BÀI TẬP LỚN MÔN CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC HAI CẤP ppsx

Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh:.... Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng nón răng nghiêng cấp chậm..... Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng trụ ră

KHOA CÔNG NGHỆ CƠ KHÍ

BỘ MÔN: KĨ THUẬT CƠ SỞ

-*** -BÀI TẬP LỚN MÔN CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC HAI CẤP

LỚP: D3_CNCK HỌC KỲ II (2010 - 2011)

I Số liệu kỹ thuật: 3

II Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng (cấp nhanh): 3

1 Chọn vật liệu và cách nhiệt luyện: 3

2 Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép: 4

III Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng nón răng nghiêng (cấp chậm) 8

-I Số liệu kỹ thuật:

Công suất : N1= 6kw

Số vòng quay trong một phút của trục dẫn : n1 =960v/p

Số vòng quay trong một phút của trục bị dẫn : n4 = 100v/p

Thời gian sử dụng

Số năm : 7 năm

Số ngày trong năm : 250 ngày

Số ca trong ngày : 2 ca

Số giờ trong ca : 6 giờ

Đặc điểm tải trọng

Tải trọng không đổi,bộ chuyền làm việc một chiều, khi mở máy chịu lực quá tải bằng 1,5 lần so với quá tải danh nghĩa

Sơ đồ dẫn động:

4

3

2 1

II Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng (cấp nhanh):

1 Chọn vật liệu và cách nhiệt luyện:

Do hộp giảm tốc 2 cấp chỉ chịu tải trọng trung bình nên ta chọn vật liệu làm bánh răng có độ rắn bề mặt HB<350 Đồng thời để tăng khả năng chạy mòn của răng chọn độ rắn của bánh răng nhỏ lớn hơn độ rắn của bánh răng lớn khoảng 2550

HB và để tránh dính bề mặt làm việc của răng trong điều kiện bộ truyền làm việc kín ngâm trong dầu:

HB1=HB2+ (2550)HB

Ta chọn phương pháp thường hoá vì phương pháp này thường dùng trong các bộ truyền chịu tải trọng nhỏ và trung bình

- Chọn vật liệu làm bánh răng nhỏ là thép 45,phôi rèn (giả thiết đường kính phôi từ100300mm).( theo bảng 3-6T39 STKCTM)

Theo bảng (3-8T40 STKCTM)

+ giới hạn bền:  1= 580 N/mm2

+ giới hạn chảy: ch1= 290 N/mm2

HB1 = 210

- Chọn vật liệu làm bánh răng lớn là thép 35 (giả thiết đường kính phôi 300

500mm)

+ giới hạn bền:  2 = 480 N/mm2

+ giới hạn chảy: ch2 = 240 N/mm2

HB2 = 180

Phân phối tỷ số truyền:

i = i12+i23 = 1

3

n

960

100 = 9,6.

Giả thiết chọn: i12 = 3  i23 =

12

i

9,6

3 = 3,2  n2 = n3 = 1

12

n

960

3 = 320 v/p.

2 Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép:

a Ứng suất tiếp xúc cho phép:

[ ]tx = [ ]N0tx.k’N

K’N = 0

6

td

N N

Số chu kì tương đương của bánh răng lớn (công thức 3-3) khi chịu tải trong không đổi

Ntd2 = 60unT = 60.320.7.250.2.6 = 403,2.106 > N0 = 107 (Bảng 3-9)  k’N = 12

Số chu kì tương đương của bánh răng nhỏ:

Ntd1 = 60unT = 60.960.7.250.2.6 = 1209.106 >N0= 107  k’N1 = 1

 [ ]tx1 =  N0tx1 = CB.HB1

 [ ]tx2 =  N0tx2 = CB.HB2 Tra bảng 3-9 ta có:

 [ ]tx1 = 2,6.210 = 546 N/mm2

 [ ]tx2 = 2,6.180 = 468 N/mm2

Để tính ta dùng trị số nhỏ hơn là [ ]tx2 = 468 N/mm2

b Ứng suất uốn cho phép

[ ]u = n K0. "k N





 (1,41,6) nK1 "k N





= 1,5.nK1k"N





Hệ số an toàn: n = 1,5, hệ số tập trung ứng suất ở chân răng: K = 1,8

1 thép 45 = 0,43. 1=0,43.580 = 249,4 N/mm2

1 thép 35 = 0,43  20,43.480= 206,4 N/mm2

 [ ]u1 = 1,5.249,4

1,5.1,8 =138,5 N/mm2  [ ]u2 = 1,5.206,4

1,5.1,8 = 114,7 N/mm2.

3 Sơ bộ lấy hệ số tải trọng: K = Ktt.Kđ = 1,5

4 Chọn hệ số chiều rộng bánh răng: A= b

A= 0,4.

5 Xác định khoảng cách trục A.(tính theo công thức 3-10).

Chọn '

 = 1,25

A

6 2 3

2

1,05.10 ( 1) ( )

[ ]tx A

K N i

  

  = (3 + 1)

6 2

3 1.05.10 1,5.6

468.3 0,4.1,25.320 126 mm. Chọn A = 126mm

6 Tính vận tốc vòng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng.

- Tính vận tốc vòng ( công thức 3-17)

v = 2 1

60.1000( 1)

An i



 = 2.3,14.126.960

60.1000.4 = 3,16 m/s.

- Theo bảng 3-11T46 STKCTM Ta chọn cấp chính xác là 9

7 Định chính xác hệ số tải trọng K:

Chiều rộng bánh răng

b = A.A = 0,4.126 = 50,4 mm lấy =50mm

Dường kính vòng lăn bánh răng nhỏ:

d1 = 2.

1

A

2.126

3 1 = 63mm

Do đó d=

1

50 0,8

63

b

Với d=0,8 theo bảng 3-12  Ktt bảng = 1,22.Tính tập trung tải trọng thực tế theo công thức 3-20

Ktt = 1,22 1

2

 = 1,11

Theo bảng 3-14T48 STKCTM ta tìm được hệ số tải trọng động Kđ = 1,4

Hệ số tải trọng:

K = Ktt.Kđ = 1,11.1,4 = 1,554

ít khác so với trị số dự đoán ( K = 1,5) vì vậy ta không cần tính lại khoảng cách trục A Như vậy ta có thể lấy chính xác A = 126mmm

8 Xác định modun, số răng và góc nghiêng của răng.

Modun pháp:

mn = (0,010,02)A = (0,010,02)126 = (1,26

2,52)mm

Lấy mn = 2mm

Sơ bộ chọn góc nghiêng:

 = 100 ; cos  = 0,985

Số răng của bánh nhỏ:

Z1 = 2 .cos

( 1)

n

A

m i



 = 2.126.0,985

2.(3 1) = 31

Số răng bánh lớn:

Z2 = i.Z1 = 3.31 = 93

Tính chính xác góc nghiêng :  (công thức 3-28)

cos  = ( 1 2) (31 93).2

0,984

2 2.1260

n

A

   =100.26’ Chiều rộng bánh răng b thoả mãn điều kiện

b = 50 > 2,5. 2,5.2 28

sin 0,178

n m

   mm

9 Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng.

Tính số răng tương đương (công thức 3-37)

Bánh nhỏ:

Ztd1 = 1

3 3

31

32

cos (0,984)

Z

Bánh lớn:

Ztd2 = 2

3 3

93

98

cos (0,984)

Z

Hệ số dạng răng (bảng 3-18)

Bánh nhỏ: y1 = 0,451

Bánh lớn: y2 = 0,517

Lấy hệ số: ''

 = 1,5

Kiểm nghiệm ứng suất uốn (công thức 3-34) đối với bánh răng nhỏ:

1

2 '' 2

1 1 1

19,1.10 19,1.10 1,5.6

43 0,451.2 31.960.50.1,5

u

n

K N

y m Z n b





u1< [ ]u1= 138,5N/mm2

Đối với bánh răng lớn tính theo công thức 3-40

2 1

1 2

43.0,451

37 0,517

y y

    N/mm2

10 Kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chịu quá tải đột ngột trong thời gian ngắn:

Ứng suất tiếp xúc cho phép (công thức 3-43):

Bánh nhỏ:

[ ] txqt12,5.546 1365 N/mm2

Bánh lớn:

[ ] txqt2 2,5.468 1170 N/mm2

Kiểm nghiệm sức bền tiếp xúc (công thức 3-14 và 3-41)

6 3

1,05.10 (3 1) 1,5.1,5.6

577 126.3 1,25.50.320

txqt

    N/mm2 Trong đó hệ số quá tải Kqt = 1,5 ứng suất tiếp xúc quá tải nhỏ hơn trị số cho phép đối với bánh lớn và bánh nhỏ

Ứng suất uốn cho phép (công thức 3-46):

Bánh nhỏ:

[ ] uqt1 0,8.290 232 N/mm2

Bánh lớn:

[ ] uqt2 0,8.240 192 N/mm2

Kiểm nghiệm sức bền uốn (công thức 3-34 và 3-42)

Bánh nhỏ:

uqt143.1,5 64,5 N/mm2 < [ ] uqt1

Bánh lớn:

uqt2 37.1,5 55,5 N/mm2 < [ ] uqt2

11 Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền (bảng 3-2):

Modun pháp: mn= 2 mm

Số răng: Z1 = 31 răng ; Z2 = 93 răng

Góc ăn khớp:  200

Góc nghiêng:  = 10026’

Đường kính vòng chia (vòng lăn):

d1 = 2.31 63

0,984  mm ; d2 =

2.93 0,984= 189 mm. Khoảng cách trục: A = 126 mm

Chiều rộng bánh răng: b = 50 mm

Đường kính vòng đỉnh:

De1 = 63 + 2.2 = 67 mm

De2 = 189 + 2.2 = 193 mm

Đường kính vòng chân:

Di1 = 63 – 2,5.2 = 58 mm

Di2 = 189 – 2,5.2 = 184 mm

12 Tính lực tác dụng lên trục (công thức 3-50):

Lực vòng:

P1=P2 =

6

2.9,55.10 6

1895 63.960  N.

Lực hướng tâm:

Pr1 = Pr2 = 1895.0,364 701

0,984  N.

Lực dọc trục:

Pa1 = Pa2 = 1895.0,181 = 343 N

III Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng nón răng nghiêng (cấp chậm).

1 Công suất của bộ truyền bánh răng nón:

N2 = N1. = 6.0,98 = 5,88 kw

Chọn vật liệu chế tạo bánh răng nhỏ là thép rèn 50, bánh lớn thép đúc 45 đều thường hoá (bảng 3-6)

Cơ tính của thép 50 thường hoá (giả thiết đường kính phôi 100 300mm)

b3 = 600 N/mm2 ; ch3 = 300 N/mm2 ; HB3 = 220

Cơ tính thép đúc 45 thường hoá (giả thiết đường kính phôi 300 500mm)

b4 = 550 N/mm2 ; ch4 = 320 N/mm2 ; HB4 = 180

2 Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép.

a Ứng suất tiếp xúc cho phép:

Số chu kỳ làm việc của bánh lớn (công thức 3-3)

Ntd4 = 60unT = 60.100.7.250.2.6 = 126.106 > N0 = 107

Số chu kỳ làm việc của bánh nhỏ

Ntd3 = i.Ntd4 = 3,2.126.106 = 403,2.106 > N0 = 107

 Cả hai bánh có k’N = 1

Ứng suất tiếp xúc cho phép (3-9):

Bánh nhỏ:

[ ]tx3 = 2,6.220 = 572 N/mm2 Bánh lớn:

[ ]tx4 = 2,6.180 = 468 N/mm2

Ta lấy trị số 468 để tính

b Ứng suất uốn cho phép:

Vì số chu kỳ làm việc của hai bánh răng > Nc= 5.106  k’’N = 1 Tính ứng suất uốn cho phép theo công thức (3-5) vì bộ truyền làm việc một chiều

Lây hệ số an toàn của bánh răng nhỏ thép rèn n=1,5 Bánh răng lớn

thép đúc n = 1,8 Hệ số tập trung ứng suất K = 1,8

Giới hạn mỏi của thép 50:

1= 0,43.600 = 258 N/mm2 Giới hạn mỏi của thép 45:

1= 0,43.550 = 236 N/mm2 Ứng suất uốn cho phép bánh nhỏ:

[ ] u3= (1,4 1,6) 1 '' 1,5.258 143

1,5.1,8

N k





  N/mm2 Ứng suất uốn cho phép bánh lớn:

[ ] u4= (1,4 1,6) 1 '' 1,5.236 109

1,8.1,8

N k





  N/mm2

3 Sơ bộ chọn hệ số tải trọng K = 1,4.

4 Chọn hệ số chiều rộng bánh răng L b 0,3

L

  

5 Tính chiều dài nón (3-11).

L

6

3 23

23 4

1,05.10

(1 0,5 ) .[ ]L tx 0,85 .L

K N i

 



=

6

2 3 1,05.10 2 1,4.5,88

(1 0,5.0,3).3,2.468 0,85.0,3.100

6 Tính vận tốc vòng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng.

Vận tốc vòng (3-18).

V= 2 3 2

23

2 (1 0,5 ) 2.3,14.202(1 0,5.0,3).320 60.1000 1 60.1000 3,2 1

L

i

1,7m/s

Theo bảng (3-11) ta chọn cấp chính xác là 9

7 Định chính xác hệ số tải trọng K và L.

Vì các bánh răng có HB < 350 và tải trọng không đổi nên Ktt = 1 Theo bảng (3-13)  Kđ = 1,5

 K = 1.1,5 = 1,5

Khác với dự đoán K = 1,4 nên phải tính lại L theo công thức (3-21)

L = 202.31,5

1,4 206,7mm.

Lấy L = 206mm

8 Xác định modun số răng

Modun:

ms = 0,02.L = 4,12

lấy ms = 4

Số răng:,

Z3 = 2

23

2

1

s

L

m i  = 2.2062

4 3,2 1 30

Lấy Z3 = 30

Z4 = i.Z3 = 3,2.30 = 96

Tính chính xác chiều dài nón theo công thức trong bảng (3-5)

L = 0,5ms Z32 Z42= 0,5.4 302962 201mm

Chiều rộng răng:

b = L.L0,3.201 60 mm

Modun trung bình:

mtb = ms

( 0,5 ) (201 0,5.60)

4 201

L

 3,4 mm

9 Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng:

Góc mặt nón lăn bánh nhỏ tính theo công thức trong bảng (3-5):

tg 3

1 1

0,3125 3,2

i

     3 17 35'0

Số răng tương đương bánh nhỏ tính theo công thức (3-38):

Ztd3 = 3

3

30 31 cos 0,954

Z

   Góc mặt nón lăn bánh lớn tính theo công thức trong bảng (3-5):

tg  4 i 3,2

0

4 72 64'



 

Số răng tương đương bánh lớn:

Ztd4 = 4

4

96 322 cos 0,298

Z

   Theo bảng (3-18) và số răng tương đương ta tìm được hệ số dạng răng:

Bánh nhỏ:

y3 = 0,451

Bánh lớn:

Ứng suất uốn tại chân răng bánh nhỏ (3-35):

6

3 3 3

19,1.10 0,85

u

tb

K N

y m Z n b

 

6 2

19,1.10 1,5.5,88 0,85.0,451.3,4 30.320.60

 66 N/mm2 <[ ] u3

Ứng suất uốn tại chân răng bánh lớn:

4 3 3

4

0,451

66 58 0,517

y y

    N/mm2 < [ ] u4

10 Kiểm nghiệm sức bền răng khi chịu quá tải trong thời gian ngắn:

Ứng suất tiếp xúc cho phép (3-43):

Bánh nhỏ:

[ ] txqt3 2,5.572 1430 N/mm2

Bánh lớn:

[ ] txqt4 2,5.468 1170 N/mm2

Kiểm nghiệm sức bền tiếp xúc đối với bánh lớn có [ ] txqt nhỏ hơn Theo công thức (3-15) và (3-41):

3

6 2

4

1,05.10 ( 1) ( 0,5 ) 0,85

txqt



3

1,05.10 (3,2 1) 1,5.1,5.5,88 (206 0,5.60).3,2 0,85.60.100





578 N/mm2 < [ ] txqt

Ứng suất uốn cho phép (3-36):

Bánh nhỏ:

[ ] uqt3 0,8.ch3 0,8.300 240 N/mm2

Bánh lớn:

[ ] uqt4 0,8.ch4 0,8.320 256 N/mm2

Kiểm nghiệm sức bền uốn (3-35) và (3-42):

Bánh nhỏ:

uqt3 u3.1,5 143.1,5 214  N/mm2 <[ ] uqt3

Bánh lớn:

uqt3= u4.1,5 104.1,5 156  N/mm2 < [ ] uqt4

11 Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền:

Modun mặt mút lớn: ms = 4mm

Số răng: Z3 = 30 ; Z4 = 96

Chiều dài răng: b = 60mm

Chiều dài nón: L = 206mm

Góc ăn khớp:  = 200

Góc mặt nón chia: 0

3 17 35'

  ; 0

4 72 64'

  Đường kính vòng chia (vòng lăn):

d3 = ms.Z3 = 4.30 = 120mm

d4 = ms.Z4 = 4.96 = 384 mm

Đường kính vòng đỉnh:

De3 = ms.(Z3 +2cos3) = 4.(30+2.0,954) = 127,63mm

De4 = ms.(Z4 +2cos4) = 4.(96+2.0,298) = 386,38mm Modun trung bình: mtb = 3,4mm

12 Tính lực tác dụng (3-51):

Bánh nhỏ:

Lực vòng: P3 =

6 1

2 2.9,55.10 5,88

3440 320.3,4.30

x tb

M

Lực hướng tâm: Pr3 = 3440.0,364.0,954 = 1195N

Lực dọc trục: Pa3 = 1195.0,364.0,298 = 130N

Bánh lớn:

Lực vòng: P4 = P3 =3440N

Lực hướng tâm: Pr4 = Pa3 = 130N

Lực dọc trục: Pa4 = Pr3 = 1195N