Tài liệu Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí

Đồồ Án Chi Tiếết Máy 2 GVHD: Nguyếễn Xuân Hành Mục Lục Nội Dung Lời nói đầầu Tr 3 Phầần 1: Chọn Động Cơ Điện và Phần Phốối Tỉ Sốố Truyềần 1.1 - Chọn Động Cơ 1.2 - Phân phốối tỉ sốố truyềền 1.3 - Xác định cống suâốt, sốố vòng quay và mố men xoắốn trền các tr ục 5 Phầần 2: Tính Toán Bộ Truyềần Đai 2.1 - Chọn loại xích 2.2 - Tính đường kính bánh đai 2.3 - Xác định khoảng cách trục 2.4 - Tính sốố đai 2.5 - Các thống sốố cơ bản của bánh đai 2.6 - Xác định lực cắng ban đâều và lực tác dụng lền trục 2.7 - Tổng kềốt các thống sốố cơ bản của bộ truyềền đai 9 Chương 3: Tính Bộ Truyềần Bánh Răng Trong Hộp Giảm Tốốc A - Tính toán cầốp nhanh 3.1 - Chọn vật liệu 3.2 - Xác định ứng suâốt tềốp xúc và ứng suâốt uâốn cho phép 3.3 - Xác định sơ bộ khoảng cách trục 3.4 - Xác định các thống sốố ắn khớp 3.5 - Kiểm nghiệm rắng vềề độ bềền tềốp xúc 3.6 - Kiểm nghiệm rắng vềề độ bềền uốốn 3.7 - Kiểm nghiềm rắng vềề quá tải B - Tính Toán Cầốp Chậm 3.1 - Chọn vật liệu 3.2 - Xác định ứng suâốt tềốp xúc và ứng suâốt uâốn cho phép 3.3 - Xác định sơ bộ khoảng cách trục 3.4 - Xác định các thống sốố ắn khớp 3.5 - Kiểm nghiệm rắng vềề độ bềền tềốp xúc 3.6 - Kiểm nghiệm rắng vềề độ bềền uốốn 3.7 - Kiểm nghiềm rắng vềề quá tải 14 14 Phầần 4: Tính Thiềốt Kềố Trục 4.1 - Chọn vật liệu 4.2 - Xác định sơ bộ đường kính trục 4.3 - Xác định khoảng cách giữa các gốối đỡ và các điểm đặt lực. 32 SVTH: Trâồn Minh Vương Page 1 23 Đồồ Án Chi Tiếết Máy 2 GVHD: Nguyếễn Xuân Hành 4.4 - Sơ đốề đặt lực chung 4.5 - Tính các phản tại các gốối đỡ và veẽ biểu đốề mố men 4.6 - Kiểm nghiệm trục vềề độ bềền mỏi 4.7 - Kiểm nghiệm trục vềề độ bềền tnh Phầần 5: Tính toán chọn ổ lăn, then, khớp nốối, các chi tềốt khác và bối tr ơn trong hộp giảm tốốc A - Tính toán chọn ổ lăn 1 - Chọn ổ lắn cho trục I 1.1 - Chọn loại ổ lắn 1.2 - Chọn sơ bộ kích thước của ổ 1.3 - Kiểm tra khả nắng của tải khi làm việc 2 - Chọn ổ lắn cho trục II 2.1 - Chọn loại ổ lắn 2.2 - Chọn sơ bộ kích thước của ổ 2.3 - Kiểm tra khả nắng của tải khi làm việc 3 - Chọn ổ lắn cho trục III 3.1 - Chọn loại ổ lắn 3.2 - Chọn sơ bộ kích thước của ổ 3.3 - Kiểm tra khả nắng của tải khi làm việc B - Tính Toán Chọn Then 1 - Xét trục I 2 - Xét trục II 3 - Xét Trục III C - Tính Các Chi Tiềốt Phụ Và Bối Trơn Trong Hộp Giảm Tốốc 1 - Các Chi Tiềốt Liền Quan Đềốn Câốu Tạo Vỏ Hộp 2 - Bối trơn trong hộp giảm tốốc 2.1 - Bối trơn hộp giảm tốốc 2.2 - Bối trơn ổ lắn 2.3 - Lắốp bánh rắng lền trục và điềều chỉnh sự ắn khớp 53 53 57 59 Phầần 6 – Thiềốt kềố vỏ hộp giảm tốốc 1 - Thiềốt kềố vỏ hộp giảm tốốc 2 - Bảng thốống kề các kiểu lắốp ghép 63 Tài Liệu Tham Khảo 67 SVTH: Trâồn Minh Vương Page 2 Đồồ Án Chi Tiếết Máy 2 SVTH: Trâồn Minh Vương GVHD: Nguyếễn Xuân Hành Page 3 Đồồ Án Chi Tiếết Máy 2 GVHD: Nguyếễn Xuân Hành Lời nói đầu Hiện nay khoa học kỹ thuật đang phát triển mạnh, mang lại nhiều lợi ích cho con người. Để nâng cao đời sống nhân dân, để hoà nhập vào sự phát triển chung của các nước trong khu vực cũng như trên thế giới. Đảng và Nhà nước ta đã đề ra những mục tiêu trong những năm tới là nước công nghiệp hoá hiện đại hoá. Muốn thực hiện được điều đó một trong những ngành cần quan tâm phát triển nhất đó là ngành cơ khí chế tạo máy vì ngành cơ khí chế tạo máy đóng vai trò quan trọng trong việc sản xuất ra các thiết bị công cụ cho mọi ngành kinh tế quốc dân. Để thực hiện việc phát triển ngành cơ khí cần đẩy mạnh đào tạo đội ngũ cán bộ kỹ thuật có trình độ chuyên môn cao, đồng thời phải đáp ứng được các yêu cầu của công nghệ tiên tiến, công nghệ tự động hoá theo dây truyền trong sản xuất . Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nội dung không thể thiếu trong chương trình đào tạo kỹ sư cơ khí đặc biệt là đối với kỹ sư nghành chế tạo máy. Đồ án môn học Chi Tiết Máy là môn học giúp cho sinh viên có thể hệ thống hoá lại các kiến thức của các môm học như: Chi tiết máy, Sức bền vật liệu, Dung sai, Chế tạo phôi, Vẽ kỹ thuật .... Qua đồ án này em đã tổng hợp được nhiều kiến thức chuyên môn, giúp em hiểu rõ hơn những công việc của một kỹ sư tương lai. Song với những hiểu biết còn hạn chế cùng với kinh nghiệm thực tế chưa nhiều nên không tránh khỏi những thiếu sót. Em rất mong được sự chỉ bảo của các thầy cô giáo trong khoa để giúp em được hoàn thiện hơn . Cuối cùng chúng em xin chân thành cảm ơn sự quan tâm, hướng dẫn tận tình của thầy Nguyễn Xuân Hành đã giúp em hoàn thành đồ án này. Sinh viên thực hiện Trần Minh Vương SVTH: Trâồn Minh Vương Page 4 Đồồ Án Chi Tiếết Máy 2 GVHD: Nguyếễn Xuân Hành ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 49: THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ 1. Động cơ 2. Khớp nối 3. Hộp giảm tốc 4. Bộ truyền đai 5. Tang tải 1 Lực chịu tải F 9600 N 2 Vận tốốc tang tải V 0.2 m/s 3 Đường kính tang tải D 350 mm 4 Thời gian phục vụ L 6 Năm 5 Thời gian làm việc t1 t1 4 h 6 Thời gian làm việc t2 t2 3 h 7 Chu kỳ làm việc tck 8 h 8 Momen xoăốn ở t1 T1 T1 9 Momen xoăốn ở t2 T2 0,6 T1 SVTH: Trâồn Minh Vương Page 5 Đồồ Án Chi Tiếết Máy 2 GVHD: Nguyếễn Xuân Hành PHẦN 1: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 1.1 - Chọn động cơ điện 1.1.1 - Xác định công suất yêu cầu của trục động cơ Pct= Pt η (kW) Trong đó Pct : Công suất cần thiết trên trục động cơ (kW) Pt : Công suất làm việc của động cơ (kW) Pt = F . v 9600.0,2 = = 1,92 (kW) 1000 1000 - Hiệu suất của bộ truyền: 4 2 (1) η=ηol . ηkn .η d . ηbr Tra bảng 2.3-19[1] ta có: η ol = 0,99 Hiệu suất của một cặp ổ lăn : ηd =¿ 0,95 Hiệu suất của bộ đai : ηbr =¿0,97 Hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ : η kn = 0,99 Hiệu suất của khớp nối: Thay số vào (1) ta có: η=η4ol . ηkn .η d . η2br= 0,994.0,99.0,95.0,972. = 0,85 * * Vì tải trọng thay đổi theo thời gian. Cho nên khi tính toán chọn động cơ ta sẽ sử dụng tải cố định tương đương với chế độ thay đổi của tải làm việc . Từ công thức 2.12 và 2.14[1]ta có: Ptđ =Pt . √ 2 T t 1+ 2 .t 2 T1 ( ) t ck 1,53 (kW) 4+ 0,62 .3 =1,92. =¿ 8 √ Vậy công suất yêu cầu trên trục động cơ là : Pct = Ptđ 1,53 = =1,8( kW ) η 0,85 1.1.2 - Xác định số vòng quay của động cơ - Tính vòng quay sơ bộ : nsb = nlv.ut Trong đó : SVTH: Trâồn Minh Vương Page 6 Đồồ Án Chi Tiếết Máy 2 GVHD: Nguyếễn Xuân Hành nlv - số vòng quay của trục công tác 60000 . v π .D nlv = ¿ LINK Excel . Sheet .8 C:\\Users\\User\\Desktop\\CTM 2012\\Ex CTM BRT XT.xlsx Sheet 1 ! R 4 C 7 ¿¿ ¿ MERGE ut - tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống dẫn động u t = uh . u d Tra bảng 2.4-21[1] ta chọn được tỉ số truyền sơ bộ của: ud =¿ 4 Truyền động đai: Truyền động bánh răng trụ: ubr = 30 (hộp giảm tốc 2 cấp) Thay số vào ta có: ut = uh . ud =4.30 = 120 Suy ra : nsb = nlv.ut = 10,9 . 120 = 1309 (v/ph) 1.1.3 - Chọn động cơ Từ Pct = 1,8 (kW) & nsb = 1309 (v/ph) Tra bảng phụ lục P1.3-238[1] ta có động cơ điện Kiểu động cơ 4AX90L4Y3 Pđc (KW) dc (v / ph) 2,2 1420 1.1.4 - Kiểm tra động cơ - Động cơ được chọn thỏa mãn: Pđc > ¿ nđc ¿ Pct nsb ¿ - Có mômen mở máy thỏa mãn điều kiện: TK T = 2 > mm = 1,4 T dn T 1.2 - Phân phối tỷ số truyền - Tỉ số truyền của hệ dẫn động ut = nđc 1420 = =130,15 nct 10,9 - Phân phối tỉ số truyền của hệ dẫn động SVTH: Trâồn Minh Vương Page 7 cosφ ɳđc 0,83 80 (Tk/Tdn) 2,2 2,0 Đồồ Án Chi Tiếết Máy 2 GVHD: Nguyếễn Xuân Hành ut = uh.ud - Chọn sơ bộ ud = 4 uh = 130,15 =32,54 4 Ta có: uh = u1.u2 Trong đó: u1 là tỉ số truyền của cấp nhanh u2 là tỉ số truyền cảu cấp chậm Theo bảng 3.1-43[1], ứng với uh = 30 HGT khai triển ta có tỉ số truyền cho các cấp bánh răng: u1 = 7,96 và u2 = 3,77 - Tính lại giá trị của ud theo u1 và u2 trong hộp giảm tốc ud = ut 130,15 = =4,33 u1 . u2 7,96.3,77 Vậy: uh = 30; u1 = 7,96; u2 = 3,77 và ud = 4,33 1.3 – Tính các thông số trên trục 1.3.1 - Công suất trên các trục Công suất trên trục công tác Pt = 1,53 (kW) Công suất trên trục III P III= Pt 1,53 = =1,63( kW ) ηd . η ol 0,95.0,99 Công suất trên trục II P II = P III 1,63 = =1,7(kW ) ηbr . ηol 0,97.0,99 Công suất trên trục I P I= PII 1,7 = =1,77 (kW ) ηbr . ηol 0,97.0,99 Công suất trên trục động cơ Pđc = PI 1,77 = =1,8¿ ηkn . ηol 0,99.0,99 1.3.2 - Số vòng quay SVTH: Trâồn Minh Vương Page 8 Đồồ Án Chi Tiếết Máy 2 GVHD: Nguyếễn Xuân Hành Số vòng quay trên trục động cơ: nđc = 1420 (vg/ph) Số vòng quay trên trục I: n I = nđc 1420 = =1420 ( v / ph ) u kn 1 Số vòng quay trên trục II: nI 1420 = u1 7,96 LINKExcel . Sheet .8 C:\\Users\\User\\Desktop\\CTM 2012\\ExCTMBRTXT.xlsx Sheet1!R26C4 nII 178,4 =47,3(v / ph) Số vòng quay trên trục III: n III = = u2 3,77 n III 47,3 =10,9(v / ph) Số vòng quay trên trục IV: n Iv = = ud 4,33 n II = 1.3.3 - Mômen xoắn trên các trục Mômen xoắn thực trên trục động cơ là : T đc =9,55.10 6 . P đc 1,8 =9,55. 106 . =12105,6( N . mm) nđc 1420 Mômen xoắn trên trục I là : T I =9,55.10 6 . PI 1,77 =9,55. 106 . =11903,9(N . mm) ηI 1420 Mômen xoắn trên trục II là : T II =9,55. 106 . PII 1,7 =9,55.106 . =91003,4(N . mm) n II 178,4 Mômen xoắn trên trục III là : T III =9,55. 106 . PIII 1,63 =9,55. 106 . =329101,5(N . mm) n III 47,3 Mômen xoắn trên trục IV là : T IV =9,55. 106 . PIV 1,53 =9,55. 106 . =1338049,4(N . mm) n IV 10.9 1.3.4 - Bảng thông số động học Trục Động cơ I II III IV Thông số u ukn= 1 P 1,8 (v/ph) n n Minh Vương SVTH: Trâồ 1420 (kW) T 12105,6 (N.mm) u1 =7,96 1,77 u2 =3,77 Ud =4,33 1,7 1,63 1,53 1420 178,4 47,3 10,9 11903,9 91003,4 329101,5 1338049,4 Page 9 Đồồ Án Chi Tiếết Máy 2 GVHD: Nguyếễn Xuân Hành PHẦN 2: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI 2.1 - Chọn loại đai và tiết diện đai. - Chọn đai thang thường. Theo mômen T=T 3 của trục bánh đai dẫn ta tra bảng 13.5-23[CTM2] ta chọn tiết diện đai thang thường loại : B 2.2 - Tính đường kính bánh đai. * Tính đường kính đai nhỏ : d1 - Đối với đai thang nên lấy đường kính đai nhỏ d 1 ≈1,2 d 1 min d 1 min – đường kính tối thiểu, tra bảng 13.5-23[CTM2] d 1 min=200 (mm) => d 1 ≈ 240 (mm) d1 theo tiêu chuẩn theo bảng: 4.21-63[1] Chọn Ta chọn d1 =224 mm - Kiểm tra vận tốc đai: v= π d1 n 3,14.224 .47,3 = =0,55(m/s) < vmax = 25 ( m/s) 60000 60000  thỏa mãn. * Tính đường kính đai lớn : d2. u . d1 - Xác định d 2 : d 2= 1−ε  :Hệ số trượt tương đối giữa đai và bánh đai. Thường ε = 0,01 ÷ 0,02 -> chọn ε = 0,015  d 2= u . d 1 4,33.224 = =984,7( mm) 1−ε 1−0,015 d2 Tra bảng 4.26-63[1] ta chọn - Tỷ số truyền thực: ut = theo tiêu chuẩn: d2 = 1000 (mm) d 2 .(1−0,015) 1000.0,985 = = 4,4 = ud 224 d1 2.3 - Xác định khoảng cách trục a. - Khoảng cách trục a cần thỏa mãn điều kiện :Theo CT 4.14-60[1] 2(d1+d2) ≥ a ≥ 0,55 (d1 + d2) + h  2(224+1000) ≥ a ≥ 0,55 (224 + 1000) + 13,5  686,7 ≤ a ≤ 2448 (mm) SVTH: Trâồn Minh Vương Page 10 Đồồ Án Chi Tiếết Máy 2 GVHD: Nguyếễn Xuân Hành a Dựa vào bảng 4.14-60[1] theo tỷ số truyền và tỷ số d ta có : 2 a =0,95 => a = 0,95 . 1000 = 950 (mm) d2 SVTH: Trâồn Minh Vương Page 11 Đồồ Án Chi Tiếết Máy 2 GVHD: Nguyếễn Xuân Hành * Chiều dài đai. Theo CT 4.4-54 [1] (d 1 +d 2 ) (d 2−d 1)2 L = 2.a + π. + 2 4a 2 224+1000 (1000−224) L=2.950+ 3,14. + =3980 (mm) 2 4.950 Theo tiêu chuẩn bảng 4.13-59 [1] chọn : L= 4000 (mm) 1 s - Số vòng chạy của đai trong   v 0,55 1 1 i= = =0,1375 αmin = 120 o . => Thỏa mãn điều kiện không trượt trơn giữa đai và bánh đai. SVTH: Trâồn Minh Vương Page 12 Đồồ Án Chi Tiếết Máy 2 GVHD: Nguyếễn Xuân Hành 2..4 - Tính số đai Z. - Số đai Z được tính theo công thức: Z . P.kd  P0  .C .CL .Cu .Cz Trong đó: P: Công suất trên bánh đai chủ động. P= P3= 1,63 (KW)  P0  :Công suất cho phép.Tra bảng 4.19-62[1] theo tiết diện đai B, [P0] = 1,83 (kW) ; l0= 3750 kd :Hệ số tải trọng động.Tra bảng 4.7-55[1] ta được: kd= 1,6 (Do cơ cấu làm việc 2 ca) C ∝:Hệ số xét đến ảnh hưởng của góc ôm. Cα tính theo công thức Cα =1-0,0025.(180-α1) = 1-0,0025.(180-134) = 0,885 CL :Hệ số ảnh hưởng của chiều dài đai. 4000 Tra bảng 4.16-61[1] với = 3750 =1,06 ta được: Cu :Hệ số xét đến ảnh hưởng của tỷ số truyền. Tra bảng 4.17-61[1] ta được : Cz CL 1 Cu 1,14 :Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng giữa các dây đai. Tra bảng 4.18-61[1] 1,63 =0,89 => Chọn Cz = 1 1,83 P . kd 1,63.1,6 ' = =1,4 Vậy: Z = [ P0 ] .C α C L Cu C z 1,83.0,885.1,14 .1 .1 Z’ = = Lấy Z=1 2.5 - Các thông số cơ bản của bánh đai. - Chiều rộng bánh đai B=(Z-1).t+2.e h0=5,7 (mm) Tra bảng 4.21-63[1] với tiết diện đai B ta được : t=25,5(mm) e=17(mm) { Vậy : B=(Z-1).t+2.e = (1-1).25,5+2.17 = 34 (mm) SVTH: Trâồn Minh Vương Page 13 Đồồ Án Chi Tiếết Máy 2 GVHD: Nguyếễn Xuân Hành - Góc chêm của mổi rãnh đai : φ=40 o - Đường kính ngoài của bánh đai: da1 = d1 + 2.h0 = 224 + 2.5,7 = 235,4 (mm) da2 = d2 + 2.h0 = 1000+ 2.5,7 = 1011,4 (mm) 2.6 - Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục. - Lực căng ban đầu: F0  780.P.kd  Fv v.C .Z Trong đó: Fv: Lực căng do lực li tâm sinh ra Fv qm .v 2 qm : khối lượng 1(m) đai Tra bảng 4.22-64[1] với tiết diện đai B ta được qm =0,3(kg/m) Nên : Fv = 0,3.0,552 = 0,09 (kg.m/s2) Do đó: F 0= 780. P . k d 780.1,63.1,6 + F 0= +0,09=4179(N ) v . Cα . z 0,55.0,885.1 - Lực tác dụng lên trục bánh đai: F r=2. F 0 . Z . sin ( α2 )=2.4179 .1 .sin ( 1342 )=7694 ( N ) SVTH: Trâồn Minh Vương Page 14 Đồồ Án Chi Tiếết Máy 2 GVHD: Nguyếễn Xuân Hành 2.7 - Tổng kết các thông số của bộ truyền đai: Thông số Ký hiệu Tiết diện đai B Đường kính bánh đai nhỏ d1  mm  224 Đường kính bánh đai lớn d 2  mm  1000 Đường kính ngoài bánh đai nhỏ d a1  mm  235,4 Đường kính ngoài bánh đai lớn d a 2  mm  1011,4 Góc chêm rãnh đai  40 o Số đai Z 1 Chiều rộng bánh đai B (mm) 34 Chiều rộng đai B (mm) 22 Chiều dài đai L  mm  4000 Khoảng cách trục a  mm  961 Góc ôm bánh đai nhỏ 1    134 o Lực căng ban đầu F0  N  4179 Lực tác dụng lên trục Fr  N  7694 SVTH: Trâồn Minh Vương Page 15 Giá trị Đồồ Án Chi Tiếết Máy 2 GVHD: Nguyếễn Xuân Hành Phần 3: Tính Bộ Truyền Bánh Răng Trong Hộp Giảm Tốc A-Tính toán cấp nhanh 3.1 - Chọn vật liệu - Theo bảng 6.1-92[1] - Chọn vật liệu bánh nhỏ là thép 45 tôi cải thiện. Có HB1 = 241  285; σ b 1 = 850 MPa ; σ ch 1 = 580 MPa - Chọn vật liệu bánh lớn là thép 45 tôi cải thiện. Có HB2 = 192  240; σ b 2 = 750 MPa ; σ ch2 = 450 MPa 3.2 - Xác định ứng suất tiếp xúc [σ H ] và ứng suất uốn cho phép [ σ F ] cho phép  Theo bảng 6.2-94[1]với thép 45 tôi cải thiện có HB = 180 ÷ 350 thì: 0 0 σ Hlim =2. HB +70 ; σ Flim =1,8. HB SH = 1,1 ; SF = 1,75 o 0 Trong đó. σ H lim và σ Flimlần lượt là ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép tương ứng với số chu kỳ làm việc cơ sơ S H,SF : lần lượt là hê số an toàn khi tính về ứng suất tiếp và ứng suất uốn - Chọn độ rắn bánh nhỏ là HB1 = 245 ; độ rắn bánh lớn HB2 = 230. Ta có: σ 0Hlim1=2. HB +70=2.245+70=560 MPa 0 σ Flim1=1,8. HB=1,8.245=441 MPa 0 σ Hlim2=2. HB +70=2.230+ 70=530 MPa 0 σ Flim2=1,8. HB=1,8.230=414 MPa  Số chu kỳ cơ sở khi thử về tiếp xúc: NHO = 30H2,4HB Ta có: NHO1 = 30.2452,4 = 16.106 NHO2 = 30.2302,4 = 13,9.106 Với tải trọng thay đổi nhiều bậc theo công thức 6.7-93[1] SVTH: Trâồn Minh Vương Page 16 Đồồ Án Chi Tiếết Máy 2 GVHD: Nguyếễn Xuân Hành 3 Ti t . i T max t ck (( ) ) ∑ ∑ (( ) ) N HE=60. c .n . ∑ t i . ∑ 3 ¿> N HE 2=60. c . n2 . ti. Ti t 4 3 . i =60.1.178,4 .46720 . 13 . +0,63 . =3,17.10 8 ( c . kì ) T max t ck 8 8 ( ) => NHE1 = u1.NHE2 = 7,96.3,17.108 = 25,23.108 (c.kì) Ta thấy: NHE1 > NHO1 => KHL1 = 1 NHE2 > NHO2 => KHL2 = 1 - Ứng suất tiếp xúc cho phép xác định theo công thức 6.1a-93[1] [ σ H ]1=σ oHlim1 . K HL1 560.1 = =509,1 MPa SH 1,1 [ σ H ]2=σ oHlim2 . K HL2 530.1 = =481,82 MPa SH 1,1 - Do đây là cặp bánh trụ răng thẳng ăn khớp cho nên ứng suất tiếp xúc cho phép xác định như sau: [ σ H ]=min ( [ σ H ]1 , [ σ H ]2)=481,82 MPa  Số chu kỳ làm việc của bộ truyền khi tính về sức bền uốn. Theo 6.8-93[1] N FE=60. c . ∑ t i ∑ Ti T max mF ( ) ni ti t ck Với độ rắn mặt răng HB  350  mF = 6 6 ¿> N FE 2=60. c .n 2 . ∑ t i . ∑ Ti t . i T max t ck (( ) ) 4 3 ¿ 60.1 .178,4 .49720. 16 . +0,6 6 . =2,75.108 ( c . kì ) 8 8 ( ) => NFE1 = u1.NFE2 = 7,96.2,75.108 = 21,89.108 (c.kì) Đối với tất cả các loại thép thì NFO = 4.106 SVTH: Trâồn Minh Vương Page 17 Đồồ Án Chi Tiếết Máy 2 GVHD: Nguyếễn Xuân Hành Như vậy ta thấy: NFE1 > NFO1 => KFL1 = 1 NFE2 > NFO2 => KFL2 = 1 Với bộ truyền quay một chiều thì: KFC = 1; SF = 1,75. Theo 6.2a-93[1] ta có: [ σ F ]1 =σ oFlim 1 . K FL1 K FC 1 441.1.1 = =252 MPa SF 1,75 [ σ F ]2 =σ oFlim 2 . K FL1 K FC 2 414.1 .1 = =236,57 MPa SF 1,75  Ứng suất cho phép khi quá tải: Theo CT 6.13 và 6.14[1] ta có: [ 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 3.3 - Xác định sơ bộ khoảng cách trục - Khoảng cách trục bộ truyền bánh răng được xác định theo công thức 6.15a-96[1] √ a w 1=K a . ( u 1 ± 1 ) . 3 T 1 . K Hβ 2 [σ H ] . u1 . ψ ba Trong đó: Ka - Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng (bảng 6.5-96[1]) Ka = 49,5 T1 - Mômen xoắn trên trục bánh chủ động (Trục I) (N.mm) T1 = 11903,9 (N.mm) [H] - Ứng suất tiếp xúc cho phép (MPa) [H] = 481,82 (MPa) u1 - Tỉ số truyền cấp nhanh u1 = 7,96 K Hβ - Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng Tra bảng 6.7-98[1] ta được: K Hβ = 1,24 (sơ đồ 3) SVTH: Trâồn Minh Vương Page 18 Đồồ Án Chi Tiếết Máy 2 GVHD: Nguyếễn Xuân Hành ψ ba= bw/aw - Hệ số, trong đó bw là chiều rộng vành răng Tra bảng 6.6-97[1] chọn: ψ ba=0,3 do đó theo công thức 6.16-97[1] ψ bd =0,53.ψ ba . ( u 1+1 )=0,53.0,3 . ( 7,96+1 )=1,42 Thay các giá trị trên vào công thức ta có: √ a w 1=K a . ( u 1 ± 1 ) . 3 T 1 . K Hβ 2 [σ H ] . u1 . ψ ba √ =49,5. ( 7,96+1 ) . 3 11903,9.1,24 =132,4 (mm) 481,822 .7,96 .0,3 Lấy aw1 = 132 (mm) 3.4 - Xác định các thông số ăn khớp - Modul (m) của bánh răng trụ răng thẳng được xác đinh như sau: m = (0,01  0,02).aw1 = (0,01  0,02).132 = 1,32  2,64 Theo dãy tiêu chuẩn hoá ta sẽ chọn: m = 2 - Số răng trên bánh lớn và bánh nhỏ lần lượt là Z 1 và Z2. Theo CT 6.19 và 9.20-99[1] ta có: Z1 = 2a w 1 2.132 = =14,7 m . ( u1+ 1 ) 2. ( 7,96+1 ) Chọn Z1 = 15 (răng) Z2 = u1.Z1 = 7,96.15 = 119,4 (răng) Chọn Z2 = 119 (răng) - Vậy Zt = Z1 + Z2 = 15 + 119 = 107 (răng) Tỉ số truyền thực là: um = Z2/Z1 = 119/15 = 7,93 Tính lại khoảng các trục theo 6.21-99[1] a w 1= - m. Z t 2.134 = =134 (mm) 2 2 Tra bảng 6.9-100[1] ta có hệ số dịch chỉnh: X 1 =0,3 ; X 2=−0,3 Góc ăn khớp: Theo công thức 6.27-101[1] với α = 20o ta có cos α tw 1= Z t . m. cosα 134.2 . cos 20o = =0,9397 2.a w 1 2.134 Vậy αtw1 = 20o 3.5 - Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc SVTH: Trâồn Minh Vương Page 19 Đồồ Án Chi Tiếết Máy 2 GVHD: Nguyếễn Xuân Hành - Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền cần phải đảm bảo điều kiện σ H ≤ [ σ H ] =481,82 MPa (Công thức 6.33-105[1]) σ H =Z M . Z H . Z ε √ 2.T 1 . K H . ( um +1 ) 2 bw . um d w 1 Trong đó T1 : Momen xoắn trên trục bánh chủ động (Trục I), um là tỉ số truyền thực. bw : Chiều rộng vành răng. b w =ψ ba . a w 1=0,3.134=40,2( mm) dw1 : Đường kính vòng lăn của bánh chủ động. d w 1= 2. aw 1 2.134 = =30 (mm) u m+ 1 7,93+1 ZM : Hệ số xét đến ảnh hưởng cơ tính vật liệu. Tra Bảng 6.5-96[1] ta được ZM = 274 Mpa1/3 vì bánh răng làm thép. ZH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc. Theo 6.34-105[1] ZH= √ 2 2 = =1,76 sin 2α tw sin 2.20 √ Z : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng. Với bánh răng thẳng, theo 6.36a105[1] ta có Z ε= √ ( 4−ε α ) = √ ( 4−1,64 ) =0,89 3 3 ε Với α tính theo 6.38b-105[1]. 1 1 1 1 ε α =1,88−3,2. + =1,88−3,2. + =1,64 Z1 Z2 15 119 ( ( ) ) KH : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc. K H =K Hβ . K Hα . K Hv Với: + K Hβ Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng răng. Theo bảng 6.7-98[1] (Sơ đồ 3) K Hβ=1,24 + K Hα Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp. Với bánh răng thẳng K Hα =1 + Theo công thức 6.40-106[1] vận tốc vòng: v= π . d w 1 . n1 3,14.30.1420 = = 2,23 (m/s) 60000 60000 Theo bảng 6.13-106[1] với v ≤ 6, răng thẳng. Chọn cấp chính xác 8, do đó theo bảng 6.16-107[1] ta được go = 56 Theo 6.42-107[1] với δ H =0,006 (tra bảng 6.15-107[1]) ta có: SVTH: Trâồn Minh Vương Page 20