Đồ án Thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí

Đồ án chi tiết máy

GVHD:Nguyễn Xuân Hành

THUYẾT MINH

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

ĐỀ SỐ 37

thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí

1. Động cơ

2. Khớp nối

3. Hộp giảm tốc

4. Bộ truyền đai

5. Tang tải

1

2

3

Lực chịu tải

F

V

D

9400

0.2

N

Vận tốc tang tải

m/s

mm

Đường kính tang tải

330

4

5

Thời gian phục vụ

L

t₁

6

4

Năm

Thời gian làm việc t₁

h

6

7

Thời gian làm việc t₂

Chu kỳ làm việc

t₂

3

8

h

t_ck

8

9

Momen xoắn ở t₁

Momen xoắn ở t₂

T₁

T₂

T₁

0,6 T₁

SVTH:Trần Văn Qúy

Page 2

Đồ án chi tiết máy

GVHD:Nguyễn Xuân Hành

I_Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền

1. Chọn động cơ

1.1. Xác định công suất đặt trên trục động cơ

a) Xác định công suất đặt lên trục động cơ.

P .b

lv

P =

ct

h

Trong đó:

F.v

P_lv=

1000

Trong đó

P_ct: Công suất trên trục động cơ



: Hệ số tải trọng tương đương



: Hiệu suất của bộ truyền

Theo đề bài :

Lực kéo của băng tải : F=9400 (N)

Vận tốc băng tải : v=0,2 (m/s)

Do đó công suất trên trục công tác :

9400´ 0,2

F.v

P_lv=

=

= 1,88 (kw)

1000

Ta có:

-



: hiệu suất truyền động

h= h_k.h_b²_r.h_o³_l.h_d

_k: hiệu suất nối trục đàn hồi

_k 0,99

 _br=0,97

 _ol=0,99

 _đ=0,95



_br: hiệu suất của một cặp bánh răng

_ol: hiệu suất của một cặp ổ lăn

_d: hiệu suất của bộ truyền đai

(Tra bảng 2.3/19 [I] )

Vậy hiệu suất chung của bộ truyền



= 0,99.0,97².0,99³.0,95=0,86

-Hệ số tải trọng tương đương

2

æ ö

P

t_i

4

3

2



=

.

= 1². + 0,6 . = 0,8

÷

i

ç

÷

ç

( )

å

÷

ç

÷

ç

P

t _k

8

_i=1è ø

1

Vậy công suất trên trục động cơ là :

P ´ b 1,88´ 0.8

lv

(kW)

P =

=

= 1,75

dc

h

0,86

SVTH:Trần Văn Qúy

Page 3

Đồ án chi tiết máy

GVHD:Nguyễn Xuân Hành

1.2. Xác định tốc độ quay đồng bộ của động cơ :

Vận tốc băng tải v=0,2 m/s

Đường kính tang D=330 mm

Tốc độ quay đồng bộ của động cơ tính theo công thức

n_sb n_ct.u_sb

Với tốc độ quay của trục công tác:

60000.v 60000.0,2

n_lv=

=

= 11,9

(v/phút)

p.D

p.320

Chọn tỉ số truyền sơ bộ u_sb

u_t= u₁.u₂

Trong đó u₁: tỉ số truyền sơ bộ của hộp giảm tốc

u₂: tỉ số truyền sơ bộ của bộ truyền ngoài (đai)

2.4

Tra bảng

[I] ta có :

21

Với truyền động bánh răng trụ hai cấp : u_h= 8¸ 40

Truyền động đai : u _{n g}= 2 ¸ 4

Chọn u₁= 25, u_đ=3,15 do đó u_t= 25.3,15= 78,75

Suy ra n_sb= n_lv.u_t= 937 (v/phút)

Tra bảng 1.3 TL [I] ta chọn động cơ loai 4A100L6Y3

Với các thông số cơ bản như sau:

+ Công suất động cơ : P_dc=2,2 kW

+ Tốc độ quay

: v=950 vòng/phút

Kiểm tra điều kiện mở máy ta có :

T_mm1,4T₁

T_k



 1,4

;

 2,0 > 1,4

T₁

T_dn

Kết luân : động cơ 4A100L6Y3 đáp ứng được yêu cầu công suất , tốc độ và

điều kiện mở máy.

2. Phân phối tỉ sô truyền

Xét tỉ số truyền chung

n_dc950

u_t=

=

= 79,8

n_lv11,9

Ta có

Dựa vào bảng 2.4/21 [I] ta chọn được tỉ số truyền u_ngcủa đai:

u_t79,8

u_t= u_h.u_ng

u_ng= 3,15



u_h=

=

= 25,3

u_ng3,15

u_h u_nh.u_ch u₁.u₂

Trong hộp giảm tốc

u_nh u₁: tỉ số truyền cấp nhanh

u_ch u₂: tỉ số truyền cấp chậm

SVTH:Trần Văn Qúy

Page 4

Đồ án chi tiết máy

GVHD:Nguyễn Xuân Hành

Do hộp giảm tốc sử dụng bánh răng trụ với sơ đồ khai triển nên thuận lợi cho

việc bôi trơn cho các bộ phận truyền bánh răng trong HGT bằng phương pháp

ngâm dầu:

Khi đó u₁=(1,2

Ta lấy u₁=1,3 u₂

1,3) u₂

2

U_h=u₁u₂=1,3 u₂=25,3



u₂= 4,41, ; u₁=5,73

u_t78,75

u₁u₂4,41.5,73

Tính chính xác lại u_ng

u_ng=

=

= 3,1

+ Tính toán các thông số động học

Công suất trên trục công tác(trục tang) P =1,88 kW

lv

9,55.10⁶.P

9,55.10⁶.1,88

lv

T =

=

= 1508,74

Mô men trên trục tang :

(kNmm)

n_lv

11,9

+ Công suất trên các trục:

- Công suất trên truc III

P

1,88

lv

(kW)

P =

=

= 2

3

h_d.h_ol0,95.0.99

-Công suất trên trục II

-Công suất trên trục I

P

2

3

P =

=

= 2,08(kW)

2

h_brh_ol0,97.0,99

P

2,08

2

P =

=

= 2,16(kW)

1

h_brh_ol0,97.0,99

- Công suất trên trục động cơ:

P

2,17

1

P =

=

= 2.19 (kW)

dc

h_k0,99

Ta có n_dc=950 (v/phút)

-Tỉ số truyền cấp nhanh : u₁=5,73

-Tỉ số truyền cấp chậm : u₂=4.41

Ta có n₁=950 (v/phút)

-Tốc độ quay trục 2: n₂=n₁/u₁=950/5,73=165,8(v/phút)

-Tốc độ quay trục 3: n₃=n₂/u₂=165,8/4,41=37,6(v/phút)

-Tốc độ quay trục tang :

n _lv= n ₃/ n _{n g}= 3 7 , 6 / 3 ,1 = 1 2 ,1 3

(v/phút)

SVTH:Trần Văn Qúy

Page 5

Đồ án chi tiết máy

GVHD:Nguyễn Xuân Hành

+ Tính mô men xoắn trên các trục

- áp dụng công thức

9,55.10⁶.P

i

T_i

i=1,2,3

n_i

-Ta có

9,55.10⁶.2,16

(Nmm)

= 21713,7

T =

1

950

9,55.10⁶.2,08

T₂=

T₃=

= 119807 (Nmm)

165,8

9,55.10⁶.2

= 507978,7(Nmm)

37,6

9,55.10⁶.2,2

T =

= 22115,8(Nmm)

dc

950

Động cơ Truc I

Trục II

Trục III

Trục Tang

U

U_k=1

2,2

U₁=5,73

U₂=4,41 U_đ=3,1

P (kW)

2,16

2,08

2

1,88

N(v/phút) 950

T(Nmm) 22115,8

950

21713,7

165,8

119807

37,6

507978,7

12,13

1508740

PHẦN II. TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN ĐAI

TiÕt diÖn A.

S¬ ®å bé truyÒn ®ai

b





a : lµ kho¶ng c¸ch gi÷a hai trôc b¸nh ®ai.

 : lµ gãc «m ®ai trªn b¸nh nhá vµ lín..

 : lµ gãc gi÷a hai nh¸nh d©y ®ai.



1

2





h

: lµ chiÒu dµy cña d©y ®ai thang..

b : lµ chiÒu réng cña ®ai thang.

a

2.1. Chọn loại đai.

- Dựa vào đặc tính làm việc êm với vận tốc nhỏ ta chọn đai thang thường

SVTH:Trần Văn Qúy

Page 6

Đồ án chi tiết máy

GVHD:Nguyễn Xuân Hành

2.2. Xác định thông số của bộ truyền.

- Dựa vào bảng 4.13 và dãy kích thước tiêu chuẩn ta chọn đường kính bánh đai

nhỏ d₁= 250 mm

Ta có vận tốc đai:

pd₁n₃

3,14´ 37,6´ 250

V =

=

=0,5m/s

60000

- Dễ thấy v

 v_max= 25 (đai thang thường). Vậy có thể lấy giá trị của d₁= 250

mm

- Tính d₂theo CT 4.2 ta có:

1

d₂= d₁u

=

250´ 3,1´

=790 mm

1 

0,98

-



= 0,01

0,02 : hệ số trượt

- u = 3,1 tỉ số truyền đai

- Theo bảng 4.21 với dãy kích thước tiêu chuẩn của đường kính bánh đai lớn

chọn d₂=800 mm

-Tính lại u’ theo d₂vừa chọn

0,98´ 800



1  d₂



u’=

- Sai lệch của u’ so với u

=

= 3,136

d₁

250

u  u_tt

800

d₂

1 

u_tt=

=

=3,26



u 

=1,9 < 4%

d₁





u

0,98´ 250

- Ta thấy

 u lằm trong giới hạn sai lệch cho phép ( u_max=4%) nên các kích

thước của d₁và d₂đạt yêu cầu

- Khoảng cách trục:

- Khoảng cách trục a của 2 bánh đai được tính theo CT

a= a / d₂= 1Þ a = 800

- Với điều kiện 0,55



d₁ d₂



+ h



a



2



d₁ d₂chọn a=800 mm



SVTH:Trần Văn Qúy

Page 7

Đồ án chi tiết máy

GVHD:Nguyễn Xuân Hành

- Chiều dài dây đai:

- Chiều dài dây đai L được xác định dựa theo khoảng cách trục a bởi CT:

2



d₁ d₂ d₂ d₁

 

L = 2a +



= 3343 mm

2

4a

- Dựa vào bảng 4.13 ta chọn trị số tiêu chuẩn của chiều dài đai là L=3350 mm

- Kiểm nghiệm đai về tuổi thọ

v_đ

i

=

 i_max 10

với v_đ= 0,5 m/s

L=3350m

L

0,5

i =

= 0,17 < i_max 10 m/s

3,35

- Góc ôm ₁

:

Góc ôm ₁được tính theo CT 4.7 với điều kiện (  120⁰

)

1

₁=180⁰



d₂ d₁



57⁰= 141⁰thảo mãn điều kiện   120⁰

a

2.3. Xác định số đai.

- Số đai Z được tính theo CT:

P K_đ

3

Z =

P C C C C

[ ]

z

(

)

0

a

1

u

Với: - P₃: công suất trục bánh đai chủ động (P₃= kW)

- P_o: công suất cho phép, với v= 0,5m/s và d₁= 250 mm chọn P_o= 2,3

- K_đ: hệ số tải trọng động theo bảng 4.7 ta chọn K_đ= 1,2

- C_: hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm ₁

C_= 1 0,0025



180 ₁= 0,9



- C₁: hệ số ảnh hưởng đến chiều dài đai, theo bảng 4.16 chọn C₁=0,95

- C_u: hệ số ảnh hưởng của tỉ số truyền, theo bảng 4.17 chọn C_u=1,14

- C _z: hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không dều tải trọng, theo bảng

4.18 chọn C _z=0,95

Vậy số đai

SVTH:Trần Văn Qúy

Page 8

Đồ án chi tiết máy

GVHD:Nguyễn Xuân Hành

2.1,2

Z=

= 1,017

2,3.0,9.1,14.1

Lấy Z=1 đai

- Từ số đai Z có thể xác định chiều rộng bánh đai B theo CT 4.17

B =

Với e= 17 ; t= 25,5 ứng với đai bảng 4.21

Chiều rộng bánh đai B = 2.17=34 mm

- Đường kính ngoài của bánh đai:

d_a= d₁+2h_ovới h_o= 5,7(bảng 4.21)

d_a= 250 +2.5,7= 261,4 mm



Z 1 t  2e





2.4. Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục .

- Lực căng trên 1 đai được xác định theo CT 4.19

æ

ö

P K_đ

÷

3

ç

÷

F = 780

+ F

ç

o

v

÷

ç

÷

ç

v.C Z

è

ø

a

Trong đó: F = q_m.v²= 0,3.(0,5)²= 0.075 : lực căng do lực li tâm sinh ra

v

æ

ç

ö

2.1,2

÷



F =780

+0,075=4160N

÷

ç

o

÷

ç

è0,5.0,9.1ø

- Lực tác dụng lên trục theo 4.21 ta có:



2





₁

F =2 F .Z.sin

=7842



r

o





SVTH:Trần Văn Qúy

Page 9

Đồ án chi tiết máy

GVHD:Nguyễn Xuân Hành

Ta có các thông số kĩ thuật chính của bộ truyền đai thang như trong bảng:

Thông số

Kí hiệu, đơn vị

Đai thang thường

d₁, d₂(mm)

v (m/s)

Giá trị

Loại đai

Đường kính bánh nhỏ, lớn

Vận tốc đai

250 và 800

0,5

3,1

Tỉ số truyền

u_đ

Khoảng cách trục

Chiều dài dây đai

Góc ôm

a (mm)

L (mm)

800

3350

141

1

o

₁

 

Số đai

Z( chiếc )

Chiều rộng bánh đai

Đường kính ngoài bánh đai

B(mm)

34

d_a(mm)

261,4

III. Thiết kế bộ truyền trong hộp

1.Bộ truyền cấp nhanh (Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng)

1.1.Chọn vật liệu

Theo bảng 6.1/92 [I] chọn:

-

Bánh nhỏ : thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241-285, có giới hạn

bền _b1 850MPa , giới hạn chảy _ch1 580MPa

.

-

Bánh lớn : thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192-240 , có giới hạn

bền _b2 750MPa ,giới hạn chảy _ch2 450MPa

.

1.2.Xác định ứng suất cho phép

* ứng suất tiếp xúc cho phép

Sơ bộ ta có

[ _H]   _H⁰_limK_HL/ S_H

Trong đó _H⁰_lim: là ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở

Lấy độ rắn bánh răng nhỏ HB₁=245, bánh lớn HB₂=230 khi đó ta có:

 _H⁰_lim1 2HB₁ 70  2.245  70  560(MPa)

 _H⁰_{lim 2} HB₂ 70  2.230  70  530 (MPa)

-S_H: Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc S_H1=S_H2=1,1

-K_HL: Hệ số tuổi thọ

N_HO

6

K_HL



N_HE

Với N_HO: số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc

N_HO=30HB^2,4

Do đó N_HO1=30.245^2,4=1,6.10⁷, N_HO2=30.230^2,4=1,39.10⁷

SVTH:Trần Văn Qúy

Page 10

Đồ án chi tiết máy

GVHD:Nguyễn Xuân Hành

- Số chu kì ứng suất tương đương

N_HE 60c (T /T

)³n_it_i

max ₁



i

Với c : số lần ăn khớp trong một vòng quay ,lấy c=1 .

Số vòng quay bánh nhỏ : n₁=950 (v/ph),bánh lớn n₂=215,42(v/ph)

Do đó ta có:

4

3

N_HE1= 60.1.35040.950(1³+ 0,6³. ) = 116.10⁷

8

4

3

N_HE2= 60.1.35040.215,42.(1³. + 0,6³. ) = 26,3.10⁷

8

Ta thấy N_HE1>N_HO1; N_HE2>N_HO2do đó ta chọn K_HL1=K_HL2=1.

Ta tính được

 _{H lim1}  _H⁰_lim1.K_HL1 560.1  560 (MPa)

 _{H lim 2}  _H⁰_{lim 2}.K_HL2 530.1  530 (MPa)

Vậy ta tính được

[ _H1]  560.1/1,1  509,10 (MPa)

[ _{H 2}]  530.1/1,1  481,82 (MPa)

Với bánh răng trụ răng thăng ta có:

[ _H]  min{[ _H1],[ _{H 2}]}  481,82(MPa)

*ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải

[s_H]_max= 2,8s_ch2= 2,8.450 = 1260(MPa)

*ứng suất uốn cho phép

Sơ bộ ta có:

[ _F]   _F⁰_limK_FCK_FL/ S_F

Trong đó  _F⁰_lim: là ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở

 _F⁰_lim1 1,8HB₁ 1,8.245  441(MPa)

 _F⁰_{lim 2} 1,8HB₂ 1,8.230  414 (MPa)

-

S_F: hệ số an toàn khi tính về uốn S_F1=S_F2=1,75

K_FL: hệ số tuổi thọ

N_FO

m_F

K_FL



N_FE

Với N_F0: Số chu kì cơ sở khi uốn N_F0=4.10⁶

M_F: Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc, với vật liệu HB<350 ta

có m_F=6

N_FE: Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương

Ta có

F



^m

T_i





N_FE 60c

n_it_i

_

T_max





4

3



N_FE1= 60.1.35040.950.(1⁶. + 0,6⁶. ) = 103.10⁷(MPa)

8

4

3

N_FE2= 60.1.215,42.35040(1⁶. + 0,6⁶. ) = 213.10⁶(MPa)

8

Ta thấy N_FE1>N_FO, N_FE2>N_FO, ta lấy N_FL1=N_FL2=1

Bộ truyền quay một chiều, lấy giới hạn bền uốn K_FC=1

SVTH:Trần Văn Qúy

Page 11

Đồ án chi tiết máy

GVHD:Nguyễn Xuân Hành

Vậy ứng suất uốn cho phép:

441.1.1

[ _F1] 

 252 (MPa)

1,75

414.1.1

1,75

[ _{F 2}] 

 236,57 (MPa)

* ứng suất uốn cho phép khi quá tải

[ _F1]_max 0,8._ch1 0,8.580  464(MPa)

[ _{F 2}]_max 0,8._ch1 0,8.450  360(MPa)

1.3.Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng

a.Khoảng cách sơ bộ trục :

T₁K_H

3

a_w1 K_a(u₁1)

[ _H]²u₁ _ba

Theo bảng 6.6/97 [I] chọn  _ba 0,3 ;

Theo bảng 6.5/96 [I] ta chọn K_a=49,5 ( răng thẳng)



y_bd= (u₁+ 1)y_ba/ 2 = (5,73+ 1).0,3 / 2 = 1

K_H: Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng

Tra bảng 6.7/98 [I] suy ra K_H=1,123

Với T₁=21713,7; u₁= ta có :

21713,7.1,123

481,82².5,73.0,3

3

a_w1 49,5(5,731)

111.72(mm)

Chọn a_w1 140(mm)

b.Xác định các thông số ăn khớp

Chọn môđun pháp theo công thức

-

m_n (0,01 0,02)a_w1 (1,40  2,80)(mm)

Chọn môđun theo bảng 6.8/99 [I] : m_n 2,5(mm)

2a_w12.140

m(u₁+ 1) 2,5(5,73+ 1)

z₂=5,73.16=92 chọn z₂=96

Số bánh răng nhỏ 1: z₁=

=

= 16,7

Lấy z₁= 16



Do đó a_w1= m(z₁+ z₂) / 2 = 2,5(16+ 96) / 2 = 140(mm)

Do đó ta dùng dịch chỉnh chiều cao để đảm bảo chất lượng ăn khớp với x₁=0,3;

x₂=-0,3

Góc ăn khớp :

cosa_tw= z_tmcosa / (2a_w1) = (16+ 96).2,5.cos20 / (2.140) = 0,939

Suy ra a_tw= 19⁰

c.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc  _H

 _H Z_mZ_HZ_2T₁K_H(u_m1) /(b_w1u_md_w²₁

Theo bảng Z_m= 274(MPa)^1/3

SVTH:Trần Văn Qúy

Page 12

Đồ án chi tiết máy

GVHD:Nguyễn Xuân Hành

Do đó Z_H= 2cosb_b/ sin2a_tw= 2.1/ sin(2.19) = 1,8

Với bánh răng thẳng Z_ (4  _) /3  (4 1,669) /3  0,877

1

Trong đó: e = 1,88- 3,2( + ) = 1,88- 3,2(1/16+ 1/ 96) = 1,69

a

z₁z₂

đường kính vòng lăn bánh nhỏ

d_w1= 2a_w1/ (u_m+ 1) = 2.140 / (5,73+ 1) = 41,6(mm)

b_w1 0,3.140  42(mm)

pd_w1n₁p.41,8.950

Vận tốc vành răng: v =

=

= 2,1(m / s)

60000

Theo bảng 6.13/106 [I] chọn cấp chính xác 8 , K_H 1,09 ; theo bảng 6.15,6.16 ta

có _H 0,004; g₀ 56

Suy ra u_H= d_Hg₀v a_w1/ u_m= 0,004.56.2,58 140 / 5,73 = 2,325

u_Hb_w1d_w1

2,325.42.41,6

Ta có K_HV= 1+

= 1+

= 1,076

2T K_HbK_Ha

2.21713,7.1,123.1,09

1

K_H= K_HbK_HaK_HV= 1,123.1,09.1,076 = 1,318

Ta tính được

s_H= 274.1,8.0,877 2.21713,7.1,38(5,73+ 1) / (42.5,73.41,6²) = 425,6(MPa)

Ta có hệ số ảnh hưởng của vận tỗc vòng: với v<5m/s, Z_v 1

Với cấp chính xác động học là 8 ta chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8

Z_R= 0,95

d_a 700mm  K_HX 1

Do đó [s_H]'= [s _H]Z_V.Z_RZ_XH= 481,82.1.0,95.1= 457,73(MPa)

Do đó ta thấy  _H [ _H]' nên bánh răng thoả mãn đk bền tiếp xúc

d. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

 _F 2T₁K_FY_Y_Y_F1/(b_w1d_w1m)

Ta có y_b= 0,812 tra bảng 6.7/97 [I] ta có K_Fb= 1,245Với vận tốc v=2,1 m/s

,cấp chính xác 8 tra bảng 6.14/107 ta có K_F 1,27

Ta có u_F= d_Fg₀v a_w1/ u_m= 0,011.56.2,1 140 / 5,73 = 6,394

Trong đó tra bảng 6.15,6.16 ta có d_F= 0,011;g₀= 56

Hệ số xét đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn :

u_Fb_w1d _w1

6,394.42.41,6

K_FV= 1+

= 1+

= 1,163

2T K_FbK_Fa

2.21713,7.1,245.1,27

1

Hệ số tải trọng khi tính về uốn:

K_F= K_FbK_FaK_FV= 1,25.1,27.1,163= 1,85

Với z₁=16, z₂=96, x₁=0,3; x₂=-0,3 theo bảng 6.18/109 [I] ta có

Y_F1= 3,72;Y_{F 2}= 3,66

SVTH:Trần Văn Qúy

Page 13

Đồ án chi tiết máy

GVHD:Nguyễn Xuân Hành

Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Y_ 1/_ 1/1,69  0,59

Với bánh răng thẳng ta có Y_ 1

Vậy s_F1= 2.21713,7.1,85.0,59.1.3,72 / (42.41,6.2,5) = 40,36 (MPa)

s_{F 2}= s_F1Y_F1/ Y_{F 2}= 40,36.3,72 / 3,66 = 41,02 (MPa)

Tính chính xác ứng suất uốn cho phép:

[ _F]  [ _F]Y_RY_SY_xF

: Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng Y_R 1

Y_R

Y_xF: Hệ số xét đến kích thước bánh răng Y_xF 1

Y_S: Hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu

Y_S= 1,08- 0,0695lnm = 1,08- 0,0695ln2,5= 1,016

Do đó [s_F1]= 252.1.1,016.1= 256,03(MPa)

[s_{F 2}]= 236,57.1.1,016.1= 240,36(MPa)

Vậy  _F1 [ _F1], _{F 2} [ _{F 2}]

e. Kiểm nghiệm về quá tải

K_qt T_max/T  1,4

Ta có s_{H max}= s_HK_qt= 425,6. 1,4 = 503,57(MPa) < [s_H]_max

s_F1max= s_F1K_qt= 252.1,4 = 352,8(MPa) < [s_F1]_max

s_{F 2max}= s_{F 2}K_qt= 236,57.1,4 = 331,2(MPa) < [s_{F 2}]_max

f. Các thông số của bộ truyền

- Khoảng cách trục: a_w1 140(mm)

- Môđun pháp : m=2,5 (mm)

- Chiều rộng vành răng b_w1= 42(mm)

- Tỉ số truyền: u₁=5,73

- Số răng: z₁=17 ; z₂=96

- Hệ số dịch chỉnh : x₁=0,3; x₂=-0,3

Theo bảng 6.11/104 [I] ta có:

+ Đường kính vòng chia: d₁=mz₁=2,5.16=40 (mm); d₂=mz₂=2,5.96=240(mm)

+ Đường kính đỉnh răng:

d_a2 243,5(mm)

d

= 4 6 , 5 ( m m )

a 1

+ Đường kính chân răng: d _{f 1} 35,25(mm)

d _{f 2} 232,25(mm)

g. Tính các lực tác dụng

2T

2.21713.7

41,6

1

F =

=

= 1043,9(N)

t1

d_w1

F = Ftga = 1043,9.tg19 = 359,5(N)

r1

t

2.Bộ truyền cấp chậm (Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng)

2.1.Chọn vật liệu

Theo bảng 6.1/92 [I] chọn:

SVTH:Trần Văn Qúy

Page 14

Đồ án chi tiết máy

GVHD:Nguyễn Xuân Hành

-

Bánh nhỏ : thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241-285, có giới hạn

bền _b1 850MPa , giới hạn chảy _ch1 580MPa

.

-

Bánh lớn : thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192-240 , có giới hạn

bền _b2 750MPa ,giới hạn chảy _ch2 450MPa

.

2.2.Xác định ứng suất cho phép

* ứng suất tiếp xúc cho phép

Sơ bộ ta có

[ _H]   _H⁰_limK_HL/ S_H

Trong đó _H⁰_lim: là ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở

Lấy độ rắn bánh răng nhỏ HB₃=260, bánh lớn HB₄=245 khi đó ta có:

 _H⁰_lim3 2HB₃ 70  2.260  70  590(MPa)

 _H⁰_{lim 4} HB₄ 70  2.245  70  560 (MPa)

-S_H: Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc S_H3=S_H4=1,1

-K_HL: Hệ số tuổi thọ

N_HO

6

K_HL



N_HE

Với N_HO: số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc

N_HO=30HB^2,4

Do đó N_HO3=30.260^2,4=1,9.10⁷, N_HO4=30.245^2,4=1,6.10⁷

- Số chu kì ứng suất tương đương

N_HE 60c (T /T

)³n_it_i

max ₁



i

Với c : số lần ăn khớp trong một vòng quay ,lấy c=1 .

Số vòng quay bánh nhỏ : n₂=165,8 (v/ph),bánh lớn n₃=37,6(v/ph)

Do đó ta có:

4

3

N_HE3= 60.1.34560.165,8.(1³. + 0,6³. ) = 19,9.10⁷

8

4

3

N_HE4= 60.1.34560.37,6.(1³. + 0,6³. ) = 4,6.10⁷

8

Ta thấy N_HE3>N_HO3; N_HE4>N_HO4do đó ta chọn K_HL3=K_HL4=1.

Ta tính được

 _{H lim3}  _H⁰_lim3.K_HL3 590.1  590 (MPa)

s_{H lim4}= s_H⁰_lim4.K_HL4= 560.1= 560 (MPa)

Vậy ta tính được

[ _{H 3}]  590.1/1,1  536,36(MPa)

[ _{H 4}]  560.1/1,1  509,10 (MPa)

Với bánh răng trụ răng nghiêng ta có:

[s_H]= (s_{H 3}+ s_{H 4}) / 2 = (536,36+ 509,10) / 2 = 522,73(MPa)

*ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải

[s_H]_max= 2,8s_ch2= 2,8.450 = 1260(MPa)

*ứng suất uốn cho phép

Sơ bộ ta có:

Trong đó  _F⁰_lim: là ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở

[ _F]   _F⁰_limK_FCK_FL/ S_F

SVTH:Trần Văn Qúy

Page 15

Đồ án chi tiết máy

GVHD:Nguyễn Xuân Hành

 _F⁰_lim3 1,8HB₃ 1,8.260  468(MPa)

 _F⁰_{lim 4} 1,8HB₄ 1,8.245  441(MPa)

-

S_F: hệ số an toàn khi tính về uốn S_F1=S_F2=1,75

K_FL: hệ số tuổi thọ

N_FO

N_FE

m_F

K_FL



Với N_F0: Số chu kì cơ sở khi uốn N_F0=4.10⁶

M_F: Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc, với vật liệu HB<350 ta

có m_F=6

N_FE: Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương

Ta có

F



^m

T_i





N_FE 60c

n_it_i

_

T_max





4

3



N_FE3= 60.1.215,42.35040(1⁶. + 0,6⁶. ) = 234.10⁶(MPa)

8

4

3

N_FE4= 60.1.37,6.35040.(1⁶. + 0,6⁶. ) = 40,6.10⁶(MPa)

8

Ta thấy N_FE1>N_FO, N_FE2>N_FO, ta lấy N_FL3=N_FL4=1

Bộ truyền quay một chiều, lấy giới hạn bền uốn K_FC=1

Vậy ứng suất uốn cho phép:

468.1.1

[ _F3] 

 267,43 (MPa)

1,75

441.1.1

1,75

[ _{F 4}] 

 252(MPa)

* ứng suất uốn cho phép khi quá tải

[ _F3]_max 0,8._ch1 0,8.580  464(MPa)

[ _{F 4}]_max 0,8._ch1 0,8.450  360(MPa)

2.3.Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng.

a.Khoảng cách sơ bộ trục :

T₂K_H

3

a_w2 K_a(u₂1)

[ _H]²u₂ _ba

Theo bảng 6.6/97 [I] chọn  _ba 0,3 ;

Theo bảng 6.5/96 [I] ta chọn K_a=37,5( răng nghiêng)



y_bd= (u₂+ 1)y_ba/ 2 = (5,73+ 1).0,3 / 2 = 1,01

K_H: Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng

Tra bảng 6.7/98 [I] suy ra K_H=1,15

Với T₂=119807; u₂=5,73 ta có :

119807.1,15

522,73².5,73.0,3

3

a_w2= 37,5.(5,73+ 1)

= 177,8

SVTH:Trần Văn Qúy

Page 16

Đồ án chi tiết máy

GVHD:Nguyễn Xuân Hành

Chọn a_w2= 180(mm) ; b_w2= 0,3.180 = 54(mm)

b.Xác định các thông số ăn khớp

-Chọn môđun pháp theo công thức

m_n= (0,01¸ 0,02)a_w2= (1,8¸ 3,6)(mm)

Chọn môđun theo bảng 6.8/99 [I] : m_n= 3(mm)

Chọn sơ bộ góc nghiêng:   10⁰,cos  0,9848

2a_w2cosb 2.180.0,9848

Số bánh răng nhỏ 1: z₃=

=

= 17,5

m(u₂+ 1)

3.(5,73+ 1)

chọn z₄=100

Lấy z₃= 17



z₄=5,73.17=97,4

100

Tỉ số truyền thực u_m=

= 5,88

17

m(z₃+ z₄) 3(17 + 100)

cosb =

=

= 0,975Þ b = 12,84⁰= 12⁰50'

2a_w2

2.180

c.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc  _H



 Z _mZ _HZ _2T₂K _H(u _m 1) /(b_{w 2}u _md _w²₂

H

Theo bảng 6.5/96, Z_m 274Pa^{1/ 3}

Ta có tgb_b= cosa_ttgb = cos20,57.tg12,84 = 0,2359 Þ b_b= 12,05

Với a_t= a_tw= arctg(tga / tgb) = arctg(tg20 / tg14,84) = 20,57

Do đó Z_H= 2cosb_b/ sin2a_tw= 2.cos12,05 / sin(2.20,57) = 1,724

Ta có hệ số dọc trục e = b_w2sinb / (pm) = 54sin14,84 / (p.3) = 1,47 >1

b

Với bánh răng nghiêng Z_e= 1/ e = 1/1,67 = 0,774

a

Trong đó:

1

e = 1,88- 3,2( + )cosb = 1,88- 3,2(1/17 + 1/100)cos14,84 = 1,67

a

z₃z₄

+Đường kính vòng lăn bánh nhỏ

d_w2= 2a_w2/ (u_m+ 1) = 2.180 / (5,73+ 1) = 53,5(mm)

pd_w2n₂p.165,8.53,5

Vận tốc vành răng: v =

=

= 0,46(m / s)

60000

Theo bảng 6.13/106 [I] với v=0,46 m/s ,chọn cấp chính xác 9, K_H 1,13; theo

bảng 6.15,6.16 ta có _H 0,002; g₀ 73

Suy ra u_H= d_Hg₀v a_w2/ u_m= 0,002.73.0,46 180 / 5,73 = 0,376

u_Hb_w2d_w2

0,376.54.53,5

Ta có K_HV= 1+

= 1+

= 1,003

2T₂K_HbK_Ha

2.119807.1,15.1,13

K_H= K_HbK_HaK_HV= 1,15.1,13.1,001= 1,3

Ta tính được

SVTH:Trần Văn Qúy

Page 17

Đồ án chi tiết máy

GVHD:Nguyễn Xuân Hành

s_H= 274.1,724.0,774 2.119807.1,13.(5,73+ 1) / (54.5,73.53,5²) = 524,5(MPa)

Ta có hệ số ảnh hưởng củavận tỗc vòng: với v<5m/s, Z_v 1

Với cấp chính xác động học là 9 ta chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 9 ,

Z_R 1

d_a 700mm  K_HX 1

Do đó [ _H]' [ _H]Z_V.Z_RZ_XH 522,73.1.1  522,73(MPa)

Do đó ta thấy  _H [ _H]' thoả mãn đk bền tiếp xúc

d. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

 _F3 2T₂K_FY_Y_Y_F3/(b_w2d_w2m)

Ta có y_bd= 1,01 tra bảng 6.7/98 [I] ta có K_Fb= 1,32

Với vận tốc v=0,1 m/s ,cấp chính xác 9 tra bảng 6.14/107 ta có K_F 1,37

Ta có u_F= d_Fg₀v a_w2/ u_m= 0,006.73.0,11 180 / 5,73 = 1,9

Trong đó tra bảng 6.15,6.16 ta có _F 0,006; g₀ 73

Hệ số xét đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn :

u_Fb_w2d _w2

1,9.54.53,5

K_FV= 1+

= 1+

= 1,013

2T₂K_FbK_Fa

2.119807.1,32.1,37

Hệ số tải trọng khi tính về uốn:

K_F= K_FbK_FaK_FV= 1,32.1,37.1,013= 1,84

z_v1= z₃/ cos³b = 17 / cos³14,84 » 19

z_v2= z₄/ cos³b = 100 / cos³14,84 = 110

Số răng tương đương

Theo bảng 6.18/109 [I] ta có Y_F3= 4,14;Y_{F 4}= 3,6

Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Y_e= 1/ e = 1/1,67 = 0,6

a

Với bánh răng nghiêng ta có Y_b= 1- b /140 = 1- 14,84 /140 = 0,894

Vậy s_F3= 2.119807.1,84.0,6.0,894.4,14 / (53,5.54.3) = 113 (MPa)

s_{F 4}= s_F3Y_F3/ Y_{F 4}= 113.4,14 / 3,60 = 130 (MPa)

Tính chính xác ứng suất uốn cho phép:

[ _F]  [ _F]Y_RY_SY_xF

: Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng Y_R 1

Y_R

Y_xF: Hệ số xét đến kích thước bánh răng Y_xF 1

Y_S: Hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu

Y_S= 1,08- 0,0695lnm = 1,08- 0,095ln3= 1,0036

Do đó [s_F3]= 267,43.1.1,0036.1= 268,4(MPa)

[s_{F 4}]= 252.1.1,0036.1= 253(MPa)

Vậy  _F3 [ _F3] , _{F 4} [ _{F 4}]

e. Kiểm nghiệm về quá tải

K_qt T_max/T  1,4

Ta có s_{H max}= s_HK_qt= 524,5. 1,4 = 620(MPa) < [s_H]_max

SVTH:Trần Văn Qúy

Page 18

Đồ án chi tiết máy

GVHD:Nguyễn Xuân Hành

s_F3max= s_F3K_qt= 113.1,4 = 158,2(MPa) < [s_F3]_max

s_{F 4max}= s_{F 4}K_qt= 130.1,4 = 182(MPa) < [s_{F 4}]_max

f. Các thông số của bộ truyền

- Khoảng cách trục: a_w2= 180(mm)

- Môđun pháp : m=3 (mm)

- Chiều rộng vành răng b_w2= 54(mm)

- Tỉ số truyền: u₂=5,73

- Góc nghiêng răng b = 14,84⁰

- Số răng: z₃=17 ; z₄=100

- Hệ số dịch chỉnh : x₁=0 ; x₂=0

Theo bảng 6.11/104 [I] ta có:

+ Đường kính vòng chia:

d₃ mz₃/ cos   3.17 / cos14,84  52,76(mm);d₄ mz₄/ cos   3.100 / cos14,84  310(mm)

+ Đường kính đỉnh răng: d_a3 58,76(mm)

+ Đường kính chân răng: d _{f 3} 45,26(mm)

d_a4 316(mm)

d _{f 4} 302,5(mm)

g. Tính các lực tác dụng

2T₂2.119807

F =

=

= 4478,76(N)

t2

d_w2

53,5

F = F tga_t= 4478,76.tg20,57 = 1680,7(N)

r2

t2

F_a= F tgb = 4478,76tg14,84 = 1186,7(N)

t2

IV.Thiết kế trục

1.Chọn vật liệu

Chọn vật liệu chế tạo trục chế tạo trục trung gian và trục ra là thép C45 tôi cải

thiện đạt độ rắn HB192..240, _b 750MPa;_ch 450MPa

Vật liệu chế tạo trục vào là thép 4X tôi cải thiện đạt độ rắn HB260..280,

_b 950MMPa;_ch 700MPa

ứng suất xoắn cho phép [t ]= 15¸ 30MPa

2.Xác định đường kính sơ bộ các trục

3

d_k T_k/ 0,2[ ]

Với trục vào lấy [ ]₁ 15 MPa, trục trung gian [ ]₂= 20 MPa, trục ra [ ]₃ 30

Mpa

Do đó đk sơ bộ các trục là:

3

d₁= T / 0,2[t ]₁= 21713,7 / (0,2.15) = 19,34(mm)

1

3

d₂= T₂/ 0,2[t ]₂= 119807 / (0,2.20) = 31(mm)

3

d₃= T₃/ 0,2[t ]₃= 507978,7 / (0,2.30) = 44(mm)

Tra bảng P.1.7/242 [I] ta có đường kính động cơ là: d_dc= 28(mm)

Chọn d₁=25 mm, d₂=35mm, d₃=45 mm

SVTH:Trần Văn Qúy

Page 19

Đồ án chi tiết máy

GVHD:Nguyễn Xuân Hành

3.Sơ đồ chung (hình vẽ)

- Các lực tác dụng lên các trục

Ta có F = F = 1043,9(N);F = F = 359,5(N);

t1

t21

r1

r21

F = F = 4478,76(N);F = F = 1680,7N);F_a2= F_a3= 1186,7(N)

t22

t3

r22

r3

4.Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực

d₁+ d₂+ d₃25+ 35+ 45

-Đường kính trục trung bình: d =

=

= 35(mm)

3

-Trục II:

l₂₂ 0,5(l_m22 b₀)  k₁ k₂

l₂₃ l₂₂ 0,5(l_m22 l_m23)  k₁

l₂₁l_m22l_m23 3k₁ 2k₂ b₀

Trong đó:

 Chiều dài may ơ bánh răng trụ: l_m22= l_m23= (1,2¸ 1,5)d = 42¸ 52,5(mm)

Lấy l_m22= 52(mm);l_m23= 50(mm)

 Chiều rộng ổ lăn: b₀ 21(mm) (tra theo trị số d)

 Các khoảng cách: k₁10(mm);k₂15(mm)

Do đó ta có: l₂₂= 61,5(mm);l₂₃= 122,5(mm);l₂₁= 183(mm)

-Trục I:

l₁₁= l₂₁= 183(mm)

l₁₂= l₂₃= 122,5(mm)

l_c13= 0,5(l_m13+ b₀) + k₃+ h_n

Với l_m13là chiều dài mayơ nửa khớp nối:

l_m13= (1,4¸ 2,5)d = 49¸ 87,5(mm)

Lấy l_m13 70(mm);k₃15(mm);h_n 20(mm)

Suy ra l_c13= 80,5(mm)

-Trục III:

l₃₁= l₂₁= 183(mm)

l₃₂= l₂₂= 61,5(mm)

l_c33= 0,5(l_m33+ b₀) + k₃+ h_n

SVTH:Trần Văn Qúy

Page 20

Đồ án chi tiết máy

GVHD:Nguyễn Xuân Hành

Với chiều dài mayơ đĩa xích: l_m33 (1,2..1,5)d  42..52,5(mm)

Lấy l_m33 50(mm)  l_c33 70,5(mm)

Sơ đồ đặt lực

Fd

SVTH:Trần Văn Qúy

Page 21