Tên Thơng Số Giá Trị
Khoảng cách trục Modun pháp Góc ăn khớp Góc nghiêng β Số răng bánh nhỏ Số răng bánh lớn Chiều cao răng Độ hở hướng tâm
Đường kính vịng chia
Đường kính vịng lăn
Đường kính vịng đỉnh răng
Đường kính vịng chân răng
A = 185 (mm) mn = 2,5 = 20° 11°33’ 32 113 h = 2,25.mn = 2,25.2,5 = 5,625 (mm) c = 0,25.mn = 0,25.2,5 = 0,625 dc1 = = = 81,6535 (mm) dc2 = = = 288,3388 (mm) d1 = dc1; d2 = dc2 De1 = dc1 + 2.mn = 81,6535+ 2.2,5 = 86,6535 (mm) De2 = dc2 + 2.mn = 288,3388 + 2.2,5 = 293,3388 (mm) Di1 = dc1 - 2mn -2c = 81,6535 – 2.2,5 – 1,25 = 75,4035 (mm) Di2 = dc2 - 2mn - 2c = 288,3388 – 2.2,5 –1,25 = 282,0888 (mm)
3.2. Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng cấp chậm3.2.1. Chọn vật liệu bánh răng và cách nhiệt luyện 3.2.1. Chọn vật liệu bánh răng và cách nhiệt luyện
SVTH: Dương Tuấn Khải Trang – 20
Vì đây là bộ truyền chịu tải trọng trung bình nên chọn độ rắn bề mặt của răng HB < 350, để có thể chạy mịn tốt ta lấy độ rắn của bánh răng nhỏ lớn hơn độ rắn của
bánh răng lớn 20 HB1 = HB2 Ta dùng bảng 3-6 và 3-8 [1] để chọn vật liệu bánh răng nhỏ và lớn. Bánh răng Bánh nhỏ Bánh lớn
3.2.2. Định ứng suất mỏi tiếp xúc và ứng xuất mỏi uốn cho phép 2.4.2.1. Ứng suất tiếp xúc cho phép
Ta có cơng thức 3-1 [1]:
= . k’N
Trong đó:
- : là ứng suất mỏi tiếp xúc cho phép khi bánh răng làm việc lâu dài theo bảng 3-9 [1].
- k’N: hệ số chu kỳ ứng suất tiếp xúc, tính theo cơng thức 3-2 [1].
k’N = Với:
- No: số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc bảng 3-9 [1].
- Ntđ: số chu kỳ tương đương, trường hợp bánh răng chịu tải trọng thay đổi.
Ntđ = 60 u Trong đó:
- Mi, ni, Ti: lần lượt là moment xoắn, số vòng quay trong một phút và tổng số giờ bánh răng làm việc ở chế độ i.
- Mmax: là moment xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng (khơng tính đến moment xoắn do quá tải trong thời gian rất ngắn).
- u: số lần ăn khớp của một răng khi bánh răng quay một vịng. Nếu Ntđ No thì lấy k’N = 1 Bánh răng nhỏ = 2,6.HB No= 107 Ntđ = 60.1.(0,83. + 13 + 0,93. ).8.300.5.102,8169 = 6,7.107 Ntđ ≥ No nên k’N = 1 = 2,6.HB = 2,6.230 = 598 (N/mm2) Bánh răng lớn = 2,6.HB No= 107 Ntđ = 60.1.(0,83. + 13. +0,93. ).8.300.5. 32,6145 = 2,1.107 Ntđ ≥ No nên k’N = 1 = 2,6.HB = 2,6.200 = 520 (N/mm2)
3.1.2.2. 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:
= Trong đó :
- là giới hạn mỏi uốn trong chu kỳ đối xứng với thép thì ứng với = (0,4 ÷
0,45).
- : giới hạn bền kéo của một số loại thép cho trong bảng 3-8 [1] ta được = 620 (N/mm2) đối với bánh nhỏ và = 560 (N/mm≈2) đối với bánh lớn.
- n: là hệ số an toàn đối với thép cán thường hóa n 1,5. (adsbygoogle = window.adsbygoogle || []).push({});
- : hệ số tập trung ứng suất chân răng, đối với bánh răng thép thường hóa ta được =1,8.
K’’N =
- NO: là số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi uốn, có thể lấy No ≈ 5.106. - Ntd: số chu kỳ tương đương khi tải trọng thay đổi và Ntd = 60.u.
- m: là bậc đường cong mỏi có thể lấy m ≈ 6 đối với thép thường hóa. Bánh răng nhỏ: = 0,4.620 = 248 (N/mm2) Ntđ = 60.1 .(0,86. +16. +0,96. ).8.300.5.102,8169 = 6,2.107 Vì No = 5.106 nên Ntđ > No suy ra = 1 = = 91,8519 (N/mm2) Bánh răng lớn: = 0,4.560 = 224 (N/mm2) Ntđ = 60.1.(0,86. + 16. +0,96. ).8.300.5.32,6145 = 1,9.107 Ntđ > No suy ra = 1 = = 82,9622 (N/mm2) 3.2.3. Chọn sơ bộ hệ số tải trọng
Có thể chọn sơ bộ K = (1,3 1,5). Trị số nhỏ dùng cho các bộ truyền chế tạo bằng vật liệu có khả năng chạy mịn, các ổ bố trí đối xứng so với bánh răng hoặc bộ truyền có vận tốc thấp, ta chọn K = 1,3.
Chọn hệ số chiều rộng bánh răng, đối với bánh răng trụ có thể định = . Bộ truyền chịu tải trung bình = 0,3 0,45, ta lấy = 0,4
Dùng các cơng thức trong bảng 3-10 [1] để tính khoảng cách trục A. Ta chọn bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng nên theo công thức 3-9 [1]
A ( i 1 ) Với ứng suất tiếp xúc cho phép:
= 2,6.HB = 2,6.200 = 520 (N/mm2) lấy của bánh lớn, của bánh lớn nhỏ hơn của bánh nhỏ nên nếu thỏa của bánh lớn thì chấp nhận.
i = = = 3,15
N = 6,2607 (kW) công suất bánh dẫn. Với tất cả thơng số trên ta tính được:
A ( 3,15 + 1 ) = 263,6312 (mm)
Ta chọn A = 265 (mm)
3.2.5. Tính vận tốc vịng v của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh
Vận tốc vòng của bánh răng trụ :
v = = = 0,6875 (m/s)
Theo bảng 3-11 [1] ta chọn cấp chính xác của bánh răng thẳng với v = 0,6875 (m/s) < 3 (m/s). Ta chọn được cấp chính xác là 9. 3.2.6. Tính chính xác hệ số tải trọng K và chọn chính xác khoảng cách trục A K = Ktt . Kđ Trong đó: - Ktt: là hệ số tập trung tải trọng.
Ktt = Tra bảng 3-12 [1] với:
= 0,4. = 0,83
Chọn ổ trục không đối xứng (so với bánh răng), loại trục ít cứng, ta lấy Ktt bảng = 1,22
vậy Ktt = = 1,1
- Kđ: là hệ số tải trọng động, giả sử b tra bảng 3-14 [1]. Cấp chính xác 9 Độ rắn mặt răng < 350 HB Vận tốc vòng v< 3 m/s Ta chọn Kđ = 1,2 Suy ra: K = 1,1.1,2 = 1,32 = .100= 1,54%
Vì chênh lệnh dưới 5% nên khơng cần chỉnh lại trị số khoảng cách trục A. Ta vẫn chọn chính xác A = 265 (mm)
3.2.7. Xác định modun, số răng, chiều rộng bánh răng
Modun được chọn theo khoảng cách trục A
mn = (0,01 0,02).A = (0,01 0,02).265 = 2,65 5,3 Bánh răng thẳng mn = m lấy theo tiêu chuẩn bảng 3-1 [1] m = 4 Số răng bánh dẫn (bánh nhỏ)
Z1 = = = 31,93 răng lấy Z1 = 32 (răng) Số răng bánh lớn
Z2 = i.Z1 = 3,15 . 31,93 = 100,58 lấy Z2 = 101 (răng) Chiều rộng bánh răng
b = . A = 0,4 . 265 = 106 (mm) Ta lấy b2 của bánh lớn = 110 (mm)
Vì là bánh răng trụ nên ta lấy b1 = 115 (mm) lớn hơn b2 5 (mm) (adsbygoogle = window.adsbygoogle || []).push({});
3.2.8. Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng
Để kiểm nghiệm ứng suất uốn sinh ra trong chân răng, ta tính theo cơng thức 3- 33 [1]
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 Ztđ của mỗi bánh răng theo bảng 3-18 [1].
Đối với bánh răng trụ răng thẳng Ztđ = Z. Bánh răng nhỏ: K = 1,32 N2 = 6,2607 (kW) y1 = 0,4006 b1 = 115 (mm) = = 65,0859 (N/mm2) 65,0859 (N/mm2) 91,8519 (N/mm2) (Thỏa mãn điều kiện)
Bánh răng lớn:
y2 = 0,517 theo công thức 3-40 [1]
= . = 65,0859. = 50,4321 (N/mm2) 50,4321 (N/mm2) 82,9622 (N/mm2)
3.2.9. Kiểm nghiệm sức bền bánh răng 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 = 2,3
3.2.9.1. Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc
Công thức kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc công thức 3-41 [1]:
= ≤
Trong đó:
- : ứng suất tiếp xúc.
- : ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải. Ứng suất tiếp xúc tính theo cơng thức 3-13 [1]:
= =
= 510,3695 (N/mm2)
Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải tính theo cơng thức 3-43 [1]: - Đối với bánh răng nhỏ:
= 2,5 = 2,5.598 = 1495 (N/mm2) - Đối với bánh răng lớn:
= 2,5 = 2,5.520 = 1300 (N/mm2) Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc:
- Đối bánh răng nhỏ:
= ≤
Suy ra: 510,3695. = 774 (N/mm2) 1495 (N/mm2) (thỏa mãn điều kiện) - Đối với bánh răng lớn:
= ≤
Suy ra: 510,3695. = 774 (N/mm2) 1300 (N/mm2) (thỏa mãn điều kiện)
3.2.9.2. Kiểm nghiệm ứng suất uốn (adsbygoogle = window.adsbygoogle || []).push({});
SVTH: Dương Tuấn Khải Trang – 27
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 cơng thức 3-33 [1]:
= = = 68,0444 (N/mm2)
- Đối với bánh răng lớn tính theo cơng thức 3-40 [1]:
= . = 68,0444. = 52,7245 (N/mm2) Ứng suất uốn cho phép khi quá tải tính theo cơng thức 3-46 [1]: - Đối với bánh răng nhỏ:
= 0,8 = 0,8.230 = 256 (N/mm2) - Đối với bánh răng lớn:
= 0,8 = 0,8.280 = 224 (N/mm2) Kiểm nghiệm ứng suất uốn :
- Đối với bánh răng nhỏ:
= .Kqt
Suy ra 68,0444.2,3 = 156,5021 (N/mm2) 256 (N/mm2) (thỏa mãn điều kiện) - Đối với bánh răng lớn:
σuqt2 = .Kqt
Suy ra: 52,7245.2,3 = 121,2663 (N/mm2) 224 (N/mm2) (thỏa mãn điều kiện)
3.2.10. Tính lực tác dụng
Lực tác dụng lên bánh răng được chia làm ba thành phần : Lực vòng P tính theo cơng thức 3-49 [1]:
P = = = 9086,1894 (N) Với:
Mx = Mtrục dẫn = 581516,1223 (Nmm) d1 = dc1 = m.Z1 = 4.35 = 128 (mm) Lực hướng tâm Pr tính theo cơng thức 3-49 [1]:
Pr = = = 3023,6365 (N)
Lực dọc trục Pa:
Đối với bánh răng trụ thẳng thì Pa = 0
3.2.11. Định các thơng số hình học chủ yếu của bộ truyền
Tên Thơng Số Giá Trị
Di2 = dc2 - 2m - 2c = 404 - 8 - 2 = 394 (mm)
3.3. Tổng hợp lại các thông số của bộ truyền bánh răng
Bảng 3.5: Tổng hợp lại các thông số của bộ truyền bánh răng
Thông Số
Số răng Z (adsbygoogle = window.adsbygoogle || []).push({});
Modun m (m Góc ăn khớp
Lực vịng P (N)
CHƯƠNG IV
THIẾT KẾ TRỤC, Ổ, KHỚP NỐI 4.1. Tính tốn thiết kế trục
4.1.1. Chon vât liêu thiêt kê truc
Vât liêu lam truc phai co đô bên cao, co thê đươc nhiêt luyên va dê gia công. Truc thương lam băng thep cacbon hoăc thep hơp kim. Đôi vơi truc lam viêc trong nhưng may moc quan trong, chiu tai lơn thi ta nên chon thep 45 hoăc thep 40X. Đôi vơi truc lam viêc trong điêu kiên gôi đơ băng ô trươt quay nhanh thi ta nên chon thep 20 hoăc thep 20X. Vi hôp giam tôc nay chiu tai trung binh nên ta chon loai thep 45 thường hóa co giơi han bên σ
bk =
600 (N/mm2) và = 300 (N/mm2). Phôi được chọn là loại phôi thanh cán.
4.1.2. Tinh đương kinh sơ bô cua truc
Ap dung công thưc 7-2 trang 114 [1] ta co :
Trong đo:
- C: la hê sô tinh toan phu thuôc vao [ τ ]x.
Đôi vơi truc la thep 45 khi tinh truc đâu vao va truc truyên chung ta co thê lây = 20 35 (N/mm2) hoăc C= 130 110. Ta chon C = 120.
- N: la công suât truc (kW).
- n: la sô vong quay cua truc (vong/phut). Truc I
Công suât N = 6,5543 (kW) Sô vong n = 365 (vong/phut)
d1 C . = 120. = 31,4238 (mm) Chon d1 = 35 (mm) Chọn chiều rộng ổ lăn B1 = 21 mm Truc II
Công suât N = 6,2607 (kW)
Sô vong n = 102,8169 (vong/phut)
d2 C . = 120. = 47,2100 (mm) Chon d2 = 50 (mm) Chọn chiều rộng ổ lăn B2 = 27 (mm) Truc III
Công suât N = 5,9802 (kW) Sô vong n = 32,6145 (vong/phut)
d C = 120 = 65,5947 (mm)
Chon d3 = 70 (mm) Chọn chiều rộng ổ lăn B3 = 35 (mm).
Để chuẩn bị cho bước tính gần đúng, trong ba trị số d1, d2, d3 ở trên ta có thể lấy trị số d2 = 50 (mm) để chọn loại ổ bi đỡ cỡ trung bình tra bảng 14P [1] ta có được chiều rộng của ổ B = 27 (mm), để tính sơ bộ.
4.1.3. Tính gần đúng
Để tính các kích thước chiều dài của trục, dựa vào bảng 7-1 và hình 7-3 [1]. Chọn các kích thước như sau:
Tên gọi Ký hiệu Tra tài liệu
6. Khoảng cách giữa các gối đỡ trục bánh răng trụ
7. Khoảng cách giữa gối đỡ trục và điểm đặt lực của bánh đai tác động lên trục.
8. Khoảng cách từ cạnh ổ đến thành trong của hộp (lấy lớn vì cần phải làm bạc chắn mỡ để bảo vệ mỡ trong các bộ phận ổ, khơng thể dùng dầu bắn tóe để bơi trơn bộ phận ổ vì vận tốc bộ truyền thấp hơn 3 (m/s)) (adsbygoogle = window.adsbygoogle || []).push({});
9. Chiều cao của nắp và đầu bulong.
10. Chiều dài phần mayo lắp với trục.
l = 297,5 (mm) l1đ = 83,1 (mm) l2 = 15 (mm) l3 = 20 (mm) l5đ = 1,5.d1 = 1,5.35 = 52,5 (mm) l5nt = 1,5.d3 = 1,5.70 = 105 (mm) đo trên hình vẽ đo trên hình vẽ Bảng 7-1 [1] Bảng 7-1 [1] Bảng 7-1 [1] 11. Khoảng cách từ nắp ổ đến mặt cạnh của chi tiết quay ngoài hộp.
12. Khoảng cách từ nắp ổ đến nối trục 12. Khe hở nhỏ nhất giữa trục và bánh răng (trang 118 [1]) 13. Chiều rộng bánh răng 14. Chiều rộng bánh đai l4 l6 l7 = 86,8306 (mm) b1 = 61 (mm) b2 = 56 (mm) Chương 3 b3 = 115 (mm) b4 = 110 (mm) Bdai = 65 (mm) Chương 2
Hình 4.2: Phân tích lực4.1.3.1. Tính tốn trục I 4.1.3.1. Tính tốn trục I Ta đã có các thơng số: Rđ = 1270,3510 (N) ; P1 = 4200,4132 (N) Pr1 = 1560,1458 (N) ; Pa1 = 854,5837 (N) d1 = dc1= = = 81,6535 (mm) M1 = Pa1 . = 854,5837. = 34889,8751 (Nmm) 4.1.3.1.1. Tính các phản lực liên kết Mặt phẳng yoz:
= 0 Rđ.83 + M1 - Pr1.85 - RBy.297,5 = 0 RBy = 25,9382 (N) - Phương trình cân bằng lực: = 0 -Rđ + RAy - Pr1 - RBy = 0 RAy = 2856,435 (N) Mặt phẳng xoz:
- Phương trình cân bằng moment tại điểm A: = 0 -P1.85 + RBx.297,5 = 0 RBx = 1200,1181 (N) - Phương trình cân bằng lực: = 0 -RAx + P1 - RBx = 0 RAx = 3000,2951 (N)
Hình 4.3: Biểu đồ nội lực và kết cấu sơ bộ trục I
4.1.3.1.2. Tính đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm
d
Với Mtđ = Trong đó
- Mtđ: moment tương đương.
- Mu, Mxz: moment uốn và xoắn ở tiết diện tính tốn (Nmm). = ; do đường kính trong của trục rỗng. = 0 do trục đặc.
= 50 (N/mm2) theo bảng 7-2 [1]
Tính moment uốn tổng cộng tại các tiết diện.
- Mu( 1-2) = = = 105439,133 (Nmm)
- Mu( 1-3) = = = 257400,6538 (Nmm)
Tính momen tương đương tại các tiết diện.
- Mtđ(1-1) = = = 148514,0203 (Nmm)
- Mtđ(1-2) = = 182136,8304 (Nmm)
- Mtđ(1-3) = = 297172,527 (Nmm) Tính đường kính tại các tiết diện.
- d(1-1) = 30,9694 (mm) - d(1-2) = 33,1494 (mm) - d(1-3) = 39,0253 (mm) Vậy ta chọn d(1-1) = 32 (mm) ; d(1-2) = 35 (mm) ; d(1-3) = 40 (mm) ; d(1-4) = 35 (mm) 4.1.3.2. Tính tốn trục II Ta đã có các thông số Pr2 = 1560,1458 (N) ; P2 = 4200,4132 (N) Pa2 = 854,5837 (N) ; d2 = dc2 = = = 288,3388 (mm) d3 = dc3 = m.Z3 = 4.32 = 128 (mm) M2 = Pa2. = 123204,8193 (Nmm)
P3 = 9086,1894 (N) ; Pr3 = 3023,6365 (N)
4.1.3.2.1. Tính các phản lực liên kết
Mặt phẳng yoz:
- Phương trình cân bằng moment tại điểm C: = 0 M2 + Pr2.82 - Pr3.182,5 + RDy.291,5 = 0 RDy = 1031,4816 (N) - Phương trình cân bằng lực: = 0 RCy + Pr2 - Pr3 + RDy = 0 RCy = 432,0091 (N) Mặt phẳng xoz:
- Phương trình cân bằng moment tại điểm C: = 0 P2.82 + P3.182,5 - RDx.291,5 = 0 RDx = 6870,2005 (N) - Phương trình cân bằng lực: = 0 RCx - P2 - P3 + RDx = 0 RCx = 6416,4021 (N)
4.1.3.2.2. Tính đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm
Tính moment uốn tổng cộng tại các tiết diện.
- Mu( 2-2) = = = 540377,608 (Nmm) (adsbygoogle = window.adsbygoogle || []).push({});
- Mu(2-3) = = = 249477,8494 (Nmm)
Tính moment tương đương tại các tiết diện.
- Mtđ(2-2) = = 738666,8461 (Nmm)
- Mtđ(2-3) = = 562014,1882 (Nmm) Tính đường kính tại các tiết diện
- d(2-2) = 52,8639 (mm) - d(2-3) = 48,2606 (mm) Vậy ta chọn d(2-1) = 50 (mm) ; d(2-2) = 55 (mm) ; d(2-3) = 52 (mm) ; d(2-4) = 50 (mm) 4.1.3.3. Tính tốn trục III Ta đã có các thơng số: Pr4 = 3023,6365 (N); P4 = 9086,1894 (N) d4 = dc4 = m.Z4 = 4.101 = 404 (mm) 4.1.3.3.1. Tính các phản lực liên kết Mặt phẳng yoz:
- Phương trình cân bằng moment tại điểm E: = 0 Pr4.178,5 – RFy.283,5 = 0
RFy = 1903,7711 (N) - Phương trình cân bằng lực:
= 0 -RFy + Pr4 - REy = 0 REy = 1119,8654 (N) Mặt phẳng xoz:
- Phương trình cân bằng moment tại điểm E: = 0 P4.178,5 – RFx.283,5 = 0 RFx = 5720,9341 (N) - Phương trình cân bằng lực: = 0 - REx + P4 - RFx = 0 REx = 5720,9341 (N)