đề tài thiết kế đồ án chi tiết máy

CỘNG HÒA XÃ HỘI CHỦ NGHĨA VIỆT NAMđộc lập tự do hạnh phúc ĐỀ TÀI THIẾT KẾ ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Sinh viên thiết kế: Đào văn Tùng Lớp: k41ccm6 Giáo viên hướng dẫn: Nguyễn văn Dự nội dung thi

Đề tài thiết

kế đồ án chi

tiết máy

MỤC LỤC

CỘNG HÒA XÃ HỘI CHỦ NGHĨA VIỆT NAM 1

ĐỀ TÀI THIẾT KẾ ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY 1

THUYẾT MINH 2

2)Chọn công suất động cơ 2

dc lv P : công suất làm việc danh nghĩa trên trục động cơ 2

F t =4250 N :lực vòng trên băng tải 3

→   0,99 4 1.0,97 2 0,93 =0,84% 3

895 , 3 84 , 0 2725 , 3      ct lv dc lv P P kw 3

895 , 3   lv dc dc dt P P kw 3

3.1)Số vòng quay trên trục công tác: n ct 3

3.2)Chọn động cơ sử dụng 4

-)P cbd dc công suất cản banđầu trên trục động cơ 4

K bd =1,5;hệ số cản ban đầu 5

895 , 3  dc lv P →P cbd dc 3,895.1,55,84 kw 5

1)Tỉ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp 5

U h =U 1 U 2 5

III)XÁC ĐỊNH CÁC THÔNG SỐ TRÊN CÁC TRỤC 5

+) Tốc độ quay trên trục II: n II = 52 , 246 76 , 5 1420 1   U n I v/ph 6

+)trục I : P I = P lv dc dcI ol =3,895.1.0,99=3,85 kw 6

+) Trục III; P III = P II br ol = 3,7.0,97.0,99 = 3,55 kw 6

Phù hợp với vận tốc yêu cầu 8

2) Xác định các thong số của xích và bộ truyền xích 8

Z 1 ≥ Z min =1315 8

Theo công thức thự ngiệm 8

K z: hệ số số răng 8

+k a hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích 9

+k dc hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng 9

+k bt hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn 9

+)khoảng cách trục:chọn a =30p = 30 31,75 =952,5mm 9

: x = a p Z Z Z Z p a 4 ) ( 2 2 2 2 1 2 2 1      9

→a=946mm 10

 a = 0,003a = 0,003.946 =2,838 10

Chiều dài xích:L =p.x=31,75.98 =3111,5mm 10

: s=  

s F F

F

k

Q

v t

d





 0

.10

=9,81.4.2,6.0,750 =76,518 N 10

→[s]=7→ s > [s]→bộ truyền xích đảm bảo độ bền 10

:d a1 =p[0,5+cotg 1 180 Z ] = 31,75[0,5+cotg 27 180 ] = 287,51 11

+) đường kính vònh chân: d f1 =d 1 -2r 11

→d f1 =273,48-2.9,62 =254,2 mm 11

1 262 10 1 , 2 ) 75 , 1 1 27 , 3227 ( 23 , 0 47 , 0 5 2   H  =362,62 MPa 12

Có : F r = k x F t 12

II)THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG 12

MPa b2  750  , ch2  450MPa , chọn HB 2 =230 12

Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc S H = 1,1 13

Tính sơ bộ lấy: Z R Z V K XH = 1 13

K HL =

H m HE HO N N 13

N HO1 =30.H HB2,4 →N HO1 =30.250 2,4 =1,7.10 7 13

+)n: số vòng quay 13

+)c số lần ăn khớp trong 1 vòng quay: c=1 13

→N HE1 =60.1.282,86.16352 =27,759.10 7 13

+)Bánh lớn: [ H2 ] = MPa S H H 481 , 81 1 , 1 530 0 lim    14

+) F0lim 1 = 1,8.HB 1 =1,8.250 =450 MPa 14

+)K FC hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải bằng 1 14

N FE1 =N HE1 =139,319.10 7 14

N FE2 = N HE2 =24,18.10 7 14

Trong bước tính toán sơ bộ lấy:Y R Y S K XF =1 15

+)H =500 MPa ứng suất tiếp xúc cho phép 15

Tra bảng 6.8(hd)ta chọn mô đun pháp m=.1,25 15

-)Xác định số răng Z 1 , Z 2 , chọn sơ bộ  100 cos 0,9848 15

→tỉ số truyền thực:u t = 74 , 5 27 155 1 2   Z Z 16

Theo bảng 6.10B ta tra được k y =0,21 16

Z H = tw b   2 sin cos 2 16

t tw    =arctg(tg /cos  )=27,03 16

TRONG ĐÓ: K H  =1,06, tra bảng 6.7(hd) ưứngvới sơ đồ 3 17

+) vận tốc vòng của bánh răng:v= 60000

.d w1 n



17

     1 76 , 5 120 25 , 1 1 25 , 1 1 u a d w w 34,4mm 17

Trong đó   500MPa,;- Với v=2,55<5m/s , lấy Z v =1 17

Đường kính vòng đỉnh d a <700→lấy K XH =1 17

Z R =0,95 17

Trong đó T 1 mô men xoắn trên bánh chủ động Nmm 18

Z v2 =cos 18,57 155 3 =181,96 18

K F  =1,32 19

Trong đó:v H = 5 02 , 5 120 86 , 2 73 06 , 0 0   u a v g w H  19

Ứng suất sinh ra tại chân răng bánh chủ động 19

Y R =1, phụ thuộc vào độ nhám 19

+) Khoảng cách trục : aw=120 mm 20

+) góc prôfin gốc  = 20 0 20

: d 2 = m mm Z 4 , 204 cos 2   20

Bánh nhỏ : thép 45 tôi cải thiện 21

a) Ứng suât tiếp xúc cho phép: [ ] 21

N HO1 =30.H HB2,4 →N HO1 =30.275 2,4 =2,145.10 7 21

b) Ứng suât uốn cho phép :F 22

+) F0lim 1 = 1,8.HB 1 =1,8.200 =360 MPa 22

+)K FC hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải bằng 1 22

N FE1 =N HE1 =27,7519.10 7 22

N FE2 = N HE2 =92,813.10 6 22

Trong bước tính toán sơ bộ lấy:Y R Y S K XF =1 23

+)T 1 mô men xoắn trên trục chủ động:trục II 23

Tra bảng 6.8(hd)ta chọn mô đun pháp m=1,5 23

-)Xác định số răng Z 1 , Z 2 , chọn sơ bộ  100 cos 0,9848 24

→tỉ số truyền thực:u t = 3 32 96 1 2   Z Z 24

Z H = tw b   2 sin cos 2 24

t tw    =arctg(tg /cos  )=20, 68 0 24

TRONG ĐÓ: K H  =.1,12, tra bảng 6.7(hd) ứngvới sơ đồ 3 25

+) vận tốc vòng của bánh răng:v= 60000 .d w1 n  25









1 2 , 3

140 2 1

.

2

1

u

a

w

66,66 mm 25

+) tra bảng 6.14(hd)ta được KH =1,13 25

K 2.143335,22.1,12.1,13. 1 66 , 66 53 83 , 0 1    HV 26

Trong đó   550MPa,;- Với v=0,92<5m/s , lấy Z v =1 26

Đường kính vòng đỉnh d a <700→lấy K XH =1 26

Z R =0,95 26

Trong đó T 1 =143335,22 mô men xoắn trên bánh chủ động Nmm 26

Z v2 =cos 15,36 137 3 =152,79 27

K F  =1,37 27

Trong đó:v H = 72 , 27 99 , 2 130 96 , 0 73 06 , 0 0   u a v g w H  27

Ứng suất sinh ra tại chân răng bánh chủ động 27

Góc ăn khớp : tw  t = 20,68 0 29

: d 2 = m mm Z 213,11 cos 2   29

B)KIỂM TRA CÁC ĐIỀU KIỆN : 29

I)KIỂM TRA ĐIỀU KIỆN TRẠM TRỤC 29

D 6 , 29 52 , 246 7 , 3 120 120 3 3 2 2    n p sb II 29

D mm n p sb III 43 , 02 03 , 77 55 , 3 120 120 3 3 3 3    29

Vậy: a 1 =aw.- 2 76,69 10 73 , 16 2 89 , 69 120 2 2 3       sb I a D d 29

Vậy điều kiện trạm trục được đảm bảo 30

Với bộ truyền cấp nhanh 30

,x min = 2 10 103,05 11 , 216 2 min 2  l    d a 31

Ta có: ∆ x = X min - X max 31

PHẦN II)THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT ĐỠ NỐI 32

Chương I):Tính toán thiết kế trục 32

I Chọn vật liệu: 32

II/- Tính sức bền trục 32

+)ta có chiều dài moay ơ bánh răng trụ và đĩa xích 33

Tra bảng 10.3(hd) chọn:k 3 =15 =h n 34

+)l c33 =0,5(l m33 +27)+15+15=0,5(70+27)+30 =78,5mm 34

L 23 =l 22 +0,5(l m22 +l 23 )+k 1 =114,5mm 34

a Trục 1: 34

TẠI O: 35

BÊN TRÁI ĐIỂM B 35

Tại có 35

b Tính trục II: Trên trục II gồm 2 chi tiết quay là bánh răng Z3 và bánh răng Z 2 do đó các lực tác dụng lên trục gồm: 36

Xét theo phương ngang oy  A.( i)0 II m F 37

c Tính trục III: Trên trục III có 2 chi tiết quay là bánh răng Z4 và đĩa xích 1, các lực tác dụng bao gồm: 39

Đưa các lục về trục ta được lực và các mô 39

  0 m B F j ta có F t4 114,5-R cx 167 =0 39

Theo phương y ta có:F r4 114,5+M a4 –R cy 167+F r 245,5=0 40

→R cy =7364,58N 40

Đường kính đoạn trục lắp với đĩa xích :d=40mm 40

Tại C:M max =k qt M u =1,5 179643 , 45 2  5665 , 625 2  282546 , 26 42

[s] = 1,5  2,5 hệ số an toàn cho phép Chọn [s]=2 43

T: Mô men xoắn tại tiết diện thứ j 43

a Trục I: 44

W 01 = 4938 , 21 30 2 ) 4 30 ( 4 8 16 30 14 , 3 2 ) ( 16 2 3 2 1 1 3 1       j j d t d t b d  45

b Trục II: 45

K = 1,76, K = 1,54 46

Kd2 =   24 , 1 7 , 1 1 06 , 1 05 , 2    ; Kd2 =   18 , 1 7 , 1 1 06 , 1 95 , 1    46

c Trục III: 46

Với d 3 = 50 tra bảng 9.1a ta có: t = 5,5; b = 14 47

K = 1,76 K = 1,54 47

f K = M x M Q = ( . ) 1 j j r EJ  50

Ω 1 = 52 , 5 35420 , 7 929793 , 37 2 1  50

Ω 2 = 24 , 89 16796 , 95 209038 , 0 2 1  51

Ω 1 = 52 , 5 35420 , 7 929793 , 37 2 1  52

Ω 2 = 24 , 89 16796 , 95 209038 , 0 2 1  52

Ω 5 = 125164 , 2 52 , 5 3285560 , 25 2 1  52

Ω 6 = 62 125164 , 2  7760180 , 4 52

Trong đó: d h k 4 1 1    53

000736 ,

0 251200

10 8

66 , 1 62 22 , 143335

.

4 0







J

G

k

l

T

 rad 54

CHươngII tính chọn khớp nối 54

Chương III/Tính chọn then 55

d12 =    d t h t l d T    1 12 12 1 2 56

c12 =  c t b l d T   2 12 12 1 56

II)Với trục II 56

l th = 0,9l m22 = 0,9.50 = 45 (mm).→l lv =45-12=33mm 56

d =    d th h t l d T    1 22 2 2 56

Chương IV/TÍNH CHỌN Ổ LĂN : 58

+) Khả năng tải tĩnh nhằm tránh biến dạng dư 58

C d =Qm L  c b: trong đó : 58

Q là tải trọng làm việc quy ước 58

L là tuổi thọ cần thiết (triệu vòng) 58

Và m=3 (ta chọn ổ bi) 58

L h =60.10 -6 n.l h trong đó : 58

L h =7.365.24. 3 1 5 4 =16352(giờ) 58

Xác định tải trọng quy ước 58

Q=(X.V.F r +F a Y).k d k t 58

X,Yhệ số tải trọng hướng tâm và rọc trục 58

V:hệ số kể đến vòng nào quay.với ổ vòng trong quay V=1 58

K t hệ số kể đến ảnh hương của nhiệt độ k t =1(  105 0) 58

F a , và F r tải trọng dọc trục và tải trọng hướng kính 59

I)Chọn ổ lăn cho trục I 59

Theo kết quả tính toán trục ta có: 59

+) Ổ 1 có: F ro1 = R ax2 R ay2 529 , 35 2 518 , 09 2 740 , 69N 11     59

Ta thấy F ro1 >F ro2 nên ta xét tỷ số: 0 , 68 69 , 740 74 , 505 1 1   Fro F a ta thấy: 59

X ét tỷ số 0,038 13300 74 , 505 F 0 a   C i 60

F so2 = e.F ro2 =0,35.627,3=219,55N 60

Ta thấy Q 1 >Q 2 →chọn ổ 1 để kiểm tra khả năng tải động 61

L=60.10 -6 n.L h =60.10 -6 1420.16352=1393,19N 61

+) Ổ 1 có: F ro1 = R ax R ay2 2384 , 08 2 674 , 68 2 2477 , 7N 22 2 21     62

Tổng lực tác dụng nên ổ:F at = F a3 –F a2 62

Ta thấy F ro1 <F ro2 nên ta xét tỷ số: 0 , 1968 56 , 3437 58 , 676 2   Fro F at Vậy 62

Ta thấy Q 1 < Q 2 →chọn ổ 2 để kiểm tra khả năng tải động 63

L=60.10 -6 n.L h =60.10 -6 246,52.16352=241,86N 63

Vậy ổ bi đã chọn thỏa mãn yêu cầu 63

Theo kết quả tính toán trục ta có: 64

+) Ổ 1 có: F ro1 = R ax2 R ay2 1969 , 79 2 1351 , 95 2 2389 , 1N     64

Ta thấy F ro1 <F ro2 nên ta xét tỷ số: 0 , 148 89 , 7932 32 , 1181 2 4   Fro F a 64

Vậy 64

Ta thấy Q 1 < Q 2 →chọn ổ 2 để kiểm tra khả năng tải động 65

L=60.10 -6 n.L h =60.10 -6 77,03.16352=75,57N 65

PHẦN III)THIẾT KẾ VỎ HỘP CHỌN CHẾ ĐỘ LẮP 65

I)THIẾT KẾ CÁC KÍCH THƯỚC CỦA VỎ HỘP: 65

 =0,03a+3 : a là khoảng cách trục I và trụII 65

Chọn S 3 =18mm 66

Chọn S 4 =18mm 66

+) Giữa bánh răng và thành trong hộp  66

=260+0,5(39,25+216,11)+2.12+2.11=433,68mm 66

Chiều cao h=5  =5.11=55mm 66

*)Mặt đế hộp 67

+)Bề rộng mặt đế hộp:K=3.d 1 =3.20=60mm 67

II)THiết kế các chi tiết còn lại 67

Theo bảng 18.3a(hd)ta chọn: 67

CỘNG HÒA XÃ HỘI CHỦ NGHĨA VIỆT NAM

độc lập tự do hạnh phúc

ĐỀ TÀI THIẾT KẾ ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Sinh viên thiết kế: Đào văn Tùng Lớp: k41ccm6

Giáo viên hướng dẫn: Nguyễn văn Dự

nội dung thiết kế:Thiết kế trạm dẫn động băng tải

Số liệu cho trước:

Lực vòng trên băng tải:Ft=4250

Đường king tang băng

tải:D=350mm Tỷ lệ số giờ làm việc/ngày: 3

1

Vânj tốc vòng băng

tải:v=0,77m/s Tỷ lệ số giờ làm việc /năm:4/5

T/chất tải trọng:quay đều,làmviệc êm

p.k bd

p

5 3

2 4

1)chọn loại động cơ

Chọn động cơ điện đẻ dẫn động máy móc hoặc các thiết bị côngnghệ là công việc đầu tiên trong quá trình tính toán thiết kếmáy.Trong công nghiệp sử dụng nhiều loại động cơ như: Động cơđiện một chiều , động cơ điện xoay chiều.Mỗi loại động cơ có một

ưu nhược điểm riêng, tùy thuộc vao các yêu cầu khác nhau mà tachọn loại động cơ cho phù hợp

Với yêu cầu thiết kế trạm dẫn động băng tải đã cho, dựa vào đặctính và phạm vi sử dụng của loại động cơ ta chọn động cơ ba phakhông đồng bộ rô to lồng sóc (còn gọi là rô to ngắn mạch) vì nó

các ưu điểm đó là:Kết cấu đơn gản giá thành thấp , rễ bảoquản,làm việc tin cậy.Tuy nhiên loại này có nhược điểm là hiệusuất thấp , hệ số cos thấp so với động cơ đòng bộ , không điềuchỉnh vận tốc được.

2)Chọn công suất động cơ

+) Công suất động cơ được chọn theo điều kiện nhiệt độ , đảm bảocho khi động cơ làm việc nhiệt độ sinh ra không được lớn hơnnhiệt độ cho phép.Muốn vậy cần có: dt dc

P :công suát đẳng trị của động cơ

+)Do tải trọng không đổi nên ta có: P dt dc P lv dc

2725 , 3

895 , 3

3.1)Số vòng quay trên trục công tác: nct

:nct = D

v

.

10

60 3

 v/ph+) v:vận tốc vòng băng tải: v =0,77 m/s

+)D: dường kính tang băng tải: D=350mm

→ 350 42,01

77 , 0 1000

Vậy số vòng quay đồng bộ được chọn của động cơ là 1500 v/ph3.2)Chọn động cơ sử dụng

-Động cơ loại 4A có khối lượng nhẹ hơn loại K và DK.Phạm vicông suất lớn và số vòng quay đồng bộ lớn loại Kvà DK

-căn cứ vào giá trị công suất đẳng trị và số vòng quay đồng bộ củađộng cơ ta chọn động cơ sao cho: dt dc

dc

dm P

P  Tra bảng P1.3 phụlục ta chọn động cơ: 4A100L4Y3:

Tmax

dn

K T T

4A100L4Y3 4,0 1420 0,84 84 2,2 2,0

4)Kiểm tra điều kiện mở máy điều kiện quá tải cho động cơ

a)Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ

- Khi khởi động , động cơ cần sinh ra một công suất mở máy đủlớn để thắng sức ỳ của hệ thống : điều kiện mở máy :

P

Kmm= dn

K T T

=2,0 →P mm dc =2,0.4=8 kw

-)P cbd dc công suất cản banđầu trên trục động cơ

→đảm bảo điều kiện mở máy

II)PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

tỉ số truyền chung của toàn hệ thống: U

Ung tỉ số truyền của bộ truyền ngoài hộp

Uh = U1 U2 , tỉ số truyền của hộp giảm tốc

U1 tỉ số truyền của cặp bánh răng 2 ( cấp nhanh)

U2 tỉ số truyền của xặp bánh răng 3(cấp chậm)

1)Tỉ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp

+)Với hệ dẫn động gồm HGT 2 cấp bánh răng nối với bộ truyềnxích ngoài hộp ta có

Ung= ( 0 , 15  0 , 1 )U = ( 0 , 15  0 , 1 ) 33 , 8 =(2,25÷1,83) Ta chọn

Ung=1,83

→Uh=

47 , 18 83 , 1

8 , 33

i i

i i U

n n







 1 1

n i1,n i số vàng quay trên trục i-1,và truc i

Ui-1→I tỉ số truyền giữa trục i-1 và trục i

Vậy:

+) Tốc độ quay trục I : nI = ndc =1420 (v/ph)

+) Tốc độ quay trên trục II: nII = 5 , 76 246,52

1420 1

52 , 246 2

03 , 77

+)trục I : PI = P lv dc dcI ol =3,895.1.0,99=3,85 kw

+) Trục II : PII =PI III ol=3,85.br ol =3,85.0,97.0,99=3,7 kw+) Trục III; PIII = PII.br ol = 3,7.0,97.0,99 = 3,55 kw

+)Trục IV: PIV = PIII.x ol=3,555.0,93.0,99 =3,273 kw

3)+Tính mô men xoắn trên các trục (N.mm)

Ti = i

i n

P

10 55 ,

895 , 3 10 55

v/ph

truyền Công suấtKw Mômenxoắn(N.mm)

Có thể thay thế ma sát trượt giữa ống và răng đĩa(ở xích ống) bằng

ma sát lăn giữa con lăn và răng đĩa (ở xích con lăn).Kết quả là độbền của xích con lăn cao hơn xích ống

chế tạo xích con lăn không khó bằng xích răngNgoài ra:

Xích con lăn có nhiều trên thị trường →dễ thay thế

Phù hợp với vận tốc yêu cầu

Vì công suất sử dụng không quá lớn nên chọn xích một dãy

2) Xác định các thong số của xích và bộ truyền xích

a)Chọn số răng đĩa xích

-số răng đĩa xĩch càng ít , đĩa bị động quay càng không đều, độngnăng va đập càng lớn và xích mòn càng nhanh.Vì vậy ta chọn sốrăng tối thiểu của đĩa xích (thường là đĩa chủ động) là:

Z1 ≥ Zmin=1315

Theo công thức thự ngiệm

Z1=29-2u

Pt = P.k.kz kn ≤ [P]

Pt là công suất tính toán (kw)

P:công suất cần truyền trên trục ba (kw) :P=PIII =3,55

[P]:công suất cho phép (kw)

Kz: hệ số số răng

Kz = 27 0,925

25 1

+ka =1 vì ta chọn a = (30 ÷ 50)p

+kdc hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng

+kdc=1,25 vị trí trục không điều chỉnh được

+kbt hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn

+kbt =1,3(có bụi nhưng vẫn đảm bảo bôi trơn)

+kd hệ số tải trọng động

+kd =1:tải trọng làm việc êm

+kc hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền

+ kc =1 làm việc 1 ca

→K =1.1.1,25.1,3.1.1=1,625

Vậy :Pt=3,55 1,625.1.0,.65 =3,05(kw)

Tra bảng 5.5(hd) với n01 =50 (v/ph)

Chọn bộ truyền xích 1 dãy có bước xích :

p= 31,75 (mm) thỏa mãn điều kiện bền:

a

4

) (

2

2

2

2 1 2 2 1

49 27 75 , 31

5 , 952 2

2 2

+) tính lại khoảng cách trục theo x đã chọn:

: a = 0,25p{xc -0,5(Z2 +Z1) +    2 1 2

2 1

( 5 ,

:i = x

n Z

15

. 11 ≤ [i] →i= 15 98 1,415

03 , 77 27



≤ [i] =30 (vớip=31,75mm)

d)Kiểm ngiệm xích về độ bền:

Với các bộ truyền xích bị quá tải lớn khi mở máy hoặc thườngxuyên chịu trọng va đập trong quá trình làm việc cần tiến hànhkiểm ngiệm về quá tải theo hệ số an toàn:

: s=k F F F  s

Q

v t

d





 0.

Trong đó:Qlà tải trọng phá hỏng,tra bảng 5.2 (hd)Q=88,53 N



n P Z

)

→Ft = 1 , 1 3227,27

55 , 3 1000



N+) lực căng ly tâm: Fv =q.v2 =3,8.1,12 =4,6 N (q:khối lượng 1 métxích tra bảng 5.2)

F0 =9,81.kf.qa (kf=4 bộ truyền ngiêng góc < 400)

=9,81.4.2,6.0,750 =76,518 N

→s=1 , 2 3227 , 27 140 , 63 4 , 6 22,02

10 5 ,

180 sin

75 , 31



mm:d2 =

55 , 495 49

180

] =510,4+) đường kính vònh chân: df1 =d1 -2r

với r =0,5025.d1 +0,05 =0,5025.15,8+0,05=8,03mm

d1 =15,88 tra bảng 5.2(hd)

→df1=273,48-2.9,62 =254,2 mm

→ df2 =d2 -2r =495,55-2.9,62 = 476,31 mm

Các kích thước còn lại tính theo bảng13.4 (hd)

f)Kiểm ngiệm độ bền tiếp xúc của bộ truyền

+) ứng suất tiếp xúc: H trên mặt răng đĩa xích phải thỏa mãn điềukiện :   





d

vd d t r H

k A

E F k F k

.

)

( 47 , 0

Trong đó:    ứng suất tieeps xúc cho phép MPa

2 , 3 1 27 , 3227 ( 396 , 0 47

*)Với đĩa xích lớn :Z2 =55 →kr2 =0,23

d

vd d t r H

k A

E F k F k

.

)

(

1 262

10 1 , 2 ).

75 , 1 1 27 , 3227 (

23 , 0

47

,

0

5 2

Có : Fr = kx.Ft

+) kx hệ số kể đến trọng lượng xích

: kx=1,15(bộ truyền nằm ngang)

→Fr = 1,15.3227,27 =3711,36N

II)THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

II)THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG:

2.1)Bộ truyền bánh răng cấp nhanh

1)Chọn vật liệu :theo bảng 6.1(hd)

-) Ta chọn vật liệu nhóm I có độ rắn HB<350:cụ thể tra bảng6.1(hd) ta chọn

+)Baánhrăng nhỏ: thép 45 tôi cải thiện, đạt độ rắn HB = 241÷285Có:b1 850MPa, ch1 580MPa , chọn HB1 =250

+) Bánh răng lớn: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn:192÷240, có:

Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc SH = 1,1

Ứng suất ýôn cho phép khi tính về uốn , ứng với số chu kì cơ sở:0

F

F

414 230 8 , 1

8 , 1

450 250 8 , 1 8

, 1

2 2

lim

1 1

Ứng suât tiếp xúc cho phép: [ ]

Ứng suất tiếp xúc cho phép được tính theo công thức:

HO N N

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

+)ttổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét

+)c số lần ăn khớp trong 1 vòng quay: c=1

+) t= 5 3 16352

7 24 4 365



giờ →NHE1 =60.1.282,86.16352 =27,759.107

→NHE2 = 60.1.94,6.16352= 92,81.106 Ta thấy NHE>NHO→KHL=1+) Bánh nhỏ: [H1] = S H MPa

1 , 1

570 0

530 0

2 1



<1,25.481,81=602,26 MPa(thỏamãn)

+)Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:

Hmax  2 , 8 ch1 2 , 8 580  1624MPa

b) Ứng suât uốn cho phép :F

Ứng suất uốn cho phép được tính theo công thức :

 

F

S R

0

lim

S

.K FC K XF K FL Y Y F

(bộ truyền quay 1 chiều)

+) số chu kì thay đổi ứng suất khi thử về uốn :

NFO1 =NFO2=4.106(mọi loại thép)

Vì bộ truyền chịu tải trọng tĩnh:NFE = NHE:

s

0 lim

1 1 450

0 lim 1 1

1 1 414 0

lim 2

.

ba H

H

u

K T

+)H =500 MPa ứng suất tiếp xúc cho phép

+)u tỉ số truyền của bộ truyền

+)KH hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộngvành răng khi tính về tiếp xúc

119,86:chọn bằng 120mmb)Xác định các thông số ăn khớp :

-) Mô đun :m=(0,01÷0,02)aw=(1,2÷2,4)

Tra bảng 6.8(hd)ta chọn mô đun pháp m=.1,25

25 , 1

9848 , 0 120 2 ) 1 (

cos 2

a w 

, chọn Z1 =27răng

+) số răng bánh lớn:Z2 = u.Z1 =5,76.27=155,2 chọn Z2 =155răng

→tỉ số truyền thực:ut = 27 5,74

155 1

2





Z Z

Với Z1=27 ta dung dịch chỉnh góc với:x1 = x2 =0,5

Theo bảng 6.10B ta tra được ky =0,21

03822 , 0 1000

2

) ( 1 2

= 2 120 0,947

) 155 27 ( 25 , 1

) 1 (

2

w w

H H

m H

d u b

u K T Z Z

+)Z hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:

Ta có :  = 1 , 25 3 , 14 1,12

57 , 18 sin 36 sin

) 96

1 32

1 ( 2 , 3

+)KH hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc :KH =KH.KH  KHV

TRONG ĐÓ: KH =1,06, tra bảng 6.7(hd) ưứngvới sơ đồ 3

KH  hệ số kể đến sưựphân bố không đều tải trọng cho các đôirăng

+) vận tốc vòng của bánh răng:v= 60000

.d w1 n



+) dw1 đường kính vòng lăn bánh nhỏ(bánh chủ động)

  5 , 76  1 

120 25 , 1 1

25

+) tra bảng 6.14(hd)ta được KH =1,13

Tra bảng:p2.3(hd)ta chọn KHV =1,03

 KH =1,15.1,16.1,03=1,37

vậy H  274 1,73.0,77 36 5 , 76 34 , 4 461,3MPa

) 1 76 , 5 (

36 , 1 6 , 25892

d)Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

-)để đảm bảo độ bền uốn cho răng , ứng suất sinh ra tại chân răngkhông được vượt quá một giá trị cho phép :

] [

] [

.

2

2 F1

F2 1

2

1 1

1

w

F F

F

Y

Y

m d b

Y Y Y K





Y

K K T

d b v

K

2

1

120 86 , 2 73 06 , 0

.

u

a v



→Hệ số tải trọng khi tính về uốn: KF =1,.2.1,37.1,07 =2

Ứng suất sinh ra tại chân răng bánh chủ động

5 , 95 5

, 1 2 , 38 5 , 34

39 , 3 91 , 0 59 , 0 2 957 , 25932

,

3

52 , 3

Vậy điều kiện bền uốn đã được thỏa mãn

2.1.b)Kiểm ngiệm răng về quá tải

Khi làm việc răng có thể bị quá tải(lúc mở , hãm máy) với hệ sốquá tải :

Kqt = 1,5

+) ứng suất tiếp xúc cực đại :

48 , 575 5 , 1 88 , 469

6 , 35 57 , 18 cos

27 25 , 1 cos

. 1





 : d2 = m mm

Z

4 , 204 cos

2 



+)Đường kính vòng lăn: 27 155 206,5

4 , 204 96 , 0 2 4 , 204

36 6 , 35 155 27

96 , 0 2 6 , 35 2

-) Ta chọn vật liệu nhóm I có độ rắn HB<350:cụ thể tra bảng6.1(hd) ta chọn

Bánh nhỏ : thép 45 tôi cải thiện

+)Giới hạn bền b=750MPa, giới hạn chảy ch= 450MPa độcứngHB =200

Bánh lớn: thép 45 thường hóa giới hạn chảy ch= 340MPa độcứngHB =180, Giới hạn bền b=600MPa

Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc SH = 1,1

Ứng suất ýôn cho phép khi tính về uốn , ứng với số chu kì cơ sở:0

+)ttổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét

+)c số lần ăn khớp trong 1 vòng quay: c=1

+) t= 5 3 16352

7 24 4 365



giờ →NHE1 =60.1.282,86.16352 =27,759.107

→nhe2 = 60.1.94,6.16352= 92,81.106 Ta thấy NHE>NHO→KHL=1

+)Ứng suât uốn cho phép: [H] = R V XH HL

+) Bánh nhỏ: [H1] = S H MPa

1 , 1

620

0 lim

590

0 lim

2 1



<1,25.536,36=670,45MPa(thỏa mãn)

+)Ứng sut tiếp xúc cho phép khi quá tải:

H1max  2 , 8 ch1  2 , 8 450  1260MPa

H2max  2 , 8 ch2  2 , 8 340  952MPa

b) Ứng suât uốn cho phép :F

Ứng suất uốn cho phép được tính theo công thức :

 

F

S R

0

lim

S

.K FC K XF K FL Y Y F

(bộ truyền quay 1 chiều)

+) số chu kì thay đổi ứng suất khi thử về uốn :

NFO1 =NFO2=4.106(mọi loại thép)

Vì bộ truyền chịu tải trọng tĩnh:NFE = NHE:

Do vậy   F

F F

s

0 lim

360

0 lim 1 1

324

0 lim 2

ch F

272 340 8 , 0

8

,

0

360 450 8 , 0

8

,

0

2 max



.

2 1





Trong đó +)K hệ số vật liu của ặpp bánh răng:

+)T1 mô men xoắn trên trục chủ động:trục II

+)H ứng suất tiếp xúc cho phép

+)u tỉ số truyền của bộ truyền

+)KH hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộngvành răng khi tính về tiếp xúc

137,4:chọn bằng 140mmb)Xác định các thông số ăn khớp :

-) Mô đun :m=(0,01÷0,02)aw=(1,4÷2,8)

Tra bảng 6.8(hd)ta chọn mô đun pháp m=1,5

+) số răng bánh nhỏ: Z1=

7 , 43 ) 1 2 , 3 (

5 , 1

9848 , 0 140 2 ) 1 (

cos 2

a w 

, chọn Z1 = 43răng

+) số răng bánh lớn:Z2 = u.Z1 =3,2.43=137,6 chọn Z2 =137răng

→tỉ số truyền thực:ut = 32 3

96 1

Z Z

Góc ngiêng : : cos = a w

Z Z m

2

) ( 1 2

 140 2

) 137 43 (

5 , 1

0,96→

=15,36thuộc khoảng:8÷200 (với cặp bánh răng trụ răng ngiêng)

Vì Z1 =43 >30→không cần dung bánh răng dịch chỉnh, vì hiệuquả dịch chỉnh cải thiện chất lượng ăn khớp kém

4)Kiểm ngiệm răng về độ bền tiếp xúc

Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãnđiều kiện :

2

1

.

) 1 (

2

w w

H H

m H

d u b

u K T Z Z



+)Z hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:

Ta có :  = 1 , 5 3 , 14 2,98

36 , 15 sin 53 sin

1 43

1 ( 2 , 3

→Z = 1 , 65 0,78

1



+)KH hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc :KH =KH.KH  KHV

TRONG ĐÓ: KH =.1,12, tra bảng 6.7(hd) ứngvới sơ đồ 3

KH  hệ số kể đến sưựphân bố không đều tải trọng cho các đôirăng

+) vận tốc vòng của bánh răng:v= 60000

.d w1 n



+) dw1 đường kính vòng lăn bánh nhỏ(bánh chủ động)

  3 , 2  1

140 2 1

+) tra bảng 6.14(hd)ta được KH =1,13

+) KHV hệ số kể đến tải trọng động suất hiện trong vùngăn khớp:

K 2. . . .

1

K K T

d b v

. 0

u

a v



trong đó H hệ số

kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp

Tra bảng 6.15 ta được H  0 , 002,g0=73 tra bảng 6.16 (hd)

K 2 143335 , 22 1 , 12 1 , 13. 1

66 , 66 53 83 , 0

265 , 1 22 , 143335

ZR =0,95

 Hcx  550 1 0 , 95 1  522 , 5MPa.Như vậy:

cx H







thỏa mãn điều kiện tiếp xúc

5)Kiểm ngiệm răng về độ bền uốn

+)Để đảm bảo điều kiện bền uốn cho răng, ứng suất sinh ra tạichân răng không đwowcj vượt quá một giá trị cho phép:

] [

] [

.

2

2 F1

F2 1

2

1 1

1

w

F F

F

Y

Y

m d b

Y Y Y K

Y    ,

Zv2 =cos 15 , 36

137 3

K K T

d b v

K

2

1

130 96 , 0 73 06 , 0

.

u

a v



→Hệ số tải trọng khi tính về uốn: KF =1,32.1,4.1,17 =2,16

Ứng suất sinh ra tại chân răng bánh chủ động

MPa

2 16 , 65 44

8 , 3 928 , 0 56 , 0 16 , 2 979 , 124987

Vậy điều kiện bền uốn đã được thỏa mãn

2.1.b)Kiểm ngiệm răng về quá tải

Khi làm việc răng có thể bị quá tải(lúc mở , hãm máy) với hệ sốquá tải :

Kqt = 1,5

+) ứng suất tiếp xúc cực đại :

33 , 636 5 , 1 55 , 519

Vậy đã thỏa mãn điều kiện phòng biến dạnh dư hoặc phá hủy mặtlượn chân răng

Qua phần tính toán ,kết hợp với các công thức tính trong bảng 6.11(hd) ta có :

89 , 66 36 , 15 cos

43 5 , 1 cos

. 1





 : d2 = m mm

Z

11 , 213 cos

2 

Đường kính vòng cơ sở: db1 = d1cos = 66,89.cos20 =69,89mm

I)KIỂM TRA ĐIỀU KIỆN TRẠM TRỤC

Kiểm tra điều kiện trạm trục:

p sb

1420

85 , 3 120

55 , 3 120

89 , 69 120 2

2

02 , 43 2

05 , 208 140 2

2 2