tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốcBạn đang xem bản rút gọn của tài liệu. Xem và tải ngay bản đầy đủ của tài liệu tại đây (412.64 KB, 67 trang ) BỘ LAO ĐỘNG THƯƠNG BINH&Xà HỘI A. Chọn và kiểm tra khớp nối B. Thiết kế trục 1. Sơ đồ đặt 2. Xác định sơ bộ đờng kính 3. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực 4. Tính kiểm nghiệm kết cấu trục a. Trục I b. Trục trung gian II c. Trục ra III IV. Chọn và tính toán ổ lăn 1. Chọn và tính ổ lăn cho trục I 2. Chọn và tính ổ lăn cho trục II 3. Chọn và tính ổ lăn cho trục III V. Thiết kế vỏ hộp giảm tốc VI. Bôi trơn và điều chỉnh ăn khớp VII. Bảng thống kê các kiểu lắp 2 Lời nói đầu Thiết Kế Đồ án Chi Tiết Máy là một môn học cơ bản của ngành cơ khí. Môn học này không những giúp cho sinh viên có một cái nhìn cụ thể hơn thực tế hơn đối với các kiến thức đã đợc học, mà nó còn là cơ sở rất quan trọng của các môn chuyên ngành sẽ đợc học sau này. Đề tài sinh viên đợc giao là thiết kế hệ dẫn động băng tải gồm có hộp giảm tốc hai cấp bánh răng côn trụ răng thẳng và bộ truyền xích . Hệ thống đợc dẫn động bằng động cơ điện thông qua khớp nối, hộp giảm tốc và bộ truyền xích sẽ truyền chuyển động tới băng tải. Trong quá trình tính toán và thiết kế các chi tiết máy cho hộp giảm tốc sinh viên đã sử dụng và tra cứu các tài liệu sau: Tập 1 và 2 chi tiết máy của GS.TS-nguyễn trọng hiệp. Tập 1 và 2 Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí của PGS.TS Trịnh chất và TS lê văn uyển. Dung sai và lắp ghép của GS.TS ninh đức tốn. Do là lần đầu làm quen với công việc thiết kế chi tiết máy,cùng với sự hiểu biết còn hạn chế cho nên dù đã rất cố gắng tham khảo các tài liệu và bài giảng của các môn có liên quan song bài làm của sinh viên không thể tránh khỏi những sai sót. Kính mong đợc sự hớng dẫn và chỉ bảo nhiệt tình của các thầy cô trong bộ môn giúp cho sinh viên ngày càng tiến bộ. Cuối cùng sinh viên xin chân thành cảm ơn các thầy trong bộ môn, đặc biệt là thầy U PHI HI đã trực tiếp hớng dẫn, chỉ bảo tận tình để sinh viên hoàn thành tốt nhiệm vụ đợc giao . Sinh viên : Nguyn Cụng An 3 tính toán động học hệ dẫn động phần I : động học hệ băng tải I. Chọn động cơ Xỏc nh cụng sut ca ng c: Công suất tơng đơng xác định theo công thức : N td = ; Trong đó : +,Công suất công tác Nt : P.v 9500.1,1 Nt = = = 10,45 KW 1000 1000 Với : v =1,1m/s - vận tốc băng tải; P =9500 N - lực kéo băng tải; +, Hiệu suất hệ dẫn động : = nib . Theo sơ đồ đề bài thì : =nt.4ôl.brcôn. brtrụ.x; Tra bảng( 2.1 sỏch TKCTM), ta đợc các hiệu suất: nt = 1 - hiệu suất nối trục. ol = 0,99 - hiệu suất một cặp ổ lăn; brcôn= 0,97 - hiệu suất một cặp bánh răng côn; brtrụ = 0,97 - hiệu suất một cặp bánh răng trụ ; x = 0,97- hiệu suất bộ truyn xớch ; = 1.0,972.0,994.0,97.0,96 = 0,842 Ta li cú 4 .N t 2 T t 5 5 0,6 4.3600 = i ữ . i = 12. + 1,42. + ( )2. = 1,0352 T t 28805 28805 0,4 28805 1 ck Công suất tơng đơng Nct đợc xác định bằng công thức: .N t 1,0352.10,45 = = 12,8 KW 0,842 Chọn động cơ phải thỏa mãn điều kiện : Ndc Ntd , nđc nsb N td = Nờn chn ng c cú N dc 13W Da vo bng (2 P) sỏch TKCTM, chn kiu ng c kớn ta chn loi ng c nh sau: Kiu ng c A2-61-4 A2-62-6 A2-71-8 A02-61-4 A02-62-6 A02-71-8 Cụng sut (kw) 13 S vũng(v/p) 1460 960 730 1460 960 730 Trong thc t nu chn ng c cú s vũng quay ln thỡ t s truyn ca ng c tng khuụn kh kớch thc c h thng thit b nờn giỏ thnh thit b cng tng theo vỡ vy ta chn ng c A02-61-4 vi s vũng thớch hp Da vo bng s liu ng c A02-61-4 nh sau: N dc = 10kW - n:= 88,5% : Hiu sut - ndc :=1460 : S vũng quay trờn trc ng c -m:=134kg : Khi lng Mm M max M min = 1.3 =2 = 0.8 M dm M dm M dm 5 II. PHÂN PhốI Tỷ Số TRUYềN Nh đã biết tỷ số truyền chung : ic = isbh. isbx n i c = dc mặt khác: nt chn isbx =2,5 isbx t s truyn ca b truyn xớch isbh l t s truyn ca hp gim tc trong ú nt Số vòng quay của trục máy công tác : 60000.v 60000.1,1 = = 52,55 vg/ph nt = D 3,14.400 Trong đó : v : vận tốc băng tải; v = 1,1 m/s ; D : đờng kính băng tải ; D=400 mm ; ndc 1460 = 27,784 Do đó : i c = thay s ta cú i c = nt 52,55 i c 27,784 = = 11,11 Ta li cú: isbh = isbx 2,5 Ta li cú: isbh = i bc i bt Trong ú: - i bc : l t s truyn rng cụn - i bt : la t s truyn rng tr rng nghiờng M trong hp gim tc bỏnh rng nún_tr thng chn t s truyn ca bỏnh rng nún ln hn 3 s b cú th chn i bc = (0,22 ữ 0,28) i bt isbh 11,11 = = 3,9 i bc 2,8 Trong thc t ta kim nghim sai s vũng quay i bt = ntt n ` t nt 5% ntt l s vũng quay tớnh toỏn c ntt= n dc ic = 1460 = 52,548 vg/ph 27,784 6 ntt n t nt = 52,55_ 52,548 = 0.004% 5% 52,548 III. X¸c ®Þnh c¸c th«ng sè trªn c¸c trôc 1. C«ng suÊt t¸c dông lªn c¸c trôc + Trôc I : N1= N dc.η ol .η k = 13.1.0,995=12,935 (kw) + Trôc II : N2= N1.ηbrcon.η ol =12,935.0,97.0,995=12,48 (kw) + Trôc III : N'3 = N 2.ηbrtru.η ol = 12,48.0,97.0,995= 12,049 (kw) + Nct= N3.ηx .η ol = 12,049.0,97=11,65 (kw) ηk = 1 - hiÖu suÊt nèi trôc. ηol = 0,995 - hiÖu suÊt mét cÆp æ l¨n; ηbrc«n= 0,97 - hiÖu suÊt mét cÆp b¸nh r¨ng c«n; ηbrtrông = 0,97 - hiÖu suÊt mét cÆp b¸nh r¨ng trô răng ngiêng; ηx = 0,95 - hiÖu suÊt bé truyÒn xích hở 2. Sè vßng quay trªn c¸c trôc + Tèc ®é quay cña trôc I : vg/ph n1 = n®c = 1460 + Tèc ®é quay cña trôc II : n2 = n1 1460 = = i bc 2,8 486,67vg/ph + Tèc ®é quay cña trôc III : n3 = n2 486,67 = = i bt 3,9 131,39 vg/ph + Tốc độ quay của trục công tác: nct = n3 131,39 = =52,556 isbx 2,5 vg/ph Ni Ti = 9,55.106. ni 3. M« men xo¾n trªn c¸c trôc 6 N1 6 12,935 = 84609,075 Trôc I : T1 = 9,55.10 . = 9,55.10 . n1 1460 7 N.mm 6 Trục II : T2=9,55. 10 . N2 12,48 = 9,55.106. = 244896,95 n2 486,67 N.mm N'3 12,049 = 9,55.106. = 878754,09 N.mm n3 131,39 13 6 N dc = 9,55.106. = 85034,25 N.mm ng c: Tdc =9,55. 10 . ndc 1460 N4 11,65 Trc cụng tỏc: T4=9,55.106. =9,55.106. = 2116932,4 n4 52,556 N.mm 6 Trục III : T3=9,55. 10 . IV. bảng tổng kết Trục Thông số Động I II III Công cơ tác Khớp = i1 = 2,8 i2 = 3,9 ix =2,5 1 13 12,9 12,48 12,0 11,65 35 49 1460 1460 131, 52,55 486,67 39 6 Công suất: P(kW) Số v/quay:n(vg/ph ) Mômen: 85034,2 T(N.mm) 5 84609 24489 ,075 6,95 87875 211693 4,09 2,4 Phần II : TíNH TOáN THIếT Kế CHI TIếT MáY I. thiết kế Bộ TRUYềN BáNH RĂNG của HộP GIảM TốC A. Tính thiết kế bộ truyền cấp nhanh (BNH RNG CễN) 1. Chọn vật liệu 8 Để thống nhất hoá vật liệu , chọn vật liệu hai cấp (cấp nhanh và cấp chậm) với chế độ làm việc êm, ta chọn vật liệu: Bánh nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192 . . . 240 Có : bk1 = 750 MPa ; ch 1 = 450 MPa. Bánh lớn : Thép 45, thờng hóa độ rắn HB 170 . . 217 Có : bk2 = 600 Mpa ; ch 2 = 340 MPa. 2. Xỏc nh ng sut cho phộp S chu k lm vic ca bỏnh ln N2 N td = N2 =60.u. n2.T (ct 3-3 tr44 TKCTM) Ntd= vg/ph = 60.1. 486,67.16800=49 ì 107 Trong ú:u=1 l s n khp ca mt rng khi bỏnh rng quay c mt vũng T= s nm ì s ngy trong nm ì s ca trong ngy ì s gi lm vic T= 7.300.1.8=16800 ( gi) n2= nII= 486,67 vg/ph S chu k lm vic ca bỏnh nh: N1 N1= i.N2= 2,8. 49 ì 107 =13,7. 108 Trong ú i=2,8 l t s truyn ca ng c cp nhanh Tra bng 3-9 tr 43 sỏch TKCTM ta xỏc nh c s chu k c s N0=107 Vỡ N1v N2 u ln hn chu k c s ca ng cong mi tip xỳc v ng cong mi un nờn khi tớnh ng sut cho phộp ca bỏnh nh v bỏnh ln ta thy ' " K n = K n =1 khi ú ta cú - ng sut cho phộp ca bỏnh nh (ng sut tip xỳc) ỏp dng cụng thc 3-1 t43 TKCTM ta cú [ ] tx = [ ] N tx . K 'n 0 vi [ ] N tx ng sut tip xỳc cho phộp (N/mm 2 ) gi thit vt liu lm bỏnh rng l thộp cỏc bon trung bỡnh v thộp hp kim cú hm lng cỏc bon trung bỡnh thng húa hoc tụi ci thin cng nm trong khong (200 ữ 250) HB theo bng 3-9 t43 TKCTM ta cú: 0 9 [ σ ] N tx = 2,6 HB 0 Thay vào ta có: ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ là: [ σ ] tx1 = 2,6.190.1=494 (N/mm 2 ) ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh răng lớn là: [ σ ] tx 2 =2,6.170.1=442 (N/mm 2 ) ứng suất uốn cho phép là: để xác định ứng suất uốn cho phép ta lấy hệ số an toàn là n=1,5 và hệ số tập trung ứng suất ở chân răng K σ =1,8 (vì giả thiết là phôi rèn tôi cải thiện) giới hạn mỏi của thép 45 là : σ 1 =0,43.750=322 (N/mm 2 ) Đối vơi thép σ 1 = (0,4 ÷ 0,45) σ bk Với gang σ 1 =0,25 σ bk Vì bánh răng quay một chiều nên [ σ ] u1 = " (1, 4 ÷ 1, 6).σ 1 K N n.Kσ Trong đó σ 1 : giới hạn mỏi uốn trong chu kỳ mạch động và chu kỳ đối xứng có thể tra trong sổ tay hoặc lấy gần đúng σ bk : giới hạn bền kéo của một số loại thép (tra bảng: 3-8 tr40 sách TKCTM) n=1,5 hệ số an toàn " K N =1: hệ số chu kỳ ứng suất tiếp xúc Kσ =1,8: hệ số tập trung ứng suất ở chân răng. Thay vào ta có: [ σ ] u1 = 1,5.322.1 = 197 1,5.1,8 - Đối với bánh lớn: [ σ ] u2 = " (1, 4 ÷ 1, 6).σ 1 K N n.Kσ - Đối với thép 45 tôi cải thiện ta có σ 1 = 0,43.600= 258 (N/mm 2 ) Trong đó σ 1 , n, Kσ , K N" tương tự như trên Ta có: 10 [ σ ] u2 = 1,5.258.1 = 143 (N/mm 2 ) 1,5.1,8 3.Sơ bộ hệ số tải trọng Ta có thể chọn sơ bộ k=(1,3 ÷ 1,5) tỉ số nhỏ dùng cho các bộ truyền chế tạo vật liệu có khả năng chạy mòn các ổ bố trí đối xứng so với bánh răng hoặc bộ truyền vận tốc thấp ơ đây ta chọn k=1,3 4.Chọn hệ số chiều rộng bánh răng Đối vơi bộ truyền bánh răng nón ta thường lấy ψl = b l Nằm trong khoảng (0,3 ÷ 0,33) ta chọn ψ l = 0.3 5. Xác định chiều dài nón L Áp dụng công thức (3-11) sách TKCTM L i + 1. 2 3 2 K .N1 1, 05.106 . (1 0,5.ψ L ).i.[ σ ] tx 0,85.ψ L .n2 L: chiều dài nón (mm) K: hệ số tải trọng ψ l : hệ số chiều rộng bánh răng n2 :số vòng quay 1 phút của bánh bị dẫn ( n2 = ntruc 2 ) i=2,8 tỉ số truyền của bánh răng cấp nhanh N1 : công suất của bộ truyền Ta có: i=2,8 ; k=1,3 ; ψ L =0,3 ; [ σ ] tx =442; N1 = 12,935; n2 =486,67 thay số ta có 2 1,3.12,935 1, 05.106 L 2,82 + 1.3 149(mm) . (1 0,5.0,3).2,8.442 0,85.0,3.486, 67 L 149 (mm) 6. tính vận tốc vòng và cấp chính xác chế tạo bánh răng nón Theo công thức 3-18 tr46 STKTCM: V= 2π .L.(1 0,5.ψ t ).n1 π .dtb1.n1 = (m/s) 60.1000 60.1000. i 2 + 1 Trong đó n1 =1460 (v/p) là số vòng quay trục 1 ψ t =0,3: hệ số chiều rộng bánh răng 11 L = 149 (mm): chiều dài nón ibc = 2,8 :tỉ số truyền của bánh răng côn Thay số ta có: V= 2.3,14.149.(1 0,5.0,3).1460 π .dtb1.n1 = 6,5 (m/s) = 60.1000. 2,82 + 1 60.1000 Tra bảng 3-11,tr46, TKCTM chọn cấp chính xác với vận tốc này có thể chọn cấp bánh răng theo cấp chính xác 8 7. Xác định hệ số tải trọng k và chiều dài nón L Vì các bánh răng có độ rắn HB< 350 làm việc với hệ số tải trọng không đổi nên Ktt =1 theo công thức K= Ktt . K d Với: K d hệ số tải trọng chọn theo cấp chính xác chế tạo Vận tốc vòng và độ rắn mặt răng 2,5.M n vì cấp chính xác là 8 và vận tốc vòng 5,62(m/s) sin β Tra bảng 3-13 tr48 TKCTM ta có: K d =1,45 thay số vào ta có Giả thiết: b K=1.1,45=1,45 Vì hệ số tải trọng k sai sau khi định chỉnh lại so với K sơ bộ Ta thấy K tt K sb = 1,45 1,3 = 10,3 f 5% 1,45 K tt Vì thế ta phải xác định lại chiều dài nón L theo công thức (3-21)tr49 TKCTM L = Lsb 3 K 1, 45 = 150(mm) = 149 3 K sb 1,3 8. xác định mô đun,số răng, chiều rộng bánh răng Mô đun ms được tính theo công thức (3-23) tr49 TKCTM ms =(0,02 ÷ 0.03)L=(0,02 ÷ 0,03).149=2,98 ÷ 4.47 (mm) Như vậy ta chọn theo dãy ưu tiên trong bảng (3-1)t34TKCTM Ta chọn mô đun pháp trên mặt mút lớn ms =4 +, số răng bánh dẩn Từ công thức (3-25)tr49 TKCTM z1 = 2.L 2 ms . i + 1 (bánh răng nón) Tronh đó: 12 L: là chiều dài nón ms : mô đun pháp i : tỉ số truyền của bánh răng côn L= 149; ms =4 ; i=2,8 Thay số ta có: z 1 = 2.149 = 25 2 4. 2,8 + 1 (răng) Số răng z 1 của bánh răng nhỏ phải lớn hơn số răng dưới hạn nhỏ nhất để tránh các chân răng hoặc nhọn răng tra bảng (3-15)tr49 TKCTM Theo hệ số dịch dao: ζ z 1 =25 ζ = 0, 6 Số răng trên bánh bị dẫn: z 2 = z 1 . ibc =25.2,8=70 (răng) Chiều rộng bánh răng: b=ψ t .L Trong đó ψ t =0,3 Hệ số chiều rộng bánh răng L= 149 chiều dài nón Thay số ta có: b= 0,3.149=45 (mm) 9. Kiểm nghiệm sức bền răng khi chiu tải trọng đột ngột và sức bền uốn của răng * Kiểm nghiệm sức bền của răng khi chịu tải trọng đột ngột. Khi mở máy, hảm máy hoặc ngùng máy hoạt động là trường hợp máy chịu tải trọng đột ngột theo công thức (3-41) tr53 TKCTM σ txqt = σ tx K qt [ σ ] txqt Trong đó K qt = M qt m hệ số tải trọng M qt : mô men quá tải; m mô men xoắn danh nghĩa ứng suất tiếp xúc định theo công thức (3-15)tr45 TKCTM 3 1, 05.106 (i + 1) 2 .K .N σ tx = . [ σ ] tx ( L 0,5.b).i 0,85.b.n2 * với bánh nhỏ L= 149 (mm) chiều dài nón ibc =2,8 tỉ số truyền bánh răng côn b =45 (mm) chiều rộng bánh răng n1 =1460 số vòng quay trục 1 K=1,45 hệ số tải trọng N=12,48 kw công suất trục 2 Thay số ta có: 13 3 1, 05.106 (2,8 + 1) 2 .1, 45.12, 48 σ tx1 = . [ σ ] tx1 (149 0,5.45).2,8 0,85.45.1460 σ tx1 =160,25 ( N / mm 2 ) [ σ ] tx1 =494 ( N / mm 2 ) Đối với bánh răng lớn: 3 σ tx 2 1, 05.106 (i + 1) 2 .K .N = . [ σ ] tx 2 ( L 0,5.b).i 0,85.b.n2 Thay số ta có: 3 σ tx 2 1, 05.106 (2,8 + 1) 2 .1, 45.12, 48 = . [ σ ] tx 2 (149 0,5.45).2,8 0,85.45.486, 67 σ tx 2 =277 ( N / mm 2 ) [ σ ] tx 2 =442 ( N / mm 2 ) *Kiểm ngiệm sức bền uốn Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng theo công thức(3-35)tr51 TKCTM σu = 19,1.106.K .N [σ ]u 0,85.Y .mtb2 .Z n n.b Trong đó: K là hệ số tải trọng N là công suất bộ truyền ; n là số vòng quay của bánh răng đang tính Z là số răng y là hệ số dạng răng mtb mô đun pháp trên tiết diện trung bình của bánh răng nón - Đối với bánh răng nón, răng thẳng theo công thức Z td = Trong đó Z cos ϕ1 Z: là số răng của bánh răng ϕ1 :góc mặt nón răng Z1 25 Với tg ϕ1 = Z = = 0,354 => ϕ1 = 190 70 2 Số răng tương đương của bánh nhỏ công thức 3-38 Z td 1 = Z1 25 = = 27 (răng) = cos ϕ1 0,945 Số răng tương đương của bánh lớn 14 Z td 2 = Z2 70 = = 74 (răng) = cos ϕ1 0,945 Với bánh nhỏ Z td 1 = 25 răng tra bảnh 3-18 tr52 TKCTM Với hệ số định dao là: ζ =-1=> hệ số dạng răng Y1 = 0,353 Với bánh lớn Z td 2 = 74 răng với ζ =-1 Y1 = 0,487 - Mô đun trung bình của bộ truyền bánh răng nón được tính: theo công thức tra bảng 3-5 tr37 TKCTM mtb = ms . L 0,5.b với L + L: =149 (mm) + b: =45 (mm) + ms :=4 Thay số ta có: mtb = 4. 149 0,5.45 = 3, 4 (N/mm) 149 - Ứng suất tại chân răng của bánh nhỏ σ u1 = 19,1.106.K .N1 19,1.106.1, 45.12,935 = 75 = 0,85.Y1.mtb2 .Z1.n1.b 0,85.0,353.3, 42.25 .1460.45 - Ứng suất tại chân răng bánh lớn: ct(3-40) TKCTM σ u 2 = σ u1 . Vậy ta có Y1 0,353 = 75. = 54, 4 Y2 0, 487 (N/mm 2 ) σ u1 < [ σ ] u1 =197 σ u 2 < [ σ ] u 2 =143 Ứng suất tiếp xúc cho phép chiu tải đột ngột với thép có độ rắn bề mặt HB<350 Theo công thức (3-43) tr53 TKCTM [ σ ] txqt = 2,5.[ σ ] N tx - với bánh nhỏ: [ σ ] Notx1 =494 (N/mm 2 ) => [ σ ] Notx1 =494.2,5=1235 (N/mm 2 ) - Đối với bánh lớn: [ σ ] Notx 2 =442 (N/mm 2 ) [ σ ] Notx 2 =442.2,5=1105 (N/mm 2 ) => Cho K qt =1,8 ta có ứng suất tiếp xúc sinh ra quá tải của bánh 1 σ txqt1 = σ tx1. K qt =160,25. 1,8 = 215(N/mm 2 ) 0 15 Với bánh lớn: σ txqt 2 = σ tx 2 . K qt =277. 1,8 = 371,6(N/mm 2 ) Ứng suất cho phép khi quá tải đột ngột cho thép có HB<350 từ công thức 3-46tr53 TKCTM [ σ ] uqt = 0,8σ ch Với bánh nhỏ [ σ ] uqt1 =0,8.450=360(N/mm 2 ) Với bánh lớn [ σ ] uqt 2 =0,8.360=288(N/mm 2 ) ứng suất uốn sinh ra lớn nhất khi quá tải được kiểm ngiệm theo công thức: 3-42 tr53 TKCTM σ uqt = σ u . K qt [ σ ] uqt - Với bánh nhỏ: σ u1 =78,4 (N/mm 2 ) , K qt =1,8 σ uqt1 =78,4.1,8 =141,12(N/mm 2 ) σ u 2 =56.8 (N/mm 2 ) , K qt =1,8 - Với bánh lớn: σ uqt 2 =56,8.1,8 =102,24(N/mm 2 ) => σ uqt1 [ σ ] uqt1 Vậy: σ uqt 2 [ σ ] uqt 2 Thỏa mản điều kiện để độ bền làm việc: 10. các thông số hình học của bộ truyền - Chiều dài nón L:=145 mm -Mô đun mặt mút: ms =4 -Số bánh răng Z1 =25 Z 2 =70 Góc mặt nón: tgϕ1 =0,3443 => ϕ1 =19o Z 2 70 = 2,891 => ϕ 2 = 71O = Z1 25 Đường kính vòng chia:* d1 = ms Z1 =4.25=100(mm) Đường kính vòng chia:* d 2 = ms Z 2 =4.70=280(mm) tgϕ 2 = chiều rộng bánh răng b=45 đường kính đỉnh răng - ϕ1 = 19o => cos ϕ1 =0,945 - ϕ2 = 71o => cos ϕ2 =0,3256 * De1 = ms .( Z1 + 2 cos ϕ1 ) = 4.(25 + 2.0,945) =107,5mm * De 2 = ms .( Z 2 + 2 cos ϕ2 ) = 4.(70 + 2.0,3256) =282.5 mm Đường kính vòng lăn trung bình: b L * dtb1 = d1 (1 0,5. ) = 107,5(1 0,5 45 ) = 91 (mm) 149 16 b L 45 ) = 239( mm) 149 1, 25m s 1, 25.4 = arctg = 1°58" Góc chân răng : γ 1 = γ 2 = γ = arctg L 145 4 = 1°34" Góc đầu răng: 1 = 2 = = arctg m s = arctg L 145 Góc mặt nón chân răng: ϕ = ϕ γ = 19° 1°58" = 17°2" * dtb 2 = d 2 (1 0,5. ) = 280(1 0,5 I1 1 ϕ = ϕ γ = 71° 1°58" = 69°2" Góc mặt nón đỉnh răng: ϕ = ϕ + = 19° + 1°34" = 20°34" ϕ = ϕ + = 71° + 1°34" = 72°34" I2 2 e1 e2 1 2 11.Tính lực tác dụng lên các trục: Lực tác dụng lên bánh răng nón trụ chia làm 3 phần: Lực vòng pv , lực hướng tâm pht , lực dọc trục pa Áp dụng công thức (3-51) tr54 TKCTM 2M X d 6 9,55.10 .N Trong đó: M X = mô men xoắn (N/mm) n 2.9,55.106.N 2.9,55.106.12,935 pv = = =1923 N d .n 100.1460 pv = N là công suất trên trục 1 n là số vòng quay trục 1 lực hướng tâm: pht = pv .tgα .cosϕ1 Góc ăn khớp 2 bánh α =20 o => pht = 1923.tg 20o.0,945 = 664,9 N Lực dọc trục: pa = pv .tgα .sin ϕ = 1923.tg 20o.0,3256 210 N 17 II. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ THẲNG ( CẤP CHẬM) 1.Chọn vật liệu chế tạo bánh răng: Theo bảng (3-6) và (3-8) trang 39 TKCTM ta chọn vật liệu chế tạo bánh răng nhỏ là thép 45 thường hóa Giới hạn bền kéo: σ bk =600 (N/mm 2 ) σ ch =300 (N/mm 2 ) Giới hạn chảy: Độ rắn: HB= 200 (N/mm 2 ) Giả thiết là phôi rèn vật liệu chế tạo bánh răng là thép 35 thường hóa Giới hạn bền kéo: σ bk =500 (N/mm 2 ) σ ch =260 (N/mm 2 ) Giới hạn chảy: Độ rắn: HB= 170 (N/mm 2 ) Giả thiết phôi rèn có đường kính phôi là (300 ÷ 500) mm 2. Định ứng suất cho phép a. Số chu kỳ làm việc của bánh lớn N 2 = N td = 60.u.n2 .T trong đó U=1 số lần ăn khớp của răng trong một vòng quay n3 =131,39 T=16800 (giờ) => N 2 =60.1.131,39.16800= 132,44. 106 b. Chu kỳ làm việc của bánh nhỏ N1 N1 = ibt .N 2 = 3,9. 132,44. 106 =49,1. 107 Vì N1 , N 2 đều lớn hơn chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc và đường cong mỏi uốn nên đối với bánh nhỏ và bánh lớn ta lấy K N` và K N" =1 c.Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ theo ct 3-1tr38 TKCTM ta có: [ σ ] tx1 = [ σ ] N tx .K N` O Theo bảng 3-9,t43 TKCTM ta chọn [ σ ] N tx =2,6 HB O [ σ ] tx1 = [ σ ] N tx HB.K =2,6.200.1=520 (N/mm 2 ) O ` N d. Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn [ σ ] tx 2 = [ σ ] N tx HB.K N" =2,6.170.1=442(N/mm 2 ) Để xác định ứng xuất cho phép lấy hệ số an toàn la 1,5 và hệ số tập trung ứng suất là Kσ =1,8 Giới hạn mỏi của thép 45 là σ 1 = (0, 4 ÷ 0,5)σ bk σ 1 = 0,5.600 = 300 (N/mm 2 ) Giới hạn mỏi của thép 35: O 18 σ 1 = 0,5.500 = 250 (N/mm 2 ) e.Ứng suất cho phép trên bánh nhỏ [ σ ] u1 = 1,5.σ 1.K N` 1,5.300.1 = 1,5.1,8 = 166, 66 (N/mm 2 ) n.Kσ g. Ứng suất cho phép của bánh lớn [ σ ] u2 = 1,5.σ 1.K N" 1,5.250.1 = = 138,88 (N/mm 2 ) n.Kσ 1,5.1,8 3. Sơ bộ chọn hệ số tải trọng k=1,3 4. Chọn hệ số chiều rộng bánh răng Đối với bộ truyền bánh răng cấp chậm chiu tải trọng trung bình và để đảm bảo cho điều kiện ngắm dầu ta chọn hệ số chiều rộng bánh răng cấp chậm lớn hơn hệ số chiều rộng bánh răng cấp nhanh ψA = b =0,4 A 5.Tính khoảng cách trục theo công thức 3-10 tr45 TKCTM 1, 05.106 2 K .N A (ibt + 1) 3 ( ). [ σ ] tx ibt ψ A n Với ibn = ibt =3,9 tỉ số truyền bánh răng thẳng K=1,3 hệ số tải trọng ψ A =0,4 hệ số chiều rộng bánh răng N= N III =12,049 (kw) công suất bánh răng bị dẩn n= nIII =129,78 số vòng quay trong một phút của trục III [ σ ] tx =442 ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn 2 1, 05.106 1,3.12, 049 A (3,9 + 1) 3 = 233, 6 (mm) ÷. 442.3,9 0, 4.131,39 6. Tính vận tốc vòng và cấp chính xác chế tạo bánh răng Theo ct: 3-17 tr46 TKCTM: V= π .d1.n2 2.π . A.n2 2.3,14.233, 6.486, 67 = = = 2,53 (m/s) 60000 60000 ( ibt + 1) 60000.4,9 Tra bảng 3-11 TKCTM ta có thể chế tạo bánh răng với cấp chính xác 9 7. Xác định hệ số tải trọng K và khoảng cách trục A Vì tải trọng không đổi và độ rắn bề mặt của bánh răng <350 với vận tốc 2,5.m n v=2,53 nên chọn hệ số tải trọng Ktt =1 giả sử: b sin β Tra bảng 3-13 tr48 TKCTM ta có K d =1,45 theo công thức 3-19 hệ số tải trọng được tính 19 K = K tt .K d =1.1,45=1,45 Kiểm nghiệm sai số tải trọng K K K sb 1, 45 1,3 = 1, 45 =0,1>5% K Vì vậy ta phải chỉnh trục A theo công thức: A = Asb 3 K 1, 45 = 233, 6 3 = 244(mm) K sb 1,3 8. Xác định mô đun, số răng, chiều rộng bánh răng Mô đun pháp mn = (0, 01 ÷ 0, 02).245 = (2, 45 ÷ 4,9) Ta lấy mn =4 chọn góc nghiêng β =10 cos β =0,985 Tổng số răng của 2 bánh: Z t = Z1 + Z 2 = Z 2. A.cosβ 2.245.0,985 = 122 (răng) = mn 4 120 t Số răng nhỏ: Z1 = i + 1 = 3,9 + 1 = 26, 75 lấy Z1 =27(răng) Số răng bánh lớn: Z 2 = ibt Z1 = 3,9.25 = 94,5 (răng) lấy z2=95 (răng) Chiều rộng bánh răng b thỏa mản điều kiện: 2,5.m 2,5.4 n b=ψ A .A=0,4.244=98> sin β = sin10 = 57,58 mm 9.Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng Công thức (3-33), TKCTM 19,1.106.K .N σu = Y .m 2 .Z .n .b Với bánh răng nhỏ số răng tương đương Z td = Z1 = 27 răng Với cặp bánh răng thẳng lực dọc trục Pa = 0 20 20 Hệ số dạng răng : Y1 = 0,5(1 + Z ) = 0,5.(1 + 27 ) = 0,88 . td 1 K=1,45 : Hệ số tải trọng; N= 12,48 : Công suất trục II. M=4: Modun pháp tuyến ; n= 486,67 (v/p) : Số vòng quay trục II. b= 98 : Chiều rộng bánh răng. Thay số vào ta có: σ u1 = = 19,1.106.1, 45.12, 48 = 19,96 (N/mm 2 ) 0,88.42.27 .486, 67.97, 2 Vậy: σ u1 [ σ ] u1 =166.6(N/mm 2 ) Đối với bánh lớn: N=12,049: Công suất trục III n= 131,79 (v/p) : Số vòng quay trên trục III. b= 98 : Chiều rộng bánh răng. 20 σu2 = 19,1.106.1, 45.12, 049 = 19, 7 (N/mm 2 ) 0,88.42.95 .131,39.98 σ u 2 [ σ ] u 2 =138.88(N/mm 2 ) => 10. Kiểm nghiệm sức bền của răng khi chịu tải đột ngột trong thời gian ứng suất tiếp xúc cho phép: ct 3-43 tr53 TKCTM Bánh nhỏ: [ σ ] txqt = 2,5.[ σ ] N tx - với bánh nhỏ: [ σ ] Notx1 =520 (N/mm 2 ) => [ σ ] txqt1 =520.2,5=1300 (N/mm 2 )` - Đối với bánh lớn: [ σ ] Notx 2 =442 (N/mm 2 ) [ σ ] txqt 2 =442.2,5=1105 (N/mm 2 ) => Ứng suất cho phép khi quá tải đột ngột cho thép có HB<350 từ công thức 3-46tr53 TKCTM 0 [ σ ] uqt ; 0,8σ ch Với bánh nhỏ [ σ ] uqt1 =0,8.300=240(N/mm 2 ) Với bánh lớn [ σ ] uqt 2 =0,8.260=208(N/mm 2 ) ứng suất uốn sinh ra lớn nhất khi quá tải được kiểm ngiệm theo công thức: 3-42 tr53 TKCTM σ uqt = σ u . K qt [ σ ] uqt - Với bánh nhỏ: σ u1 =19,96( mm 2 ), K qt =1,8 σ uqt1 =19,96.1,8=35,93)N/ mm 2 ) σ u 2 =19,7( mm 2 ) , K qt =1,8 - Với bánh lớn: σ uqt 2 =19,7.1,8=35,46(N/mm 2 ) => σ uqt1 [ σ ] uqt1 Vậy: σ uqt 2 [ σ ] uqt 2 Thỏa mản điều kiện để độ bền làm việc: 11. các thông số hình học của bộ truyền - Khảng cách trục A:=244(mm) -Mô đun pháp: mn =4 -Số bánh răng Z1 =27 Z 2 =95. -Số ăn khớp α n = 20o Đường kính vòng chia 21 - ng kớnh vũng chia:* d1 = mn . Z1 =4.27=108 (mm) - ng kớnh vũng chia:* d 2 = mn . Z 2 =4.95=380(mm) chiu rng bỏnh rng b=97,2 (mm). Khong cỏch trc: A= d1 + d 2 108 + 380 = 244 (mm) = 2 2 ng kớnh ca nh rng: * De1 = mn ( Z1 + 2) = 4(27 + 2) = 116 mm * De 2 = mn .( Z 2 + 2) = 4.(95 + 2) = 387 mm ng kớnh chõn rng * Di1 = mn ( Z 1 2) = 4.(27 2) = 100 mm * Di 2 = m n( Z 2 2) = 4.(95 2) = 371 mm 12.Tớnh lc tỏc dng lờn cỏc trc: Vi bỏnh rng tr rng thng lc dc trc P=0 d1= 110 mm 2.Mx Lc vũng: p3 = p4 = d . 1 9,55.106.N mụ men xon (N/mm) n 2.9,55.106.12, 48 p3 = p4 = = 4709, 6 N 110.486, 67 Lc hng tõm p3 = p4 = p.tg = 4709, 6.tg 20 = 1714,3 N Trong ú: M X = Fr3 = Fr4 = Ft3. tg /cos = 1714,3. tg20o/ cos0o = 624 N B. tính bộ truyền xích Vì trục 3 kéo 2 xích nh nhau nên chỉ tính toán cho một xích Các thông số ban đầu : P = P3 = 12,049 Kw ux = 2,5 n3 = 131,79 vg/ph 1. Chọn loại xích Vì tải trọng nhỏ , vận tốc thấp nên ta chọn xích ống con lăn . Xích ống con lăn có độ bền cao hơn xích ống và chế tạo không phức tạp nh xích răng. Do đó đợc dùng phổ biến . 2. Xác định các thông số của xích và bộ truyền + Theo bảng 5.4 tttkhdđck tập 1 ,với ux =2,5 22 Chọn số răng đĩa nhỏ : Z5 = 27 + Do đó số răng đĩa lớn là : Z6 = ux.Z5 = 2,5. 27 = 67,5 Chọn số răng đĩa lớn : Z6 = 68 Z6 < Zmax = 120 thoả mãn điều kiện xích ăn khớp đúng + Theo công thức 5.3 công suất tính toán về mòn bản lề: Pt=P.k.kn. .kz Trong đó : P: là công suất cần truyền qua bộ truyền xích kz : là hệ số số răng , với Z=25 kz= 25/Z5 = 0,926 kn : Hệ số số vòng quay, số vòng quay của đĩa cơ sở, chọn : n03=50vg/ph kn=n03/n3=50/ 131,39 = 0.38 Theo công thức (5.3) và bảng 5.6: k = k0.ka.kđc.kbt. kđ.kc : tích các hệ số thành phần Trong đó: k0 : hệ số kể đến ảnh hởng của kích thớc bộ truyền ; k0= 1 (đờng nối tâm các đĩa xích làm với phơng ngang một góc < 60o) ka: hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích ; ka =1 (a = 30..50 p) kđc: hệ số kể đến việc điều chỉnh lực căng xích ; kđc = 1,25 (vị trí trục không điều chỉnh đợc); kbt =1,3 (môi trờng làm việc có bụi , bôi trơn II ); kđ: hệ số tải trọng động kđ = 1 (tải trọng va đập vừa); kc : hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền ; kc = 1 k = 1. 1. 1. 1,3. 1 .1,25 = 1,625 Nh vậy : Pt = 12,049. 1,625. 0,926. 0,38 = 7 kW Theo bảng 5.5 tttkhdđck tập 1 ,với n01=50 vg/ph , chọn bộ truyền xích một dãy có bớc xích p = 38,1 mm; dc= 11,12 mm; B = 35,46 mm ; thoả mản điều kiện bền mòn: Pt < [P] = 11 kW đồng thời theo bảng 5.8 thoả mãn điều kiện bớc xích: p < pmax + Khoảng cách trục sơ bộ : asơbộ = 31.496. p = 31,496 .38,1 = 1120 mm Theo công thức 5.12 số mắt xích : 23 a ( Z + Z6 ) ( Z6 Z5 ) .p xsobo = 2. + 5 + p 2 4.2.a 2 1120 ( 27 + 68) ( 68 27) .38,1 =2. + + = 112 38,1 2 4.3,142.1120 Lấy số mắt xích chẵn : xc = 112 2 + Tính lại khoảng cách trục theo công thức 5.13: a = 0,25.p xc 0,5( Z6 + Z5 ) + = 0,38,1. 112 0,5( 68+ 27) + = 1203 (mm) 2 Z6 Z5 X c 0,5( Z6 + Z5 ) 2. ữ 2 2 68 27 112 0,5( 68+ 27) 2. ữ 3,14 2 Để xích không chịu lực căng quá lớn giảm khoảng cách trục đi một lợng a = 0,0025. a = 0,0025. 1203 = 3,00759 mm Vậy : a = 800 mm + Số lần va đập của xích theo công thức (5.14): Z .n 27.131,39 = 2,1 < imax=30 (bảng 5.9) i= 5 5= 15.x 15.112 3. Tính kiểm nghiệm xích về độ bền Kiểm nghiệm về quá tải theo hệ số an toàn do (chịu tải trọng lớn khi mở máy và thờng chịu tải trọng va đập) Theo công thức (5.15) : Q [s] s= kd.Ft + F0 + Fv Trong đó: Theo bảng 5.2 tttkhdđck tập 1, ta có: Q = 56,7 kN ; q1 = 2,6 kg ; Hệ số tải trọng động: kđ = 1,7 do Tmm = 1,6.T1; Z .p.n Vận tốc xích tải : v = 5 5 = 2,25 m/s 60000 Lực vòng : Ft =1000P/v = 1000.12,049/2,25 = 5355N 24 Lực căng do lực li tâm gây ra Fv = q.v2= 2,6. 2,252 = 13N Lực căng do trọng lợng nhánh xích bị động gây ra : F0 = 9,81.kf .q.a = 9,81. 6. 2,6. 0,8 = 122,429 N (hệ số độ võng: kf = 6 do bộ truyền nằm ngang) Q 56700 = 14,543 Do đó: s = = kd.Ft + F0 + Fv 1,7.5355 + 122,429 + 13 s > [s] = 8,2 (theo bảng 5.10) Vậy bộ truyền xích làm việc đủ bền 4. Đờng kính đĩa xích Theo công thức 5.17 và bảng 13.4 ; Đờng kính vòng chia : p 38,1 = = 328,1 mm d1 = sin( / Z5 ) sin( 180/ 27) p 38,1 = = 824,97 mm d2 = sin( / Z6 ) sin( 180/ 68) Đờng kính đĩa xích: da5 = p.[0,5 + cotg(/Z5)] = 25,4.[ 0,5 + cotg(/27)] = 345 mm da6 = p.[0,5 + cotg(/Z6)] = 25,4.[ 0,5 + cotg(/68)] = 843 mm df5 = d3- 2r = 218,790 2. 8,0297 = 202,731 mm df6 = d4- 2r = 549,980 2. 8,0297 = 533,921 mm (với r = 0,5025.dl + 0,05 = 0,5025.15,88 + 0,05 = 8,0297 mm và dl =15,88 mm (bảng 5.2) các kích thớc còn lại tính theo bảng 13.4) 5. Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích theo công thức(5.18) : H = 0,47. K r .( Ft.K d + Fvd ) .E [ H ] A.K d Trong đó: [H ]_ ứng suất tiếp xúc cho phép. Chọn vật liệu là thép 45 , tôi cải thiện; ta đợc : [H]=600 Mpa 25 |
