Tính toán thiết kế các chi tiết máy

1. 2: Phân bố tỷ số truyền

2.2. Tính toán thiết kế các chi tiết máy

2.2.1 Tính toán bộ truyền cấp nhanh.

2.2.1.1. Chọn vật liệu và nhiệt luyện bánh răng.

Do bộ truyền tải có tải trọng trung bình, không có yêu cầu gì đặc biệt. Theo bảng 6.1 Tài liệu [1] ta chọn vật liệu làm cập bánh răng như sau:

Bánh răng chủ động: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241….285 có

850MPa

, ch1 580MPa

,ta chọn độ rắn HB1 250HB

Bánh răng bị động: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192…240 có 750MP

,ch2

450MPa

, ta chọn độ rắn HB2 235HB.

2.2.1.2. Ứng suất cho phép.

a. Ứng suất tiếp xúc cho phép. Ta có:

σH =σ0H lim

Giới hạn mỏi tiếp xúc tương ứng với chu kì cơ sở được cho trong bảng 6.2[1]:

σ0H lim12H 1 70 2.250 70 570MPa

σ0H lim 22H 2 70 2.235 70 540MPa

Hệ số tuổi thọ KHL được xác định theo công thức (6.3) Tài liệu [1]:

KHL=mH NHO N

trong đó: NHE - số chu kỳ làm việc tương đương NHO - số chu kỳ làm việc cơ sở

mH - bậc của đường cong mỏi, có giá trị bằng 6.

Số chu kỳ làm việc tương đương được xác định theo công thức (6.7) Tài liệu [1]:

Vì số vòng quay chỉ ăn khớp một lần nên c 1

n NHE 60.c. L h .ni . i 1 Ta có : mH 6 ;Lh 7,5.8.2.300 36000(h) NHE 60.c. N HE1 60.1. N HE2 Theo công thức (6.5) ta có: NHO 30.H2,4 Trong đó

NHO

HHB

NHO1 =30H2,4HB1 =30.2502,4 =1,7.107 chu kỳ NHO2 =30H2,4HB 2 =30.235 2,4 =1,47.107 chu kỳ Do NHE 1 N HO1 , N HE 2 N HO 2 nên K HL1 K HL 2 1

Hệ số an toàn có giá trị theo bảng 6.2 Tài liệu [1]:

sH 1,1

Theo công thức (6.1a) ta có: [ ] H0 lim.K

H SH

Ứng suất tiếp xúc cho phép sơ bộ của từng bánh răng : σH1 =

σH2 =

Đây là bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng nên theo công thức (6.12)Tài liệu [1] ta có:

Với cấp nhanh dùng răng nghiêng và tính ra NHE đều lớn hơn NHO nên K

HL 1do đó

H minH 2490, 9

b. Ứng suất uốn cho phép.

Khi chưa có kích thước bộ truyền ta có thể chọn sơ bộ theo (6.2a) Tài liệu [1] với bộ truyền quay 1 chiều (KFC = 1), ta được:

F 0F lim .K

FC.K

Giới hạn mỏi uốn, tương ứng với chu kỳ cơ sở NFO được chọn phụ thuộc vào độ rắn bề mặt, phụ thuộc vào phương pháp nhiệt luyện, tra theo bảng 6.2 Tài liệu [1].

0F lim1 1,8 H HB1 1,8.250 450 MPa. 0F lim 2 1,8 H HB 2 1,8.235 423 MPa.

Hệ số tuổi thọ KFL xác định theo công thức 6.4 Tài liệu [1].

KFL=6 NFO N FE Số chu kỳ cơ sở: NFO4.106 chu kỳ.

Số chu kỳ làm việc tương đương theo công thức (6.8) Tài liệu [1]:

N =60c

NFE1 60.1.

NFE2 60.1.

Do toàn bộ số chu kỳ làm việc tương đương đều lớn hơn số chu kỳ làm việc cơ sở nên ta có:

KFL1

FL2

Hệ số an toàn có giá trị theo bảng 6.2 Tài liệu [1]: s

F 1,75

Ứng suất uốn cho phép sơ bộ của từng bánh răng:

σF1 = 450.1 =257,14

1,75 MPa.

σF2 = 423.1

241, 71 1,75MPa

2.2.1.3. Hệ số chiều rộng vành răng và hệ số tập trung tải trọng.

a) Hệ số chiều rộng vành răng

Chiều rộng vành răng được xác định theo tiêu chuẩn dựa vào bảng 6.6 Tài liệu [1]. ψba =0,28

Ta suy ra giá trị ψ

bd dựa vào công thức (6.16)Tài liệu [1] ψbd =0,53.ψba .(u 1) 0,53.0,28.(3,6 1) 0,68

b) Hệ số tập trung tải trọng K

KH1,05 ,KF 1,03

2.2.1.4. Khoảng cách trục.

Khoảng cách trục được tính theo công thức (6.15a) Tài liệu [1]:

aw Ka .(u2 1).3 Trong đó: Ka T2 Lấy aw 200 (mm) 2.2.1.5. Thông số ăn khớp. a) Môđun răng Khi H 1, H 2 350HB

theo công thức (6.17)Tài liệu [1]

m 0,01 0,02 aw 2 4mm

chọn m 2

theo tiêu chuẩn.

b) Số răng các bánh răng

Đối với bánh răng nghiêng ngoài số răng ta còn phải chọn góc nghiêng β

20o β 8otheo công thức 6.31Tài liệu [1]

2aw cos8o z 2aw cos20o m(u+1) 1 m(u+1) 43,05 z 1 40,86 ta chọn z1 41 răng Số răng bánh bị dẫn: z2 =z 1.u=41.3,6=147,6 răng ta chọn z2 149 răng Ta tính lại tỷ số truyền thực: um = z 2 = 149 3,6 z1 41

Theo công thức (6.32)Tài liệu [1]

β=arccos m(z 1 +z 2 ) =arccos 2(41 149) 18,19o

2aw 2.200

2.2.1.6. Xác định kích thước bộ truyền.

Theo bảng 6.11 Tài liệu [1]: Đường kính vòng chia: d = mz1 cosβ 1 Đường kính vòng lăn: dw1d 1;d w 2 d 2 Đường kính vòng đỉnh: da1d1 2m 86,31 4 90,31mm ; da 2d2 2m 313,67 4 317,67mm Đường kính vòng đáy: df 1d1 2,5m 86,31 5 81,31mm ; 17 download by : skknchat@gmail.com

df 2d2 2,5m 313,67 5 308,67mm

Bề rộng bánh răng:

bw1 =aw ψba 200.0,28 56mm

2.2.1.7. Chọn cấp chính xác cho bộ truyền.

Vận tốc vòng bánh răng, theo công thức (6.40) Tài liệu [1].

v= πdw1 n

1 = .86,31.1458

=6,62m/s

60000 60000

Theo bảng 6.13 Tài liệu [1] ta chọn cấp chính xác 8.

2.2.1.8. Hệ số tải trọng động.

Với vận tốc v 6, 62 m / s

và cấp chính xác 8 tra bảng P2.3[1] ta xác định hệ số tải

trọng: K Hv 1,07; K

Fv 1, 21

2.2.1.9. Xác định các giá trị lực tác dụng lên bộ truyền.

Theo công thức (10.1)– [1] Lực vòng: Ft 1 2T 1 2.62291,15 1435,78N dw1 86,31 Lực hướng tâm: Fr 1 F t 2 .tg tw 1435, 78.tg21, 06 585, 04N cos cos18,19

2.2.1.10. Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc.

Ứng suất tiếp xúc tính toán theo công thức (6.33) [1]:

H Z MZ HZ d w1 Trong đó: 2 T 1KH ( u 1) b u 18

-Hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc với bánh răng trụ nghiêng, theo công thức (6.34)[1] :

-Hệ số cơ tính vật liệu theo bảng 6.5-trang 96-[1]: Z M 274MPa1/3

-Hệ số ảnh hưởng của tổng chiều dài tiếp xúc, theo (6.36c) [1]:

Z 1 Giá trị trùng khớp ngang : 1,88 3,2 -Hệ số tải trọng, theo (6.39) [1]: KHKH . KHv .KH 1, 05.1, 07.1, 09 1, 22 H274.1, 67.0, 77 2.62291,15.1, 22.(3, 6 1) 239,13 MPaH450MPa 86,3156.3,6

Vậy bộ truyền cấp chậm thỏa mãn độ bền tiếp xúc.

2.2.1.11. Kiểm nghiệm ứng suất uốn.

Theo công thức (6.43) và (6.44) [1]: F1 2T 1K FY Y Y F1 F1 b w1 d w1m F2 F1YF2 F2 Y F1 Trong đó: 19 download by : skknchat@gmail.com

Y 1

Y 1 140 0,86

- Hệ số độ nghiêng của răng trụ răng nghiêng.

Y F1 ,Y F 2 - Hệ z v1 z1 cos3 Theo bảng 6.18 -[1] YF1 3,65 ;YF 2 3,60

KF - Hệ số tải trọng khi tính về uốn, theo (6.45) [1]:

KF KF KF KFv 1, 03.1, 27.1, 21 1, 58

F 1

F 2

Vậy độ bền uốn thỏa mãn.

Bảng 2.3: Thông số cơ bản của bộ truyền cấp nhanh

Khoảng cách trục Modul pháp Chiều rộng vành răng Tỷ số truyền Góc nghiêng răng Số răng bánh răng Hệ số dịch chỉnh Đường kính vòng chia Đường kính đỉnh răng Đường kính đáy răng

Góc profin răng Góc ăn khớp

2.2.2 Tính toán bộ truyền cấp chậm.

2.2.2.1. Chọn vật liệu và nhiệt luyện bánh răng.

Do bộ truyền tải có tải trọng trung bình, không có yêu cầu gì đặc biệt. Theo bảng 6.1 Tài liệu [1] ta chọn vật liệu làm cập bánh răng như sau:

Bánh răng chủ động: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241….285 cób1 850MPa

, ch1

580MPa

, ta chọn độ rắn HB1

250HB

Bánh răng bị động: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192…240 cób2

750MPa

, ch2

450MPa

, ta chọn độ rắn HB2 235HB.

2.2.2.2. Ứng suất cho phép

a. Ứng suất tiếp xúc cho phép. Ta có:

σH =σ0H lim Trong đó:

Giới hạn mỏi tiếp xúc tương ứng với chu kì cơ sở được cho trong bảng 6.2[1]: σ0H lim1 2H1 70 2.250 70 570MPa

σ0H lim 2 2 H2 70 2.235 70 540MPa

Hệ số tuổi thọ KHL được xác định theo công thức (6.3) Tài liệu [1]:

KHL=mH NHO N

trong đó: NHE - số chu kỳ làm việc tương đương NHO - số chu kỳ làm việc cơ sở

mH - bậc của đường cong mỏi, có giá trị bằng 6.

Số chu kỳ làm việc tương đương được xác định theo công thức (6.7) Tài liệu [1]:

Vì số vòng quay chỉ ăn khớp một lần nên c 1

n NHE 60.c. L h .ni . i 1 Ta có : mH 6 ;Lh 7,5.8.2.300 36000(h) NHE 60.c. N HE1 60.1. N HE2 Theo công thức 6.5 ta có

Trong đó

NHO : Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về ứng suất tiếp xúc HHB : Độ rắn Brinen NHO1 =30H2,4HB1 =30.2502,4 =1,7.107 chu kỳ NHO2 =30H2,4HB 2 =30.235 2,4 =1,47.107 chu kỳ Do NHE 1 N HO1 , N HE 2 N HO 2 nên K HL1 K HL2 1

Hệ số an toàn có giá trị theo bảng 6.2 Tài liệu [1]:

sH 1,1

Ứng suất tiếp xúc cho phép sơ bộ của từng bánh răng : σH1 =

σH2 =

Đây là bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng nên theo công thức (6.12)Tài liệu [1] ta có:

Với cấp chậm dùng răng nghiêng và tính ra NHE đều lớn hơn NHO nên KHL = 1, do đó

H minH 2490, 9

b. Ứng suất uốn cho phép.

Khi chưa có kích thước bộ truyền ta có thể chọn sơ bộ theo (6.2a) Tài liệu [1] với bộ truyền quay 1 chiều (KFC = 1), ta được:

F 0F lim .K

FC.K

0F lim1 1,8 H HB1 1,8.250 450 MPa. 0F lim 2 1,8 H HB 2 1,8.235 423 MPa.

Hệ số tuổi thọ KFL xác định theo công thức 6.4 Tài liệu [1].

KFL=6 NFO N FE Số chu kỳ cơ sở: NFO4.106 chu kỳ.

Số chu kỳ làm việc tương đương theo công thức (6.8) Tài liệu [1]:

N =60c FE N FE1 60.1. N FE2 60.1.

Do toàn bộ số chu kỳ làm việc tương đương đều lớn hơn số chu kỳ làm việc cơ sở nên ta có:

KFL1

FL2

Hệ số an toàn có giá trị theo bảng 6.2 Tài liệu [1]: s

F 1,75

Ứng suất uốn cho phép sơ bộ của từng bánh răng:

σF1 = 450.1 =257,14

1,75 MPa.

σF2 = 423.1

241, 71

1,75 MPa.

2.2.2.3. Hệ số chiều rộng vành răng và hệ số tập trung tải trọng

a. Hệ số chiều rộng vành răng

Chiều rộng vành răng được xác định theo tiêu chuẩn dựa vào bảng 6.6 Tài liệu [1]. ψba =0,3

Ta suy ra giá trị ψ

bd dựa vào công thức (6.16)Tài liệu [1] ψbd =0,53.ψba .(u 1) 0,53.0,3.(3,6 1) 0,73

b. Hệ số tập trung tải trọng K

KH 1,08 ,KF 1,17

2.2.2.4. Khoảng cách trục

Vì đây là hộp giảm tốc 2 cấp đồng trục nên a

w 200mm.

2.2.2.5. Thông số ăn khớp

a) Môđun răng

Khi H1, H2 <350HB theo công thức (6.17)Tài liệu [1]

m 0,01 0,02 aw 2 4mm

chọn m 2

theo tiêu chuẩn.

b) Số răng các bánh răng

Đối với bánh răng nghiêng ngoài số răng ta còn phải chọn góc nghiêng β

20o β 8otheo công thức 6.31Tài liệu [1]

2aw cos8o z 2awcos20o m(u+1) 1 m(u+1) 43,05 z 1 40,86 ta chọn z1 41 răng Số răng bánh bị dẫn: z2 =z 1.u=41.3,6=147,6 răng ta chọn z2 149 răng Ta tính lại tỷ số truyền thực: 25 download by : skknchat@gmail.com

um = z2 = 149 3.6 z1 41

Theo công thức (6.32)Tài liệu [1]

β=arccos m(z 1 +z 2 ) =arccos 2(41 149) 18,19o

2aw 2.200

2.2.2.6. Xác định kích thước bộ truyền

Theo bảng 6.11 Tài liệu [1]: Đường kính vòng chia: d = mz1 cosβ 3 Đường kính vòng lăn: dw 3d 3; d w 4 d 4 Đường kính vòng đỉnh: da 3d3 2m 86,31 4 90,31mm ; da 4d4 2m 313,67 4 317,67mm Đường kính vòng đáy: df 3d 3 2,5m 86,31 5 81,31mm ; df 4d4 2,5m 313,67 5 308,67mm Bề rộng bánh răng: bw =aw ψba 200.0,3 60mm 2.2.2.7. Chọn cấp chính xác cho bộ truyền

Vận tốc vòng bánh răng, theo công thức (6.40) Tài liệu [1].

v= πdw3 n

2 =1,84m/s

60000

Theo bảng 6.13 Tài liệu [1] ta chọn cấp chính xác 9.

2.2.2.8. Hệ số tải trọng động

Với vận tốc trọng:

2.2.2.9. Xác định giá trị lực tác dụng lên bộ truyền Theo công thức (10.1)– [1] Lực vòng: Ft 3 2T 2 2.215523,45 4967,69N dw3 86,77 Lực hướng tâm: Fr 3 F t 3 .tg tw 4967, 69.tg21, 06 2024, 21N cos cos18,19

2.2.2.10. Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc

Ứng suất tiếp xúc tính toán theo công thức (6.33) [1]:

H Z MZ HZ d w3 Trong đó: -Hệ số xét đến (6.34)[1] : 2T2KH ( u 1) bwum

-Hệ số cơ tính vật liệu theo bảng 6.5-trang 96-[1]: Z M 274MPa1/3

-Hệ số ảnh hưởng của tổng chiều dài tiếp xúc, theo (6.36c) [1]:

Giá trị trùng khớp ngang :

1,88 3, 2

-Hệ số tải trọng, theo (6.39) [1]:

KHKH .KHv .KH 1, 08.1, 03.1,13 1, 26

H274.1, 67.0, 77 2.215523, 45.1, 26.(3, 6 1) 436, 7 MPaH450MPa

86,3160.3,6

Vậy bộ truyền cấp chậm thỏa mãn độ bền tiếp xúc.

2.2.2.11. Kiểm nghiệm ứng suất uốn

Theo công thức (6.43) và (6.44) [1]: 2T 2K FY Y Y F1 F 1 bwdw3m F1 F 2 Y F1 Trong đó: Y 1 Y 1 140 0,87

- Hệ số độ nghiêng của răng trụ răng nghiêng.

Y F1,Y F 2 - Hệ z v1 z1 cos3 Theo bảng 6.18 -[1] YF1 3,65 ;YF 2 3,60

KF - Hệ số tải trọng khi tính về uốn, theo (6.45) [1]:

F 1 2.215523, 45.1,71.0,59.0,87.3, 65 132, 63MPa F1 257,14MPa 60.86, 31.2 F 2 132, 63.3, 60 130,81MPa F 2 241, 71MPa 3,65

Vậy độ bền uốn thỏa mãn.

Bảng 2.3: Thông số cơ bản của bộ truyền cấp chậm

Thông số Khoảng cách trục Modul pháp Chiều rộng vành răng Tỷ số truyền Góc nghiêng răng Số răng bánh răng Hệ số dịch chỉnh Đường kính vòng chia Đường kính đỉnh răng Đường kính đáy răng

Góc profin răng Góc ăn khớp

2.3: Tính toán thiết kế trục và then

Thiết kế trục I, trục II và trục III trong hộp giảm tốc có các thông số đầu vào:

T1 62291,15N.mm ;T2 215523,45N.mm ;T3 745324,44N.mm ;

n1 1458vg / ph ;n2 405vg / ph ;n3 112,5vg / ph

Quy ước các ký hiệu:

k: số thứ tự của trục trong hộp giảm tốc

i: số thứ tự của tiết diện trục trên đó lắp các chi tiết có tham gia truyền tải trọng

i = 0 và 1 : các tiết diện trục lắp ổ

i = 2.s: với s là số chi tiết quay

lk 1 : khoảng cách trục giữa các gối đỡ 0 và 1 trên trục thứ k

lki : khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện thứ i trên trục thứ k

lmki : chiều dài mayo của chi tiết quay thứ i (lắp trên tiết diện i) trên trục.

lcki : khoảng công- xôn trên trục thứ k, tính từ chi tiết thứ i ở ngoài hộp giảm tốc đến gối đỡ

Bki : chiều rộng vành bánh răng thứ i trên trục k

2.3.1: Vật liệu chế tạo trục và ứng suất cho phép.

Thép C45 có các ứng xuất theo : b 785MPa

; ch 540MPa

; ch 324MPa

;

1 383MPa

; 1 226MPa

; 85, 70, 65 ứng với trục có đường kính lần lượt 30, 50 hoặc 100mm.

Chọn; 15MPa

đối với trục vào; 30MPa

đối với trục ra; 20MPa

đối với trục trung gian.

2.3.2: Thiết kế sơ bộ theo mô men xoắn.

Theo công thức (10.9) Tài liệu [1] ta có: d

0,2 τ

Đường kính trục xác định theo momen xoắn, theo (10.9)[1]:

0, 2

Đường kính trục I theo momen xoắn:

d1 3

62291,15

Đường kính trục II theo momen xoắn:

d2 3 215523, 45

37, 77mm

0,2.20

Đường kính trục III theo momen xoắn:

d 3 3 745324, 44

49,89mm

0, 2.30

Suy ra: d1 27,48mm;d2 37,77,1mm;d3 49,89mm Theo tiêu chuẩn bảng 10.2 tài liệu [1] ta chọn:

d1 30mm; d2 40mm; d3 50mm

Suy ra: bo1 19mm; b

o 2 23mm; b

o 3 27mm

2.3.3: Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực

Ta xác định các hệ số sau theo bảng 10.3 Tài liệu [1]

1 10 mm :

khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay.

Tính toán thiết kế trục và then

Các chi tiết liên quan đến vỏ hộp