Thuyết minh đồ án chi tiết máy uth

Trong cuộc sống ta có thể bắt gặp hệ thống truyền động ở khắp nơi, có thể nói nó đóng một vai trò quan trọng trong cuộc sống cũng như sản xuất. Việc áp dụng khoa học kỹ thuật chính là làm tăng năng suất lao động, thay thế sức lao động của người lao động một cách có hiệu quả nhất, bảo đảm an toàn cho người lao động trong quá trình làm việc. Để tạo nền tảng tốt cho bước phát triển trong tương lai, chúng ta cần đầu tư, nghiên cứu, giáo dục, phát triển khoa học kỹ thuật một cách nghiêm túc ngay từ trong các trường đại học. Đồ án môn học Thiết Kế Chi Tiết Máy là môn học giúp cho ta tìm hiểu và thiết kế hộp giảm tốc, qua đó ta có thể củng cố lại các kiến thức của các môn học như: vẽ kỹ thuật, sức bền vật liệu, nguyên lí máy, chi tiết máy, dung sai kỹ thuật đo... Đồng thời giúp sinh viên làm quen dần với công việc thiết kế và làm đồ án chuẩn bị cho việc thiết kế đồ án tốt nghiệp sau này. Hộp giảm tốc là một trong những bộ phận điển hình mà công việc thiết kế giúp chúng ta làm quen với các chi tiết cơ bản như bánh răng, ổ lăn,… Trong quá trình thực hiện đồ án, em nhận được sự chỉ dẫn rất tận tình của thầy Ths.Diệp Lâm Kha Tùng cùng các thầy khác trong Viện Cơ Khí. Sự giúp đỡ của các thầy luôn là nguồn động lực lớn lao cỗ vũ tinh thần cho em trên con đường học tập, rèn luyện sau này. Do đây là bản thiết kế kĩ thuật đầu tiên mà em thực hiện nên chắc chắn sẽ mắc phải những thiếu xót, sai lầm. Em rất mong nhận được sự góp ý chân thành từ phía các thầy. Em xin chân thành cảm ơn

Trang 1

TRƯỜNG ĐẠI HỌC GIAO THÔNG VẬN TẢI TP HỒ CHÍ MINH

Ngành: Cơ giới hóa xếp dỡ

Giảng viên hướng dẫn: Ths Diệp Lâm Kha Tùng

Trang 2

NỘI DUNG

LỜI NÓI ĐẦU 1

CHƯƠNG 1: XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 2 1.1 Chọn động cơ 2

1.1.1 Chọn hiệu suất hệ thống: 2

1.1.3 Xác định số vòng quay sơ bộ: 3

1.1.4 Chọn động cơ điện 3

1.2 Phân phối tỉ số truyền 4

1.3 Xác định công suất, mômen và số vòng quay trên các trục 4

1.3.1 Tính toán công suất trên các trục 4

1.3.2 Tính số vòng quay các trục: 4

1.3.3 Tính momen xoắn trên các trục: 5

BẢNG PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 5

CHƯƠNG 2: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI 6

Các thông số ban đầu: 6

Trình tự thiết kế gồm các bước sau: 6

2.1 Chọn loại đai 6

2.2 Xác định đường kính đai 6

2.3 Sơ bộ khoảng cách a 7

2.4 Xác định chính xác chiều dài đai L và khoảng cách trục a 7

2.5 Kiểm nghiệm góc ôm 8

2.6 Xác định số đai cần thiết 8

2.7 Xác định các kích thước chủ yếu của đai 8

2.8 Xác định lực căn ban đầu và lực tác dụng lên trục 9

BẢNG THÔNG SỐ CƠ BẢN BỘ TRUYỀN ĐAI 9

CHƯƠNG 3: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG HỘP GIẢM TỐC 10

3.1 Tính toán và thiết kế bộ truyền bánh răng trụ cấp chậm 10

3.1.1 Chọn vật liệu và xác định ứng suất cho phép 10

3.1.2 Xác định thông số cơ bản bộ truyền 12

Trang 3

3.1.3 Xác định các thông số ăn khớp 12

3.1.4 Xác định kích thước bộ truyền 13

3.1.5 Lực tác dụng lên bộ truyền 13

3.1.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc 14

3.1.7 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn 15

3.1.8 Kiểm nghiệm răng về quá tải 16

BẢNG THÔNG SỐ VÀ KÍCH THƯỚC CỦA BỘ TRUYỀN CẤP CHẬM 17

3.2 Tính toán và thiết kế bộ truyền bánh răng trụ cấp nhanh 18

3.2.1 Chọn vật liệu và xác định ứng suất cho phép 18

3.2.3 Xác định các thông số ăn khớp 20

3.2.4 Xác định kích thước bộ truyền 21

3.2.5 Lực tác dụng lên bộ truyền 21

3.2.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc 21

3.2.7 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn 23

3.2.8 Kiểm nghiệm răng về quá tải 24

BẢNG THÔNG SỐ VÀ KÍCH THƯỚC CỦA BỘ TRUYỀN CẤP NHANH 25

CHƯƠNG 4: THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN 26

4.1 Chọn vật liệu và xác định ứng suất cho phép 26

4.2 Tính sơ bộ trục 26

4.3 Xác định khoảng cách các gối đỡ và điểm đặt lực 26

-Trục I: 27

-Trục III 28

-Trục II: 28

4.4 Lực bánh răng tác dụng lên trục: 29

4.5 Thiết kế trục 30

Trục 1 30

Trục 2 32

Trục 3 34

4.6 Tính mối ghép then và kiểm nghiệm then 36

Trang 4

4.7 Kiểm nghiệm độ bền trục về độ bền mỏi 37

4.8 Kiểm nghiệm độ bền trục về độ bền tĩnh 41

CHƯƠNG 5: TÍNH CHỌN Ổ LĂN VÀ KHỚP NỐI 42

5.1 Tính toán lựa chọn ổ lăn trên từng trục 42

a) Trục I 42

b) Trục II 44

c) Trục III 47

5.2 Tính chọn khớp nối 49

CHƯƠNG 6: THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC, CHI TIẾT PHỤ VÀ DUNG SAI LẮP GHÉP 51

6.1 Cấu tạo vỏ hộp giảm tốc 51

6.2 Các chi tiết phụ 52

6.2.1 Bulông vòng hoặc vòng móc 52

6.2.2 Chốt định vị 53

6.2.3 Cửa thăm 53

6.2.4 Nút thông hơi 54

6.2.5 Nút tháo dầu 54

6.2.6 Que thăm dầu 54

6.3 Bôi trơn hộp giảm tốc 55

6.4 Dung sai lắp ghép 56

a) Dung sai lắp ghép bánh răng: 56

b) Dung sai lắp ghép ổ lăn: 56

c) Dung sai khi lắp vòng chắn dầu: 57

d) Dung sai lắp vòng lò xo (bạc chắn) trên trục tùy động: 57

e) Dung sai lắp ghép mối ghép then: 57

f) Dung sai vòng chắn dầu: 57

TÀI LIỆU THAM KHẢO 58

Trang 5

LỜI NÓI ĐẦU

Trong cuộc sống ta có thể bắt gặp hệ thống truyền động ở khắp nơi, có thể nói nó đóng một vai trò quan trọng trong cuộc sống cũng như sản xuất Việc áp dụng khoa học kỹ thuật chính là làm tăng năng suất lao động, thay thế sức lao động của người lao động một cách có hiệu quả nhất, bảo đảm an toàn cho người lao động trong quá trình làm việc Để tạo nền tảng tốt cho bước phát triển trong tương lai, chúng ta cần đầu tư, nghiên cứu, giáo dục, phát triển khoa học kỹ thuật một cách nghiêm túc ngay từ trong các trường đại học

Đồ án môn học Thiết Kế Chi Tiết Máy là môn học giúp cho ta tìm hiểu và thiết kế hộp giảm tốc, qua đó ta có thể củng cố lại các kiến thức của các môn học như: vẽ kỹ thuật, sức bền vật liệu, nguyên lí máy, chi tiết máy, dung sai & kỹ thuật đo Đồng thời giúp sinh viên làm quen dần với công việc thiết kế và làm đồ án chuẩn bị cho việc thiết kế đồ án tốt nghiệp sau này Hộp giảm tốc là một trong những bộ phận điển hình mà công việc thiết kế giúp chúng ta làm quen với các chi tiết cơ bản như bánh răng, ổ lăn,…

Trong quá trình thực hiện đồ án, em nhận được sự chỉ dẫn rất tận tình của thầy Ths.Diệp Lâm Kha Tùng cùng các thầy khác trong Viện Cơ Khí Sự giúp đỡ của các thầy luôn là nguồn

động lực lớn lao cỗ vũ tinh thần cho em trên con đường học tập, rèn luyện sau này

Do đây là bản thiết kế kĩ thuật đầu tiên mà em thực hiện nên chắc chắn sẽ mắc phải những thiếu xót, sai lầm Em rất mong nhận được sự góp ý chân thành từ phía các thầy Em xin chân thành cảm ơn

Sinh viên thực hiện LAM

Đoàn Hoàng Lâm

Trang 6

CHƯƠNG 1: XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ

TRUYỀN 1.1 Chọn động cơ

Công suất trục công tác (kW) Số vòng quay trục công tác (vg/ph) Số năm làm việc

1.1.1 Chọn hiệu suất hệ thống:

Hiệu suất truyền động:  = đ × br1 × br2× kn × ol4 =  = 0,85

Trong đó: đ = 0,95 : hiệu suất bộ truyền đai

br1= 0,97 : hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

br2= 0,97 : hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

kn= 0,99 : hiệu suất nối trục vòng đàn hồi

ol= 0,99 : hiệu suất ổ lăn   = 0,95 × 0,97 × 0,97 × 0,99 × 0,994 = 0,85

Trang 7

1.1.2 Tính công suất tương đương:

Ptđ = P𝑙𝑣 ×√

∑ (Ti

T)2 ti

∑ ti = 5,7 ×

√(

T

T)2 0,7 + (0,7TT )

2 0,30,7 + 0,3 = 5,25 kW

Công suất cần thiết: Pct = Ptđ

η = 5,250,85 = 6,18 (kW)

1.1.3 Xác định số vòng quay sơ bộ:

Số vòng quay trục công tác: n𝑙𝑣 = 53 (vòng/phút)

Tỷ số truyền chung của hệ: uch = uhgt× uđ

Chọn: uhgt = 8 : tỷ số truyền hộp giảm tốc khai triển (8÷40), chọn theo tiêu chuẩn

uđ = 3,4 : tỷ số truyền của bộ truyền đai ngoài (3÷5)

Tra bảng P1.3: Các thông số kỹ thuật của động cơ 4A (1),ta chọn được động cơ có:

1 PGS.TS.TRỊNH CHẤT-TS.LÊ VĂN UYỂN (2016), Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí T1, trang 236

Kiểu động cơ Công suất

Trang 8

1.2 Phân phối tỉ số truyền

- Tỉ số truyền chung thực sự của hệ thống dẫn động: uch = nđc

- Tỉ số truyền cuối cùng hộp giảm tốc uhgt = u1× u2 = 2,82 × 2,82 = 7,9524

Kiểm nghiệm sai số cho phép ∆=7,9524−8,074

8,074 = 1,5%

- Tính lại tỉ số truyền đai: uđ = uch

u1×u2 = 27,45

2,82×2,82 = 3,45

1.3 Xác định công suất, mômen và số vòng quay trên các trục

1.3.1 Tính toán công suất trên các trục

Trang 9

BẢNG PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

Trang 10

CHƯƠNG 2: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI

Các thông số ban đầu:

+ Công suất P = 6,18 kW

+ Tỷ số truyền u= 3.45

+ Số vòng quay n = 1455 vòng/phút

+ Số năm làm việc: 5 năm

+ Chế độ làm việc: Quay 1 chiều, làm việc 2 ca, tải va đập nhẹ

(1 năm làm việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ)

Trình tự thiết kế gồm các bước sau:

2.1 Chọn loại đai

– Chọn đai theo công suất P và số vòng quay n theo đồ thị sau:

➢ Ta chọn đai thang thường loại B có các thông số hình học

bt= 14; b=17; h=10,5; yo=4,0; A=138 mm2

2.2 Xác định đường kính đai

– Ta chọn đường kính bánh đai nhỏ d1 (140÷280) theo tiêu chuẩn: d1=180 (mm)

– Kiểm nghiệm vận tốc của đai theo điều kiện:

v = πd1n

6.10 4 = π.180.1455

6.10 4 = 13,71 ≤ vmax = 25 m/s(thỏa mãn) – Đường kính bánh đai lớn: Lấy ξ = 0,01

d2 = d1 u1(1 − ξ) = 180.3,45 (1 − 0,01) = 614,79 (mm) Chọn theo tiêu chuẩn: d2 = 630 (mm)

Trang 11

– Tính lại tỉ số truyền u= d2

d1(1−ξ) = 630

180(1−0,01)= 3,54 Kiểm tra sai số cho phép:

2.4 Xác định chính xác chiều dài đai L và khoảng cách trục a

– Chiều dài đai theo khoảng cách trục a

L = 2a + π(d1+d2)/2 + (d2 – d1)2/(4a)

= 2 x 598,5 + π (180 + 630)/2 + (630 – 180)2/(4 x 598,5) = 2553.93 (mm) Chọn theo tiêu chuẩn L=2500 (mm) =2,5 (m)

Kiểm nghiệm đai về tuổi thọ

i = v

L = 13,71

2500.10−3 = 5,48 ≤ i max = 10 (thỏa mãn) – Tính lại khoảng cách trục a

Trang 12

2.5 Kiểm nghiệm góc ôm

Tính góc ôm α1 theo công thức:

Kđ = 1,35 -Hệ số tải trọng động, tra bảng 4.7(3) , khi làm việc 2 ca

Po = 4,61 kW -Công suất có ích cho phép, tra bảng 4.19(4)

Cα = 0,86 -Hệ số xét đến ảnh hưởng của góc ôm đai, tra bảng 4.15(5)

Lo = 2240 (mm) -Chiều dài đai thực nghiệm, tra bảng 4.19(4)

CL=1,04 -Hệ số xét đến ảnh hưởng của chiều dài đai, tra bảng 4.16(5)

Cu= 1,14 -Hệ số xét đến ảnh hưởng của tỷ số truyền u, tra bảng 4.17(5)

Cz-Hệ số xét đến sự ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng giữa các dây đai Khi tính dựa vào tỉ số P1/Po = z’ để tra bảng 4.18(5) → Cz= 1

 Số đai cần thiết: z ≥ 6,18×1,35

2.7 Xác định các kích thước chủ yếu của đai

– Các thông số của bánh đai hình thang:

H=16; h0 = 4,2; t = 19; e = 12,5

– Chiều rộng bánh đai:

B = (z -1).t + 2e = (2 -1).19 + 2.12,5 = 44 (mm)

Trang 13

– Đường kính ngoài bánh đai:

da = d + 2ho = 180 + 2.4,2 = 188,4 (mm)

2.8 Xác định lực căn ban đầu và lực tác dụng lên trục

– Lực căng trên 1 đai được xác định theo công thức sau:

Fo= 780PdcKđ/(vCαz) + Fv Với: qm= 0,178 (kg/m) –Khối lượng 1 mét chiều dài đai, tra bảng 4.22(6)

Fv= qmv2 = 0,178× (13,71)2= 33,45 (N) – Lực căng do lực li tâm sinh ra

 Fo =780×6,18×1,25/(13,71×0,95×2) + 33,45 = 264,76 (N)

– Lực tác dụng lên trục

Fr = 2 Fo z sin(α/2) = 2×264,76×2× sin(3𝜋

4/2) = 979 (N)

BẢNG THÔNG SỐ CƠ BẢN BỘ TRUYỀN ĐAI

Trang 14

CHƯƠNG 3: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG HỘP GIẢM TỐC

3.1 Tính toán và thiết kế bộ truyền bánh răng trụ cấp chậm

Các thông số ban đầu:

+ Momen xoắn trên trục của bánh dẫn T2=356328,987 Nmm

+ Tỷ số truyền u2= 2,82

+ Số vòng quay n2= 149,55 vòng/phút

+ Công suất đầu vào P2=5,58 kW

3.1.1 Chọn vật liệu và xác định ứng suất cho phép

– Ta chọn loại vật liệu hai cấp của bánh răng như nhau (thép C45 tôi cải thiện)

Tra bảng 6.1 (7)

+ bánh dẫn (bánh nhỏ) có độ rắn HB1=260; σb1 = 850 MPa; σch1 = 600 MPa + bánh bị dẫn (bánh lớn) có độ rắn HB2=250; σb2 = 750 MPa; σch2 = 550 MPa – Tính sơ bộ ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép theo các công thức:

[σH] =σHlimo

S H KHL ; [σF] =σFlimo

S F KFC KFLTrong đó:

 σHlimo , σFlimo : lần lượt là ứng suất uốn và ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kỳ cơ

sở, trị số của chúng được tra ở bảng 6.2(8)

σHlimo = 2HB + 70 ; σFlimo = 1,8HB Khi đó: σHlimo 1 = 2 × 260 + 70 = 590(MPa)

Trang 15

KHL , KFL: Hệ số tuổi thọ, được xách định theo công thức

KHL = √NHO

N HE mH

; KFL = √NNFO

FE mF

Với: − mH , mF : Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn với HB < 350

→ mH = 6 ; mF = 6

− NHO , NFO: Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn và tiếp xúc

+ NFO=4.106 , đối với tất cả các loại thép

+ NHO = 30.HHB2,4 ⇒ {NHO1 = 1,8 107

NHO2 = 1,7 107 (chu kì)

+ NHE ,NFE : Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương

Vì bộ truyền làm việc ở chế độ tải trọng thay đổi nhiều bậc nên NHE ,NFE theo các công thức:

NHE = 60c ∑( Ti

Tmax)mH2 ni ti ; NHE = 60c ∑( Ti

Tmax)mF ni ti

c là số lần ăn khớp trong một vòng quay của bánh răng, c = 1

ni, ti là số vòng quay và thời gian làm việc ở chế độ i

Ta có:

NHE=60 × 1 × 149,55 × (5 × 300 × 8 × 2) × (13× 0,7 + 0,83× 0,3) = 1,84 108 > NHO1 → KHL1 = 1

[σF]1 =468×1×1

1,75 = 267,43 (MPa) [σF]2 = 450×1×1

1,75 = 257,14 (MPa)

– Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải: [σH]max = 2,8σch

– Ứng suất uốn cho phép khi quá tải: [σF]max = 0,8σch , khi HB≤ 350

Trang 16

3.1.2 Xác định thông số cơ bản bộ truyền

– Khoảng cách trục aw được xác định theo công thức

f T2= 356328,987 (Nmm) − Momen xoắn trên trục của bánh dẫn;

f [σH]= 527,27 (MPa) − Ứng suất tiếp xuất cho phép;

f ψba=0,4 − Chiều rộng vành răng được xác định theo tiêu chuẩn dựa vào bảng 6.6(10)

f KHβ− Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng khi tính

2 × 190 × 𝑐𝑜𝑠20𝑜

2 × (2,82 + 1) = 46,73 Chọn z1 = 47 răng

– Tính số răng bánh lớn z2 = uz1= 2,82×47 = 132,54 → Ta chọn z2= 133 răng

– Ta tính lại tỉ số truyền thực: u = z2/z1 = 133/47 = 2,83 (< 4% ,đảm bảo về sai số cho phép)

Trang 17

d1= mz1cosβ =

2 × 4718/19 = 99,22(mm)

d2 = mz2cosβ=

2 × 133

18/19 = 280,78(mm) – Đường kính vòng lăn:

dw1 = d1 ; dw2 = d2– Đường kính đỉnh răng:

da1 = d1 + 2m = 99,22 + 2×2 = 103,22 (mm)

da2 = d2 + 2m = 280,78 + 2×2 = 284,78 (mm) – Đường kính đáy răng:

df1 = d1 – 2,5m = 99,22 – 2,5×2 = 94,22 (mm)

df2 = d2 – 2,5m = 280,78 – 2,5×2= 275,78 (mm) – Bề rộng răng:

bw = bw2 = a wψba= 190 × 0,3 = 57 (mm)

bw1= bw+5=57+5=62 (mm)– Góc prôfin gốc: α=200 ( Theo TCVN 1065-71)

Fr2= Ft2tgαtw = 7183 × tg200 ≈ 2614 (N) – Lực dọc trục:

Fa2= Ft2×tgβ = 2614×tg(18,670) ≈ 883 (N)

Trang 18

3.1.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Điều kiện bền tiếp xúc:

σH = ZM ZH Zε√2.Tb2.KH.(u+1)

w dw12 .u ≤ [σH] Trong đó:

– ZM : hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng, theo bảng 6.5(14) ta có ZM=274 (MPa)1/3– ZH : hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

ZH = √2cosβ/sin2αtwVới: αtw = arctg(tgα/cosβ) = arctg(tg20/cos18,67) = 21,020

KHα = 1,13 _ tra bảng 6.14(15)

KHv = 1 + (vHbwdw1 )/(2T2KHβKHα)

= 1+(0,92×57×99,22)/(2× 356328,987 ×1,03×1,13) = 1,006 + vH = 0,002 × go × v × √aw/u = 0,002 × 73 × 0,77 × √190/2,83 = 0,92 + go = 73, tra bảng 6.16(16)

 σH = 274 × 1,68 × 0,76 × √2×356328,987 ×1,181×(2,83+1)

57×99,222×2,83 = 496,32 (MPa)

Trang 19

– Tính lại ứng suất tiếp suất theo công thức:

[σH] = [σH]ZvZRKxH+ Hệ số ảnh hưởng của độ nhám bề mặt ZR = 0,95 + Hệ số ảnh hưởng vận tốc vòng Zv = 1

+ Hệ số ảnh hưởng của kích thước răng KxH = 1, (do da ≤ 700mm)

→ [σH] = 527,27 × 1 × 0,95 × 1 = 500,9

– Ta có: σH = 496,32 (MPa) < [σH] = 500,9 (MPa) ( thỏa mãn điều kiện)

Kết luận: bộ truyền bánh răng cấp nhanh thỏa mãn điều kiện bền tiếp xúc

3.1.7 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Điều kiện bền uốn: σF ≤ [σF]

σF1 =2×T×KF×Yε×Yβ×YF1

Trang 20

[σF] = [σF]YRYSKxF+ Hệ số ảnh hưởng của độ nhám YR = 1 + Hệ số độ nhạy vật liệu bánh răng đến sự tập trung ứng suất:

Ys = 1,08 − 0,0695ln(m) = 1,08 − 0,0695ln(2,5) = 1,0163 + Hệ số ảnh hưởng của kích thước răng KxF

Vậy điều kiện bền uốn của cặp bánh răng trụ răng nghiêng được đảm bảo

3.1.8 Kiểm nghiệm răng về quá tải

– Để tránh biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại σHmax không vượt quá một giá trị cho phép:

σHmax = σH√Kqt ≤ [σH]max

Trong đó:

+ σH = 496,32 (MPa) _ Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng

+ Kqt = Tmax/T = 2,2 _ Hệ số quá tải, tra bảng P1.3(18)

+ [σH]max = 2,8σch2 = 2,8×550 = 1540 (MPa) _ Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải

 σHmax = 496,32 × √2,2 = 736,16 ≤ [σH]max = 1540 (MPa) (thỏa mãn)

Trang 21

– Để đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng, ứng suất uốn cực đại

σFmax tại mặt lượn chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép:

σFmax = σFKqt ≤ [σF]maxTrong đó:

+ Hệ số quá tải Kqt = 2,2

+ Ứng suất uốn cho phép khi quá tải [σF]max = 0,8σch

[σF1]max = 0,8× 600 = 480 (MPa) [σF2]max = 0,8× 550 = 440 (MPa) Suy ra:

σF1max = σF1Kqt = 199,7 × 2,2 = 439,34 ≤ [σF1]max = 480 (MPa) (thỏa mãn)

σF2max = σF2Kqt= 189,72 × 2,2 = 417,384 ≤ [σF1]max = 440 (MPa) (thỏa mãn) Vậy bộ truyền được đảm bảo điều kiện về quá tải

BẢNG THÔNG SỐ VÀ KÍCH THƯỚC CỦA BỘ TRUYỀN CẤP CHẬM

Trang 22

3.2 Tính toán và thiết kế bộ truyền bánh răng trụ cấp nhanh.

Thông số ban đầu:

+ Momen xoắn trên trục của bánh dẫn T1=131563,285Nmm

+ Tỷ số truyền u1= 2,82

+ Số vòng quay n1= 421,74 vòng/phút

+ Công suất đầu vào P1=5,81 kW

3.2.1 Chọn vật liệu và xác định ứng suất cho phép

– Ta chọn loại vật liệu hai cấp của bánh răng như nhau (thép C45 tôi cải thiện)

Tra bảng 6.1 (19)

+ bánh dẫn (bánh nhỏ) có độ rắn HB1=260; σb1 = 850 MPa; σch1 = 600 MPa + bánh bị dẫn (bánh lớn) có độ rắn HB2=250; σb2 = 750 MPa; σch2 = 550 MPa – Tính sơ bộ ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép theo các công thức:

[σH] =σHlimo

S H KHL ; [σF] =σFlimo

S F KFC KFLTrong đó:

 σHlimo , σFlimo : lần lượt là ứng suất uốn và ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kỳ cơ

sở, trị số của chúng được tra ở bảng 6.2(20)

σHlimo = 2HB + 70 ; σFlimo = 1,8HB Khi đó: σHlimo 1 = 2 × 260 + 70 = 590(MPa)

Trang 23

 KHL , KFL: Hệ số tuổi thọ, được xách định theo công thức

KHL = √NHO

N HE mH

; KFL = √NNFO

FE mF

Với: − mH , mF : Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn với HB < 350

→ mH = 6 ; mF = 6

− NHO , NFO: Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn và tiếp xúc

+ NFO=4.106 , đối với tất cả các loại thép

+ NHO = 30.HHB2,4 ⇒ {NHO1 = 1,8 107

NHO2 = 1,7 107 (chu kì)

+ NHE ,NFE : Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương

Vì bộ truyền làm việc ở chế độ tải trọng thay đổi nhiều bậc nên NHE ,NFE theo các công thức:

NHE = 60c ∑( Ti

Tmax)mH2 ni ti ; NHE = 60c ∑( Ti

Tmax)mF ni ti

c là số lần ăn khớp trong một vòng quay của bánh răng, c = 1

ni, ti là số vòng quay và thời gian làm việc ở chế độ i

Ta có:

NHE=60 × 1 × 421,74 × (5 × 300 × 8 × 2) × (13× 0,7 + 0,83× 0,3) = 5,18 108 > NHO1 → KHL1 = 1

[σF]1 =468×1×1

1,75 = 267,43 (MPa) [σF]2 = 450×1×1

1,75 = 257,14 (MPa)

– Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải: [σH]max = 2,8σch

– Ứng suất uốn cho phép khi quá tải: [σF]max = 0,8σch , khi HB≤ 350

Trang 24

– Khoảng cách trục aw được xác định theo công thức

T1=131563,285N (Nmm) − Momen xoắn trên trục của bánh dẫn;

[σH]= 527,27 (MPa) − Ứng suất tiếp xuất cho phép;

ψba=0,4 − Chiều rộng vành răng được xác định theo tiêu chuẩn dựa vào bảng 6.6(22)

KHβ− Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng khi tính

2 × 190 × 𝑐𝑜𝑠20𝑜

2 × (2,82 + 1) = 46,73 Chọn z1 = 47 răng

– Tính số răng bánh lớn z2 = uz1= 2,82×47 = 132,54 → Ta chọn z2 = 133 răng

– Ta tính lại tỉ số truyền thực: u = z2/z1 = 133/47 = 2,83 (< 4% ,đảm bảo về sai số cho phép) – Góc ăn khớp:

cosβ= (𝑍1+ 𝑍2)𝑚/(2αw2)= (47+133)×2 /(2×190) = 18/19

Trang 25

𝛽 ≈18,67o (80< β<200 Thỏa mãn điều kiện)

d1= mz1cosβ =

2 × 4718/19 = 99,22(mm)

d2 = mz2cosβ=

2 × 133

18/19 = 280,78(mm) – Đường kính vòng lăn:

dw1 = d1 ; dw2 = d2– Đường kính đỉnh răng:

da1 = d1 + 2m = 99,22 + 2×2 = 103,22 (mm)

da2 = d2 + 2m = 280,78 + 2×2 = 284,78 (mm) – Đường kính đáy răng:

df1 = d1 – 2,5m = 99,22 – 2,5×2 = 94,22 (mm)

df2 = d2 – 2,5m = 280,78 – 2,5×2= 275,78 (mm) – Bề rộng răng:

bw = bw2 = a wψba= 190 × 0,3 = 57 (mm)

bw1= bw+5=57+5=62 (mm)– Góc prôfin gốc: α=200 ( Theo TCVN 1065-71)

Fr2= Ft2tgαtw = 2652 × tg200 ≈ 965 (N) – Lực dọc trục:

Fa2= Ft2×tgβ = 965×tg(18,670) ≈ 326 (N)

3.2.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Trang 26

Điều kiện bền tiếp xúc:

KHα = 1,13 _ tra bảng 6.14(27)

KHv = 1 + (vHbwdw1 )/(2T2KHβKHα)

= 1+(2,62×57×99,22)/(2× 131563,285 ×1,05×1,13) = 1,047 + vH = 0,002 × go × v × √aw/u = 0,002 × 73 × 2,19 × √190/2,83 = 2,62 + go = 73, tra bảng 6.16(16)

 σH = 274 × 1,68 × 0,77 × √2×131563,285 ×1,24×(2,83+1)

57×99,222×2,83 = 314,42 (MPa)

– Tính lại ứng suất tiếp suất theo công thức:

Trang 27

[σH] = [σH]ZvZRKxH+ Hệ số ảnh hưởng của độ nhám bề mặt ZR = 0,95 + Hệ số ảnh hưởng vận tốc vòng Zv = 1

+ Hệ số ảnh hưởng của kích thước răng KxH = 1, (do da ≤ 700mm)

→ [σH] = 527,27 × 1 × 0,95 × 1 = 500,9

– Ta có: σH = 314,42 (MPa) < [σH] = 500,9 (MPa) ( thỏa mãn điều kiện)

Kết luận: bộ truyền bánh răng cấp nhanh thỏa mãn điều kiện bền tiếp xúc

3.2.7 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Điều kiện bền uốn: σF ≤ [σF]

σF1 =2×T×KF×Yε×Yβ×YF1

Trang 28

[σF] = [σF]YRYSKxF+ Hệ số ảnh hưởng của độ nhám YR = 1 + Hệ số độ nhạy vật liệu bánh răng đến sự tập trung ứng suất:

Ys = 1,08 − 0,0695ln(m) = 1,08 − 0,0695ln(2,5) = 1,0163 + Hệ số ảnh hưởng của kích thước răng KxF

Vậy điều kiện bền uốn của cặp bánh răng trụ răng nghiêng được đảm bảo

3.2.8 Kiểm nghiệm răng về quá tải

– Để tránh biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại σHmax không vượt quá một giá trị cho phép:

σHmax = σH√Kqt ≤ [σH]max

Trong đó:

+ σH = 314,42 (MPa) _ Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng

+ Kqt = Tmax/T = 2,2 _ Hệ số quá tải, tra bảng P1.3(30)

+ [σH]max = 2,8σch2 = 2,8×550 = 1540 (MPa) _ Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải

 σHmax = 314,42 × √2,2 = 466,36 ≤ [σH]max = 1540 (MPa) (thỏa mãn)

Trang 29

– Để đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng, ứng suất uốn cực đại

σFmax tại mặt lượn chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép:

σFmax = σFKqt ≤ [σF]maxTrong đó:

+ Hệ số quá tải Kqt = 2,2

+ Ứng suất uốn cho phép khi quá tải [σF]max = 0,8σch

[σF1]max = 0,8× 600 = 480 (MPa) [σF2]max = 0,8× 550 = 440 (MPa) Suy ra:

σF1max = σF1Kqt = 75,32 × 2,2 = 165,704 ≤ [σF1]max = 480 (MPa) (thỏa mãn)

σF2max = σF2Kqt= 71,55 × 2,2 = 157,41 ≤ [σF1]max = 440 (MPa) (thỏa mãn) Vậy bộ truyền được đảm bảo điều kiện về quá tải

BẢNG THÔNG SỐ VÀ KÍCH THƯỚC CỦA BỘ TRUYỀN CẤP NHANH

Trang 30

CHƯƠNG 4: THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN

Bảng thông số ban đầu

4.1 Chọn vật liệu và xác định ứng suất cho phép

– Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép C45 có σb = 850 (MPa) ; σch = 600 (MPa) ; Chọn: [τ] = 15MPa đối với trục vào; trục trung gian và trục ra

Suy ra: d1 ≥ 35,26(mm); d2 ≥ 49,16 (mm); d3 ≥ 68,52 (mm)

Theo tiêu chuẩn chọn: d1= 40(mm); d2 = 50 (mm); d3 = 70 (mm)

b1 = 23(mm); b2 = 27(mm); b3 = 35(mm)

4.3 Xác định khoảng cách các gối đỡ và điểm đặt lực

– Chiều dài mayơ bánh đai, mayơ bánh răng trụ được tính theo công thức:

𝑙𝑚 = (1,2 … 1,5)𝑑

- Mayơ bánh đai và bánh răng trên trục I

𝑙𝑚12 = 𝑙𝑚13 = (1,2 … 1,5) × 40 = 48 … 60 (mm) Chọn 𝑙𝑚13 = 50 mm

Để đảm bảo chiều dài mayơ với chiều rộng bánh răng, chọn 𝑙𝑚12 = 55 mm

- Mayơ bánh răng và bánh răng trên trục II

𝑙𝑚22 = 𝑙𝑚23 = (1,2 … 1,5) × 50 = 60 … 75 (mm) Chọn 𝑙𝑚22 = 𝑙𝑚23 = 70 (mm)

- Mayơ bánh răng và khớp nối trên trục III

𝑙𝑚33 = 𝑙𝑚32 = (1,2 … 1,5) × 70 = 84 … 105 (mm)

Trang 31

Chọn 𝑙𝑚33 = 𝑙𝑚32 = 90 (mm)

- Mayơ khớp nối vòng đàn hồi trên trục III

𝑙𝑚3𝑘𝑛 = (1,4 … 2,5) × 70 = 98 … 175 (mm Chọn 𝑙𝑚3𝑘𝑛 = 130 (mm)

– Trị số các khoảng cách, tra bảng 10.3(31):

Ē k1=15 mm _là khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp

Ē k2=10 mm_là khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp

Ē k3=20 mm_ là khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ

Ē hn=20 mm_ chiều cao nắp ổ và đầu bulông

– Xác định chiều dài giữa các ổ:

Định dạng
Số trang	62
Dung lượng	2,64 MB
File đính kèm	ĐAMH chi tiết máy.rar (3 MB)