0
Tải bản đầy đủ (.docx) (129 trang)

Thiết kế bộ truyền răng trụ răng nghiêng cấp nhanh

Một phần của tài liệu BÁO CÁO ĐỒ ÁN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY THIẾT KẾ TRẠM DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI (Trang 38 -50 )

6. Điểm đánh giá (cho từng sinh viên):

3.2. Thiết kế bộ truyền răng trụ răng nghiêng cấp nhanh

Thông số ban đầu:

Công suất trên trục I: NI = 5,6409 (k.W)

Momen xoắn trên trục I: MI = 76347,2151 (N.mm) Số vòng quay trên trục I: nI = 705,6 (vòng/phút) Công suất trên trục II: NII = 5,4443 (k.W)

Momen xoắn trên trục II: MII = 231227,5551 (N.mm) Số vòng quay trên trục II: nII = 224,8567 (vòng/phút) Tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ: ibr = 3,138

Chế độ làm việc: 16 h/ngày, 300 ngày/năm, thời gian làm việc trong 5 năm bộ truyền quay 1 chiều, tải trọng thay đổi theo đồ thị.

3.2.1. Chọn vật liệu

Do hộp giảm tốc chịu tải trọng nhỏ và trung bình có thể dùng thép tôi cải thiện (tôi rồi ram ở nhiệt độ cao).

SVTH: Lê Hoàng Khôi Trang – 21 –

Có thể dùng thép thường hóa hoặc thép đúc dùng để chế tạo bánh răng. Độ rắn bề mặt của răng HB < 350. Với phôi chế tạo bánh răng lớn và nhỏ, ta chọn phôi rèn.

Để có thể chạy mòn tốt, ta nên chọn độ rắn của bánh răng nhỏ lớn hơn độ rắn của bánh răng lớn khoảng từ 20 50 (HB).

HB1 = HB2 + (20 50) (HB)

Vì số chu kì làm việc của bánh nhỏ nhiều hơn bánh lớn, cho nên bánh răng nhỏ được chế tạo bằng vật liệu tốt hơn. Ta có bảng vật liệu làm bánh răng như sau: bảng 3- 8 [1]

Bảng 3.2: Vật liệu chế tạo bánh răng

STT Loại thép

1 Bánh nhỏ

2 Bánh lớn

Ta chọn độ cứng bánh răng HB2 = 180 và HB1 = HB2 + (20 50) (HB) => HB1 = 210 (HB)

3.2.2. Định ứng suất mỏi tiếp xúc và ứng suất mỏi uốn cho phép 3.2.2.1.Ứng suất tiếp xúc cho phép

Ta có công thức số chu kỳ làm việc tương đương của bánh răng trong trường hợp bánh răng chịu tải trọng thay đổi: Theo công thức (3-4) [1]

Mi 3

Ntđ= 60u ∑ ( Mmax) . ni. Ti

Trong đó: u – số lần ăn khớp của một răng khi bánh răng quay một vòng;

Mi – momen xoắn của bánh răng lớn khi làm việc ở chế độ i;

Mmax – momen xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng (ở đây không

tính đến momen xoắn do quá tải trong thời gian ngắn);

ni – số vòng trong một phút khi bánh răng làm việc ở chế độ i;

SVTH: Lê Hoàng Khôi Trang – 22 –

Lê Văn Thạnh

Ti – tổng số giờ bánh răng làm việc ở chế độ i;

Ntđ2 = 60.1. (0,83. 18 + 13. 68 + 0,93.18) . 224,8567. (5.16.300) = 29,31. 107 ≥ 107 = N0 Ntđ1 = Ntđ2.i = 29,31.107.3,138 = 91,97.107 N0 = 107

Ta thấy chu kì làm việc tương đương của bánh lớn và bánh nhỏ đều lớn hơn N0

= 107 nên hệ số chu kì k’N = 1.

Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép: CT (3-1) [1] [σ]tx = [σ]Notxk′N

Trong đó: [σ]Notx - ứng suất tiếp xúc cho phép (N/mm2) khi bánh răng làm việc lâu dài. Ta được [σ]Notx = 2,6HB

Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ: [σ]tx1 = 2,6.210.1 = 546 (N/mm2) Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn: [σ]tx2 = 2,6.180.1 = 468

(N/mm2) Lấy trị số nhỏ [σ]tx2 = 468 (N/mm2) để tính toán.

3.2.2.2. Ứng suất uốn cho phép

Răng làm việc hai mặt (răng chịu ứng suất thay đổi đổi chiều), nên theo công thức (3-6) [1] ta có:

σ−1k′′N

[σ]u= nKσ

Trong đó: n – hệ số an toàn. Vì là phôi rèn: thường hóa nên ta chọn n 1,5

K - hệ số tập trung ứng suất ở chân răng. Do là bánh răng bằng thép thường hóa nên ta chọn K 1,8;

k′′N – hệ số chu kì;

σ−1 – giới hạn mỏi uốn trong chu kỳ đối xứng. Do bánh răng làm bằng thép nên

σ−1 = (0,4 ÷ 0,45)σbk.

: giới hạn bền kéo của một số loại thép cho trong bảng 3-8 [1] ta được = 580 (N/mm2) đối với bánh nhỏ và = 480 (N/mm2) đối với bánh lớn.

K’’ =

N tđ

- NO: là số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi uốn, có thể lấy No ≈ 5.106.

SVTH: Lê Hoàng Khôi Trang – 23 –

Lê Văn Thạnh

Bánh răng nhỏ: −1= 0,4.580 = 232 (N/mm2) Ntđ = 60.1.705,6.16.300.5.(0,86.1 8 + 16.6 8 + 0,96.1 8) = 86,28.107 Vì N = 5.106 nên N > N suy ra ′′ = 1 o o Bánh răng lớn: −1= 0,4.480 = 192 (N/mm2) Ntđ = 60.1.224,8567.16.300.5.(0,86.1 8 +16.6 8 + 0,96.1 8) = 27,5.107 N > No suy ra '' = 1 [ ] 2=1,5.1,8192.1 = 71,11 (N/mm2) 3.2.3. Sơ bộ chọn hệ số tải trọng K

Sơ bộ lấy hệ số tải trọng vật liệu có khả năng chạy mòn

K= (1,3 1,5). Ta lấy K = 1,4 do bộ truyền chế tạo bằng và có vận tốc trung bình.

3.2.4. Chọn hệ số chiều rộng bánh răng A

Do bộ truyền bánh răng trụ chịu tải trong trung bình nên ta có A = (0,3 0,45) và ta chọn A = 0,3.

Dùng các công thức trong bảng 3-10 [1] để tính khoảng cách trục A. Ta chọn bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng nên theo công thức 3-10 [1]

3 1,05.106 2 KN

A ≥ ( i±1 ) √( [ ]tx. )

θ'n2

Với ứng suất tiếp xúc cho phép:

[ ] = 2,6.HB = 2,6.180 = 468 (N/mm2) lấy của bánh lớn, [ ] của bánh lớn nhỏ hơn [ ] của bánh nhỏ nên nếu thỏa của bánh lớn thì chấp nhận.

i = 3,138

SVTH: Lê Hoàng Khôi Trang – 24 –

Lê Văn Thạnh

N = 5,6409 (kW) công suất bánh dẫn.

′ ≈1,15÷1,35 là hệ số phản ánh sự tăng khả năng tải tính theo sức bền tiếp xúc,

lấy ′ = 1,35.

Với tất cả thông số trên ta tính được:

A ≥ (3,138+1). √(

Ta chọn A = 150 (mm).

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

Ta có công thức vận tốc vòng của bánh răng trụ: =

. 1. 1

60.1000

=> =

Theo bảng 3-11 [1] ta chọn cấp chính xác của bánh răng nghiêng với v = 2,68 (m/s) ≤ 5 (m/s)

Ta chọn được cấp chính xác là 9.

3.2.6. Định chính xác hệ số tải trọng K và khoảng cách trục A

Hệ số tải trọng K được tính:

K = Ktt. Kđ

Trong đó: Ktt – hệ số tập trung tải trọng. Do bộ truyền chịu tải trọng thay đổi nên ta có thể tính Ktt theo công thức gần đúng:

Ktt =

Trong đó: Kttbảng – hệ số tập trung tải trọng khi bộ truyền chạy không mòn; Ta có: Ψ Tra bảng 3-12 [1] ta tìm được Kttbảng = 1,03. Kđ – hệ số tải trọng động, giải sử b > => K = 1,015.1,2 = 1,218 Lê Văn Thạnh

download by : skknchat@gmail.com

Sai số ∆ = .100 = 13% > 5% khác so với trị số dự đoán nên cần điều

chỉnh lại khoảng cách trục A: Công thức (3-21) [1]

Vì đây là hộp số đồng trục 2 cấp nên chọn An = Ac = 224 (mm)

3.2.7. Xác định số modun, số răng, chiều rộng bánh răng 3.2.7.1.Xác định số modun

Vì đây là bánh răng trụ nên ta tính theo môđun pháp: Công thức (3-22) [1]

mn = (0,01 ÷ 0,02)A = (0,01 ÷ 0,02). 224 = 2,24 ÷ 4,48 (mm) Lấy theo

tiêu chuẩn bảng 3-1 [1] ta có mn = 2,5 Chọn sơ bộ góc nghiêng = 15o, = 0,9659

3.2.7.2. Số răng Số bánh răng dẫn (bánh nhỏ): Công thức (3-26) [1] 1= Lấy Z1 = 42 (răng) Số bánh răng lớn: Công thức (3-27) [1] 2= .1 = 3,138.42 = 131,8 Lấy Z2 = 132 (răng)

Tính chính xác góc nghiêng β theo công thức 3-28 [1]

Cos β =( 1 + 2). =(42+132).2,5= 0,97098

2 2.224 Suy ra β = 13084’

3.2.7.3. Chiều rộng bánh răng

b2 = ψA. A = 0,3.224 = 67,2 (mm)

Chiều rộng b của bánh răng nhỏ lớn hơn chiều rộng của bánh răng lớn khoảng 5 10 (mm) nên ta chọn b1 = 75,2 (mm).

Kiểm tra điều kiện : b >

3.2.8. Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng

SVTH: Lê Hoàng Khôi Lê Văn Thạnh

download by : skknchat@gmail.com

1,4

Để kiểm nghiệm ứng suất uốn sinh ra trong chân răng, ta tính theo công thức 3- 34 [1]: 19,1. 106KN σu = y 2Znbθ′′≤ [σ]u Trong đó:

- : là ứng suất uốn sinh ra tại chân răng (N/mm2).

- y: là hệ số dạng răng được chọn theo số răng tương đương Z của mỗi bánh răng theo bảng 3-18 [1].

Đối với bánh răng trụ răng nghiêng Ztđ = (β)2

- θ′′: là hệ số phản ánh sự tăng khả năng tải khi tính theo sức bền uốn của bánh răng nghiêng so với bánh răng thường (1,4 ÷ 1,6) lấy ′′ = 1,5.

Bánh răng nhỏ K = 1,218

N1 = 5,6409 (kW) Z =

Tra bảng 3-18 [1]: y1 = 0,482 ( = 0) ; b1 = 75,2 (mm)

Ứng suất uốn tại chân răng bánh nhỏ : 19,1.106.1,218.5,6409 σu1 = 0,482.2,52.44,55.705,6.75,2.1,5= 12,3 (N/mm2) ≤ [σ]u1= 85,93 (N/mm2) Bánh răng lớn Z = Tra bảng 3-18 [1]: y2 = 0,517 ( = 0) Theo công thức 3-40 [1]

Ứng suất uốn tại chân răng bánh lớn:

σ = σ

u2 u1

3.2.9. Kiểm nghiệm sức bền tiếp xúc và sức bền uốn khi chịu quá tải đột ngột

Trường hợp bánh răng chịu quá tải (thí dụ lúc mở máy, hãm máy, v.v…) với hệ số quá tải = 2,2.

SVTH: Lê Hoàng Khôi Trang – 27 –

Lê Văn Thạnh

3.2.9.1 Kiểm nghiệm sức bền tiếp xúc

Công thức kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc công thức 3-41 [1]: = √ qt≤ [ ]

Trong đó:

- : ứng suất tiếp xúc.

- [ ] : ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải. Ứng suất tiếp xúc tính theo công thức 3-14 [1]:

1,05.106

=

Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải tính theo công thức 3-43 [1]: Đối với bánh răng nhỏ:

[ ] 1= 2,5.[ ] 1 = 2,5.546 = 1365 (N/mm2) Đối với bánh răng lớn:

[ ] 2= 2,5.[ ] 2 = 2,5.468 = 1170 (N/mm2)

Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc: Đối bánh răng nhỏ:

= tx√ qt≤ [ ] 1

Suy ra: 218,92.√2,2 = 324,71 (N/mm2) ≤ 1365 (N/mm2) (thỏa mãn điều kiện) Đối với bánh răng lớn:

= tx√ qt≤ [ ] 2

Suy ra: 218,92.√2,2 = 324,71 (N/mm2) ≤ 1170 (N/mm2) (thỏa mãn điều kiện)

3.2.9.2 Kiểm nghiệm sức bền uốn

Công thức kiểm nghiệm ứng suất uốn công thức 3-42 [1]: = .Kqt ≤ [ ]

Trong đó:

- : ứng suất uốn.

-[ ] : ứng suất uốn cho phép khi quá tải. Ứng suất uốn:

Đối với bánh răng nhỏ tính theo công thức 3-34 [1]

SVTH: Lê Hoàng Khôi Trang – 28 –

Lê Văn Thạnh

= 19,1.106 .

1

1 Đối với bánh răng lớn tính theo công thức 3-40 [1]:

1 0,482 2

2= 1.

2= 12,3.0,517= 11,47 (N/mm )

Ứng suất uốn cho phép khi quá tải tính theo công thức 3-46 [1]: Đối với bánh răng nhỏ:

[ ] 1= 0,8 1= 0,8.350 = 280 (N/mm2) Đối với bánh răng lớn:

[ ] 2 = 0,8 2= 0,8.240 = 192 (N/mm2)

Kiểm nghiệm ứng suất uốn : Đối với bánh răng nhỏ:

1= 1Kqt ≤ [ ] 1

Suy ra: 12,3.2,2 = 27,06 (N/mm2) ≤ 280 (N/mm2) (thỏa mãn điều kiện) Đối với bánh răng lớn:

2= 2Kqt ≤ [ ] 2

Suy ra: 11,47.2,2 = 25,234 (N/mm2) ≤ 192 (N/mm2) (thỏa mãn điều kiện)

3.2.10. Định các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền

Lực tác dụng lên bánh răng được chia làm ba thành phần Lực vòng P: P =2. = 2.76347,2151= 1412 (N) 1 108,14 Với: Mx = Mtrục dẫn = 76347,2151 (Nmm) d1 = dc1 = Lực hướng tâm Pr: Pr = Lực dọc trục Pa : Pa = . = 1412.tan(13°84’) = 347,87 (N)

3.2.11. Định các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền

SVTH: Lê Hoàng Khôi Trang – 29 –

Lê Văn Thạnh

Bảng 3.4: Các thông số hình học bộ truyền cấp nhanh

CHƯƠNG IV

THIẾT KẾ TRỤC, THIẾT KẾ THEN, CHỌN Ổ

Một phần của tài liệu BÁO CÁO ĐỒ ÁN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY THIẾT KẾ TRẠM DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI (Trang 38 -50 )

×