Xác định các thông số của bộ truyền xích con lăn.. Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép.. Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép.. Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng.. X
Trang 1TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA – ĐHQG HCM KHOA CƠ KHÍ
BỘ MÔN THIẾT KẾ MÁY
-oOo -
ĐỒ ÁN THIẾT KẾ Ngành: Kĩ thuật cơ khí
Đề tài:
“THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG THÙNG TRỘN”
GVHD: Nguyễn Hữu Lộc SVTH: Ngô Duy Thái MSSV: 1912045
TP HỒ CHÍ MINH, ngày 19 tháng 12 năm 2022
Trang 2TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA – ĐHQG TP.HCM KHOA CƠ KHÍ
BỘ MÔN THIẾT KẾ MÁY
ĐỒ ÁN THIẾT KẾ (ME3139) Học kỳ I / Năm học 2022-2023
Sinh viên thực hiện : Ngô Duy Thái MSSV:1912045 Người hướng dẫn : PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc Ký tên: Ngày hoàn thành : Ngày bảo vệ:
ĐỀ TÀI
Đề số 13: THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG THÙNG TRỘN Phương án số: 3
T1= T; T2 = 0,4T
Trang 3YÊU CẦU :
• 01 thuyết minh
• 01 bản vẽ lắp A0 ; 01 bản vẽ chi tiết theo đúng TCVN
NỘI DUNG THUYẾt MINH
1 Xác định công suất động cơ và phân bố tỉ số truyền cho hệ thống truyền cho hệ thống truyền động
2 Tính toán thiết kế các chi tiết máy:
a Tính toán các bộ truyền ngoài (đai, xích hoặc bánh răng) b Tính các bộ truyền trong hộp giảm tốc (bánh răng, trục vít) c Vẽ sơ đồ lực tác dụng lên các bộ truyền và tính giá trị các lực d Tính toán thiết kế trục và then
Trang 4MỤC LỤC
Chương 1: Chọn động cơ, phân phối tỉ số truyền 5
1.1 Chọn động cơ 5
1.2 Lập bảng đặc tính kỹ thuật 6
Chương 2: Tính toán bộ truyền xích con lăn 8
2.1 Thông số đầu vào 8
2.2 Xác định các thông số của bộ truyền xích con lăn 8
2.3 Xác định giá trị lực dây xích 10
Chương 3: Tính toán bộ truyền bánh răng côn trụ 11
3.1 Thông số đầu vào 11
3.2 Chọn vật liệu và ứng suất cho phép 11
3.3 Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép 12
3.4 Xác định ứng suất uốn cho phép 12
3.5 Xác định các thông số hình học 12
3.6 Xác định các giá trị lực 14
3.7 Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc 14
3.8 Kiểm nghiệm ứng suất uốn 15
Chương 4: Tính toán bộ truyền bánh răng nghiêng 17
4.1 Thông số đầu vào 17
4.2 Chọn vật liệu và ứng suất cho phép 17
4.3 Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép 18
4.4 Xác định ứng suất uốn cho phép 18
4.5 Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng 18
4.6 Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc 20
4.7 Kiểm nghiệm ứng suất uốn 21
4.8 Thông số hình học bộ truyền bánh răng 23
Chương 5: Điều kiện bôi trơn và ngâm dầu, xác định các lực tác dụng 25
5.1 Điều kiện bôi trơn và ngâm dầu 25
5.2 Xác định giá trị các lực tác dụng 25
Chương 6: Phác thảo bố trí kết cấu hộp giảm tốc 27
6.1 Xác định đường kính sơ bộ 27
Trang 56.2 Xác định khoảng cách sơ bộ giữa hai ổ trục 29
6.4 Thông số sơ bộ kích thước các đoạn trục 31
6.5 Phác thảo hình chiếu bằng hộp giảm tốc 2 cấp côn trụ 32
6.6 Phác thảo hình chiếu đứng hộp giảm tốc 2 cấp côn trụ 32
Chương 7: Sơ đồ tính toán trục và lựa chọn ổ 33
7.1 Sơ đồ tính toán trục và biểu đồ momen 33
9.3 Bảng dung sai lắp ghép bánh răng và then 54
TÀI LIỆU KHAM KHẢO 56
Trang 6Chương 1: Chọn động cơ, phân phối tỉ số truyền 1.1 Chọn động cơ
1.1.1 Chọn hiệu suất của hệ thống Hiệu suất truyền động:
η = ηknηbr1ηbr2ηđηol4 = 0,98 × 0,96 × 0,95 × 0,92 × 0,9954 = 0,84 với: ηkn = 0,98: Hiệu suất nối trục đàn hồi
ηbr1 = 0,96: Hiệu suất bộ truyền bánh răng côn ηbr2 = 0,95: Hiệu suất bộ truyền bánh răng nghiêng ηx = 0,96: Hiệu suất bộ truyền xích
ηol = 0,995: Hiệu suất ổ lăn 1.1.2 Tính công suất cần thiết
Công suất làm việc:
Plv = 5.7 (kW) Công suất tính toán:
Ptt = Plv√(T1
T )2
t1+ (T2T )
t1+ t2 = 5.7 × √(TT)2× 50 + (0,7TT )2× 40
50 + 40 = 4.51 (kW) Công suất động cơ cần thiết:
Pct =Pηtt =4.510.84 = 5.37 (kW) 1.1.3 Chọn động cơ điện
Động cơ điện phải có thông số thõa mãn: Pđc ≥ Pct = 5.37 (kW), do đó ta chọn động cơ điện có công suất P = 5.5 kW và ψba34 = 0.315
Tra bảng 3.1 của tài liệu (4), ta chọn: Số vòng
quay vg/ph
Tỉ số truyền chung, uch
Tỉ số HGT 2 cấp, uh
Tỉ số truyền cặp bánh
răng nhanh, u12
Tỉ số truyền cặp bánh
răng chậm, u34
Tỉ số truyền
xích, u56
Trang 7Dạng động cơ Công suất Số vòng quay TmaxTdn
olηx =
0.995 × 0.96 = 4.75 (kW) PII =ηPIII
olηbr2 =0.995 × 0.954.75 = 5.02 (kW) PI =η PI
olηbr1 =
0.995 × 0.96= 5.26 (kW) Pdc = PI
ηkn =5.26
0.98 = 5.37 (kW) 1.2.2 Tính toán số vòng quay trên các trục
nI = nđc = 960 (vg/ph) nII =unI
12 =9604 = 240 (vg/ph) nIII =unII
34 =2567 = 34.29 (vg/ph) 1.2.3 Tính toán moment xoắn trên các trục
Tđc = 9,55 × 103Pđc
nđc = 9,55 × 103×5.37
960 = 53.38 (Nm) TI = 9,55 × 103PI
nI = 9,55 × 103×5.26
960 = 52.31 (Nm) TII = 9,55 × 103PII
nII = 9,55 × 103×5.02240 = 199.86 (Nm) TIII = 9,55 × 103 PIII
nIII = 9,55 × 103×4.75
34.29 = 1322.41 (Nm) Tlv = 9,55 × 103Pct
nlv = 9,55 × 103×4.53
12 = 3591 (Nm)
Trang 81.2.4 Bảng đặc tính Trục
Trang 9Chương 2: Tính toán bộ truyền xích con lăn 2.1 Thông số đầu vào
PIII = 4.75 kW n5 = 60 vg/ph u56 = 2.86
2.2 Xác định các thông số của bộ truyền xích con lăn
Chọn số răng sơ bộ của đĩa xích dẫn theo công thức: z5 = 29 − 2u56 = 29 − 2 × 2.13 = 24.74 Để xích mòn đều ta chọn z1 = 25 răng
Xác định số răng đĩa xích lớn theo công thức:
z6 = u56z5 = 2.13 × 25 = 53.2 ≤ z2max = 120 Vậy số răng đĩa xích lớn, ta chọn z2 = 53 răng
Xác định lại tỉ số truyền bộ truyền xích: u56 =z5
z6 =53
25= 2.12
K = K0KaKdcKbKrKlv = 1 × 1 × 1 × 1.3 × 1.3 × 1 = 1.69 Trong đó: K0 = 1 – Hệ số ảnh hưởng bố trí xích nằm ngang nhỏ hơn 60 độ
Ka = 1 – Hệ số xét đến ảnh hưởng của khoảng cách trục, (30 ÷ 50)pc Kdc = 1 – Hệ số xét đến ảnh hưởng của trục điều chỉnh lực xích
Kb = 1.3 – Hệ số xét đến điều kiện bôi trơn Kr = 1.3 – Hệ số tải trọng va đập nhẹ
Klv = 1 – Hệ số xét đến chế độ làm việc 1 ca Tính công suất tính toán Pt theo công thức:
Pt =KKzKKnPIII
x =1.69 × 1 × 1.96 × 4.751.7 = 9.24 ≤ [P] = 10.5 Trong đó:
[P] = 10.5 – Công suất cho phép của bộ truyền 1 dãy có pc = 38.1 Kz = 1.19 – Hệ số răng đĩa xích
Kz =zz055 =25z
5 =2525= 1
Kx = 1.7 – Hệ số xét đến số dãy xích x = 2 Kn = 1.46 – Hệ số số vòng quay
Trang 10Ft =1000Pv III
5 =1000 × 4.750.41 = 11711 N Tính toán kiểm nghiệm bước xích theo công thức
pc = 38.1 ≥ 600√z PIIIK5n5[p0]Kx
= 600 × √3 25 × 25.54 × 35 × 34.75 × 1.69 = 35.73 (TM) Trong đó:
[p0] = 35 Mpa – Áp suất cho phép trong bản lề xích Chọn sơ bộ khoảng cách trục a = 40pc = 40 × 31.75 = 1524 mm Xác định số mắt xích:
X = 2ap
c +z1+ z2 2+ (z22π− z1)2pca
=2 × 127031.75 +25 + 532 + (53 − 252π )2×31.751270 = 119.5 Ta chọn X = 120
Chiều dài xích
L = Xpc = 120 × 38.1 = 4572 (mm) Tính lại khoảng cách trục a theo công thức:
2] = 1534 (mm)
Để xích không chịu lực căng quá lớn, khoảng cách trục a giảm bớt lượng ∆a = 5 mm, do đó a = 1529 mm
Trang 11Các thông số hình học của bánh dẫn và bánh bị dẫn như sau:
Fv = qmv2 = 11.0 × 0.412 = 1.23 N
F0 = Kfaqmg = 6 × 1.28 × 11.0 × 9.81 = 990 N Trong đó: g = 9.81 m/s2 – Gia tốc trọng trường
Kf = 6 – Hệ số phụ thuộc vào độ võng của xích nằm ngang qm = 11.0 kg – Khối lượng 1 m xích con lăn 2 dãy
Kiểm tra xích theo hệ số an toàn: s = F Q
5+ Fv+ F0 =
11711 + 1.23 + 990 = 20.0 ≥ [s] = 7.5 (TM) Dựa vào Bảng 5.2 của tài liệu (1), ta có:
Q = 254 kN – Tải trọng phá hủy của xích con lăn 2 dãy
[s] = 7.5 – Hệ số an toàn cho phép với pc = 38.1 và n = 49.94 vg/ph Kiểm tra số lần va đập của xích trong một giây theo công thức:
i =4vL =n15X5z5 =4 × 0.414.57 = 0.35 ≤ [i] = 20 (TM) Lực tác dụng lên trục:
Fr = KmFt = 1.15 × 11711 = 13468 N
Trong đó: Km = 1.15 – Hệ số trọng lượng xích nằm ngang
Trang 12Chương 3: Tính toán bộ truyền bánh răng côn trụ 3.1 Thông số đầu vào
PI = 5.26 kW n1 = 960 vg/ph u12 = 5.0
Lh = 5 × 219 × 1 × 8 = 8760 (h)
3.2 Chọn vật liệu và ứng suất cho phép
Ta chọn vật liệu như sau:
Vật liệu Nhiệt luyện Độ rắn, HB
(MPa) sH σOFlim(MPa) SFBánh dẫn z1 Thép C45 Thường hóa 250 570 1.1 450 1.75 Bánh bị dẫn z2 Thép
C45 Thường hóa 235 540 1.1 423 1.75 Xác định số chu kỳ làm việc cơ sở:
NHO1 = 30HHB2.41 = 30 × 2502.4 = 1.71 × 107 chu kỳ NHO2 = 30HHB2.42 = 30 × 2352.4 = 1.47 × 107 chu kỳ NFO1 = NFO2 = 5 × 106 chu kỳ
Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép
Đối với bộ truyền làm việc với chế độ tải trọng thay đổi nhiều bậc: NHE1 = 60c ∑ (TTi
= 60 × 1 × [(TT)3× 50 + (0.4TT )3× 40] × 960 × 8760 = 2.65 × 1010 chu kỳ
NHE2 =NHE1
u12 =2.65 × 1010
5.0 = 0.53 × 1010 chu kỳ Trong đó:
c = 1 – Số lần ăn khớp của răng trong mỗi vòng quay của bánh răng mH = 6 – Bậc đường cong mỏi
Tương tự ta có:
Trang 13NFE = 60c ∑ ( Ti
= 60 × 1 × [(TT)6× 50 + (0.4TT )6× 40] × 960 × 8760 = 2.53 × 1010 chu kỳ
NFE2 =NuFE1
12 =2.53 × 105.0 10 = 0.51 × 1010 chu kỳ Do NHE1 > NHO1; NHE2 > NHO2; NFE1 > NFO1; NFE1 > NFO1 nên KHL1 = KHL2 = KFL1 = KFL2 = 1
3.3 Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép
Ứng suất tiếp xúc cho phép sơ bộ được xác định theo công thức: [σH1] = σOHlim10.9KHL1
sH1 =570 × 11.1 = 466 MPa [σH2] = σOHlim20.9Ks HL2
H2 =540 × 11.1 = 442 MPa Ứng suất tiếp xúc cho phép tính toán:
[σH] = Min{[σH1], [σH2]} = Min{[σH1], [σH2]} = 442 MPa
3.4 Xác định ứng suất uốn cho phép
Ứng suất uốn cho phép tính theo công thức sau: [σF1] = σOFlim1KFL1
sF1 =450 × 1
1.75 = 257 MPa [σF2] = σOFlim2KsFL2
F2 =423 × 11.75 = 242 MPa
3.5 Xác định các thông số hình học
Chọn hệ số chiều rộng bành răng ψbe = 0.285 ψbeu12
Trang 14= 950 × √3 0.85 × (1 − 0.5 × 0.285)70.23 × 1.342× 0.285 × 5.0 × 4422 = 77.42 mm Chiều dài côn ngoài Re xác định sơ bộ theo công thức:
Re ≥ 475√u122+ 1√0.85(1 − 0.5ψTIKHβ
= 475 × √52+ 1√3 0.85 × (1 − 0.5 × 0.285)70.23 × 1.342× 0.285 × 5.0 × 4422 = 197.4 mm Số răng bánh dẫn được xác định theo công thức:
z1 = √(22 − 9 log u12)2+(6.25 − 4 log u12)de12645
Xác định mô đun vòng trung bình mm theo công thức
mm = me(1 − 0.5ψbe) = 4 × (1 − 0.5 × 0.285) = 3.86 Tính toán lại tỷ số truyền
u12 =zz2
1 =8517= 5.0 Kiểm tra sai số tỉ số truyền
∆u = 0 %
Xác định góc mặt côn chia δ1 và δ2 theo công thức: δ1 = arctan (u1
12) = arctan (5.01) = 11°18′
Trang 15Thông số hình học Kết quả (mm) Đường kính vòng chia ngoài Bánh dẫn de1 76.5
Đường kính vòng chia trung bình Bánh dẫn dm1 65.6
3.6 Xác định các giá trị lực
Tính vận tốc vòng v theo đường kính vòng chia trung bình v1 =πd60000m1n1 =π × 65.6 × 71560000 = 2.46 m/s Dựa vào B6.13 của tài liệu (1), ta chọn cấp chính xác là 9 Xác định giá trị các lực tác dụng lên bộ truyền theo công thức
Fn1 =cos αFt1 =cos 20°2141 = 2279 N Ft1 =2Td1 103
m1 =2 × 1065.63× 70.23 = 2141 N
Fr1 = Ft1tan α cos δ1 = 2141 × tan 20° × cos 11°18′ = 764 N Fa1 = Ft1tan α sin δ1 = 2141 × tan 20° × sin 11°18′ = 152 N Với bánh bị dẫn, lực tác dụng có hướng ngược lại, do đó:
Fa2 = Fr1 = 765 N Fr2 = Fa1 = 152 N Ft2 = Ft1 = 2279 N
3.7 Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc
Xác định hệ số KH theo công thức, các hệ số được tra trong tài liệu (3): KH = KHβKHVKHα = 1.34 × 1.06 × 1.03 = 1.46 Trong đó:
KHV = 1.06; KFv = 1.11 (B6.5) KHα = 1.13 (B6.11)
KFα = 1
Trang 16= 420.5 MPa Trong đó:
ZM = 190 MPa1 2⁄ – Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp ZH = 2.49 – Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
𝑍𝐻 = √ 4
sin 2𝛼 = √4
sin 40°= 2.49
Zε = 0.88 – Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng với bánh côn thẳng Zε = √4 − ε3 α = √4 − 1.653 = 0.88
εα = 1.88 − 3.2 (z11+z1
2) = 1.88 − 3.2 × (171 +851) = 1.65 Ứng suất tiếp xúc cho phép được xác định theo công thức:
Kl = 1 – Hệ số xét đến ảnh hưởng điều kiện bôi trơn
KxH = 1.02 - Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răng KxH = √1.05 −d10m14 = √1.05 −65.6104 = 1.02
Như vậy σH = 483 MPa < [σH] = 486 MPa, do đó điều kiện bền tiếp xúc được thỏa
3.8 Kiểm nghiệm ứng suất uốn
Xác định số răng zv1 và zv2tương đương theo công thức:
Trang 17zv1 =cos δz1
1 =cos 11°03′17 = 17.3 zv2 = z2
cos δ2 = 85
cos 78°41′= 444 Hệ số dịch chỉnh đối với bánh răng côn răng thẳng:
xe1 = 2.6u120.14z1−0.67 = 2.6 × 5.00.14 × 17−0.67 = 0.49 Dựa vào bảng 5.12 tài liệu (4), ta chọn x1 = 0.49, x2 = −0.49 Xác định hệ số YF1 và YF2:
YF1 = 3.47 +13.2z
v1 −27.9xz
v1 + 0.092x12= 3.47 +13.2
27.9 × 0.49
17.3 + 0.092 × 0.492 = 3.46 YF2 = 3.47 +13.2
zv2 −27.9x
zv2 + 0.092x22
= 3.47 +13.2444 −27.9 × (−0.49)444 + 0.092 × (−0.49)2 = 5.04 Xác định bánh răng có độ bền cho phép thấp hơn:
YF1 = 257
3.46 = 74.3 [σF2]
KF = 1.68 – Hệ số tải trọng tính
KF = KFvKFβ = 1.11 × 1.51 = 1.68 mm = 3.86 - Mô đun chia trung bình Như vậy, điều kiện uốn được thỏa
Trang 18Chương 4: Tính toán bộ truyền bánh răng nghiêng 4.1 Thông số đầu vào
PII = 5.26 kW n3 = 143 vg/ph u34 = 5.6
TII = 335.43 Nm
Lh = 5 × 219 × 1 × 8 = 8760 (h)
4.2 Chọn vật liệu và ứng suất cho phép
Ta chọn vật liệu như sau:
Vật liệu Nhiệt luyện Độ rắn, HB
(MPa) sH σOFlim(MPa) SFBánh dẫn z3 Thép C45 Thường hóa 250 570 1.1 450 1.75 Bánh bị dẫn z4 Thép
C45 Thường hóa 220 510 1.1 396 1.75 Xác định số chu kỳ làm việc cơ sở:
NHO3 = 30HHB2.43 = 30 × 2502.4 = 3.83 × 107 chu kỳ NHO4 = 30HHB2.44 = 30 × 2202.4 = 2.64 × 107 chu kỳ NFO3 = NFO4 = 5 × 106 chu kỳ
Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép
Đối với bộ truyền làm việc với chế độ tải trọng thay đổi nhiều bậc: NHE3 = 60c ∑ (TTi
= 60 × 1 × [(TT)3× 50 + (0.4TT )3× 40] × 143 × 8760 = 395 × 107 chu kỳ
NHE4 =NuHE3
34 =39.5 × 105.6 7 = 70.5 × 107 chu kỳ Trong đó:
c = 1 – Số lần ăn khớp của răng trong mỗi vòng quay của bánh răng mH = 6 – Bậc đường cong mỏi
Tương tự ta có:
Trang 19NFE = 60c ∑ ( Ti
= 60 × 1 × [(TT)6× 50 + (0.4TT )6× 40] × 143 × 8760 = 377 × 107 chu kỳ
NFE4 =NuFE4
34 =377 × 105.6 7 = 67.3 × 107 chu kỳ Do NHE3 > NHO3; NHE4 > NHO4; NFE3 > NFO3; NFE4 > NFO4 nên KHL3 = KHL3 = KFL4 = KFL4 = 1
4.3 Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép
Ứng suất tiếp xúc cho phép sơ bộ được xác định theo công thức: [σH3] = σOHlim30.9Ks HL3
H3 =770 × 11.1 = 630 MPa [σH4] = σOHlim40.9Ks HL3
H4 =670 × 11.1 = 548 MPa Với bánh răng trụ răng nghiêng ta chọn:
[σH] = √0.5([σH3]2+ [σH4]2) = √0.5 × (6302+ 5482) = 590 MPa Giá trị [σH] thỏa điều kiện:
[σH2] = 548 MPa < [σH] = 590 MPa < 1.25[σH2] = 685 MPa
4.4 Xác định ứng suất uốn cho phép
Ứng suất uốn cho phép tính theo công thức sau: [σF3] = σOFlim3KsFL3
F3 =630 × 11.1 = 360 MPa [σF4] = σOFlim4KFL4
sF4 =540 × 11.1 = 309 MPa
4.5 Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng
Xác định hệ số ψbd như sau: ψbd =ψba(u34+ 1)
Trang 20= 430 × (5.6 + 1)√3 2 × 100.315 × 5903× 335.43 × 1.182× 5.6 = 245 𝑚𝑚 Theo dãy tiêu chuẩn R10, ta chọn aw = 250 𝑚𝑚
Ta chọn mô đun m theo khoảng cách trục aw
m = (0.01 ÷ 0.02)aw = (2.5 ÷ 5.0) 𝑚𝑚 Theo tiêu chuẩn ta chọn m = 3.0
2awcos 8°
m(u34+ 1) ≥ z3 ≥
2awcos 20°m(u34+ 1)2 × 250 × cos 8°
3.0 × (5.6 + 1) = 25.01 ≥ z3 ≥
2 × 250 × cos 20°
3.0 × (5.6 + 1) = 23.73 Ta chọn 𝑧3 = 24 răng
Số răng của bánh bị dẫn là:
z4 = u34z3 = 5.6 × 24 = 134.4 Vậy ta chọn z4 = 134 răng
Tỉ số truyền sau khi chọn bánh răng u34 =zz4
3 =13424 = 5.62 Kiểm tra sai số
∆u = |5.58 − 5.65.6 | = 0.36 % Góc nghiêng răng
β = arccos𝑚(z2a3+ z4)
w = arccos3.0 × (24 + 134)2 × 250 = 18°33′ Đường kính vòng chia của bánh dẫn là:
d3 =cos βz3m =cos 18°33′24 × 3.0 = 76 mm Khoảng cách tâm theo công thức:
a = m(z2 cos β3+ z4)=3.0 × (24 + 134)2 × cos 18°33′ = 250 mm Vận tốc vòng của bánh dẫn là:
v3 =60000πd3n3 =π × 76 × 14360000 = 0.57 m/s Ta chọn cấp chính xác là 9
Trang 21d3 =2 × 103× 335.43
Fa3 = Fa4 = Ft3tan β = 8833 × tan 18°33′ = 2914 N Fr3 = Fr4 = Ft3tan αcos β𝑛𝑤 = 13876 ×cos 18°33′tan 20 ° = 3048 N Fn3 = Fn4 =cos β cos αFt3 =cos 18°33′ cos 20°13876 = 9915 N
4.6 Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc
Xác định hệ số KH theo công thức, các hệ số được tra trong tài liệu (3): KH = KHβKHVKHα = 1.18 × 1.02 × 1.13 = 1.54 Trong đó:
KHV = 1.02; KFv = 1.04 (B6.5) KHα = 1.13 (B6.11)
KFα = 1 – Hệ số phân bố không đều giữa các bánh răng KHβ = 1.18; KFβ = 1.27 (B6.4[3])
Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng bánh răng côn phải thõa mãn điều kiện sau, các hệ số được tra trong bảng của tài liệu (1):
σH = ZHZMZε√𝐹𝑡3KH(𝑢34+ 1)dw3b𝑤3u34
≤ [σH]
Trang 22= 2.43 × 190 × 0.78√8833 × 1.54 × (5.6 + 1)48.35 × 85 × 5.6
= 489 MPa Trong đó:
ZM = 190MPa1 2⁄ (B6.5) – Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp
ZH = 2.43 (B6.12) – Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc 𝑍𝐻 = √sin 2𝛼4 cos 𝛽
𝑤 = √4 cos 18°33′sin 40° = 2.43
Zε = 0.78 – Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng với bánh răng nghiêng Zε = √ε1
α = √1.661 = 0.78 εα = [1.88 − 3.2 (z1
2)] cos 𝛽
= [1.88 − 3.2 × (241 +1341 )] cos 18°33′ = 1.63 Ứng suất tiếp xúc cho phép được xác định theo công thức:
[σH] = σOHlimKHLZRsZVKlKxH
H = 7701 × 1 × 0.8 × 1 × 1.021.1 = 574 MPa Trong đó:
ZR = 1 – Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt
Zv = 0.92 – Hệ số xé đến ảnh hưởng của vận tốc vòng khi HB < 350 Zv = 0.85v32 = 0.85 × 0.572 = 0.8
Kl = 1 – Hệ số xét đến ảnh hưởng điều kiện bôi trơn
KxH = 1.02 - Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răng KxH = √1.05 − d1
104 = √1.05 − 76
104 = 1.02
Như vậy σH = 489 MPa < [σH] = 574 MPa, do đó điều kiện bền tiếp xúc được thỏa
4.7 Kiểm nghiệm ứng suất uốn
Số răng tương đương:
zv3 =mcosd32β=3.0 × cos76218°33′= 28.17
Trang 23zv4 =mcosd42β=3.0 × cos424218°33′= 157.28 Trong B5.9[4], ta chọn hệ số dịch chỉnh x1 = 0.75, x2 = 2.43 Xác định hệ số YF3 và YF4:
YF3 = 3.47 +13.2z
v3 −27.9xz 3
v3 + 0.092x32
= 3.47 +28.1713.2 −27.9 × 0.7528.17 + 0.092 × 0.752 = 3.25 YF4 = 3.47 +13.2z
v4 −27.9xz 4
v4 + 0.092x42
= 3.47 +157.2813.2 −27.9 × 2.43157.28 + 0.092 × 2.432 = 3.67 Xác định bánh răng có độ bền cho phép thấp hơn:
YF3 = 360
3.25 = 110.8 [σF4]
YF4 =3.67309 = 84.3 Vậy ta tính [σF] = [σF4] = 360 MPa
Kiểm nghiệm giá trị ứng suất uốn tại chân răng theo công thức: σF =YFFtKF𝑌𝜀𝑌𝛽
bwmm ≤ [σF]
σF =3.67 × 8833 × 1.32 × 0.61 × 0.5985 × 3.0 = 60.4 MPa < 309 MPa Trong đó:
KF = 1.68 – Hệ số tải trọng tính
KF = KFβKFvKFα = 1.27 × 1.04 × 1.0 = 1.32 Yε = 0.61 - Hệ số xét đến ảnh hưởng trùng ngang
Trang 244.8 Thông số hình học bộ truyền bánh răng
Kết quả thiết kế bộ truyền bánh răng côn răng thẳng như sau:
Chiều dài côn ngoài Re 195 Đường kính vòng chia ngoài
Mô đun vòng chia ngoài me 4.5 Bánh dẫn de1 76.5
Thông số Giá trị cho phép Giá trị tính toán Nhận xét
Trang 25Kết quả thiết kế bộ truyền bánh răng nghiêng như sau:
Vật liệu Thép C45 Đường kính vòng đáy
Thông số kiểm nghiệm
Thông số Giá trị cho phép Giá trị tính toán Nhận xét
Trang 26Chương 5: Điều kiện bôi trơn và ngâm dầu, xác định các lực tác dụng 5.1 Điều kiện bôi trơn và ngâm dầu
Điều kiện bôi trơn ngâm dầu trong hộp giảm tốc côn – trụ
Mức dầu thấp nhất ngập (0.75 ÷ 2) chiều cao ℎ2 của bánh răng 2
Khoảng cách giữa mức dầu thấp nhất và cao nhất hmax − hmin = 10 … 15 Mức dầu cao nhất không được ngập quá 1/3 bánh kính bánh răng 4
Tổng hợp 3 điều kiện trên thì để đảm bảo điều kiện bôi trơn phải thõa như sau: H = 1
2dae2− 10 − (10 … 15) = (166.5 ÷ 171.5) >1
3da4 = 143.3 Như vậy, hộp giảm tốc côn – trụ thõa mãn điều kiện bôi trơn
Lượng dầu bôi trơn
VM = (0.3 ÷ 0.7)P = (0.3 ÷ 0.7) × 5.26 = (1.58 ÷ 3.68) lít HGT Công suất
Tỉ số truyền
HGT u12 u34 Hệ số ψbe
Hệ số ψba34
Đường kính dae2
Đường kính
Điều kiện
bôi trơn Côn
trụ 5.26 27.9 5.0 5.58 0.285 0.315 383.4 430 Thõa mãn
5.2 Xác định giá trị các lực tác dụng
Lực tác dụng lên trục bộ truyền xích
Fr = KmFt = 1.15 × 11711 = 13468 N Chọn trục đàn hồi có kích thước sau:
Lực tác dụng lên trục từ nối trục vòng đàn hồi
Frk = (0.2 ÷ 0.3)Ft = (0.2 ÷ 0.3) × 1672 = (334 ÷ 502) N Trong đó:
Ft = 1672 – Lực vòng đi qua đường tròn qua các tâm chốt Ft =2 10D 3TI
0 =2 × 10384× 70.23 = 1672 N Ta chọn Frk = 500 N
Bảng giá trị các lực tác dụng
Trang 28Chương 6: Phác thảo bố trí kết cấu hộp giảm tốc 6.1 Xác định đường kính sơ bộ
6.1.1 Chọn vật liệu và ứng suất xoắn cho phép
Trục Vật liệu Ứng suất uốn cho phép [𝜎] Ứng suất xoắn cho phép [𝜏] Moment xoắn
Xác định đường kính trục sơ bộ: dI = 𝑑1 = 10√π[τ]16TI
= 10√3 π × (20 ÷ 25)16 × 70.23 = (24.28 ÷ 26.15) mm dII = 10√π[τ]16TII
= 10√3 π × (10 ÷ 15)16 × 335.43 = (48.47 ÷ 55.49) mm dIII = 10√π[τ]16TIII
= 10√3 π × (20 ÷ 25)16 × 1775.54 = (70.25 ÷ 76.75) mm Theo tiêu chuẩn ta chọn 𝑑𝐼 = 25 𝑚𝑚; 𝑑𝐼𝐼 = 50 𝑚𝑚; 𝑑𝐼𝐼𝐼 = 70 𝑚𝑚
6.1.2 Xác định sơ bộ kích thước các đoạn trục
Đối với trục I
Xác định đường kính trục sơ bộ: dI = 𝑑1 = 25 mm Chiều dài đoạn lắp nối trục đàn hồi
𝑙1 = (1.0 ÷ 1.5)𝑑1 = (1.0 ÷ 1.5) × 25 = (25 ÷ 37.5) 𝑚𝑚 Ta chọn 𝑙1 = 30 𝑚𝑚
Kính thước lắp vòng chắn dầu với 𝑡 = 3.5 d = d1+ 2t = 25 + 2 × 3.5 = 32 l2 ≈ 0.6d4 = 0.6 × 36 = 21.6 Kính thước lắp bánh răng với 𝑟 = 3.5
𝑑3 = 𝑑4+ 3.2𝑟 = 36 + 3.2 × 3.5 = 47.2 Chọn 𝑑3 = 45 𝑚𝑚
Kích thước vị trí lắp ổ