Do an mon hoc chi tiet may 84546

Xác định công suất cần thiết , số vòng quay sơ bộ hợp lý của động cơ điện và chọn động cơ điện:.... Xác định tỉ số truyền động U của toàn bộ hệ thống và phân phối tỷ số truyền cho từng b

Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền

Thiết kế các bộ truyền

Chọn vật liệu

- Với đặc tính của động cơ cùng với yêu cầu bài ra và quan điểm thống nhất hoá trong thiết kế nên ta chọn vật liệu hai cấp bánh răng nh nhau Theo bảng 6-1 chọn

Bánh nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện có

HB = 241285 lấy giá trị HB $5 ; σ b 1 0(Mpa)

Bánh lớn : Để tăng khả năng chạy mòn nhiệt luyện với độ rắn mặt răng nhỏ hơn từ 1015HB nên ta chọn thép 45 tôi cải thiện có

HB = 192240 lấy giá trị HB #0 ; σ b 2 750Mpa ; σ ch2 450Mpa

Xác định ứng suất cho phép

- Theo bảng 6-2 với thép 45 tôi cải thiện thì : σ 0 H lim =2 HB+70 ; S H =1,1 ; σ 0 F lim =1,8 HB ; S F =1,75

- Chọn độ rắn bánh nhỏ HB 1 $5 ; độ rắn bánh lớn HB 2 #0 σ 0 H lim 1 = 2 HB 1 +70 =2 245 +70 V0 ( Mpa ) σ 0 F lim 1 =1,8 HB 1 =1,8 245D1 ( Mpa ) σ 0 H lim 2 = 2 HB 2 +70= 2 230+70= 530 ( Mpa ) σ 0 F lim 2 =1,8 HB 2 = 1,8 230= 414 ( Mpa )

- Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc

- Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn

N Fo =4 10 6 với tất cả các loại thép

- Do bộ truyền chịu tải trọng thay đổi nhiều bậc nên

NFE = 60.C.(Ti/Tmax) mF ni t Σ

Trong đó : c là số lần ăn khớp trong 1vòng quay. n là số vòng quay trong một phút. t Σ là tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét.

3 1680 = 6,24.10 7 >NHO2 lÊy KHL2=1 Tơng tự NHE1>NHO1  KHL1 =1

NHE4>NHO4  KHL4 =1 áp dụng công thức 6-1a tập 1 [ σ H ] =σ H 0 lim K HL

Sơ bộ xác định đợc

-TÝnh NFE `.C.(Ti/Tmax) 6 ni.tI

Tơng tự ta có : KFL1 = KFL3 = KFL4 = 1

-Hệ số xét đến ảnh hởng đặt tải , vì tải trọng đặt ở hai phía nên KFC = 0,7

Sơ bộ xác định đợc

-ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải

TÝnh bé truyÒn cÊp nhanh

1 Chiều dài côn ngoài của bánh côn chủ động đợc xác định theo công thức

Trong đó : K R là hệ số phụ thuộc vào vật liệu làm răng và loại răng

K Hβ là hệ số kể đến sự phân bố không dều tải trọng trên chiều rộng vành của Bánh răng côn Tra bảng 6-21 ⇒ K Hβ =1,1

K be là hệ số chiều rộng vành răng vì U1=3,5>3  chọn K be =0, 25

2.Xác định các thông số ăn khớp

 lÊy Z1 = 30 Đờng kính trung bình và mô đun trung bình d m1 =( 1−0,5 K be ) d e1=(1−0,5 0,25)73,41d,23(mm) m tm

30 =2, 141(mm) Mô đun vòng ngoài theo (6.56) m te = m tm

Theo bảng 6-8 tập 1 lấy trị số tiêu chuẩn m te =2,5(mm)

Tính lại giá trị mô đun ,số răng

30 =3,5 Góc côn chia Đờng kính trung bình của bánh nhỏ d m1 =Z 1 m tm 0 2,187e,61(mm) Chiều dài côn ngoài

3 Kiểm răng về độ bền tiếp xúc

Z M là hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp

Theo bảng 6-12 với xt = 0 , ZH =1,76

Hệ số trùng khớp ngang theo (6.59a)

Theo 6.60 cã ε α = [ 1,88−3,2 ( 1 Z 1 + 1 Z 2 ) ] cos βalignl ¿ m ¿ ¿ ¿⇒ε α = [ 1,88−3,2 ( 1 30 + 1 105 ) ] cos0=1,743 ¿¿

K H là hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc K H =K Hβ K Hα K Hv

K Hα là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khíp

K Hβ là hệ số kể đến sự phân bố không dều tải trọng trên chiều rộng vành răng Theo bảng 6-21 →K Hβ =1 , 13

K HV là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp

0 V Vận tốc vòng tính theo công thức 6-22

Theo bảng 6-13 dùng cấp chính xác 8

Chiều rộng vành răng b =K be R e =0,25 136,54,125(mm)

Trong đó với cấp chính xác 8 ứng với R a ≤2,5→1 ,25μmm⇒Z R =0, 95

Z V là hệ số xét đến ảnh hởng vận tốc vòng với v =2,177m/s  Zv =1

4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

T 1 :Mô men xoắn trên bánh chủ động T1 T830 N.mm m tm Mô đun trung bình m tm =2,187(mm) b : Chiều rộng vành răng b = 34,125 (mm) d m1 Đờng kính trung bình của bánh chủ động d m 1 e,61(mm)

Y β là hệ số kể đến độ nghiêng của răng , với răng thẳng Y β =1

Tra bảng 6-18 ta đợc YF1=3,8 ; YF2 =3,6

K F là hệ số tải trọng khi tính về uốn : K F = K Fβ K Fα K FV

K Fβ hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tÝnh vÒ uèn

K Fα là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn với bánh răng thẳng K Fα = 1

K FV là hệ số kể đến tải trọng động xuát hiện trong vùng ăn khớp

Y ε hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Y ε = 1 ε α = 1

Nh vậy độ bền uốn đợc đảm bảo

5 Kiểm nghiệm răng về quá tải

Víi K qt =2,2 tra phÇn phô lôc , theo 6-48cã σ H max = σ H √ K qt D4 , 2 √ 1,3 P6 , 5 < [ σ H max ]

Theo 6-49 cã σ F 1 max =σ F 1 K qt , 84 1,39 < [ σ F 1 ] max σ F 2 max =σ F 2 K qt , 97 1,31 , 76 < [ σ F 2 ] max

Nh vậy răng thỏa mãn điều kiện về quá tải

6 Các thông số và kích thớc của bộ truyền bánh răng cấp nhanh

Chiều dài côn ngoài R e = 136,5 mm Mô đun vòng ngoài m te = 2,5

Chiều rộng vành răng bw = 34 mm

Hệ số dịch chỉnh chiều cao x1 = 0; x2 = 0 Đờng kính chia ngoài de1 = mte.Z1 = 2,5.30 75mm de2 = mte Z2 = 2,5.105 262,5 mm

Góc côn chia 1 = 15,945 0 ; 2 = 74,055 0 Chiều cao răng ngoài he = 2.tte.mte + c 2.cosm.2,5 + 0,2.mte he = 5 + 0,2.2,5 = 5,5 mm Chiều cao đầu răng ngoài hae1 = ( tte +xn1.cosm ).mte hae1 = ( cosm + 0,4.cosm ).2,5 hae1 = ( 1+0.1).2,5 = 2,5 mmhae2 = 2.tte.mte – hae1 2.cosm.2,5– 2,5 = 2,5 mm

Chiều cao chân răng ngoài hfe1 = he – hae1 =5,5 – 2,5

= 3 mm hfe2 = he – hae2 = 5,5 – 2,5 = 3 mm Đờng kính đỉnh răng ngoài dae1 = de1 + 2.hae1.cos1 dae1 = 75 + 2.2,5.cos15,945 0 = 79,807 mm dae2 = de2 + 2.hae2.cos2 dae2 = 262.5 + 2.2,5.cos74,055 0 263,873 mm

TÝnh bé truyÒn cÊp chËm

1 Xác định sơ bộ khoảng cách trục a w =k a (u+1) 3

K a là hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng

Tra bảng 6-5 tập 1 đợc k a C ( Mpa )

T2 Mô men xoắn trên trục bánh chủ động T 2 2558(Nmm)

2 Xác định thông số ăn khớp , mô đun

⇒m=1,7→ 3,4 theo bảng tiêu chuẩn 6-8 chọn m = 2,5

30 =3, 33 Tính lại góc nghiêng  : cos m(Z 1 +Z 2 )

3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Z M là hệ số kể đến cơ tính của vật liệu tra bảng 6-5 đợc Z M '4 ( Mpa )

Z H hệ số kể đến hình dáng bề mặt tiếp xúc

H =√ sin 2 2 cos α β tw b với β b là góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở

t = tw = arctg(tg/cos) = arctg(tg20 0 /cos17,08 0 ) = 20,84 0 tgb = cost.tg = 0,2872  b = 16,02 0

Do đó Z ε là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng đợc tính theo công thức

K H là hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc K H = K Hβ K Hα K Hv

K Hβ là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng Tra bảng 6-7 tập 1 → K Hβ =1 , 08

K Hα là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng ăn khớp

K HV là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp

Theo bảng 6-13 chọn cấp chính xác 9

Tra bảng 6-15 ; 6-16 tập 1 →δ H =0, 002 ;g 0 s ν H =0 , 002.73.0 ,744 √ 170 3 , 33 =0 , 7755 b w =ψ ba a w = 0,3.170Q ( mm )

Xác định chính xác ứng suất cho phép :

Cấp chính xác 9 R a =2,5→1,25(μmm)⇒Z R =0,95 Đờng kính đỉnh răng d a 1 F s0 ⇒ F a0 = ΣF a 0 56 , 1 ( N ) ΣF a 1 = F s 0 − F a r6−167 , 6U8 ,5 ( N ) < F s1 ⇒ F a 1 = F s1 8 , 5 ( N )

Tính tải trọng quy ớc trên 2 ổ 0 và 1

Nh vậy chỉ cần tính cho ổ 1 là ổ chịu lực lớn hơn

Theo 11.3 tải trọng động tơng đơng đợc xác định theo công thức

Theo 11.1 khả năng tải động của ổ :

Cd = 3,109 426,56 0,3 = 19,13 (KN) b Chọn ổ theo khả năng tải tĩnh

Theo bảng 11-6 với ổ đũa côn

Theo công thức 11-19 tập 1 khả năng tải tĩnh

Vậy điều kiện bền tĩnh đợc thoả mãn

Vì Cd = 19,13(KN) F s0 ⇒ F a 0 =ΣF a 0 65 ,2 ( N ) ΣF a 1 =F at −F s 0 54 , 6 −1043 ,9!0 , 7 ( N ) < F s 1 ⇒ F a 1 = F s 1 a0 ,6 ( N )

Tính tải trọng quy ớc trên 2 ổ 0 và 1

Nh vậy chỉ cần tính cho ổ 0 là ổ chịu lực lớn hơn

Theo 11.3 tải trọng động tơng đơng đợc xác định theo công thức

Theo 11.1 khả năng tải động của ổ :

Cd = 5,076 426,56 0,3 = 31,225 (KN) b Chọn ổ theo khả năng tải tĩnh

Theo bảng 11-6 với ổ đũa côn

Theo công thức 11-19 tập 1 khả năng tải tĩnh

Vậy điều kiện bền tĩnh đợc thoả mãn

Vậy chọn ổ cỡ trung rộng kí hiệu 7605 có các thông số sau: d = 25(mm) ; D = 62(mm) ; T = 25,25(mm) ; C = 45,5(KN) ; C 0 = 36,6(KN)

II TÝnh cho trôc III.

3 Chọn loại ổ lăn đối với trục III lực hớng tâm Fr tại nửa khớp nối có chiều ngợc lại với chiều khi tính cho trục tức là chiều sao cho phản lực tại ổ lăn là lớn nhất (nh hình vẽ )

Xác định phản lực tại ổ lăn :

MoY = 0  FX32.l31+ FX31.(l32 + l33) – FX33.l32 =0 thay số đợc : FX31 = 514,5(N) ; FX30 = 5971,5(N)

2 =0 Thay số đợc : FY31 = 1623,3(N) ; FY30 = 229,3(N).

-Theo phần trục đã tính ta có : lực dọc trục :

Tiến hành kiểm nghiệm cho ổ chịu tải lớn hơn tức là tại mặt cắt 3-0 với :

 0,3 nhng do tải khá lớn nên ta chọn ổ đũa côn

Vì hệ thống ổ lăn dùng trong hộp giảm tốc nên ta chọn cấp chính xác 0 , độ đảo tâm 20m , giá thành tơng đối 1

Kích thớc ổ lăn đợc xác định theo 2 chỉ tiêu là khả năng tải động nhằm đề phòng tróc rỗ các bề mặt làm việc và khả năng tải tĩnh nhằm đề phòng biến dạng d a Chọn ổ theo khả năng tải động

Số vòng quay của trục III n = 54(v/p) nên khả năng tải động C d đợc tính theo công thức

C d =Q m √ L trong đó m là bậc của đờng cong mỏi khi thử về ổ lăn m10 3

L h Tuổi thọ của ổ lăn tính bằng giờ lấy L h 820 giờ

L Tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay

3 = 426,56 triệu vòng -Xác định tải trọng động quy ớc

V là hệ số kể vòng nào quay ở đây do vòng trong quay V=1

Kt Hệ số kể đến ảnh hởng của nhiệt độ Kt = 1

Kđ Hệ số kể đến đặc tính tải trọng , tra bảng 11-3 tập 1  Kđ = 1,3

-Xác định các hệ số X và Y

Ta đã biết đờng kính ngõng trục d0 mm , tra bảng P-2—11 tập1 chọn sơ bộ đợc ổ đũa côn cỡ trung rộng 1 dãy ký hiệu 7606 với các thông số

-Xác định lực dọc trục do lực hớng tâm sinh ra trên các ổ

Theo bảng 11-5 sơ đồ bố trí nh hình vẽ ΣF a 0 = F at − F s1 29− 425 ,36 , 7 ( N ) < F s 0 ⇒ F a0 = F s 0 87 ( N ) ΣF a 1 = F s 0 + F at 87 +1429016 ( N ) > F s 1 ⇒ F a1 = ∑ F a1 016 ( N )

Tính tải trọng quy ớc trên 2 ổ 0 và 1

Nh vậy chỉ cần tính cho ổ 1 là ổ chịu lực lớn hơn

Theo 11.3 tải trọng động tơng đơng đợc xác định theo công thức

Theo 11.1 khả năng tải động của ổ :

Cd = 5,969 426,56 0,3 = 36,72 (KN) b Chọn ổ theo khả năng tải tĩnh

Theo bảng 11-6 với ổ đũa côn

Theo công thức 11-19 tập 1 khả năng tải tĩnh

Vậy điều kiện bền tĩnh đợc thoả mãn

Vì Cd = 36,72(KN)