Đồ án môn cơ sở thiết kế máy truyền dẫn bánh răng trường ĐH Quốc Gia Hà Nội

Môn học Cơ sở Thiết kế máy đóng vai trò quan trọng trong chương trình đào tạo kỹ sư và cán bộ kỹ thuật về cấu tạo ,nguyên lý làm việc và phương pháp tính toán thiết kế các chi tiế[r]

Đồ n Cơ sở Thiết Kế Má y ĐẠI HỌC QUỐC GIA HÀ NỘI

TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHỆ



ĐỒ ÁN MÔN HỌC

Cơ sở Thiết kế máy

TRUYỀN DẪN BÁNH RĂNG

GVHD: Cô Vũ Thị Thùy Anh

Nhóm sinh viên thực hiện:

Phan Minh Tân

Đỗ Văn Tài

Vũ Văn Phú

Lê Hồng Quân

Phạm Đức Việt

Đồ n Cơ sở Thiết Kế Má y

LỜI NÓI ĐẦU

Mơn học Cơ sở Thiết kế máy đóng vai trị quan trọng chương trình đào tạo kỹ sư và cán bộ kỹ thuật cấu tạo ,nguyên lý làm việc và phương pháp tính tốn thiết kế chi tiết, thiết bị phục vụ cho máy móc ngành công nghiệp, nông nghiệp, giao thông vận tải

Đồ án mơn học có kết hợp chặt chẽ lí thuyết với thực nghiệm Lí thuyết tính toán chi tiết máy xây dựng sở kiến thức tốn học, vật lí, học lí thuyết, nguyên lý máy, sức bền vật liệu v.v…,được xác minh và hoàn thiện qua thí nghiệm và thực tiễn sản xuất

Đồ án môn học là mợt đồ án có tầm quan trọng mợt sinh viên theo học nghành khí Đồ án giúp cho sinh viên hiểu kiến thức cấu tạo, nguyên lý làm việc và phương pháp tính tốn thiết kế chi tiết có công dụng chung ,nhằm bồi dưỡng cho sinh viên khả giải vấn đề tính tốn thiết kế chi tiết máy ,làm sở để vận dụng vào việc thiết kế máy

Được giúp đỡ và hướng dẫn tận tình Cơ Vũ Thị Thùy Anh bộ môn, đến đồ án môn học chúng em hoàn thành Tuy nhiên lần đầu làm quen với cơng việc tính tốn thiết kế máy hiểu biết hạn hẹp dù cố gắng tham khảo tài liệu và bài giảng mơn có liên quan song bài làm chúng em tránh khỏi sai sót Kính mong nhận giúp đỡ nhiều thầy cô bộ môn để chúng em ngày càng tiến bộ

Đồ n Cơ sở Thiết Kế Má y MỤC LỤC

PHẦN I - HỘP GIẢM TỐC KHAI TRIỂN BÁNH RĂNG TRỤ

A – TÍNH BỘ TRUYỀN CẤP NHANH BÁNH RĂNG TRỤ, RĂNG NGHIÊNG B – TÍNH BỘ TRUYỀN CẤP CHẬM BÁNH TRỤ, RĂNG THẲNG

PHẦN II - THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC HAI CẤP BÁNH RĂNG CÔN - TRỤ

A - BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CÔN RĂNG THẲNG B - BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG THẲNG

Đồ n Cơ sở Thiết Kế Má y Một số kí hiệu được sử dụng:

σH Ứng suất tiếp xúc

σF Ứng suất uốn

[σH] Ứng suất tiếp xúc cho phép

[σF] Ứng suất uốn cho phép

σOHlim Giới hạn mỏi tiếp xúc`

σOFlim Giới hạn mỏi uốn

m Môđun bánh trụ thẳng aw Khoảng cách trục

d1, d2 Đường kính vịng chia bánh dẫn và bánh bị dẫn

z1, z2 Số bánh dẫn và bánh bị dẫn

KHα, KFα Hệ số kể đến phân bố không tải trọng cho đôi răng đồng thời ăn khớp

KHβ, KFβ Hệ số tập trung tải trọng

KHV, KFV Hệ số tải trọng động

ψba, ψbd Hệ số chiều rộng vành bánh trụ

KH/ KF Hệ số tải trọng tính tiếp xúc/uốn

β Góc nghiêng

sH, sF Hệ số an toàn tính ứng suất tiếp xúc

єα, єβ Hệ số trùng khớp ngang, dọc

αω Góc ăn khớp

de Đường kính vịng chia ngồi

dm Đường kính vịng chia trung bình

me Mơđun vịng chia ngoài

mm Mơ đun vịng chia trung bình

Re Chiều dài ngồi

Rm Chiều dài trung bình

b Chiều rộng vành

KR Hệ số phụ thuộc bánh và loại bánh

Kbe Hệ số chiều rộng vành

Yβ Hệ số kể đến độ nghiêng

Đồ n Cơ sở Thiết Kế Má y Phần I

HỘP GIẢM TỐC KHAI TRIỂN BÁNH RĂNG TRỤ

QUY TRÌNH TÍNH TOÁN CHUNG

1 Chọn vật liệu

2 Xác định Ứng suất tiếp xúc cho phép Xác định Ứng suất uốn cho phép Xác định Ứng suất tải cho phép Chọn hệ số chiều rộng vành Xác định khoảng cách trục

7 Mođun

8 Xác định số mỡi bánh, góc nghiêng Tính tốn lại tỉ số truyền

10 Xác định thơng số hình học bợ truyền 11 Tính vận tốc vịng ,chọn cấp xác

12 Tính lực tác dụng lên bộ truyền 13 Hệ số dạng

Đồ n Cơ sở Thiết Kế Má y Tính bộ truyền bánh hộp giảm tốc khai triển bánh trụ với các số liệu cho sau:

Công suất động cơ: P=5,7 KW

Số vịng quay đợng cơ: n1=960 vịng/phút

Thời gian sử dụng: L= 12000h

Tải trọng thay đổi theo bậc: T1=T; T2=0,6T; T3=0,4T

Thời gian: t1=0,3tck; t2=0,3tck; t3=0,4tck

Phân tỉ số truyền: uh= 20 , với λc3 = 1,3

Bỏ qua ma sát bộ truyền

 Xác định mômen xoắn: T1 = 9,55.106 𝑃

𝑛1 = 9,55.10

6.5,7/960 =56703Nmm

 Tìm tỉ số truyền cho từng cấp:

u1 : Tỉ số truyền cặp bánh trụ nghiêng (cấp nhanh)

u2 : Tỉ số truyền cặp bánh trụ thẳng (cấp chậm)

Ta có: λc3 (𝑈1+1).𝑈1^4

(𝑈ℎ+𝑈1).𝑈ℎ^2 =  1,3

(𝑈1+1).𝑈1^4 (20+𝑈1).20^2 =

 1,3.u15+ 1,3.u14 - 400u1- 400.20 =

 u1 ~ 5,75

 u2 = uh / u1 = 20/5,75 ~ 3,48

1/ Chọn vật liệu cho bánh dẫn, bánh bị dẫn cho cả cấp Thép C45 cải thiện

Bánh dẫn: HB1=245; σb1=850Mpa; σch1= 580Mpa

Bánh bị dẫn: HB2=230; σb2=750Mpa; σch2= 450Mpa

2/ Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép -Số chu kì làm việc sở:

NHO1 =30.HB12,4=30.2452,4=16,3.106 chu kì

NHO2 =30.HB22,4 =30.2302,4 =14.106 chu kì

-Vì tải trọng thay đởi theo bậc

=>Số chu kì làm việc tương đương:

NHE1 =60c∑(Ti/Tmax)3 niti

=60.1.960[(T1/T)3t1 +(T2/T)3t2 +(T3/T )3t3]

Đồ n Cơ sở Thiết Kế Má y =60.960[0,3+0,83.0,3 +0,53.0,4].12000 =348.106 chu kì

NHE2 = NHE1/u1 =348.106/3,48 =100.106 chu kì

Vì NHE1>NHO1; NHE2>NH02

=>KHL1= KHL2=1;

Theo bảng 6.13, giới hạn mỏi tiếp xúc xác định sau:

σOHlim=2.HB+70

=> σOH1lim=2.245+70=2.245+70=560MPa

σOH2lim=2.230+70=2.230+70=530Mpa

Ứng suất tiếp xúc cho phép tính theo cơng thức: [σH] = σOHlim.KHL/SH

Vì thép cải thiện: SH=1,1 (Hệ số an toàn)

+ Bánh dẫn: [σH1]= σOH1lim

1

1,1= 560

1,1= 509,1 Mpa

+ Bánh bị dẫn: [σH2]= σOH2lim

1

1,1= 530

1,1= 481,8 Mpa

 Đối với cấp nhanh, bánh trụ ,răng nghiêng:

Ứng suất tiếp xúc cho phép tính theo cơng thức: [σH]= 0,5.([σH1]+ [σH2]) = 495,45 MPa

 Đối với cấp chậm, bánh trụ, thẳng

Vì [σH2] < [σH1] => Chọn ứng suất tiếp xúc cho phép:

[σH] = 481,8 Mpa

3/ Xác định ứng suất uốn cho phép -Số chu kì làm việc sở:

NFO1 = NFO2 =5.106 chu kì

=>Số chu kì làm việc tương đương:

NFE1=60c.n1∑(Ti/Tmax)6niti

=60.960(0,3+0,86.0,3+0,56.0,4)12000=266.106 chu kì

NFE2=NFE1/u1=76,4.106 chu kỳ

Vì NFE1>NFO1; NFE2>NF02

=>KFL1= KFL2=1

Đồ n Cơ sở Thiết Kế Má y σOFlim=1.8HB

=> σOF1lim=1,8.245=441 MPa

σOF2lim=1,8.230=414 Mpa

Ứng suất uốn cho phép: [σF] =σFlim.KFL/SF

Chọn SF=

Ta có: [σF1] =σF1lim.KFL1/SF = 441/2= 220,5 MPa

[σF2] =σF2lim.KFL2/SF = 414/2= 207 Mpa

4/ Ứng suất quá tải cho phép

[σH]max=2,8 σch2=2,8.450=1260 Mpa;

[σF1]max=0,8 σch1=0,8.580=464 Mpa

Đồ n Cơ sở Thiết Kế Má y A – TÍNH BỘ TRUYỀN CẤP NHANH BÁNH RĂNG TRỤ, RĂNG NGHIÊNG

5/Chọn hệ số chiều rộng vành

Do bánh nằm đối xứng ổ trục nên ψba=0,3- 0,5 Chọn ψba=0,4

Khi đó: ψbd= ψba(u1+1)/2=0,4.(5,75+1)/2=1,35

Từ bảng 6.4, chọn được: KHβ=1,07; KFβ=1,13

6/ Xác định khoảng cách trục

aw= 43(u1+1)√

𝑇1.𝐾ℎ𝛽 𝜓𝑏𝑎.𝑢1.[𝜎ℎ]^2

3

= 43.(5,75+1).√ 56703.1,07

0,4.5,75.495,45^2

3

= 138 mm

Theo tiêu chuẩn, chọn aw=150 mm

7/ Mođun

m = ( 0,01  0,02 ) a = 1,5  (mm)

Theo tiêu chuẩn, chọn m=2,5 mm

8/ Xác định số mỗi bánh, góc nghiêng

Từ điều kiện 8o =< β<=20o

Suy ra:

2𝑎𝑐𝑜𝑠20

𝑚(𝑢+1) =< z1=<

2𝑎𝑐𝑜𝑠8 𝑚(𝑢+1)

Hay: 2,5(5.75+1)2.150.𝑐𝑜𝑠20 =< z1=<

2.150.𝑐𝑜𝑠8 2,5(5.75+1)

 16,7 =<z1=<17,6

Chọn z1=17

 Số bánh bị dẫn: z2=17.5,75 ~ 98

Góc nghiêng

 𝛽 = 𝑎𝑟𝑐𝑐𝑜𝑠 𝑚.𝑧1.(𝑢+1)

2.𝑎 = arccos

2,5.17.(5,75+1)

2.150 = arccos(0,95625)=17

Đồ n Cơ sở Thiết Kế Má y 10 9/ Tỉ số truyền thực

u1t= 98/17 = 5,765

10/ Các thông số hình học của bợ trùn

Thơng số hình học Cơng thức

Đường kính vịng chia Bánh dẫn d1 =z1.m/cosβ=17.2,5/0.956 =44,5 mm Bánh bị dẫn d2 =z2.m/cosβ=98.2,5/0.956=256mm

Đường kính đỉnh Bánh dẫn da1= d1+2m=44,5+5=49,5 mm Bánh bị dẫn da2= d2+2m=256 +5=261 mm

Đường kính đáy Bánh dẫn df1= d1-2,5m=44,5 -2,5.2,5=38,25 mm Bánh bị dẫn df2=d2-2,5m=256-2,5.2,5=249,75mm

Chiều rộng vành Bánh bị dẫn bω = b2 = aw ψba=150.0,4=60 mm Bánh dẫn b1=b2+6=60+6=66 mm

11/ Vận tốc vòng, chọn cấp chính xác

v= 𝜋𝑑1𝑛1

60000 =

𝜋.44,5.960

60000 = 2,24 m/s

Nội suy bảng 6.3, chọn cấp xác với vgh = m/s

12/ Tính lực tác dụng lên bộ truyền

- Lực vòng: Fv = Fv1= Fv2=

2.𝑇1 𝑑1 =

2.56703

44,5 = 2548 N

- Lực pháp tuyến: Fn1 = Fn2 =

𝐹𝑣

𝑐𝑜𝑠 20.𝑐𝑜𝑠 𝛽 =

2548

𝑐𝑜𝑠 20.0,956 = 2835 N

- Lực hướng tâm: Fr1 = Fr2 = Fv.tan 20/cosβ= 970 N

- Lực dọc trục: Fd1 = Fd2 = Fv tanβ = 816 N

13/ Hệ số dạng

- Đối với bánh dẫn: YF1 = 3,47+13,2/z1= 3,47+13,2/17= 4,24

Đồ n Cơ sở Thiết Kế Má y 11 Đặc tính so sánh đợ bền bánh (độ bền uốn):

- Bánh dẫn: [σF1]/ YF1 = 220,5

4,24 = 52

- Bánh bị dẫn: [σF2]/ YF2 = 207

3,6 = 57,5

14/ Kiểm nghiệm Ứng suất tiếp xúc

σH =

𝒁𝒎𝒁𝒉𝒁є

𝒅𝟏 √

𝟐𝑻𝟏.𝑲𝒉(𝒖+𝟏) 𝒃𝝎.𝒖 (1)

Trong đó:

-Zm = 275 MPa1/2

-ZH=√

2𝑐𝑜𝑠𝛽

𝑠𝑖𝑛(2𝛼) với α = 20

o

Suy ra: ZH =√

2.0,956

𝑠𝑖𝑛(40) = 1,724

-Zє = √є𝛼1

Với єα = [1,88- 3,2 (1

𝑧1+

𝑧2 )]cosβ= [1,88- 3,2.(1/17+1/98)].0,956= 1,586

=> Zє = 0,794

-KH = KHα KHβ KHv

Nội suy theo bảng 6.12 KHα = 1,13

Lại có: KHv =1+ vH.bω.dm1/(2T1 KHα KHβ)

vH = δH.g0.v.(aω/ u1t)1/2

Tra bảng 6.20 có: δH = 0,002

Tra bảng 6.21 có : g0 = 73

 vH = 0,002.73.2,136.(150/5,765)1/2 = 1,59

 KHv =1+ vH.bω.dm1/(2T1 KHα KHβ)

= 1+1,59.60.44,5/(2.56703.1,13.1,07 ) = 1,03

Vậy : KH = 1,13.1,07.1,03 =1,245

Thay số liệu vừa có vào (1), ta được:

σH =

275.1,724.0,794 44,5 √

2.56703.1,245.(5,765+1)

Đồ n Cơ sở Thiết Kế Má y 12

 Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:

Với v=2,136 m/s, Zv =

Cấp xác đợng học là 9, chọn cấp xác mức tiếp xúc là 8, cần gia

cơng đạt đợ nhám Ra = 1,25-2,5 μm Khi ZR = 0,95

Vì da <700 mm => KxH =

Ta có: [σH] = [σH].Zv.ZR KxH = 495,45.0,95 = 470,7 Mpa

Vì σH = 444,5Mpa < [σH] = 470,7 Mpa => Thỏa mãn điều kiện tiếp xúc

15/ Kiểm tra Ứng suất uốn

σF = T1.YF.KF.Yє.Yβ/(d1.bωm) (2)

Trong đó:

-Yє = 1/ єα = 1/1,586 = 0,63

-Yβ = 1- єβ β/120

Với єβ = bω 𝑠𝑖𝑛 𝛽𝜋.𝑚 = 60 𝑠𝑖𝑛 172,5𝜋 = 2,23

 Yβ = 1- 2,23.17

120 = 0,684 - KF = KFα KFβ KFv

KFα = 1,37 (tra bảng 6.12)

KFβ = 1,13 ( tra bảng 6.4)

Để tính KFv , có:

KFv =1+ vF.b.dm1/(2T1 KFα KFβ)

Trong đó: vF = δF.g0.v.( aω/ u)1/2

Tra bảng 6.20 có: δF = 0,006

Tra bảng 6.21 có : g0 = 73

 vF = 0,006.73.2,136.(150/5,765)1/2 = 4,77

 KFv = 1+4,77.60.44,5/(2.56703.1,37.1,13) = 1,07

Đồ n Cơ sở Thiết Kế Má y 13 KF = 1,37.1,13 1,07 =1,656

Từ suy ra:

σF1=

2.56703.4,24.1,656.0,63.0,684

44,5.60.2,5 = 51,4 MPa < [σF1] =220,5 MPa

σF2 = (YF2/YF1) σF1= (3,6/4,24).51,4 = 43,6 MPa < [σF2] = 207 Mpa

Do vậy, độ bền uốn thỏa mãn

16/ Kiểm nghiệm về tải Ta có: Kqt =T max/T =1 ,8

[σH1max] = σH (Kqt)1/2 = 470,7.1,81/2 = 631,5 Mpa < [σHmax] = 1260 Mpa

[σF1max] = σF1 Kqt = 51,4.1,8= 92,5 Mpa < [σF1max] = 464 Mpa

[σF2max] = σF2 Kqt = 43,6.1,8= 78,5 Mpa < [σF1max] = 360 Mpa

BẢNG THÔNG SỐ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ, RĂNG NGHIÊNG

THÔNG SỐ TRỊ SỐ

Số bánh nhỏ Z1 = 17

Số bánh lớn Z2 = 98

Tỉ số truyền Ubrt = 5,72

Đường kính vịng lăn bánh - Bánh dẫn: dw1 = 44,5(mm)

- Bị dẫn :dw2 = 256 (mm)

Đường kính đỉnh - da1 = 49,5 (mm)

- da2 = 261 (mm)

Đường kính chân - df1 = 38,25(mm)

- df2 = 249,75(mm)

Chiều rộng vành - bw = 60(mm)

Góc nghiêng - β = 17o

Góc ăn khớp - αtw = 20o

Khoảng cách trục - aw = 150 mm

Đồ n Cơ sở Thiết Kế Má y 14

B – TÍNH BỘ TRUYỀN CẤP CHẬM BÁNH TRỤ, RĂNG THẲNG

5/Chọn hệ số chiều rộng vành

Do bánh nằm đối xứng ổ trục nên ψba=0,3-0,5 Chọn ψba=0,4

Khi đó: ψbd= ψba(u2+1)/2=0,4.(3,48+1)/2=0.89

Tra bảng 6.4, chọn được: KHβ=1,04 ; KFβ=1,07

6/ Xác định khoảng cách trục

Giả sử bỏ qua ma sát và tởn thất cặp ở lăn, đó:

Momen xoắn T2 = T1.u1t = 56703 5,765 ~ 326893 Nmm

Khoảng cách trục:

aw = 50 (u2+1)√

𝑇2.𝐾ℎ𝛽 𝜓𝑏𝑎.𝑢.[𝜎ℎ]^2

3

= 50.(3,48+1).√ 326893.1,04 0,4.3,48.481,8^2

3

= 227,83mm

Chọn aw=225mm

7/ Mođun

m = ( 0,01  0,02 ) a = 2,25  4,5 (mm)

Chọn m=2,5 mm

8/ Xác định số mỗi bánh

Tổng số răng: z1+z2=2aw/m= 2.225/2,5=180

Số bánh dẫn: z1 = 𝑧1+𝑧2

𝑢1+1 = 180/4,48 = 40,17 Chọn z1 = 40

Số bánh bị dẫn: z2 = 180 – 40 =140

9/Tính toán lại tỉ số truyền

u2t = 𝑧2 𝑧1 =

140

40 = 3,5

Đồ n Cơ sở Thiết Kế Má y 15 10/ Xác định các thông số hình học của bộ truyền

Thơng số hình học Cơng thức

Đường kính vịng chia Bánh dẫn d1 =z1.m=40.2,5=100 mm Bánh bị dẫn d2 =z2.m=140.2,5=350 mm

Đường kính đỉnh Bánh dẫn da1= d1+2m=100 +5 =105 mm Bánh bị dẫn da2= d2+2m=350 +5=355 mm

Đường kính đáy Bánh dẫn df1= d1-2,5m=100 -2,5.2,5=93,75 mm Bánh bị dẫn df2=d2-2,5m=350 -2,5.2,5=343,75mm

Chiều rộng vành Bánh bị dẫn b2=aw ψba=225.0,4=90 mm Bánh dẫn b1=b2+6=90+6=96mm

Chọn góc ăn khớp αtω = 20o

11/ Vận tốc vòng, chọn cấp chính xác

v= 𝜋𝑑1𝑛1

60000 𝑢(1𝑡)=

𝜋100.960

5,765.60000 = 0,87 m/s

Nội suy bảng 6.3, chọn cấp xác với vgh = m/s

12/ Tính lực tác dụng lên bộ truyền

- Lực vòng: Fv = Fv1= Fv2=

2.𝑇2 𝑑1 =

2.326893

100 = 6538 N

- Lực pháp tuyến: Fn1 = Fn2 =

𝐹𝑣 𝑐𝑜𝑠 20 =

6538

𝑐𝑜𝑠 20 = 6956 N

- Lực hướng tâm: Fr1 = Fr2 = Fv.tan 20=6538 tan20 = 2380 N

13/ Hệ số dạng

- Đối với bánh dẫn: YF1 = 3,47+13,2/z1= 3,47+13,2/40 = 3,8

Đồ n Cơ sở Thiết Kế Má y 16 Đặc tính so sánh đợ bền bánh (đợ bền uốn):

- Bánh dẫn: [σF1]/ YF1 = 220,5

3,8 = 58

- Bánh bị dẫn: [σF2]/ YF2 = 207

3,56 = 58,15

14/ Kiểm nghiệm Ứng suất tiếp xúc

σH =

𝑍𝑚𝑍ℎ𝑍є

𝑑1 √

2𝑇2.𝐾ℎ𝛽.𝐾ℎ𝑣.(𝑢+1) 𝑏𝜔.𝑢 (3)

Trong

Zm = 275 Mpa1/2

ZH = 1,76

Zε = 0,96

KHV = 1,05 ( tra bảng 6.5)

Thay giá trị vào (3), ta có:

σH =

275.1,76.0,96 100 √

2.326893.1,04.1,05.(3,5+1)

90.3,5 = 469,2MPa

σH = 469,2MPa < [σH] = 481,8 MPa

=> Thỏa mãn điều kiện tiếp xúc

15/ Kiểm tra Ứng suất uốn

σF1 = 2.T2.YF1 KFβ.KFV /(d1.bω m) (4)

Trong đó:

KFβ = 1,07 ( tra bảng 6.4) KFV = 1,1 ( tra bảng 6.5)

Thay giá trị có vào (4), tađược:

σF1 =

2.326893.3,8.1,07.1,1

Đồ n Cơ sở Thiết Kế Má y 17 σF2 = (YF2/YF1) σF1 = (3.56/3.8).130 = 122 MPa < [σF2] = 207 MPa

Do vậy, độ bền uốn thỏa mãn

16/ Kiểm nghiệm về tải

Ta có: Kqt =T max/T =1 ,8

[σH1max] = σH (Kqt)1/2 = 469,2.1,81/2 = 629,5 Mpa < [σHmax] = 1260 Mpa

[σF1max] = σF1 Kqt = 130.1,8= 234 Mpa < [σF1max] = 464 Mpa

[σF2max] = σF2 Kqt = 122.1,8= 220 Mpa < [σF1max] = 360 Mpa

BẢNG THÔNG SỐ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG THẲNG

THÔNG SỐ TRỊ SỐ

Số bánh nhỏ Z1 = 40

Số bánh lớn Z2 = 140

Tỉ số truyền Ubrt = 3,5

Đường kính vòng lăn bánh - Bánh dẫn: dw1 = 100 (mm)

- Bị dẫn :dw2 = 350 (mm)

Đường kính đỉnh - da1 = 105 (mm)

- da2 = 355 (mm)

Đường kính chân - df1 = 93,75(mm)

- df2 = 343,75(mm)

Chiều rộng vành - bw = 90(mm)

Đồ n Cơ sở Thiết Kế Má y 18 Phần II

THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC HAI CẤP BÁNH RĂNG CÔN - TRỤ

(Các số liệu của bài toán giống Phần I)

Xác định tỉ số truyền:

u1 : Tỉ số truyền cấp nhanh, bánh côn, thẳng

u2 : Tỉ số truyền cấp chậm, bánh trụ, thẳng

Phương trình độ bền cho hộp giảm tốc bánh côn - trụ cấp:

λkck3 u14/[(uh+u1).uh2] = (1)

Trong đó: λk = 2,25.ψbd2.[K02]/((1- Kbe) Kbe.[K01])

ck =

𝑑(𝑤22)

𝑑(𝑒21), thường nằm khoảng (1:1,4)

Chọn Kbe=0,25; ck = 1,15; ψbd2 =1,1; [K01] ~ [K02]

Suy ra: λk =

2,25.1,1

(1−0,25).0,25 = 13,2

=> λkck3 = 13,2 1,153 = 20, thay vào phương trình (1) có:

20 u14/[(20+u1).202] =

 u1=4,75 ; u2=20/ u1 = 20/4,75=4,21

1/ Chọn vật liệu cho bánh dẫn, bánh bị dẫn cho cả cấp Thép C45 cải thiện

Bánh dẫn: HB1=245; σb1=850Mpa; σch1= 580Mpa

Bánh bị dẫn: HB2=230; σb2=750Mpa; σch2= 450Mpa

2/ Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép -Số chu kì làm việc sở:

NHO1 =30.HB12,4=30.2452,4=16,3.106 chu kì

NHO2 =30.HB22,4 =30.2302,4 =14.106 chu kì

-Vì tải trọng thay đổi theo bậc

Đồ n Cơ sở Thiết Kế Má y 19 NHE1 =60c∑(Ti/Tmax)3 niti

=60.1.960[(T1/T)3t1 +(T2/T)3t2 +(T3/T )3t3]

=60.960[ t1 +(0.8T/T)3t2+(0.5T/T)3t3]

=60.960[0,3+0,83.0,3 +0,53.0,4].12000 =348.106 chu kì

NHE2 = NHE1/u1 =348.106 /4,75 = 73,3.106 chu kì

Vì NHE1>NHO1; NHE2>NH02

=>KHL1= KHL2=1

Theo bảng 6.13, giới hạn mỏi tiếp xúc xác định sau:

σOHlim=2.HB+70

=> σOH1lim=2.245+70=2.245+70=560MPa

σOH2lim=2.230+70=2.230+70=530Mpa

Ứng suất tiếp xúc cho phép tính theo cơng thức: [σH] = σOHlim.KHL/SH

Vì thép tơi cải thiện: SH=1,1

+ Bánh dẫn: [σH1]= σOH1lim

1

1,1= 560

1,1= 509,1 Mpa

+ Bánh bị dẫn: [σH2]= σOH2lim

1

1,1= 530

1,1= 481,8 Mpa

 Ứng suất tiếp xúc cho phép áp dụng cho cấp: [σH]=min([σH1], [σH2]) = 481,8 Mpa

3/ Xác định ứng suất ́n cho phép -Số chu kì làm việc sở:

NFO1 = NF02 =5.106 chu kì

=>Số chu kì làm việc tương đương:

NFE1=60c.n1∑(Ti/Tmax)niti

=60.960(0,3+0,86.0,3+0,56.0,4)12000=266.106 chu kì

NFE2=NFE1/u1=56,5.106 chu kỳ

Đồ n Cơ sở Thiết Kế Má y 20 =>KFL1= KFL2=1

Theo bảng 6.13, giới hạn mỏi uốn xác định sau:

σOFlim=1.8HB

=> σOF1lim=1,8.245=441 MPa

σOF2lim=1,8.230=414 Mpa

Ứng suất uốn cho phép: [σF] =σFlim.KFL/SF

Chọn SF=

Ta có: [σF1] =σF1lim.KFL1/SF = 441/2= 220,5 MPa

[σF2] =σF2lim.KFL2/SF = 414/2= 207 Mpa

4/ Ứng suất quá tải cho phép

[σH]max=2,8 σch2=2,8.450=1260 Mpa;

[σF1]max=0,8 σch1=0,8.580=464 Mpa

Đồ n Cơ sở Thiết Kế Má y 21

A - BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CÔN RĂNG THẲNG

5/Tính toán sơ bợ Chiều dài ngồi Re và Đường kính chia ngồi de

- Chiều dài ngồi

Với Kbe=0,25 => Kbe.u1/(2- Kbe)= 0.25.4,75/(2-0,25)= 0,678

Nợi suy bảng 6.18, tìm KHβ = 1,15

Chiều dài côn ngoài xác định theo công thức:

Re= KR.(u12+1)1/2.(T1 KHβ/[(1- Kbe) Kbe.u1 [σH]2])1/3

Vì bợ truyền bánh thẳng thép nên có:

KR = 0,5 Kd = 0,5.100 = 50 MPa 1/3

Thay số:

Re=50.(4,752+1)1/2 (56703 1,15/[(1- 0,25) 0,25.4,75 481,82)1/3 = 165,2 mm

- Đường kính vịng đỉnh bánh dẫn

d’e1= 95 (T1 KHβ/[0,85.(1- 0,5Kbe)2 Kbe.u1 [σH]2])1/3

= 95 (56703 1,15/[0,85.(1- 0,25/2)2 0,25.4,75 481,82)1/3 = 68 mm 6/Các thông số ăn khớp

-Số bánh dẫn sơ bộ:

Tra bảng 6.19 theo d’e1 u1, ta chọn số z1p = 15

Với HB<350, ta chọn: z’1 = 1,6 z1p = 1,6.15 =24

-Đường kính trung bình sơ bộ: d’m1 = d’e1/(1-0,5Kbe) = 68/(1-0,5.0,25)= 59,5 mm

-Mơ đun trung bình sơ bợ: m’m= d’m1/z1 = 59,5/24 = 2,48 mm

-Mơ đun vịng ngoài sơ bợ: m’e = m’m /(1-0,5Kbe) =

2,48

1−0,5.0,25 = 2,83mm

Lấy theo tiêu chuẩn: me = 3mm

Tính tốn lại:

-Mơ đun vịng trung bình: mm = me (1-0,5Kbe) = 3.(1- 0,5.0,25) = 2,625 mm

-Đường kính trung bình bánh dẫn: dm1 = z1.mm=23.2,625 = 60,38 mm

Đồ n Cơ sở Thiết Kế Má y 22 -Đường kính chia ngồi bánh bị dẫn: de2 = z2.me =109.3 =327 mm

-Chiều dài ngồi: Re = 0,5.me.(z12 + z22)1/2 = 0,5.3.(232 + 1092) = 167,1 mm

-Số :

Bánh dẫn: z1 = dm1/ mm = 59,5/2,625 = 22,67

Chọn z1 = 23

Bánh bị dẫn: z2 = z1.u1 = 23.4,75 = 109,25

Chọn z2 = 109

-Tỉ số truyền thực

u = 109

23 = 4,74

Sai lệch (4,74-4,75).100%/4,75 = 0,21% nằm khoảng cho phép

-Chiều rộng vành răng: b = Kbe Re =0,25.167,1 = 41,775 mm

Chọn b=45 mm

-Góc mặt chia:

δ1 = arctan(1/u) = arctan(23/109) = 11,915o

δ2 = 90o - δ1 = 78,085o

-Dịch chỉnh: Với z1 =23 , chọn hệ số dịch chỉnh đều: x1 = 0,4; x2 = - 0,4

7/ Kiểm nghiệm bộ truyền côn

 Kiểm nghiệm theo độ bền tiếp xúc

Ta có: σH = ZM ZH Zє√

𝟐𝑻.𝑲𝒉√(𝑼^𝟐+𝟏)

𝟎,𝟖𝟓.𝒃.𝒅(𝒎𝟏)^𝟐.𝒖 <= [σH] (5)

Trong đó: ZM =274 MPa1/3

ZH = 1,76 (với β=0 và x1 + x2 = 0)

Zє = √𝟒−є𝜶

𝟑 , với єα = 1,88-3,2(1/z1 + 1/ z2)= 1,88-3,2(1/23+1/109) = 1,71

Do đó: Zє = 0,874 KH =KHα KHβ KHv

Với bánh côn thẳng: KHα =

-Vận tốc vòng: v=πd1n1/60000 = 3,14.60,38.960/6000 =3,03 m/s

Đồ n Cơ sở Thiết Kế Má y 23

vH = δH.g0.v.(dm1.(u+1)/u)1/2

Tra bảng 6.20 có: δH = 0,006

Tra bảng 6.21 có : g0 = 56

 vH = 0,006.56.3,03.(60,38(4,74+1)/4,74)1/2 = 8,7

KHv =1+ vH.b.dm1/(2T1 KHα KHβ)

= 1+8,7.45.60,38/(2.56703.1.1,15 = 1,18

Vậy : KH = 1,15.1,18 =1,357

Thay tất số liệu vừa có vào (5):

σH = 274.1,76.0,874.√(2.56703.1,357√(4,74^2 + 1)/(0,85.45.60,38^2.4,74))

= 447,6 MPa

-Tính xác Ứng suất tiếp xúc cho phép [σH]:

[σH]=([σOHlim]/SH).ZR.ZV ZxH.KHL

Do v< 5m/s => ZV =

Ra = 2,5…1,25 μm nên ZR = 0,95

da < 700 mm nên : KXH =

 [H] = 481,8.0,95 = 457,71 MPa

Như vậy: H < [H]

 Cặp bánh côn thỏa mãn điều kiện tiếp xúc

 Kiểm nghiệm theo độ bền uốn

Ta có:

1 F F1

F1

tm m1 2.T K Y Y Y

0,85.b.m d

 

Đồ n Cơ sở Thiết Kế Má y 24 Trong đó:

-Vì thẳng: Yβ =

-KF = KF KF KFv (7)

Với KFα = ( thẳng)

Ta có: Kbe = b/Re = 45/167,1 = 0,269

Suy ra, tỉ số: Kbe.u/(2- Kbe) = 0,269.4,74/(2-0,269) ~ 0,73

Nợi suy bảng 6.18, tìm KFβ = 1,3

-Để tính KFv , có:

KFv =1+ vF.b.dm1/(2T1 KFα KFβ)

Trong đó: vF = δF.g0.v.(dm1.(u+1)/u)1/2

Tra bảng 6.20 có: δF = 0,016

Tra bảng 6.21 có : g0 = 56

 vF = 0,016.56.3,03.(60,38(4,74+1)/4,74)1/2 = 23,2

 KFv = 1+23,2.45.60,38/(2.56703.1.1,3) = 1,43

Thay vào (7), được:

KF = 1,3.1 1,43 =1,86

-Yє = 1/ єα =1/1,71 = 0,58

-YF1 : hệ số dạng răng, tra bảng 6.22, ứng với x1 =0.4, x2 =- 0.4 ta được:

YF1 = 3,45, YF2 = 3,65

Thay hết giá trị tính toán vào (6):

σF1 =

2.56703.1,86.0,58.1.3,45

0,85.45.2,625.60,38 = 69,62 MPa < [σF1] = 220,5 MPa

F2 = F1 YF2/YF1 = 69,62.3,65/3,45 = 73,65 MPa < [σF2] = 207 MPa

Đồ n Cơ sở Thiết Kế Má y 25

 Kiểm nghiệm về tải Hệ số tải: Kqt = 1,8

Hmax = H Kqt1/2 = 447,6.1,81/2 =600,52 Mpa < [σH]max=1260 Mpa;

F1max = F1.Kqt = 69,62 1,8= 125,32 MPa < [σF1]max=464 Mpa

F2max = F2.Kqt = 73,65 1,8= 132,57 MPa < [σF2]max=360 Mpa

BẢNG THÔNG SỐ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CÔN RĂNG THẲNG

THƠNG SỐ TRỊ SỐ

Chiều dài ngồi Re = 167,1 mm

Chiều dài trung bình Rm = 144,6 mm

Mơ đun vịng ngoài me = 3mm

Đường kính vịng chia ngồi de1= 69; de2= 327 mm

Đường kính trung bình dm1= 60,38; dm2= 286,13 mm

Chiều rộng vành b= 45 mm

Tỉ số truyền 4,74

Số Z1 =23 ; Z2 =109

Góc nghiêng β =

Góc chia δ1 = 11,915o ; δ2 = 78,085o

Chiều cao ngoài he = 6,6 mm

Chiều cao đầu ngoài hae1 = 4,19 mm; hae2 = 1,81 mm

Chiều cao chân ngoài hfe1 = 2,41 mm; hfe2 = 4,79 mm

Đường kính đỉnh ngoài dae1 = 73 mm; dae2 = 327 mm

Mođun vịng trung bình mm = 2,625 mm

Khoảng lệch tâm bánh

răng tiếp tuyến e =

Góc nghiêng mặt mút βe =

Đồ n Cơ sở Thiết Kế Má y 26

B - BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG THẲNG

5/Chọn hệ số chiều rộng vành

Do bánh nằm đối xứng ổ trục nên ψba=0,3-0,5 Chọn ψba=0,4

Khi đó: ψbd= ψba(u2+1)/2=0,4.(4.21+1)/2=0.896

Từ bảng 6.4, chọn được: KHβ=1,04; KFβ=1,08

6/ Xác định khoảng cách trục

Giả sử bỏ qua ma sát và tổn thất cặp ở lăn, đó:

Momen xoắn T2 = T1.u1t = 56703 4,74 ~ 268772 Nmm

Khoảng cách trục:

aw= 50(u+1)√

𝑇2.𝐾ℎ𝛽 𝜓𝑏𝑎.𝑢.[𝜎ℎ]^2

3

= 50.(4,21+1).√ 268772.1,04 0,4.4.21.481,8^2

3

= 232,94 mm

Chọn aw=230mm

7/ Mođun

m = ( 0,01  0,02 ) a = 2,3  4,6 (mm)

Theo tiêu chuẩn, chọn m=3 mm

8/ Xác định số mỗi bánh

Số bánh dẫn: z1 = 𝑧1+𝑧2

𝑢1+1 = 2.aω/(m.(u1 +1)) =

2.230

3.(4.21+1) = 29,43

Chọn z1 = 29

Số bánh bị dẫn: z2 =29.4,21 ~ 122

9/Tính toán lại tỉ số truyền

u2t = 𝑧2 𝑧1 =

122

29 = 4,2

Đồ n Cơ sở Thiết Kế Má y 27 10/ Xác định các thông số hình học của bợ trùn

Thơng số hình học Cơng thức

Đường kính vịng chia Bánh dẫn d1 =z1.m=29.3=87 mm

Bánh bị dẫn d2 =z2.m=122.3=366 mm

Đường kính đỉnh Bánh dẫn da1= d1+2m=87 +6 =93 mm Bánh bị dẫn da2= d2+2m=366 +6=372 mm

Đường kính đáy Bánh dẫn df1= d1-2,5m=87 -2,5.3=79,5 mm Bánh bị dẫn df2=d2-2,5m=366 -2,5.3=358,5mm

Chiều rộng vành Bánh bị dẫn b2=aw ψba=230.0,4=92 mm Bánh dẫn b1=b2+6=92+6=98mm

Chọn góc ăn khớp αtω = 20o

11/ Vận tớc vòng, chọn cấp chính xác

v= 𝜋𝑑1𝑛1

60000 𝑢(1𝑡)=

𝜋87.960

4,74.60000 = 0,922 m/s

Nợi suy bảng 6.3, chọn cấp xác với vgh = m/s,

Theo bảng 6.21 xác định go = 73

12/ Tính lực tác dụng lên bợ trùn

- Lực vịng: Fv = Fv1= Fv2=

2.𝑇2 𝑑1 =

2.268772

87 = 6179 N

- Lực pháp tuyến: Fn1 = Fn2 =

𝐹𝑣 𝑐𝑜𝑠 20 =

6179

𝑐𝑜𝑠 20 = 6576 N

- Lực hướng tâm: Fr1 = Fr2 = Fv.tan 20=6179 tan20 = 2249 N

14/ Hệ số dạng

Đồ n Cơ sở Thiết Kế Má y 28 - Đối với bánh bị dẫn: YF2 = 3,47+13,2/z2= 3,47+13,2/122 = 3,58

Đặc tính so sánh độ bền bánh (độ bền uốn):

- Bánh dẫn: [σF1]/ YF1 = 220,5

3,92 = 56,25

- Bánh bị dẫn: [σF2]/ YF2 = 207

3,58 = 57,82

15/ Kiểm nghiệm Ứng suất tiếp xúc

σH =

𝑍𝑚𝑍ℎ𝑍є

𝑑1 √

2𝑇2.𝐾ℎ𝛽.𝐾ℎ𝑣.(𝑢+1)

𝑏𝜔.𝑢 (8)

Trong KHV tính theo cơng thức:

KHV = 1+vH.bω.d1/(2.T2 KHβ KHα)

vH= δH.go.v.(aω/u2t)1/2

= 0,006.73.0,922.(230/4,2)1/2 = 2,98

(δH = 0,006 tra theo bảng 6.20; KHα = bánh thẳng )

Suy ra: KHV = 1+2,98.92.87/(2.268772 1,04) = 1,043

Thay giá trị vừa tìm vào (8), ta có:

σH =

275.1,76.0,96 87 √

2.268772.1,04.1,06.(4,2+1)

92.4,2 = 476,9 MPa

σH = 476,9MPa < [σH] = 481,8 MPa

=> Thỏa mãn điều kiện tiếp xúc

16/ Kiểm tra Ứng suất uốn

σF1= 2YF1.T2.KFβ.KFV/(d1.bωm) (9)

Để tính KFv , có:

KFv =1+ vF.b.dm1/(2T2.KFα.KFβ)

Trong đó:

Đồ n Cơ sở Thiết Kế Má y 29 KFβ = 1,08 ( tra bảng 6.4)

vF = δF.g0.v.( aω/ u2t)1/2

Tra bảng 6.20 có: δF = 0,016

Tra bảng 6.21 có : g0 = 73

 vF = 0,016.73.0,922.(230/4,2)1/2 = 7,97

 KFv = 1+7,97.92.87/(2.268772.1,08) = 1,11

Thay hết vào (9), được:

σF1=

2.3,92.268772.1,08.1,11

87.92.3 =105,2 Mpa < [σF1] = 220,5 MPa

σF2 = (YF2/YF1) σF1 = (3.58/3.92) 105,2 = 96,07 MPa < [σF2] = 207 MPa

Do vậy, độ bền uốn thỏa mãn

BẢNG THÔNG SỐ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG THẲNG

THÔNG SỐ TRỊ SỐ

Số bánh nhỏ Z1 = 29

Số bánh lớn Z2 = 122

Tỉ số truyền Ubrt = 4,2

Đường kính vịng lăn bánh - Bánh dẫn: dw1 = 87 (mm)

- Bị dẫn :dw2 = 366(mm)

Đường kính đỉnh - da1 = 93 (mm)

- da2 = 372 (mm)

Đường kính chân - df1 = 79,5(mm)

- df2 = 358,5(mm)

Chiều rộng vành - bw = 92(mm)

Đồ n Cơ sở Thiết Kế Má y 30 PHẦN III – PHỤ LỤC