Đồ án Chi tiết máy
Đồ án môn học chi tiết máy
Đồ án môn học Chi Tiết Máy
Đề số:4 Phương án số12
CHƯƠNG 1
TÌM HIỂU HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG MÁY
Thiết kế hệ thống dẫn động thùng trộn đảm bảo yêu cầu công suất trên trục là
4kw số vòng quay trên trục thùng trộn là 52 vòng/phút, thời gian phục vụ là 7
năm, quay một chiều, làm việc một ca, tải trọng va đập nhẹ (một năm làm việc
300 ngày, một ca 8 giờ). Chế độ tải trọng cho như hình sau:
T1=T, T2=0,9T, t1=48, t2=15
Để thỏa mãn yêu cầu trên ta sử dụng hộp giảm tốc
đồng trục làm giảm vận tốc từ động cơ vào trục
thùng trộn. Hộp giảm tốc này có đặc điểm là đường
tâm của trục và và trục ra là trùng nhau. Do đó có
thể giảm bớt chiều dài hộp giảm tốc, giúp cho việc
bố trí cơ cấu gọn gàng. Tuy nhiên khi sử dụng hộp
giảm tốc đồng trục ta nên chú ý đến một số khuyết
điểm của nó:
Khả năng tải của cấp nhanh
không dùng hết vì tải trọng
tác dụng vào cấp chậm lớn
hơn cấp nhanh trong khi
khoảng cách của hai trục
bằng nhau.
Phải bố trí các ổ của các trục
đồng tâm bên trong hộp
giảm tốc, làm phức tạp kết
cấu gối đỡ và gây khó khăn cho việc bôi trơn các ổ này.
Khoảng cách giữa các gối đỡ của trục trung gian lớn nên muốn đảm bảo
trục đủ bền và đủ cứng phải tăng đường kính trục
GVHD: Nguyễn Tuấn Hùng
Trang 1 - .
Đồ án môn học Chi Tiết Máy
Đề số:4 Phương án số12
CHƯƠNG 2
XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
2.1 Chọn động cơ điện
2.1.1 Ý nghĩa của việc chọn động cơ.
Chọn động cơ điện để dẫn động máy móc hoặc các thiết bị công nghệ là
giai đoạn đầu tiên trong quá trình tính toán thiết kế máy. Trong trường hợp dùng
hộp giảm tốc và động cơ biệt lập, việc chọn đúng loại động cơ ảnh hưởng rất
nhiều đến việc lựa chọn và thiết kế hộp giảm tốc cũng như các bộ truyền ngoài
hộp. Do đó việc chọn động cơ có ý nghĩa kinh tế và kỹ thuật lớn. Nếu chọn đúng
động cơ thì động cơ có tính năng làm việc phù hợp với yêu cầu truyền động của
máy, phù hợp với môi trường bên ngoài, vận hành được an toàn và ổn định. Nếu
chọn công suất động cơ nhỏ hơn công suất phụ tải yêu cầu thì động cơ luôn làm
việc quá tải, nhiệt độ tăng quá nhiệt độ phát nóng cho phép. Động cơ chóng
hỏng. Nhưng nếu chọn công suất động cơ quá lớn thì sẽ làm tăng vốn đầu tư,
khuôn khổ cồng kềnh, động cơ luôn làm việc non tải, hiệu suất động cơ sẽ thấp.
khi chọn động cơ điện sao cho có thể lợi dụng được toàn bộ công suất động cơ.
Khi làm việc nó phải thỏa mãn ba điều kiện:
+ Động cơ không phát nóng quá nhiệt độ cho phép
+ Có khả năng quá tải trong thời gian ngắn
+ Có mômen mở máy đủ lớn để thắng mômen cản ban đầu của phụ
tải khi mới khởi động.
2.1.2 Chọn loại và kiểu động cơ
Hiện nay trong công nghiệp thường sử dụng hai loại động cơ đó là:
+ Động cơ một chiều
+ Động cơ xoay chiều
GVHD: Nguyễn Tuấn Hùng
Trang 2 - .
Đồ án môn học Chi Tiết Máy
Đề số:4 Phương án số12
Thông thường động cơ xoay chiều thường được sử dụng rộng rãi trong công
nghiệp vì có sức bền làm việc cao, moment khởi động lớn. Bên cạnh đó động cơ
một chiều có thể điều chỉnh êm tốc độ trong phạm vi rộng, động cơ bảo đảm
khởi động êm, hãm và đổi chiều dễ dàng. Nhưng giá thành đắt, khối lượng sữa
chữa lớn và mau hỏng hơn động cơ xoay chiều và phải tăng thêm vốn đầu tư để
đặt các thiết bị chỉnh lưu.
Từ những ưu điểm trên ta chọn động cơ điện xoay chiều
2.2 Tính toán và phân phối tỷ số truyền
2.2.1 Chọn động cơ điện
Để chọn động cơ điện ta cần tính công suất cần thiết. Nếu gọi p là công suất trên
trục ,η là công suất chung, Nct là công suất cần thiết, thì
p
η
N =
ct
[2.1]
2 4
Trong đó η =η η η η
1 2 3 4
η1 = 0.96- hiệu suất bộ truyền xích
η2 = 0.97- hiệu suất bộ truyền bánh răng
η3 = 0.995- hiệu suất của một cặp ổ lăn
η4 = 1- hiệu suất khớp nối
p
η
4
2
N = =
= 4,5kw
ct
4
0,96.0,97 .0,995 .1
Cần phải chọn động cơ điện có công suất lớn hơn Nct.Trong tiêu chuẩn có nhiều
loại động cơ điện thõa mãn điều kiện này.
Chọn sơ bộ loại động cơ che kín quạt gió ( theo bảng 2P- TL2) ký hiệu A02-42-2
công suất định mức 5,5kw, có số vòng quay là 2910vg/ph, A02-42-4 công suất
định mức 5,5kw, có số vòng quay là 1450vg/ph, A02-51-6, công suất định mức
GVHD: Nguyễn Tuấn Hùng
Trang 3 - .
Đồ án môn học Chi Tiết Máy
Đề số:4 Phương án số12
5,5kw, có số vòng quay là 970vg/ph. Nếu chọn động cơ điện có số vòng quay
lớn thì tỷ số truyền động chung tăng, dẫn đến việc tăng khuôn khổ, kích thước
của máy và giá thành của thiết bị cũng tăng theo (trừ động cơ điện). Nhưng động
cơ có số vòng quay lớn thì giá thành hạ hơn và ngược lại. Nếu chọn số vòng
quay thấp thì tỷ số truyền động chung nhỏ do đó khuôn khổ của máy giảm và giá
thành hạ. Vì vậy cần tiến hành tính toán cụ thể để chọn động cơ điện có số vòng
quay sao cho giá thành của hệ thống dẫn động thùng trộn là nhỏ nhất. Đây là một
việc làm rất cần thiết trong đời sống kinh tế hiện nay.
Ở đây ta chọn động cơ A02-42-4 công suất động cơ Pdc= 5,5kw, có số vòng
quay là ndc= 1450vg/ph.
2.2.2 Phân phối tỷ số truyền
Tỷ số truyền động chung
n
1450
52
dc
i = i i i =
=
= 27,88
[2.2]
x
nh ch
n
t
Trong đó
n số vòng quay của động cơ
dc
n =52 số vòng quay của thùng trộn
t
i
tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ nghiêng cấp nhanh
tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ nghiêng cấp chậm
nh
i
ch
i tỷ số truyền của bộ truyền xích
x
Ta chọn i = 4 theo bảng 3.2 [1]
x
i
27,88
4
⇒ u = i i =
nh ch
=
= 6,97
i
x
Để tạo điều kiện bôi trơn các bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc bằng
phương pháp ngâm dầu ta lấy:
i
= i = u = 2,64
nh ch
GVHD: Nguyễn Tuấn Hùng
Trang 4 - .
Đồ án môn học Chi Tiết Máy
Đề số:4 Phương án số12
1450
Thử lại số vòng quay của trục thùng trộn:n =
yêu cầu đặt ra.
= 52vg / ph đúng với
2,64.2,64.4
2.3 Kiểm tra điều kiện mở máy và quá tải của động cơ đã chọn
- Mômen định mức của động cơ
p
5,5
dmdc
T
= 9550
= 9550
= 36,22Nm
dmdc
n
1450
dc
Trong đó
p
công suất định mức của động cơ
dmdc
số vòng quay của động cơ.
n
dc
- Mômen mở máy của động cơ
=1, 4T = 50, 08Nm
T
mm
- Mômen lớn nhất trên trục động cơ
= 2,2T = 79,684Nm
dmdc
T
max
- Mômen nhỏ nhất trên trục động cơ
= 0,5T =18,11Nm
dmdc
T
min
dcdm
- Mômen cho phép của động cơ
Tcp = 0,81T = 64,54Nm
max
- Mômen cản của động cơ
p
lv
T
= 9550
= 29,76Nm
can
n η
dc
- Mômen quá tải cực đại của động cơ
=1, 4T = 41, 66
T
can
max qt
Như vậy ta có:
GVHD: Nguyễn Tuấn Hùng
Trang 5 - .
Đồ án môn học Chi Tiết Máy
Đề số:4 Phương án số12
p
= 5,5kw > N = 4,5kw
ct
dmdc
T
= 29,76Nm < T = 50,08Nm
mm
can
T
= 41,66Nm < T = 64,54Nm
cp
max qt
Kết Luận: Động cơ đã chọn thỏa mãn các điều kiện làm việc của hệ thống.
Đảm bảo vận hành hệ thống dẫn động thùng trộn tốt.
2.4 Xác định các thông số động học và lực học trên các trục
2.4.1 Tính toán tốc độ quay của trục
n
=1450(vg / ph)
dc
n
dc
n =
=1450(vg / ph)
1
η
4
n
1450
2,64
1
n =
=
= 549,24(vg / ph)
2
i
nh
n
549,24
2,64
2
n =
=
= 208,04(vg / ph)
3
i
ch
Trong đó
ndc số vòng quay của động cơ
n số vòng quay của trục 1
1
n2 số vòng quay của trục 2
n3 số vòng quay của trục 3
2.4.2 Tính công suất trên các trục
-Công suất danh nghĩa trên trục động cơ
pdc = Nct = 4,5kw
-Công suất danh nghĩa trên trục 1
p1 = pdcη3η4 = 4,5.0,995 = 4,48kw
-Công suất danh nghĩa trên trục 2
p2 = p1η2η3 = 4,48.0,995.0,97 = 4,32kw
GVHD: Nguyễn Tuấn Hùng
Trang 6 - .
Đồ án môn học Chi Tiết Máy
Đề số:4 Phương án số12
-Công suất danh nghĩa trên trục 3
p3 = p2η2η3 = 4,32.0,995.0,97 = 4,17kw
2.4.3 Tính mômen xoắn trên các trục
Nct
ndc
4,5
Tdc = 9550
= 9550
= 29,64Nm
1450
p1
4,48
1450
T = 9550 = 9550
= 29,50Nm
1
n1
p2
4,32
T2 = 9550 = 9550
= 75,11Nm
n2
549,24
4,17
p3
T3 = 9550 = 9550
=191,05Nm
n3
208,44
GVHD: Nguyễn Tuấn Hùng
Trang 7 - .
Đồ án môn học Chi Tiết Máy
Đề số:4 Phương án số12
Bảng số liệu động học và động lực học trên các trục tính được của hệ thống
Thông số
Tốc độ quay
Công suất
Mômen xoắn
Tỉ số truyền
Trục
(vg/ph)
(kw)
(Nm)
Trục động cơ
Trục 1
1
1450
1450
4,5
29,64
29,50
4,48
2,64
2,64
Trục 2
Trục 3
549,24
208,44
4,32
4,17
75,11
191,05
GVHD: Nguyễn Tuấn Hùng
Trang 8 - .
Đồ án môn học Chi Tiết Máy
Đề số:4 Phương án số12
CHƯƠNG 3
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRUYỀN ĐỘNG XÍCH
3.1 Tìm hiểu và chọn truyền động xích
Xích truyền chuyển động và tải trọng từ trục dẫn sang trục bị dẫn nhờ sự
ăn khớp giữa các mắt xích với răng của đĩa xích. So với bộ truyền đai bộ
truyền xích cơ những ưu điểm sau:
- Không có hiện tượng trượt, hiệu suất cao hơn, có thể làm việc khi có quá
tải đột ngột
- Không đòi hỏi phải căng xích, lực tác dụng lên trục và ổ nhỏ hơn
- Kích thứơc bộ truyền nhỏ hơn bộ truyền đai nếu truyền cùng công suất và
số vòng quay.
- Bộ truyền xích truyền công suất nhờ vào sự ăn khớp giữa xích và bánh
xích, do đó góc ôm không có vị trí quan trọng như trong bộ truyền đai và
đo đó có thể truyền công suất và chuyển động cho nhiều đĩa xích bị dẫn.
Tuy nhiên bộ truyền xích có những nhược điểm là do sự phân bố của các
nhánh xích trên đĩa xích không theo đường tròn mà theo hình đa giác, do đó
khi vào và ra khớp, các mắt xích xoay tương đối với nhau và bản lề xích bị
mòn gây nên tải trọng động phụ, ồn khi làm việc, có tỷ số truyền tức thời thay
đổi, vận tốc tức thời của xích và bánh xích thay đổi, cần phải bôi trơn thường
xuyên và phải có bộ phận điều chỉnh xích.
Có 3 loại xích chính là xích ống, xích ống con lăn và xích răng.
Xích ống đơn giản, giá thành hạ và khối lượng giảm vì không dùng con lăn,
nhưng cũng vì thế mà bản lề mòn nhanh. Vì vậy chỉ dùng xích ống đối với
các bộ truyền không quan trọng mặc khác yêu cầu khối lượng nhỏ.
GVHD: Nguyễn Tuấn Hùng
Trang 9 - .
Đồ án môn học Chi Tiết Máy
Đề số:4 Phương án số12
Xích ống con lăn gọi tắt là xích con lăn, về kết cấu giống như xích ống chỉ
khác ngoài ống lắp thêm thêm con lăn, nhờ đó có thể thay thế ma sát trượt
giữa ống và răng đĩa bằng ma sát lăn giữa con lăn và răng đĩa. Kết quả là độ
bền của xích con lăn cao hơn xích ống, chê tạo không phức tạp bằng xích
răng, do đó xích con lăn được dùng khá rộng rải.
Xích răng có khả năng tải lớn, làm việc êm, nhưng chế tạo phức tạp và giá
thành đắt hơn xích con lăn.
Từ những ưu điểm trên và do bộ truyền tải không lớn nên ta chon xích
ống con lăn.
3.2 Chọn số răng đĩa xích
- Chọn số răng của đĩa xích dẫn
z1 = 29 − 2ix = 29 − 2.4 = 21
- Tính số răng đĩa xích bị dẫn
z2 = z1ix = 4.21= 84
3.3 Xác định bước xích
- Xác định các hệ số điều kiện sử dụng xích
theo công thức (5.22) [1]
k = kd kak0kdckbklv
Trong đó
(3.1)
Kd=1 hệ số tải trọng động
Ka=1 hệ số xét đến ảnh hưởng của khoảng cách trục
K0=1,25 hệ số xét đến ảnh hưởng của cách bố trí bộ truyền
Kdc=1,25 hệ số xét đến ảnh hưởng của khả năng điều chỉnh lực căng
xích (không có bộ phận căng xích)
Kb=1 hệ số xét đến bôi trơn (nhỏ giọt)
Klv=1 hệ số xét đến chế độ làm việc (1 ca)
⇒ k =1.1.1.1,25.1,25.1=1,56
GVHD: Nguyễn Tuấn Hùng
Trang 10 - .
Đồ án môn học Chi Tiết Máy
Đề số:4 Phương án số12
- Tính công suất tính toán
- Theo công thức (5.25) [1]
kk k p
z
n
3
p =
(3.2)
t
KX
Chọn xích một dãy nên Kx=1
Trong đó
Kz hệ số răng đĩa xích
Kn hệ số vòng quay
P3=4.17kw công suất cần truyền
25 25
k =
=
=1,19
z
z
21
1
n
400
01
k =
=
=1, 92
n
n
208,44
3
kk k p
z
n
3
p =
=1,56.1,19.1,92.4,17 =14,86kw
t
kx
Dựa vào bảng 5.4 [1] theo cột n01=400vg/ph ta chọn bước xích pc=25,4, đường
kính chốt do=7,95mm, chiều dài ống bo=22,61 và [p]=19.
Dựa vào bảng 5.2 số vòng quay tới hạn ứng với bước xích 25,4mm là
nth=800vg/ph, nên điều kiện n<nth được thỏa.
- Xác định vận tốc trung bình của xích
Theo công thức 5-10 [1]
n3zpc 208,44.21.25,4
v =
=
=1, 85m/ s
60000
Trong đó
60000
n số vòng quay của đĩa xích
z số răng của đĩa xích
pc bước xích
GVHD: Nguyễn Tuấn Hùng
Trang 11 - .
Đồ án môn học Chi Tiết Máy
Đề số:4 Phương án số12
- Lực vòng có ích
1000p 1000.4,17
F =
=
= 2254N
t
v
1, 85
- Tính toán kiểm nghiệm bước xích theo công thức 5-26 [1]
p3k
4,17.1,56
3
3
pc ≥ 600
= 600
= 23,11
z1n3[po ]
21.208,44.26
Theo bảng 5.3 [1] ta chọn [po]=26
Do pc=25,4 nên diều kiện bài toán được thỏa
- chọn khoảng cách trục sơ bộ
a=(30-50)pc=40.25,4=1016
Số mắc xích theo công thức 5-8 [1]
2
2a z1 + z2
z − z
2π
pc
a
⎛
⎞
1
2
X =
+
+
⎜
⎝
⎟
⎠
pc
2
2
2.1016 21+ 84
84 − 21 25,4
⎛
⎞
=
+
+
=135
⎜
⎝
⎟
25,4
Chiều dài xích
L=pcX=25,4.135=3429mm
Tính chính xác khoảng cách trục theo công thức 5-9 [1]
2
2.3,14 1016
⎠
2
2
⎡
⎤
⎥
⎦
z1 + z2
z1 + z2
z − z
2π
⎛
⎞
⎛
⎞
⎟
1
2
⎢
a = 0,25pc X −
+
X −
−8
⎜
⎝
⎟
⎠
⎜
⎝
2
2
⎢
⎣
⎠ ⎥
2
2
⎡
⎤
⎥
21+ 84
21+ 84
84 − 21
2.3,14
⎛
⎞
⎛
⎝
⎞
⎠
⎢
= 0,25.25,4 135 −
+
135 −
−8
⎜
⎟
⎜
⎝
⎟
⎠
2
2
⎢
⎣
⎥
⎦
=1016mm
Ta chọn a=1012mm (vì giảm khoảng cách trục (0,002-0,004)a)
- Số lần va đâp xích trong 1giây
z1n3 21.208,44
u =
=
=11,48 ≤[i]=20
15X
15.135
GVHD: Nguyễn Tuấn Hùng
Trang 12 - .
Đồ án môn học Chi Tiết Máy
Đề số:4 Phương án số12
Tra bảng 5.6 [1] với bước xích pc=25,4 ta chọn [i]=20
3.4 Kiểm nghiệm độ bền xích
Theo công thức 5-28 [1]
Q
50000
s =
=
= 21,84 ≥[s]
F + F + F 2254 + 25,81+ 8,90
1
v
o
Trong đó
Q=50000N tải trọng phá hỏng tra theo bảng 5.1
[s] hệ số an toàn cho phép dựa vào số vòng quay và bước xích ta
chọn [s]= (76-8,9)
F1=Ft=2254N lực trên nhánh căng
Fv lực căng do lực ly tâm gây nên theo công thức 5-16 [1]
F = qmv2 = 2,6.1,852 = 8,90N
v
qm=2,6(kg/m) khối lượng của một mét xích tra theo bảng 5.1 [1]
F0 lực căng ban đầu của xích theo công thức 5-17 [1]
F = K f aqm g =1.1012.2,6.9,81= 25,81N
o
3.5 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích
- Đường kính vòng chia theo công thức 5-1 [1]
pc z1 25,4.21
d1 =
=
=170mm
π
3,14
pc z2 25,4.84
d2 =
=
= 679mm
π
3,14
- Đường kính vòng đỉnh theo công thức 5-7 [1]
d1a = d1 + 0,7 pc =188mm
d2a = d2 + 0,7 pc = 697mm
- Kiểm nghiệm độ bền của đĩa xích 1 theo công thức 5-28 [3]
kr1(Fkd + F ).E
t
vd1
σH1 = 0,47
≤[σH ]
Akdd
GVHD: Nguyễn Tuấn Hùng
Trang 13 - .
Đồ án môn học Chi Tiết Máy
Đề số:4 Phương án số12
Fvd1 lực va đập trên m( ở đây m=1) dãy xích theo công thức 5-19 [3]
F =13.10−7.n3 pc3 = 4,44N
vd1
Kr1 hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích. Chọn kr1=0.372
Kd=1 hệ số tải trọng động
Kđ=1 hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy
Z
15
20
30
40
50
60
Kr
0,59
0,48
0,36
0,29
0,24
0.22
E=2,1.105 Mpa môđun đàn hồi
A diện tích hình chiếu của bản lề. theo bảng 5.1 [1] với bước xích
25,4 ta chọn A=180mm
[σ ] ứng suất tiếp xúc cho phép tra theo bảng 5.11 [3]
0,372(2254.1+ 4,44).2,1.105
σH1 = 0,47
= 465Mpa
180.1
σH1 = 465Mpa <[σ ]=600Mpa
Như vậy có thể dùng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB=210 sẽ đạt được ứng
suất cho phép [σ ]=600Mpa đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho đĩa răng 1
- Kiểm nghiệm độ bền của đĩa xích 2 theo công thức 5-28 [3]
kr2 (Fkd + F ).E
t
vd 2
σH 2 = 0,47
≤[σH ]
Akdd
Trong đó
Kr2=0,22
F =13.10−7 n4.pc3 =1,36N
vd 2
0,22.(2254.1+1,36).2,1.105
⇒σH 2 = 0,47
= 358N
180.1
GVHD: Nguyễn Tuấn Hùng
Trang 14 - .
Đồ án môn học Chi Tiết Máy
Đề số:4 Phương án số12
σH 2 = 358Mpa < [σ ]=600Mpa
Như vậy dùng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB=210 ứng suất cho phép cho
phép
- Xác định lực tác dụng lên trục theo công thức 5-20 [3]
F = kxF =1,05.2254 = 2366,7N
t
Các đại lượng
Các thông số
A=1012mm
Z1=21
Khoảng cách trục
Số răng đĩa dẫn
Số răng đĩa bị dẫn
Tỷ số truyền
Z2=84
Ix=4
Số mắt của xích
X=135
Đường kính vòng chia của xích
- đĩa dẫn: d1=170
- đĩa bị dẫn d2=679
Đường kính vòng đỉnh của xích
Bước xích
- đĩa dẫn: d1a=188
- đĩa bị dẫn d2a=697
Pc=25,4
GVHD: Nguyễn Tuấn Hùng
Trang 15 - .
Đồ án môn học Chi Tiết Máy
Đề số:4 Phương án số12
CHƯƠNG 4
THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
4.1 Tính chọn vật liệu cho cấp nhanh và chậm.
Nguyên tắc chọn vật liệu để thiết kế bộ truyền bánh răng cho hộp giảm tốc
là: chọn vật liệu đảm bảo cho răng không bị gãy do quá tải đột ngột dưới tác
dụng của tải trọng va đập, răng không bị tróc vì mỏi do ứng suất tiếp xúc thay
đổi gây ra.
Thép nhiệt luyện là loại vật liệu chủ yếu để chế tạo bánh răng. Ngoài ra còn dùng
gang và chất dẻo.
Đối với các bộ truyền chịu tải trọng nhỏ và trung bình có thể dùng thép tôi
cải thiện, thép thường hóa hoặc thép đúc để chế tạo bánh răng. Độ rắn của bề
mặt răng HB<350.
Đối với các bộ truyền chịu tải trọng lớn và yêu cầu kích thước nhỏ gọn thì
dùng thép cácbon hoặc thép hợp kim nhiệt luyện để đạt độ rắn bề mặt HB>350.
Đối với các bộ truyền bánh răng hở, làm việc với vận tốc thấp, không có
yêu cầu kích thước phải nhỏ gọn, có thể dùng vật liệu gang.
Chất dẻo thường được dùng trong các bộ truyền bánh răng chịu tải trọng
nhỏ, yêu cầu làm việc ít kêu và cần giảm tải trọng động.
Dựa vào sơ đồ tải trọng và điều kiện làm việc của bộ truyền không phải
làm việc dưới tải trọng lớn và cũng không có điều kiện gì đặc biệt. Ta tiến hành
chọn vật liệu theo các hàm mục tiêu.
- Bền điều
- Kích thước nhỏ nhất
- Giá thành rẻ nhất
- Thuận lợi cho việc gia công cơ khí.
GVHD: Nguyễn Tuấn Hùng
Trang 16 - .
Đồ án môn học Chi Tiết Máy
Đề số:4 Phương án số12
Từ những điều kiện trên ta tiến hành chọn vật liệu cho bánh dẫn và bị dẫn
ta chọn thép 45 - tôi cải thiện với các số liệu cho ở bảng sau.
σ (Mpa) σ (Mpa)
ch
Tên
Vật liệu
HB
270
b
Thép 45 - tôi cải thiện
S=100
Bánh dẫn
850
650
Thép 45 - tôi cải thiện
100<s<=300
Bánh bị dẫn
750
500
260
Ta có HB1=270, HB2=260 thỏa mản HB1= HB2+(10-15)
4.2 Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép
4.2.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép
Theo công thức 6-33 [1]
0,9k
HL
⎡
⎤
σ
=σ
⎣ H ⎦
0H lim
s
H
Trong đó
σ
giới hạn mỏi tiếp xúc tương ứng với chu kỳ cơ sở
0H lim
hệ số tuổi thọ.
k
HL
s =1,1 hệ số an toàn có giá trị tra theo bảng 6.13 [1]
H
- Giới hạn mỏi tiếp xúc: σ
= 2HB + 70
0H lim
Theo bảng 6.13 [1]
+ Đối với bánh dẫn: σ
= 2HB + 70 = 610Mpa
1
0H lim1
+ Đối với bánh bị dẫn: σ
= 2HB2 + 70 = 590Mpa
0H lim2
- Hệ số tuổi thọ được xác định theo công thức 6-48 [1]
GVHD: Nguyễn Tuấn Hùng
Trang 17 - .
Đồ án môn học Chi Tiết Máy
Đề số:4 Phương án số12
N
HO
K
= 6
HL
N
HE
N
Trong đó
= 30.HB2,4 số chu kỳ làm việc cơ sở
HO
3
T
⎛
⎜
⎝
⎞
⎟
⎠
i
N
= 60c
n t số chu kỳ làm việc tương đương theo
∑
i i
HE
T
max
công thức 6-49 và 6-50 [1]
N
N
N
= 30.HB2,4 = 2,05.107 (chu kỳ)
1
HO1
HO2
FO1
= 30.HB22,4 =1,87.107 (chu kỳ)
= N
= 5.106 (chu kỳ)
FO2
N
N
= 60.300.8.7.1450.(13.0,76 + 0,93.0,24) =13,7.108
= 60.300.8.7.549,24.(13.0,76 + 0,93.0,24) = 5,2.108
HE1
HE2
Vì N
< N
; N
HE1 HO2
< N
nên K
=1
HL
HO1
HE2
Thay thế các giá trị vừa tìm được vào công thức xác định ứng suất tiếp xúc cho
phép ta có các giá trị ứng suất đối với bánh dẫn và bị dẫn là
0,9.1
⎡
⎤
σ
= 610
= 590
= 499Mpa
= 483Mpa
⎣ H ⎦1
1,1
0,9.1
1,1
⎡
⎤
σ
⎣ H ⎦2
Để tính sức bền ta tính ứng suất tiếp cho phép là
⎡
σ
⎤
⎡
⎤
= 0,45.(499 + 483) = 442Mpa < σ
⎣ H ⎦
Ta chọn σ
⎣ H ⎦min
⎡
⎤
=483Mpa
⎣ H ⎦
4.2.1 Ứng suất uốn cho phép
Theo công thức 6-47 [1]
GVHD: Nguyễn Tuấn Hùng
Trang 18 - .
Đồ án môn học Chi Tiết Máy
Đề số:4 Phương án số12
k
FL
σ =σ
[
]
F
0Flim
S
L
Trong đó
σ
giới hạn mỏi uốn
0Flim
hệ số tuổi thọ
k
FL
S =1,75 hệ số an toàn trung bình tra theo bảng 6.13(TL1)
L
Theo bảng 6.13 [1] giới hạn mỏi được tính theo công thức σ
=1, 8HB
0Flim
=1,8.270 = 486Mpa
- Giới hạn mỏi của bánh dẫn σ
0Flim1
- Giới hạn mỏi của bánh bị dẫn σ
=1,8.260 = 468Mpa
0Flim2
- Hệ số tuổi thọ được xác định theo công thức 6-48 [1]
5.106
K
=
6
FL
N
FE
Trong đó N
được xác định theo công thức 6-49 và 6-50 [1]
FE
6
T
⎛
⎞
⎟
⎠
i
N
= 60c
n t
i i
∑
⎜
⎝
FE
T
max
- Số chu kỳ làm việc tương đương của bánh dẫn
= 60.300.8.7.1450.(16.0,76 + 0,96.0,24) =13.108
N
FE1
- Số chu kỳ làm việc tương đương của bánh bị dẫn
N
= 60.300.8.7.549,24.(16.0,76 + 0,96.0,24) = 4,9.108
FE2
< N
Vì N
; N
< N
nên K
=1
FL
FO1 FE1 FO2
FE2
Thay thế các giá trị vừa tìm được vào công thức xác định ứng suất uốn cho phép
ta có các giá trị ứng suất đối với bánh dẫn và bị dẫn là
GVHD: Nguyễn Tuấn Hùng
Trang 19 - .
Đồ án môn học Chi Tiết Máy
Đề số:4 Phương án số12
486.1
⎡
⎤
σ
=
=
= 278Mpa
= 267Mpa
⎣ F ⎦1
1, 75
468.1
1,1
⎡
⎤
σ
⎣ F ⎦2
4.3 Tính toán thiết kế cho từng cấp bánh răng
4.3.1 Xác định các thông số của bánh răng cấp nhanh
¾ Chon sơ bộ hệ số tải trọng K=1,4
¾ Chọn hệ số chiều rộng bánh răng ψa = 0,25
'
Tính khoảng cách trục. lấy θ =1, 25
Theo công thức 6-67 [1]
2
6
⎛
⎞
1, 05.10
kp1
3
A ≥ (inh +1)
⎜
⎜
⎟
⎟
σ .i
ψaθ'n2
[
]
tx
nh
⎝
⎠
2
6
⎛
⎞
1,05.10
1,4.4,48
3
A ≥ (2,64 +1)
= 94,8mm
⎜
⎟
483.2,64 0,25.1,25.549,24
⎝
⎠
Giá trị A đối với hộp giảm tốc tiêu chuẩn có giá trị tiêu chuẩn nằm trong hai dãy
sau:
Dãy 1 40
50
63
80
100 125 160 200 250 315 400 …
Dãy 2 140 180 225 280 355 450
Ta chọn A=100mm
¾ Tính vận tốc vòng và cấp chính xác chế tạo bánh răng
Theo công thức 6-40 [3]
2.π.A.n
1
v =
= 4,17m/ s
60.1000(i +1)
nh
Theo bảng 3.11 [2] ta chọn cấp chính xác chê tạo cho bánh răng là cấp 9
¾ Định chính xác hệ số tải trọng
GVHD: Nguyễn Tuấn Hùng
Trang 20 - .
Đồ án môn học Chi Tiết Máy
Đề số:4 Phương án số12
2,5.mn
sin β
Theo bảng 3.12 [2] ta tính được Ktt=1. Giả sử b >
, với cấp chính xác
9 và vận tốc vòng v= (3-8m/s) tra bảng 3.14 [2] ta tìm được kd=1,4.
Do đó k=kttkd=1,4.1=1,4
Vậy hệ số k đúng với dự đoán nên không phải tính lại A
¾ Xác định môđun, số răng, góc nghiêng của răng và chiều rộng bánh
răng.
Theo công thức 6-68 [1]
mn = (0,01− 0,02)A = (1− 2)mm
Chọn mn =2
Từ điều kiện 80 ≤ β ≤ 200
2Acos200
mn (inh +1)
2.100.cos200
2Acos80
≤ z1 ≤
mn (inh +1)
2.100.cos80
Suy ra:
≤ z1 ≤
2(2,64 +1)
2(2,64 +1)
25,8 ≤ z1 ≤ 27,2
Ta chọn z1=26 răng, suy ra số răng bánh bị dẫn: z2=26.2,64=69 răng
mn.z1(inh +1)
Góc nghiêng răng :β = arccos
=18,840
2.A
Chiều rộng bánh răng bị dẫn: b =ψ .A = 0,25.100 = 25mm
a
Chiều rộng bánh răng bánh dẫn: b=25+5=30mm
2,5.mn
sin β
2,5.2
sin18,840
Chiều rộng b phải thỏa mãn điều kiện b >
=
=15,5
¾ Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng
Hệ số dạng răng tra theo bảng 3.18 [2]
Bánh nhỏ y1=0,44
Bánh lớn y2=0,5
GVHD: Nguyễn Tuấn Hùng
Trang 21 - .
Đồ án môn học Chi Tiết Máy
Đề số:4 Phương án số12
Lấy hệ số θ'' =1, 5
Kiểm nghiệm ứng suất uốn tại chân răng bánh nhỏ
Theo công thức 6-65 [3]
6
19,1.10 .k.p
1
σF1 =
σF1 =
≤ σ
[ ]
''
u
2
y m .z1.n .b.θ
n
1.
1
6
19,1.10 .1,4.4,48
0,43.22.26.1450.35.1,5
= 41,05Mpa
⎡
⎤
σF1 ≤ σ
= 278Mpa
⎣ F ⎦1
Kiểm nghiệm ứng suất uốn tại chân răng bánh lớn
Theo 6-66 [3]
y1
σF 2 =σF1 = 35,30Mpa
y2
⎡
⎤
σF 2 ≤ σ
= 267Mpa
⎣ F ⎦2
¾ Kiểm nghiệm sức bền của răng khi chịu quá tải đột ngột trong thời
gian ngắn.
Ứng suất tiếp xúc cho phép
⎡
⎤
σ
= 2,5 σ
txqt
⎣ H ⎦
Bánh nhỏ: σ
= 2,5.499 =1247,5Mpa
= 2,5.483 =1207,5Mpa
[ ]
txqt1
txqt2
Bánh lớn: σ
[ ]
Ứng suất uốn cho phép: σ
= 0,8σ
uqt
ch
Bánh nhỏ: σ
[ ]
= 0,8.650 = 520Mpa
= 0,8.500 = 400Mpa
uqt1
σ
Bánh lớn:
[ ]
uqt2
- Kiểm nghiệm sức bền tiếp xúc theo công thức 3-14 [2]
GVHD: Nguyễn Tuấn Hùng
Trang 22 - .
Đồ án môn học Chi Tiết Máy
Đề số:4 Phương án số12
3
6
(i +1) kp
1, 05.10
1
nh
σ
=
≤ σ
[ ]
txqt
Bánh nhỏ
1,05.10 (2,64 +1) .1,4.4,48
txqt
'
Ai
θ .b.n
nh
6
3
σ
=
= 275Mpa
= 438Mpa
txqt1
100.2,64
1,25.35.1450
Bánh lớn
6
3
1,05.10 (2,64 +1) .1,4.4,32
σ
=
txqt2
100.2,64
1,25.35.549,42
- Kiểm nghiệm sức bền uốn lớn nhất sinh ra khi quá tải
Theo công thức 3-42 [2]
= σ K ≤ σ
σ
[ ]
uqt
uqt
qt
F
Trong đó hệ số quá tải K =1,8
qt
Bánh nhỏ
σ
=1,8.41,05 = 73,89 < σ
uqt1
uqt1
Bánh lớn
=1,8.35,30 = 63,54 < σ
σ
[ ]
uqt2
uqt2
Kết luận: Vậy bánh răng đủ bền khi làm việc quá tải
¾ Các thông số hình học của bánh răng trụ không dịch chỉnh ăn khớp
ngoài
Môđun mn=2mm
Số răng Z1=26, Z2=69
0
Góc ăn khớp α = 20
n
Góc nghiêng β =18,840
Khoảng cách trục A=100mm
GVHD: Nguyễn Tuấn Hùng
Trang 23 - .
Đồ án môn học Chi Tiết Máy
Đề số:4 Phương án số12
Chiều rộng bánh răng b=35mm
Đường kính vòng chia theo bảng 3-2 [2]
m z1
n
cosβ
d1 =
d2 =
= 54mm
m z2
n
cosβ
=146mm
Đường kính vòng đỉnh răng theo bảng 3-2 [2]
De1 = 54 + 2.2 = 58mm
De2 =146 + 2.2 =150mm
Đường kính vòng chân răng theo bảng 3-2 [2]
D = 54 − 2,5.2 = 49mm
i1
D =146 − 2,5.2 =141mm
i1
¾ Tính lực tác dụng lên trục
Lực vòng trên bánh răng nhỏ theo công thức 6-16 [1]
2T 2.29,50.103
1
F =
=
=1074N
1
d1
54
Lực vòng trên bánh răng lớn theo công thức 6-16 [1]
2T2 2.75,11.103
F2 =
=
=1030N
d2
146
Lực hướng tâm trên bánh răng nhỏ theo công thức 6-17 [1]
Ftagαn
cosβ
1
F =
= 413N
r1
Lực hướng tâm trên bánh răng lớn theo công thức 6-17 [1]
F2tagαn
F =
= 396N
r2
cosβ
Lực dọc trục trên bánh răng nhỏ theo công thức 6-18 [1]
Fa1 = F .tagαn = 391N
1
GVHD: Nguyễn Tuấn Hùng
Trang 24 - .
Đồ án môn học Chi Tiết Máy
Đề số:4 Phương án số12
Lực dọc trục trên bánh răng lớn theo công thức 6-18 [1]
Fa2 = F2.tagαn = 375N
Các thông số, kích thước, lực của bộ truyền bánh răng cấp nhanh
Khoảng cách trục
100
2
mm
mm
mm
mm
mm
răng
răng
mm
mm
mm
mm
mm
mm
Môdun pháp
Chiều rộng vành răng bánh bị dẫn
Chiều rộng vành răng bánh dẫn
Tỷ số truyền
25
30
2.64
26
Số răng bánh 1
Số răng bánh 2
69
Đường kính vòng lăn 1
Đường kính vòng lăn 2
Đường kính vòng đỉnh 1
Đường kính vòng đỉnh 2
Đường kính vòng chân răng 1
Đường kính vòng chân răng 2
Góc nghiêng
54
146
58
150
49
141
β =18,840
0
Góc ăn khớp
α = 20
n
Lực vòng trên bánh nhỏ
1074
1030
413
N
N
N
N
N
N
Lực vòng trên bánh lớn
Lực hướng tâm trên bánh nhỏ
Lực hướng tâm trên bánh lớn
Lực dọc trục trên bánh nhỏ
Lực dọc trục trên bánh lớn
396
391
375
GVHD: Nguyễn Tuấn Hùng
Trang 25 - .
Đồ án môn học Chi Tiết Máy
Đề số:4 Phương án số12
4.3.2 Xác định các thông số của bánh răng cấp chậm
¾ Các thông số hình học của bánh răng
Do hộp giảm tốc đồng trục nên:
Môđun mn=2mm
Khoảng cách trục A=100mm
Góc nghiêng β =18,840
Chọn ψa = 0,40
Chiều rộng vành răng bánh bị dẫn:
Chiều rộng vành răng bánh dẫn:
b=0,4.100=40mm
b=45mm
Đường kính vòng chia theo bảng 3-2 [2]
m z1
n
cosβ
d1 =
d2 =
= 54mm
m z2
n
cosβ
=146mm
Đường kính vòng đỉnh răng theo bảng 3-2 [2]
De1 = 54 + 2.2 = 58mm
De2 =145,81+ 2.2 =150mm
Đường kính vòng chân răng theo bảng 3-2 [2]
D = 54 − 2,5.2 = 49mm
i1
D =146 − 2,5.2 =141mm
i2
Vận tốc vòng của bánh răng theo công thức 6-40 [3]
2.π.A.n2
v =
=1, 58m/ s
60.1000(i +1)
nh
Theo bảng 3.11 [2] ta chọn cấp chính xác chê tạo cho bánh răng là cấp 9
¾ Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng
Hệ số dạng răng tra theo bảng 3.18 [2]
Bánh nhỏ y1=0,43
GVHD: Nguyễn Tuấn Hùng
Trang 26 - .
Đồ án môn học Chi Tiết Máy
Đề số:4 Phương án số12
Bánh lớn y2=0,5
Lấy hệ số θ'' =1, 5
Kiểm nghiệm ứng suất uốn tại chân răng bánh nhỏ
Theo công thức 6-65 [3]
6
19,1.10 .k.p2
σF1 =
σF1 =
≤ σ
[ ]
u
''
y m2.z1.n2.b.θ
1.
6
19,1.10 .1,4.4,32
0,43.22.26.549,42.40.1,5
= 78,36Mpa
⎡
⎤
σF1 ≤ σ
= 278Mpa
⎣ F ⎦1
Kiểm nghiệm ứng suất uốn tại chân răng bánh lớn
Theo công thức 6-66 [3]
y1
σF 2 =σF1 = 67,38Mpa
y2
⎡
⎤
σF 2 ≤ σ
= 267Mpa
⎣ F ⎦2
- Kiểm nghiệm sức bền tiếp xúc theo công thức 3-14 [2]
3
(i +1) kp2
nh
6
1, 05.10
σ
=
≤ σ
[ ]
txqt
txqt
'
Ai
θ .b.n2
nh
Bánh nhỏ
6
3
1,05.10 (2,64 +1) .1,4.4,32
σ
=
= 410Mpa
txqt1
100.2,64
1,25.40.549,42
Bánh lớn
6
3
1,05.10 (2,64 +1) .1,4.4,17
σ
=
= 654,35Mpa
txqt2
100.2,64
1,25.40.208,04
Ứng suất uốn cho phép theo công thức 3-46 [2]
GVHD: Nguyễn Tuấn Hùng
Trang 27 - .
Đồ án môn học Chi Tiết Máy
Đề số:4 Phương án số12
σ
= 0,8σ
uqt
ch
Bánh nhỏ: σ
= 0,8.650 = 520Mpa
= 0,8.500 = 400Mpa
[ ]
uqt1
σ
Bánh lớn:
[ ]
uqt2
- Kiểm nghiệm sức bền uốn theo công thức 3-42 [2]
σ
=σ K ≤ σ
[ ]
uqt
qt
uqt
F
Trong đó hệ số quá tải K =1,8
qt
Bánh nhỏ
σ
=1,8.78,36 =140,05 < σ
[ ]
uqt1
uqt1
Bánh lớn
=1,8.67,38 =121,38 < σ
σ
[ ]
uqt2
uqt2
Kết luận: Vậy bánh răng đủ bền khi làm việc quá tải
¾ Tính lực tác dụng lên trục
Lực vòng trên bánh răng nhỏ theo công thức 6-16 [1]
2T2 2.75,11.103
F =
=
= 2734N
1
d1
54
Lực vòng trên bánh răng lớn theo công thức 6-16 [1]
2T3 2.191,05.103
F2 =
=
= 2621N
d2
146
Lực hướng tâm trên bánh răng nhỏ theo công thức 6-17 [1]
Ftagαn
cosβ
1
F =
=1051N
r1
Lực hướng tâm trên bánh răng lớn theo công thức 6-17 [1]
F2tagαn
F =
=1008N
r2
cosβ
GVHD: Nguyễn Tuấn Hùng
Trang 28 - .
Đồ án môn học Chi Tiết Máy
Đề số:4 Phương án số12
Lực dọc trục trên bánh răng nhỏ theo công thức 6-18 [1]
Fa1 = F .tagαn = 995N
1
Lực dọc trục trên bánh răng lớn theo công thức 6-18 [1]
Fa2 = F2.tagαn = 954N
Các thông số, kích thước, lực của bộ truyền bánh răng cấp chậm
Khoảng cách trục
100
2
mm
mm
mm
mm
Môdun pháp
Chiều rộng vành răng bánh dẫn
Chiều rộng vành răng
Tỷ số truyền
45
40
2.64
26
Số răng bánh 1
răng
răng
mm
mm
mm
mm
mm
mm
Số răng bánh 2
69
Đường kính vòng lăn 1
Đường kính vòng lăn 2
Đường kính vòng đỉnh 1
Đường kính vòng đỉnh 2
Đường kính vòng chân răng 1
Đường kính vòng chân răng 2
Góc nghiêng
54
146
58
150
49
141
β =18,840
αn = 200
Góc ăn khớp
Lực vòng trên bánh nhỏ
2734
2621
1051
1008
995
N
N
N
N
N
N
Lực vòng trên bánh lớn
Lực hướng tâm trên bánh nhỏ
Lực hướng tâm trên bánh lớn
Lực dọc trục trên bánh nhỏ
Lực dọc trục trên bánh lớn
954
GVHD: Nguyễn Tuấn Hùng
Trang 29 - .
Tải về để xem bản đầy đủ
62 trang
05/08/2024
1110
Bạn đang xem 30 trang mẫu của tài liệu "Đồ án Chi tiết máy", để tải tài liệu gốc về máy hãy click vào nút Download ở trên.
File đính kèm:
- do_an_chi_tiet_may.pdf
