Đồ án Chi tiết máy - Nguyễn Văn Chiến

Nội dung text: Đồ án Chi tiết máy - Nguyễn Văn Chiến

1. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: PHƯƠNG ÁN 3 i tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ nghiêng cấp chậm ch ix tỷ số truyền của bộ truyền xích Ta chọn ix = 4 theo bảng 3.2 [1] i 27,88 ⇒=uii = = =6,97 nh ch ix 4 Để tạo điều kiện bôi trơn các bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc bằng phương pháp ngâm dầu ta lấy: ii=== u2,64 nh ch 1450 Thử lại số vòng quay của trục thùng trộn:nvgph==52 / đúng với 2,64.2,64.4 yêu cầu đặt ra. 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 TNm===9550dmdc 9550 36,22 dmdc n1450 dc Trong đó p công suất định mức của động cơ dmdc n số vòng quay của động cơ. dc - Mômen mở máy của động cơ TT==1, 4 50, 08 Nm mm dmdc - Mômen lớn nhất trên trục động cơ TT==2,2 79,684 Nm max dmdc - Mômen nhỏ nhất trên trục động cơ TT==0,5 18,11 Nm min dcdm GVHD: Trang 11 .
2. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: PHƯƠNG ÁN 3 - Mômen cho phép của động cơ TTcp ==0,81max 64,54 Nm - Mômen cản của động cơ p lv TNmcan ==9550 29,76 n η dc - Mômen quá tải cực đại của động cơ TTmax qt ==1, 4can 41, 66 Như vậy ta có: pkNk=>=5,5w 4,5w dmdc ct Tcan =<= 29,76Nm Tmm 50,08 Nm TNmTNmmax qt =<=41,66cp 64,54 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 nvgph=1450( / ) dc n nvgph==dc 1450( / ) 1 η 4 n 1450 nvgph==1 =549,24( / ) 2 i 2,64 nh n 549,24 nvgph==2 =208,04( / ) 3 i 2,64 ch Trong đó ndc số vòng quay của động cơ n 1 số vòng quay của trục 1 GVHD: Trang 12 .
3. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: PHƯƠNG ÁN 3 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 pNdc== ct 4,5 k w -Công suất danh nghĩa trên trục 1 pp134==dcη η 4,5.0,995 = 4,48 k w -Công suất danh nghĩa trên trục 2 pp2123==η η 4,48.0,995.0,97 = 4,32 k w -Công suất danh nghĩa trên trục 3 pp3223==η η 4,32.0,995.0,97 = 4,17 k w 2.4.3 Tính mômen xoắn trên các trục Nct 4,5 TNmdc ==9550 9550 = 29,64 ndc 1450 p 4,48 TNm==95501 9550 = 29,50 1 n 1450 1 p2 4,32 TNm2 ==9550 9550 = 75,11 n2 549,24 p3 4,17 TNm3 ==9550 9550 = 191,05 n3 208,44 GVHD: Trang 13 .
4. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: PHƯƠNG ÁN 3 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 1 1450 4,5 29,64 Trục 1 1450 4,48 29,50 2,64 Trục 2 549,24 4,32 75,11 GVHD: Trang 14 .
5. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: PHƯƠNG ÁN 3 Trục 3 2,64 208,44 4,17 191,05 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. GVHD: Trang 15 .
6. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: PHƯƠNG ÁN 3 - 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. 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 zi1 =−29 2x =− 29 2.4 = 21 - Tính số răng đĩa xích bị dẫn zzi21==x 4.21 = 84 GVHD: Trang 16 .
7. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: PHƯƠNG ÁN 3 3.3 Xác định bước xích - Xác định các hệ số điều kiện sử dụng xích theo công thức (5.22) [1] kkkkkkk= da0 dcblv (3.1) Trong đó 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 - Tính công suất tính toán - Theo công thức (5.25) [1] kk k p z n 3 pt = (3.2) K X 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 kz ===1,19 z 21 1 n 01 400 kn == =1, 92 n 208,44 3 GVHD: Trang 17 .
8. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: PHƯƠNG ÁN 3 kk k p z n 3 pt ==1,56.1,19.1,92.4,17 = 14,86kw 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] nzp 208,44.21.25,4 vms==3 c =1, 85 / 60000 60000 Trong đó n số vòng quay của đĩa xích z số răng của đĩa xích pc bước xích - 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] pk 4,17.1,56 3 3 pc ≥=6003 600 = 23,11 zn13[p o ] 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] GVHD: Trang 18 .
9. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: PHƯƠNG ÁN 3 2 2azz12+−⎛⎞ zz 12 pc X =+ +⎜⎟ pa22⎝⎠π c 2 2.1016 21+− 84⎛⎞ 84 21 25,4 =++⎜⎟ =135 25,4 2⎝⎠ 2.3,14 1016 Chiều dài xích L=pcX=25,4.135=3429mm Tính chính xác khoảng cách trục theo công thức 5-9 [1] ⎡⎤zz++− zz22 zz ⎢⎥12⎛⎞⎛⎞ 12 12 apX=−+−−0,25c ⎜⎟⎜⎟ X 8 ⎢⎥222⎝⎠⎝⎠π ⎣⎦ ⎡⎤2 2 21++− 84⎛⎞ 21 84⎛⎞ 84 21 =−+−−0,25.25,4⎢⎥ 135⎜⎟ 135 8⎜⎟ ⎢⎥2⎝⎠ 2⎝⎠ 2.3,14 ⎣⎦ =1016mm Ta chọn a=1012mm (vì giảm khoảng cách trục (0,002-0,004)a) - Số lần va đâp xích trong 1giây zn 21.208,44 u ==13 =11,48 ≤ [i]=20 15X 15.135 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] FFF1 ++vo2254 + 25,81 + 8,90 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] GVHD: Trang 19 .
10. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: PHƯƠNG ÁN 3 22 Fqvvm==2,6.1,85 = 8,90 N 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] FKaqgofm==1.1012.2,6.9,81 = 25,81 N 3.5 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích - Đường kính vòng chia theo công thức 5-1 [1] pz 25,4.21 dmm==c 1 =170 1 π 3,14 pz 25,4.84 dmm==c 2 =679 2 π 3,14 - Đường kính vòng đỉnh theo công thức 5-7 [1] dd=+0,7 p = 188 mm 11ac dd22ac=+0,7 p = 697 mm - Kiểm nghiệm độ bền của đĩa xích 1 theo công thức 5-28 [3] kFkFrt1d().+ vd 1 E σ H1 =≤0,47 [σ H ] Akdd Fvd1 lực va đập trên m( ở đây m=1) dãy xích theo công thức 5-19 [3] −73 FnpNvd13==13.10 . c 4,44 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 GVHD: Trang 20 .
11. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: PHƯƠNG ÁN 3 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 σ ==0,47 465Mpa H1 180.1 σσH1 =<465Mpa [ ]=600 Mpa 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] kFkFrt2d().+ vd 2 E σ H 2 =≤0,47 [σ H ] Akdd Trong đó Kr2=0,22 −73 FnpNvd24==13.10 . c 1,36 0,22.(2254.1+ 1,36).2,1.105 ⇒=σ 0,47 = 358N H 2 180.1 σ H 2 =<358Mpa [σ ]=600 Mpa 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] FkF==xt 1,05.2254 = 2366,7 N Các đại lượng Các thông số Khoảng cách trục A=1012mm Số răng đĩa dẫn Z1=21 Số răng đĩa bị dẫn Z2=84 Tỷ số truyền Ix=4 GVHD: Trang 21 .
12. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: PHƯƠNG ÁN 3 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 - đĩa dẫn: d1a=188 - đĩa bị dẫn d2a=697 Bước xích Pc=25,4 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. GVHD: Trang 22 .
13. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: PHƯƠNG ÁN 3 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 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. 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) Tên Vật liệu b ch HB Thép 45 - tôi cải thiện Bánh dẫn 850 650 270 S=100 Thép 45 - tôi cải thiện Bánh bị dẫn 100<s<=300 750 500 260 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 GVHD: Trang 23 .
14. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: PHƯƠNG ÁN 3 4.2.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép Theo công thức 6-33 [1] 0,9k ⎡⎤σσ= HL ⎣⎦H 0limH sH Trong đó σ giới hạn mỏi tiếp xúc tương ứng với chu kỳ cơ sở 0limH kHL hệ số tuổi thọ. sH =1,1 hệ số an toàn có giá trị tra theo bảng 6.13 [1] - Giới hạn mỏi tiếp xúc: σ = 270HB + 0limH Theo bảng 6.13 [1] + Đối với bánh dẫn: σ = 270610HBMpa+= 0lim1H 1 + Đối với bánh bị dẫn: σ = 270590HBMpa+= 0lim2H 2 - Hệ số tuổi thọ được xác định theo công thức 6-48 [1] N HO KHL = 6 NHE Trong đó NHB= 30. 2,4 số chu kỳ làm việc cơ sở HO 3 ⎛⎞Ti NcHE = 60 ∑⎜⎟ ntii số chu kỳ làm việc tương đương theo ⎝⎠Tmax công thức 6-49 và 6-50 [1] NHB==30.2,4 2,05.10 7 (chu kỳ) HO1 1 NHB==30.2,4 1,87.10 7 (chu kỳ) HO2 2 NN= = 5.106 (chu kỳ) FO12 FO GVHD: Trang 24 .
15. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: PHƯƠNG ÁN 3 N =+=60.300.8.7.1450.(133 .0,76 0,9 .0,24) 13,7.10 8 HE1 N =+=60.300.8.7.549,24.(133 .0,76 0,9 .0,24) 5,2.10 8 HE2 N N N N Vì HO1< HE1; HO2< HE2 nên KHL =1 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 499Mpa ⎣⎦H 1 1,1 0,9.1 ⎡⎤σ ==590 483Mpa ⎣⎦H 2 1,1 Để tính sức bền ta tính ứng suất tiếp cho phép là ⎡⎤σσ=+=<0,45.(499 483) 442Mpa ⎡⎤ ⎣⎦HH ⎣⎦min ⎡⎤ Ta chọn ⎣⎦σ H =483Mpa 4.2.1 Ứng suất uốn cho phép Theo công thức 6-47 [1] k σσ= FL []F 0limF SL Trong đó σ giới hạn mỏi uốn 0limF kFL hệ số tuổi thọ SL =1,75 hệ số an toàn trung bình tra theo bảng 6.13(TL1) Theo bảng 6.13 [1] giới hạn mỏi được tính theo công thức σ =1, 8HB 0limF - Giới hạn mỏi của bánh dẫn σ =1,8.270= 486Mpa 0lim1F - Giới hạn mỏi của bánh bị dẫn σ =1,8.260= 468Mpa 0lim2F - Hệ số tuổi thọ được xác định theo công thức 6-48 [1] GVHD: Trang 25 .
16. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: PHƯƠNG ÁN 3 5.106 KFL = 6 NFE Trong đó NFE được xác định theo công thức 6-49 và 6-50 [1] 6 ⎛⎞Ti NcFE = 60 ∑⎜⎟ ntii ⎝⎠Tmax - Số chu kỳ làm việc tương đương của bánh dẫn N =+=60.300.8.7.1450.(166 .0,76 0,9 .0,24) 13.10 8 FE1 - Số chu kỳ làm việc tương đương của bánh bị dẫn N =+=60.300.8.7.549,24.(166 .0,76 0,9 .0,24) 4,9.10 8 FE2 N N N N Vì FO1< FE1; FO2 < FE2 nên KFL =1 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 486.1 ⎡⎤σ ==278Mpa ⎣⎦F 1 1, 75 468.1 ⎡⎤σ ==267Mpa ⎣⎦F 2 1,1 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 ψ a = 0,25 Tính khoảng cách trục. lấy θ' =1, 25 Theo công thức 6-67 [1] GVHD: Trang 26 .
17. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: PHƯƠNG ÁN 3 2 ⎛⎞1, 05.10 6 kp Ai≥+(1)3 1 nh ⎜⎟' ⎝⎠[]σψθtx.in nh a 2 2 ⎛⎞1,05.106 1,4.4,48 A ≥+(2,64 1)3 ⎜⎟ = 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 .An . vms==1 4,17 / 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 2,5.mn Theo bảng 3.12 [2] ta tính được Ktt=1. Giả sử b > , với cấp chính xác sin β 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] mAmmn =−(0,01 0,02) =− (1 2) Chọn mn =2 Từ điều kiện 82000≤≤β GVHD: Trang 27 .
18. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: PHƯƠNG ÁN 3 2Ac os2000 2 Ac os8 ≤≤z1 minnh(1)++ mi nnh (1) 2.100.cc os2000 2.100. os8 Suy ra: ≤≤z 2(2,64++ 1)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 m.zi (+ 1) Góc nghiêng răng : β ==arccosn1nh 18,840 2.A Chiều rộng bánh răng bị dẫn: bA=ψ a.== 0,25.100 25 mm Chiều rộng bánh răng bánh dẫn: b=25+5=30mm 2,5.m 2,5.2 Chiều rộng b phải thỏa mãn điều kiện b >=n =15,5 sinβ sin18,840 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 Lấy hệ số θ '' =1, 5 Kiểm nghiệm ứng suất uốn tại chân răng bánh nhỏ Theo công thức 6-65 [3] 19,1.106 .kp . 1 σσF1 =≤[] ym2'' znb θ u 1.n 1 1 19,1.106 .1,4.4,48 σ ==41,05Mpa F1 0,43.22 .26.1450.35.1,5 ⎡⎤ σσF1 ≤=278Mpa ⎣⎦F 1 Kiểm nghiệm ứng suất uốn tại chân răng bánh lớn Theo 6-66 [3] GVHD: Trang 28 .
19. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: PHƯƠNG ÁN 3 y1 σσFF21==35,30Mpa y2 ⎡⎤ σσF 2 ≤=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 ⎡⎤ [σσ]txqt = 2,5⎣⎦H Bánh nhỏ: []σ txqt1 ==2,5.499 1247,5Mpa Bánh lớn: []σ txqt2 ==2,5.483 1207,5Mpa Ứng suất uốn cho phép: σ = 0,8σ uqt ch Bánh nhỏ: []σ uqt1 ==0,8.650 520Mpa Bánh lớn: []σ ==0,8.500 400Mpa uqt2 - Kiểm nghiệm sức bền tiếp xúc theo công thức 3-14 [2] 3 1, 05.106 (1)ikp+ σσ=≤nh 1 [] txqt Ai ' txqt nh θ bn Bánh nhỏ 1,05.1063 (2,64+ 1) .1,4.4,48 σ ==275Mpa txqt1 100.2,64 1,25.35.1450 Bánh lớn 1,05.1063 (2,64+ 1) .1,4.4,32 σ ==438Mpa 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] GVHD: Trang 29 .
20. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: PHƯƠNG ÁN 3 σuqt=≤σσF K qt []uqt Trong đó hệ số quá tải Kqt =1,8 Bánh nhỏ σ ==<1,8.41,05 73,89 σ uqt1 [ ]uqt1 Bánh lớn σ ==<1,8.35,30 63,54 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 αn = 20 Góc nghiêng β =18,840 Khoảng cách trục A=100mm Chiều rộng bánh răng b=35mm Đường kính vòng chia theo bảng 3-2 [2] mz dmm==n 1 54 1 cosβ mz dmm==n 2 146 2 cosβ Đường kính vòng đỉnh răng theo bảng 3-2 [2] Dmme1 =+54 2.2 = 58 Dmme2 =+=146 2.2 150 Đường kính vòng chân răng theo bảng 3-2 [2] GVHD: Trang 30 .
21. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: PHƯƠNG ÁN 3 Dmm=−54 2,5.2 = 49 i1 Dmmi1 =−146 2,5.2 = 141 ¾ Tính lực tác dụng lên trục Lực vòng trên bánh răng nhỏ theo công thức 6-16 [1] 3 2T1 2.29,50.10 F1 == =1074N d1 54 Lực vòng trên bánh răng lớn theo công thức 6-16 [1] 3 2T2 2.75,11.10 F2 == =1030N d2 146 Lực hướng tâm trên bánh răng nhỏ theo công thức 6-17 [1] Ftag1 αn Fr1 ==413N cosβ Lực hướng tâm trên bánh răng lớn theo công thức 6-17 [1] Ftagα F ==2 n 396N r 2 cosβ Lực dọc trục trên bánh răng nhỏ theo công thức 6-18 [1] FFtagan11==.391α N Lực dọc trục trên bánh răng lớn theo công thức 6-18 [1] FFtagan22==.375α N Các thông số, kích thước, lực của bộ truyền bánh răng cấp nhanh Khoảng cách trục 100 mm Môdun pháp 2 mm Chiều rộng vành răng bánh bị dẫn 25 mm Chiều rộng vành răng bánh dẫn 30 mm Tỷ số truyền 2.64 mm Số răng bánh 1 26 răng GVHD: Trang 31 .
22. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: PHƯƠNG ÁN 3 Số răng bánh 2 69 răng Đường kính vòng lăn 1 54 mm Đường kính vòng lăn 2 146 mm Đường kính vòng đỉnh 1 58 mm Đường kính vòng đỉnh 2 150 mm Đường kính vòng chân răng 1 49 mm Đường kính vòng chân răng 2 141 mm Góc nghiêng β =18,840 Góc ăn khớp 0 αn = 20 Lực vòng trên bánh nhỏ 1074 N Lực vòng trên bánh lớn 1030 N Lực hướng tâm trên bánh nhỏ 413 N Lực hướng tâm trên bánh lớn 396 N Lực dọc trục trên bánh nhỏ 391 N Lực dọc trục trên bánh lớn 375 N 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 ψ a = 0,40 Chiều rộng vành răng bánh bị dẫn: b=0,4.100=40mm Chiều rộng vành răng bánh dẫn: b=45mm Đường kính vòng chia theo bảng 3-2 [2] GVHD: Trang 32 .
23. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: PHƯƠNG ÁN 3 mz dmm==n 1 54 1 cosβ mz dmm==n 2 146 2 cosβ Đường kính vòng đỉnh răng theo bảng 3-2 [2] Dmme1 =+54 2.2 = 58 Dmme2 =+=145,81 2.2 150 Đường kính vòng chân răng theo bảng 3-2 [2] Dmm=−54 2,5.2 = 49 i1 Dmmi2 =−146 2,5.2 = 141 Vận tốc vòng của bánh răng theo công thức 6-40 [3] 2.π .An . vms==2 1, 58 / 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 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 .kp . 2 σσF1 =≤[] ymznb2 θ '' u 1. 12 19,1.106 .1,4.4,32 σ ==78,36Mpa F1 0,43.22 .26.549,42.40.1,5 ⎡⎤ σσF1 ≤=278Mpa ⎣⎦F 1 GVHD: Trang 33 .