Đồ án tốt nghiệp: Truyền động cơ khí và cách sữ dụng truyền động cơ khí giành cho sinh viên cơ động lực

PHẦN IIIPHÂN TÍCH CHỌN PHƯƠNG ÁN Máy nâng có thể phân loại như sau: - Phân loại theo nguồn dẫn động:Dẫn động bằng động cơ điện và dẫn động bằng thuỷ lực - Phân loại theo cơ cấu: Cơ cấu t

LỜI NÓI ĐẦU

Trong nhiều thế kỷ qua, từ thời lạc hậu cho đến hiện đại sự vận chuyển, xếpdỡ là một công việc không thể thiếu và quan trọng trong nhiều lĩnh vực sản xuấtnhằm giảm nhẹ sức lao động nặng nhọc, tăng năng suất lao động và an tòan Quaquá trình phát triển của khoa học kỹ thuật trên thế giới đã có nhiều thiết bị nângchuyển Các thiết bị này được chia làm hai nhóm chính: máy trục chủ yếu phục vụvận chuyển các vật nặng thể khối; máy chuyển liên tục chủ yếu phục vụ các quátrình vận chuyển vật liệu vụn rời liên tục theo một tuyến không gian xác định

Các lãnh vực sản xuất hiện nay có nhu cầu ngày một tăng về các máy móc,thiết bị nâng chuyển, nhu cầu đó cần được đáp ứng với những thiếât bị nâng gọn nhẹdễ sử dụng và đáp ứng được tính bền, tính kinh tế phù hợp với không gian làm việcvà điều kiện làm việc cho phép

Trong quá trình thực hiện đồ án môn học Truyền Động Cơ Khí, Nhóm chúng

em được giao nhiệm vụ thiết kế một cơ cấu nâng Nhằm cũng cố lại những kiến thứcđã học như: Cơ Học Máy, Chi Tiết Máy, Nguyên Lý Máy Cũng như đáp ứng đượcnhu cầu trên

Chúng em xin chân thành cám ơn thầy NGUYỄN HỮU LỘC , các quý thầy,quý cô trong các bộ môn đã tận tình, hướng dẫn, giúp đỡ chúng em trong quá trìnhthực hiện đồ án

Nhóm thực hiện đồ án

PHẠM SƠN VƯƠNGPHAN QUANG TÚ.LÊ HOÀNG GIANG

PHẦN I

NHIỆM VỤ, MỤC ĐÍCH, YÊU CẦU,

ĐẶC TÍNH KỸ THUẬT

* Nhiệm vụ: Thiết kế một máy nâng tải trọng nâng hai tấn

* Mục đích thiết kế: Máy nâng được thiết kế có tải trọng nâng 2000kg ,

phục vụ công việc nâng các vật thể khối lượng nhỏ lên các nhàcao tầng đang xây dựng, tãi trọng nâng gồm: vât liệu ở cáccông trường xây dựng, các công việc xếp dỡ ngoài trời, nhằmgiảm nhẹ sức lao động của công nhân

* Yêu cầu thiết kế:

+máy nâng có kích thướt nhỏ gọn ,phù hợp không gian làm việc + Đảm bảo sức bền

+ Vận hành an toàn dể sử dụng , sữa chữa , bảo trì lắp ráp …

+ Thiết kế có tính kinh tế, phù hợp với điều kiện sản xuất hiện có

*Đặc tính kỹ thuật:

Đề tài yêu cầu thiết kế máy nâng (Tời đổi chiều), nâng tải trọng cókhối lượng là 2000 kg, không có yêu cầu đặt biệt nào về số liệu kỷ thuật

Trong đồ án này , qua tham khảo nhiều tài liệu về máy nâng chuyểnvà các tài liệu liên quan khác Nhóm thực hiện đồ án nhất trí chọn thiết kế có cácchỉ tiêu kỹ thuật sau:

Tải trọng nâng2000 kg Chiều cao nâng 12 m

Vận tốc nâng 12.5(m/phút)

Bản vẽ chi

PHẦN III

PHÂN TÍCH CHỌN PHƯƠNG ÁN

Máy nâng có thể phân loại như sau:

- Phân loại theo nguồn dẫn động:Dẫn động bằng động cơ điện và dẫn động

bằng thuỷ lực

- Phân loại theo cơ cấu: Cơ cấu truyền động bằng đai ,cơ cấu truyền động

bằng xích

*Vai trò, chức năng các bộ phận của cơ cấu:

Tời nâng gồm có : Động cơ điện, hộp giảm tốc, tang, cáp nâng, khớpnối ,phanh

Động cơ điện: có hai loại, đó là: động cơ điện một chiều và động cơ điện

xoay chiều

Động cơ điện xoay chiều được sử dung rộng rải trong công nghiệp ,vớisức bền làm việc cao, mô men khởi động lớn Bên cạnh đó ta có động cơ điện mộtchiều: là loại động cơ điện có khả năng điều chỉnh tốc độ trong phạm vi rộng, khilàm việc bảo đảm khởi động êm, hãm và đảo chiều dễ dàng, giá thành cao, khi lắpđặt cần thêm bộ chỉnh lưu khá phức tạp Trên những ưu khuyết điểm của hai lọaiđộng cơ điện xoay chiều và động cơ điện một chiều một chiều ta thấy được động cơđiện xoay chiều tuy tính chất thay đổi tốc độ không bằng động cơ điện một chiềunhưng với tính thông dụng, bền và kinh tế hơn thì những khuyết điểm của lọai động

cơ này vẫn chấp nhận được

Vậy ta chọn động cơ xoay chiều

Hộp giảm tốc: Có ba loại, đó là: bộ truyền bánh răng trụ,bộ truyền bánh răng

nón và bộ truyền bánh vít - trục vít

Bộ truyền bánh răng trụ được sử dụng để truyền mô men từ các trục songsong với nhau, trong đó hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp được sử dụng nhiềunhất, chúng được bố trí theo các sơ đồ sau:

+ sơ đồ khai triển: loại này đơn giản nhất nhưng có nhược điểm là các bánh răngbố trí không đối xứng với các ổ, do đó làm tăng sự phân bố không đều tãi trọng trênchiều dài răng

+Sơ đồ phân đôi:công suất được phân đôi ở cấp nhanh hoặc cấp chậm Với kếtcấu này, cấp chậm chịu tãi lớn hơn, nên có thể chế tạo với vành răng khá lớn, nhờ

vị trí bánh răng đối xứng với các ổ có thể khắp phục được sự phân bố không đều tãitrọng

+Sơ đồ đồng trục: loại này có đặc điểm là đường tâm của trục vào và trục ratrùng nhau, nhờ đó có thể giảm bớt chiều dài của hộp giãm tốc và nhiều khi giúpcho việc bố trí cơ câùu gọn hơn

Bộ truyền bánh răng nón được dùng để truyenà mô men và chuyễn độnggiữa các trục giao nhau, nhưng chế tạo bánh răng khá phức tạp

Bộ tuyền bánh vít - trục vít dùng để truyền mô men xoắn và chuyễn độnggiữa các trục chéo nhau, nhưng chế tạo ren trục vít khá phức tạp

Vậy ta chọn hộp giãm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triễn , đểphù hợp với cơ cấu làm việc và giảm vật liệu chế tạo

Tang: Gồm có hai loại, đó là: tang đơn và tang kép

+ Tang đơn: quấn được nhiều lớp cáp nhưng lúc làm việc tải trọngsẽ bị lắc

+ Tang kép: quấn được một lớp cáp nhưng khi làm việc tãi trọng sẽkhông bị lắc, nâng hạ theo đường thẳng

Vậy ta chọn tang kép được chế tạo bằng gang xám GX 15-32

Cáp nâng: lựa chọn dựa trên hệ số an tòan cho phép, và tuổi thọ của dây cáp.

Do đó ta phải chọn cáp cho phù hợp với tải trọng nâng, chịu lực căng dây lớn

Có hai lọai cáp có thể sử dụng: cáp bện xuôi và cáp bện chéo

Dựa trên tính chất của hai loại cáp và cấu tạo của cơ cấu , ta chọn lọai cápbện xuôi vì có tính bền trong quá trình làm việc hơn là cáp bện chéo, đồng thờitrong cơ cấu nâng thì một đầu cáp được giữ cố định nên cáp không bị xoắn hay tở

Khớp nối: Co ù nhiều loại, ở đây ta chọn khớp nối trục vòng đàn để nối giữa

truc vào của hộp giảm tốc và trục ra của động cơ, có ưu điễm hơn các loại khác làchịu được sự rung, do số vòng quay khá lớn và chọn khớp nối xích con lăn để nốigiữa trục ra của hộp giảm tốc với trục của tang, vì có tính kinh tế hơn các loại khớpkhác và để truyền mô men xoắn lớn hơn

Phanh: Có nhiều loại, ở đây ta chọn phanh áp má điện từ thường đóng, vì

loại này được đấu chung dây cùng với nguồn điện của động cơ

Từ sự phân tích nêu trên ta có các phương án sau:

* Các phương án:

9

1 2

1 Khớp nối vòng đàn hồi

2 Phanh điện từ

3 B ánh răngtru răng thẳngïI

4 Bánhrăngtrụ răng thẳngII:

5 Bánh răng trụrăng thẳngIII

6 Bánh răng trụ răng thẳngVI

7 Khớp nối xích con lăn

+Ưu điễm: Chế tạo bánh răng dễ dàng, dễ lắp ráp, sữa chữa, và bảo hành +Nhược điễm: chế tạo trục phải có độ cứng tốt, không đảm bão chịu sự phân

bố không đều của tãi trọng

+ phương án II:

Sơ đồ động:

6:Động cơ 7:Khớp nối xích con lăn +Nguyên tắc hoạt động:

Động cơ điện quay, truyền công suất qua khớp nối vòng đàn hồi đến hộp giảm tốc trục vít - bánh vít nhờ sự ăn khớp của bánh vít và trục vít truyền đến khớp nối xích con lăn làm tangï quay kéo theo hệ ròng rọc làm việc

+Ưu điễm: Truyền được công suất với tỉ số truyền lớn, tự hãm cũng tốt

+Nhược điễm: Chế tạo trục vít rất khó khăn, ren làm trục cần có độ cứng tốt

+ phương án III:

Sơ đồ động:

Chú thích:

1

2 3

5:Bánh răng côn II

6:Bánh răng côn III

7:Bánh răng côn IIII

8: Khớp nối xích con lăn

9: tang

+Nguyên tắc hoạt động:

Động cơ điện quay, truyền công suất qua khớp nối vòng đàn hồi đến hộp giảm tốc Bánh răng côn nhờ sự ăn khớp của các bánh răng côn truyền mô men đếnkhớp nối xích con lăn làm tangï quay kéo theo hệ ròng rọc làm việc

+ Ưu điễm: Cơ cấc gọn gàng, đãm bão gọn nhẹ cơ cấu

+ Nhược điễm: Chế tạo bánh răng khó khăn, lắp ráp đòi hỏi phải chính xác

* Với ba phương án và sự phân tích vừa nêu trên, ta chọn phương án thứ nhất là phù hợp với yêu cầu được đặt ra và phù hợp với điều kiện kinh tế

Vậy ta chọn phương án I

Số liệu ban đầu:

PHẦN IV

CHỌN TANG, KHỚP NỐI, ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ

PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

I Chọn tang, khớp nối, động cơ điện:

1) Hiệu suất của palăng

m=2 :số nhánh dây quấn lên tang

Q0 : tải trọng nâng Q0= 25000 N

 : hiệu suất ròng rọc:  = 0,98 (với điều kiện ròng rọc đặt trên ổlăn

bôi trơn tốt) a =2: Bội suất palăng

t = 0 : Số ròng rọc đổi hướng

) 1 (

Lực căng lớn nhất trong dây cáp: Smax

Ta chọn cáp K - P6x19 =114 (OCT 2688 – 69) có giới hạn bền các sợi thép là b = 1600 N/mmm2

3) Tang:

+ Đường kính tang:

Dt  dc (e-1) = 8 (25-1 )=192 (mm)

Dt : đường kính tang đến đáy rãnh cắt (mm)

Dc: đường kính dây cáp quấn lên tang (mm)

e: hệ số thực nghiệm

 Dt =Dr =250 mm+ Chiều dài tang

Chiều dài: chiều dài toàn bộ tang được xác định theo công thức

L’ =L'o+2L1 +2L2 +L3

Với: L1 : chiều dài thanh tang

L2 : chiều dài phần chừa ra để quấn cáp

+ Chiều dài một nhánh cáp quấn lên tang

l = H.a = 12*2 =24 (m)

H = 12, chiều cao nâng danh nghĩa

a =2, bội suất palăng + Số vòng cáp quấn lên một nhánh:

Z = ( )

c d t D

l



 + Zo = 29.6 (vòng)Với Zo =2, Số vòng cáp dự trữ không làm việc

 Lo’ = 2* Z*t = 520 (mm)

Với: t  1.1, ta có dc = 1.1*8 =8.8 (mm)  Lo’= 2*29.6*8.8=520(mm)

 L2 =73.6 (mm)

 2L1 =3*t 3*8.8 =26.4(mm)

 L3 =L4 –2*hmintg =150-260*0.07 = 66với tg = tg(4o) =0.07

hmin = 260, là khoảng cách tối đa cho phép giữa ròng rọc và tang

max





 [n]Với :

 Bề dày tang  =0.02 Dt + (6… 10) = 15(mm).

 t = 8.8 : bước cáp

 : hệ số giản ứng suất  = 1.08 : đối với tang bằng gang

 K= 1: hệ số phụ thuộc số lớp cáp cuốn lên tang

 [ n] = 565 N/mm2 vơí vật liệu đúc tang là gang

 Tang bằng gang có bn = 565 N/mm2

 [ n] =

5

565 = 113 N/mm2

 n = 51.6N/mm2   n  [ n] Vậy đủ bền

4) Chọn khớp nối trục vòng đàn hồi :

a) Khi mở máy: Mmax =2.2 Mdn

Với :  Mdn = 9550960

 Mmax=2.2*9609550*7 = 153 (Nm)

b) Để an toàn khi nâng vật :

Thì : Mmax’= Mmax*K1 *K2

Với K1 = 1.3 ( hệ số an toàn)

K2 = 1.2 ( hệ số an toàn)  Mmax=153*1.3*1.2 =238 (Nm)

Vậy ta chọn khớp nối theo tiêu chuẩn Với số liệu sau

Điều kiện bền dập của khớp vòng đàn hồi:

d=

2 3 max

2

L D ZD

KM

o {d} = (2 4) MPAVới: K=1.2, hệ xố điều kiện làm việc

 d = 0.53 (MPA) {d} vậy đủ bềnc) Điều kiện làm việc của chốt:

Theo công thức: u =

Z D

L

3 3

max1





với L2 = 2 *L6 = 66

L1 = L2 –B = 66-2 = 64  Vậy u = 18  {u} Vậy đủ bền5) Khớp xích con lăn:

a) Mômen do vật gây ra trên tang

b) để an toàn khi nâng vật:

Mt’= Mt *K1 *K2 = 2539 (Nm)

Với + K1 =1.3, K1, là hệ số an toàn + K2 = 1.2, K2 , là hệ số an toàn Vậy ta chọn khớp nối xích con lăn theo bảng sau:

hở lắp nghé

p c

dc khoản

g cáhc giữa hai má

)

GD2

3000

700 90

270

280

'

*

*2

D n

M

k t

) ( 5173 3

196

2539000

* 2 0

* 2

+ k=0.2

 Mt’ = 2539 (Nm)

 {S} = 7, hệ số an toàn

 n3 = 30.88 (vong /phut)  S = 20.6 > {S} Vậy đủ bền

6) Chọn động cơ điện:

+ Công thức tĩnh khi nâng vật :

Nlv =

.1000.60

Q

= 250060.1000*12.5. = 5.2(KW)+ Công suất tương đương:

Ntd = N lv2 * ( 0 6t)  (N lv* 0 5 ) 2 * ( 0 2t)  ( 0 3 *N lv) 2 * ( 0 2t) =N lv 0 6  0 05  0 018 = 4.25 (KW)

+ Hiệu suất của bộ truyền :

 = p t 0l4.K.mscn.mscc =0.776Với:  p = 0.99 : hiệu suất palăng  t = 0.96 : hiệu suất tang  0l = 0.99 : hiệu suất ổ lăn + k = 0.99 :hiệu suất khớp

+  mscn = 0.96:hiệu suất bộ truyền cấp nhanh

+ mscc = 0.98 :hiệu suất bộ truyền cấp chậm + Công suất cần thiết trên trục động cơ:

Nct = 04.776.25 = 5.48 (kw)Chọn động cơ điện xoay chiều ba pha, số hiệu 4A1326Y3

 Công suất: p = 5.5 ( KW)  Tốc độ danh nghĩa: n = 960 (vòng/ phút)

 Hệ số quá tải :

II Phân phối Tỷ số truyền chung:

a) Tỷ số truyền chung

Tỷ số truyền chung từ trục động cơ đến trục tang:

i0 =

t n nđc = 960/30.8 = 31.1

Với: nt làSố vòng quay của tang để đảm bảo vận tốc nâng cho trước

nt = ( . )

c d t D

a n v



 = 30.8 (vòng/phút) Theo ( 3.12)-[1], ta có: ub r 1 = 0.7332 u 0.6438 = 6.7

 Tỷ số truyền cấp thứ hai là : ub r 2 = 31.1/6.7 = 4.64 Vậy:  Tỷ số tuyền bánh răng cấp nhanh u1 =6.7

 Tỷ số truyền bánh răng cấp chậm u2 =4.46  Tỷ số truyền chung la : uo = 31.1

b) Số vòng quay trên mỗi trục:

Ta chọn vật liệu cặp bánh răng này vật liệu như nhau, bảng ( 6-1)-[1].

 Bánh răng nhỏ thép 45, tôi cải thiện có độ rắn HB1 = 241 285 có

b1 = 850 Mpa; ch1 = 850 Mpa

 Bánh lớn thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB2 = 192…240 có  2

= 730 Mpa; ch2= 430 Mpa

II) Ứùng suất cho phép :

a) ứng suất tiếp xúc cho phép

HB = 180 350

0 lim

H

 = 2 HB + 70 ; S z = 1.1 : hệ số an toàn Flim = 1.8HB ; SF = 1.75 :hệ số an toànChọn độ rắn bánh răng nhỏ HB1 = 245Chọn độ rắn bánh răng lớn û HB2 = 230khi đó :

Với HB  350  mH = 6 (mH : bậc của đường cong mỏi)

 NHO : số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc

NHO = 30 HB2 , 4 = 30* 2302.4 =1.4 107

 Thời gian làm việc tính bằng giờ

T =21*365*A**Kn*Kng

Trong đó A = 10 năm

Kn = 0.5 : hệ số tuổi thọ

Kng = 0.67 : hệ số sử dụng theo ngày

 T = 29346 (giờ)  Theo (6-7)-[1], ta có :

NHE =60*c*(Ti/Tmax)3*ni*ti

C = 1, Cặp bánh răng ăn khớp

ni : Vận tốc làm việc của trục thứ i

ti : Thời gian làm việc trong một chu kỳ

Ti: Mômen xoắn thứ i trong một chu kỳ

Tmax : Mômen lớn nhất trong một chu kỳ

NHE = 60*1*143.28*29346(12*0.6+0.53 *0.2

+0.33*0.2) =15.9 107

 NHE1 > NHO1  ta chọn NHE 1 =1

Tương tự ta có:  NHE2 >NHO2  KHL2 = 1

Như vậy theo (6- 2)[1], ta xác địng sơ bộ {H} = Hlim KHL/SH

Trong đó: ni : Vận tốc làm việc của trục thứ i

ti : Thời gian làm việc trong một chu kỳ

Ti: Mômen xoắn thứ i trong một chu kỳ

Tmax : Mômen lớn nhất trong một chu ky

mF = 6  NFÉ1 = 60*1*29346*143.28(16*0.6+0.56*0.2+0.36*0.2) =15.9 107

với NFE1 > NFeo; ta chọn KFL1 = 1Tương tự ta có : NFE2 > NFEo ta chọn KFL2 = 1 Theo (6-2a) –[1], Với bộ truyền quay hai chiều chọn KFC = 0.8Vậy với các số liệu như trên ta tính được :

{F1} = 201.6 MPa {F2} = 189.1 MPa

c) Ứng suất uốn khi quá tải

1) Tính toán bộ tryền bánh răng cấp nhanh

a) Khoảng cách trục:

aw= k*a*(u1+1)3

 H ba

H u

K T

aw = 49.5*(6.7+1) 3

2 6 7 * 0 3 445

2 1

*

48645 = 201 (mm) b.) Xác định cáa thông số ăn khớp:

Mô đun m = (0,01…0,12)aw = 2.01…4.02 chọn m = 3

Số răng Z1 = m2(u.aw1) = 17 4

6 7

* 3

201

* 2

  chọn Z1 = 17

2

) 17 114 (

* 3

Vậy đây là cặp bánh răng không dịch chỉnh  Ky = 0, xt =0

+ Góc ăn khớp

costw=

w a

Z Z

2

c) kiểm ngiệm răng về độ bền tiếp xúc

Ưùng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng thoả mản điều kiện tiếp xúc theo (6-33)-[1]

H = ZMZHZ

1 2

1

)1( 2

w w

H d U b

u K

 H

Với :

ZM = 274 MPa1/ 3 (bánh răng thẳng vật liệu thép_thép)

ZM : hệ số tính đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

ZH =



 2 sin

cos

1 (  cos ] = 1.66  Z = 0 766

66 1

1 1







 Đường kính vòng lăn bánh răng :

5 196

* 2

mm



Bề rộng răng:

n1= 960

dw1 = 51 ( mm ) Theo bảng (6_13_)dùng cấp chính xác 8

KHV : Hệ số kể đến tải trọng xuất hiện trong vùng ăn khớp

w w H

xK xK xT

xd xb

1

1

09 1

* 2 1

* 48645

* 2

51

* 95 58

* 66 4



 K = 1.2*1.09*1.11 =1.45 H

=ZMxZHxZ

1 2

2

w w

H xuxd b

u xK

51

* 7 6

* 3 0

* 5 196

45 1

* ) 1 7 6 (

* 48645

Ta chọn chiều rộng của bánh răng là bw =45(mm)

d) Kiểm ngiệm răng về độ bền uốn

Để đảm bảo điều kiện uốn cho răng ứng suất sinh ra tại chân răng không vượt quá một giới hạn cho phép

F1 = T xK b xd xY xY xm xY

w w

F F

1

1 1

F

F F Y

xY



 F2 Trong đó:

 Y : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

 ZV1 = Z1 = 17 ; ZV2 = Z2 = 114 và hệ số dịch chỉnh x

Tra bảng (6.18)-[1]  YF1 = 4.22 và YF2 = 2

Y =1 bánh răng thẳng

Yr =1 bánh răng phay

 KF = KF xKF xKFV

với bd=0.72 Tra bảng( 6.7)-[1], Sơ đồ 5  kF B = 1.41

Tra bảng(6.15)-[1], F= 0.016 Tra bảng(6.16)-[1] , go =56

u

a xvx

w w F

FV xT xK xK

xd xb K

1

1

2 1

F F

F

1

1 1

1

  =2*48645*452.084*51**03.6*1*4.26 =75.25(Mpa)

1

2 1 2

F

F F

27 75

* 6 3

 F1 <  F1 = 201.6 (Mpa) va ø F 2 < {F }2 = 189.1 (Mpa)

Trong đó : {F }1 = {F1}*Yr*Ys* KxF = 201.6*1*1*1 = 201.6 (MPa) {F }2 = {F2}*Yr*Ys* KxF = 189.1*1*1*1 = 189.1 (MPa) Với :

e) Kiểm ngiệm răng về quá tải

Hệ số quá tải Kqt=2.2

f) Các thông số của bộ truyền cấp nhanh

Khoảng cách trục aw= 196.5 mm

Mô đun m=3

Chiều rộng vành răng bw=45 mm

Tỉ số truyền u=6.7

Số răng bánh răng Z1= 17 ,Z2=114

Hệ số dịch chỉnh x=0

Đường kính vòng chia d1=m.Z1= 51 mm ; d2=m.Z2= 342 mm

Đường kính đỉnh răng da 1=d1+2.m= 57 mm ;

da 2=d2+2.m= 348 mm

Đường kính đáy răng df 1=d1_-2.5xm= 43.5 mm

df 2=d2-2.5xm= 334.5 mm

2) Tính toán bộ truyền bánh răng chậm:

Dùng vật liệu giống vật liệu chế tạo bánh răng cấp chậm

a) Ứng suất tiếp xúc cho phép :

[  h ]’=

2

1 ( [h ]1+ [h]2 ) =12 ( 509.091 + 481.818 )

=495.45(Mpa) b) Ứng suất uốn cho phép :

d) Xác định những thông số cơ bản của bộ truyền

Khoảng cách trục

aw = ka ( u + 1) x

 

3 12

ba H

H xUx

xK T

* 64 4 445

07 1

* 309935

e) Xác định các thông của bộ truyền:

Ta có: mô đun m =(0.01 ….0.02 )aw = 2.69…5.28

chọn m = 3

số răng Z1 = m2(u xaw1)=31.98





Góc ăn khớp

cos tw = ( Z1 +Z2 )x m xcos / 2xaw = cos 20

 tw = 200

Tính lại tỷ số truyền thực:u2 =(Z1 +Z2) /2 =4.66

Hệ số dịch chỉnh :y =aw2/m -0.5(Z1+Z2) =0 Vậy đây không phải là cặp bánh răng dịch chỉnh

f) Kiểm ngiệm răng về độ bền tiếp xúc

H = ZMxZHxZ x

1 2

2

w w

H xUxd b

U x xK

Với

ZM = 274 (Mpa )1/3 (vật liệu thép –thép , bánh răng thẳng)

ZH =

tw



 2 sin

cos 2

= 2sin.cos400 = 1.764 (bảng (6-5)-[1])  = 0 (răng thẳng)  Z =

3

4  

 {1.88 –3.2(1/Z1 +1/Z2 )*cos = 1.759 

5 271

w w H

K K T

d b

1

1

13 1

* 07 1

* 309935

* 2

94 95

* 4 0

* 5 271

* 4 2



 KH=KH  .KH .KHV=1.07*1.13*1.04 = 1.258

Vậy : H=274*1.764*0.6734* 271 5 * 0 4 * 4 66 * 95 94 2

) 1 66 4 (

* 258 1

* 309935

g) Kiểm ngiệm răng về độ bền uốn:

Theo (6.43)-[1]: T K b d Y Y m Y

w w

F F

2

1

1 1

.

F

F F

 Mà KF  =1.16 ( với bd=0,7 tra bảng 96.7)-[1], sơ đồ 3)

 Và .KH =1.37 (bánh răng thẳng )

Theo bảng (6- 15)-[1]  F= 0,016 (tra bảng 96.15)-[1])

g0 = 3 ( tra bảng( 6.16)-[1]



u

a v

w w F

K K T

d b

2

.

1

1

= 1+ (6.41*71*95.94) /(2*309935*1.16*1.37 = 1.05

KF = 1.16*1.37*1.05 = 1.67 vậy:

F1= 109.53( MPA) < {F1} = 201.6 (MPa)

F2 = 103.76( MPA) < {F2} = 189.1 (MPa)

(Trong đó thì {F1} và{F2} được tính như phần kiểm bền )

Như vậy cặp bánh răng cấp nhanh đảm bảo độ bền uốn

h) Kiểm nghiệm về quá tải:

Theo (6-48)-[1], Với hệ số quá tải Kqt = (Tmax / T) = 2.2 thì

H1 max = H K qt = 439* 2 2 = 651 (Mpa) < {H max} =1260 (Mpa)

 F1 max = F2* Kqt = 109.56*2.2 = 241 (Mpa ) <{F1} = 241 (Mpa)

 F2 max = F2*Kqt = 103.76*2.2 = 228 (Mpa) < {F2} = 228 (Mpa)

Như vậy cặp bánh răng cấp nhanh đảm bảo độ bền quá tải

i) Những thông số bộ truyền cấp nhanh

Khoảng cách trục aw = 271.5 (mm)

PHẦN VI

TÍNH TRỤC VÀ TANG

I) Chọn vật liệu chế tạo trục : là thép 45,tôi cải thiện có HB = 241…285

b=850 (Mpa) và ch=880 (Mpa)

II ) Tính sơ bộ trục:

Đường kính trục xác định bằng mô men xoắn theo công thức

d  3  

2 ,

0 

T

với [ ] = 20 (Mpa)Đường kính trục I

d1 = 3

20 2 , 0

48645

= 23 (mm) Chọn d1 = 25 (mm)

Đường kính trục II

d2 = 3

20 2 , 0

309935

= 42.6 (mm) chọn d2=45 (mm)

Đường kính trục III

d3 = 3

20 2 , 0

1366936

= 70 (mm) Chọn d3=75 (mm)

III) Tính chính xác:

a) Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và chi tiết quay:

- Từ đường kính trục xác định gần đúng đường kính ổ lăn b0 ( tra bảng 10.2 )

+ k1=10 mm, là khoảng cách từ mặt cạnh chi tiết quay đến thành

trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay + k2 =10 mm, là khoảng cách từ mặt cạnh ổ đến thành trong của ổ + b03= 75 mm, là chiều rộng ổ lăn trên trục III

+ b01= 17 mm, là chiều rộng ổ lăn trên trục I

+ bw1 = 1,3.45/2, là chiều rộng may ơ bánh răng thứ nhất

+ bw2 = 1,3.71/2, là chiều rộng may ơ bánh răng thứ hai

+ lk1 = 112, là khoảng cách từ ổ lăn đến khớp nối vòng đàn hồi + lk1 = 85, là khoảng cách từ ổ lăn đến khớp nối xích con lăn

+ k3 = 15, là khoảng cách từ mặt cạnh chi tiết quay đến nắp ổ