ F 2 ] .Y R . K xF . Y s =248,4 ( MPa ) ;
SVTH: Nguyễn Khánh Minh
Trang 19
Đồ án Nguyên lý-Chi tiết máy
GVHD: Phan Công Bình
⟹ Ứng suất uốn sinh ra tại chân bánh răng chủ động:
2.31699 .1,87 .0,58.0,93 .3,8
=¿ 106,37
34,5.44,146 .1,5
(MPa)
106,37.3,6
=¿
3,8
(MPa);
σ F1=
σ F2=
100,77
Do đó: σ F 1 < [ σ F 1 ]=264,6MPa; σ F 2 < [ σ F 2 ]=248,4MPa.
Vậy ta thấy các bánh răng đủ bền về độ bền uốn.
e. Kiểm nghiệm răng về quá tải:
Hệ số quá tải được xác đinh theo công thức (6.48):
σ Hmax =σ H . √ K qt ≤ [ σ H ]max
Hệ số quá tải: K qt =
T max
=1;
T
Ứng suất tiếp xúc cực đại:
σ Hmax =458,8 MPa < [ σ H ]max =1260( MPa)
Vậy thỏa mãn điều kiện biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt.
Ứng suất uốn cực đại:
σ F 1 max =σ F 1 . K qt =106,37< [ σ F 1 ]max =464 (MPa)
σ F 2 max =σ F 1 . K qt =100,77 < [ σ F 2 ] max =360 (MPa)
Vậy thỏa mãn điều kiện biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng.
Bảng 3.2: Thông số hình học của bộ truyền cấp nhanh.
Thông số
Khoảng cách trục
Modun pháp
Chiều rộng vành răng
Tỉ số truyền
Góc nghiêng của răng
Số răng bánh răng 1
Số răng bánh răng 2
Hệ số dịch chỉnh
Đường kính chia
Đường kính đỉnh răng
SVTH: Nguyễn Khánh Minh
Ký hiệu
aw 1
m1
b w1
u1
β
z1
z2
x1
x2
d1
d2
da1
da2
Giá trị
80 mm
1,5
24 mm
3,81
18,76 °
21 răng
80 răng
0
0
33,267 mm
126,73 mm
36,267 mm
129,73 mm
Trang 20
- Xem thêm -
.DOCX 
62 
376 
74 
