Môn học Cơ sở Thiết kế máy đóng vai trò quan trọng trong chương trình đào tạo kỹ sư và cán bộ kỹ thuật về cấu tạo ,nguyên lý làm việc và phương pháp tính toán thiết kế các chi tiết, các thiết bị phục vụ cho các máy móc ngành công nghiệp, nông nghiệp, giao thông vận tải. .
Đồ án môn học có sự kết hợp chặt chẽ giữa lí thuyết với thực nghiệm. Lí thuyết tính toán các chi tiết máy được xây dựng trên cơ sở những kiến thức về toán học, vật lí, cơ học lí thuyết, nguyên lý máy, sức bền vật liệu v.v ,được xác minh và hoàn thiện qua thí nghiệm và thực tiễn sản xuất.
Đồ án môn học là một trong các đồ án có tầm quan trọng nhất đối với một sinh viên theo học nghành cơ khí. Đồ án giúp cho sinh viên hiểu những kiến thức cơ bản về cấu tạo, nguyên lý làm việc và phương pháp tính toán thiết kế các chi tiết có công dụng chung ,nhằm bồi dưỡng cho sinh viên khả năng giải quyết những vấn đề tính toán và thiết kế các chi tiết máy ,làm cơ sở để vận dụng vào việc thiết kế máy.
Được sự giúp đỡ và hướng dẫn tận tình của Cô Vũ Thị Thùy Anh trong bộ môn,đến nay đồ án môn học của chúng em đã hoàn thành. Tuy nhiên do lần đầu làm quen với công việc tính toán thiết kế máy cũng như hiểu biết còn hạn hẹp cho nên dù đã rất cố gắng tham khảo các tài liệu và bài giảng của các môn có liên quan song bài làm của chúng em không thể tránh khỏi những sai sót. Kính mong nhận được sự giúp đỡ nhiều hơn nữa của các thầy cô trong bộ môn để chúng em ngày càng tiến bộ.
38 trang |
Chia sẻ: oanhnt | Lượt xem: 1660 | Lượt tải: 2
Bạn đang xem trước 20 trang tài liệu Đồ án Cơ sở thiết kế máy truyền dẫn bánh răng, để xem tài liệu hoàn chỉnh bạn click vào nút DOWNLOAD ở trên
ĐẠI HỌC QUỐC GIA HÀ NỘI
TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHỆ
--&--
ĐỒ ÁN MÔN HỌC
Cơ sở Thiết kế máy
TRUYỀN DẪN BÁNH RĂNG
GVHD:CôVũ Thị Thùy Anh
Nhóm sinh viên thực hiện:
Phan Minh Tân
Đỗ Văn Tài
Vũ Văn Phú
Lê Hồng Quân
Phạm Đức Việt
Hà Nội, 04/2013
LỜI NÓI ĐẦU
Môn học Cơ sở Thiết kế máy đóng vai trò quan trọng trong chương trình đào tạo kỹ sư và cán bộ kỹ thuật về cấu tạo ,nguyên lý làm việc và phương pháp tính toán thiết kế các chi tiết, các thiết bị phục vụ cho các máy móc ngành công nghiệp, nông nghiệp, giao thông vận tải. ..
Đồ án môn học có sự kết hợp chặt chẽ giữa lí thuyết với thực nghiệm. Lí thuyết tính toán các chi tiết máy được xây dựng trên cơ sở những kiến thức về toán học, vật lí, cơ học lí thuyết, nguyên lý máy, sức bền vật liệu v.v…,được xác minh và hoàn thiện qua thí nghiệm và thực tiễn sản xuất.
Đồ án môn học là một trong các đồ án có tầm quan trọng nhất đối với một sinh viên theo học nghành cơ khí. Đồ án giúp cho sinh viên hiểu những kiến thức cơ bản về cấu tạo, nguyên lý làm việc và phương pháp tính toán thiết kế các chi tiết có công dụng chung ,nhằm bồi dưỡng cho sinh viên khả năng giải quyết những vấn đề tính toán và thiết kế các chi tiết máy ,làm cơ sở để vận dụng vào việc thiết kế máy.
Được sự giúp đỡ và hướng dẫn tận tình của Cô Vũ Thị Thùy Anh trong bộ môn,đến nay đồ án môn học của chúng em đã hoàn thành. Tuy nhiên do lần đầu làm quen với công việc tính toán thiết kế máy cũng như hiểu biết còn hạn hẹp cho nên dù đã rất cố gắng tham khảo các tài liệu và bài giảng của các môn có liên quan song bài làm của chúng em không thể tránh khỏi những sai sót. Kính mong nhận được sự giúp đỡ nhiều hơn nữa của các thầy cô trong bộ môn để chúng em ngày càng tiến bộ.
Chúng em xin chân thành cảm ơn Cô Vũ Thị Thùy Anh đã giúp đỡ chúng em hoàn thành đồ án này !
MỤC LỤC
PHẦN I - HỘP GIẢM TỐC KHAI TRIỂN BÁNH RĂNG TRỤ
A – TÍNH BỘ TRUYỀN CẤP NHANH BÁNH RĂNG TRỤ, RĂNG NGHIÊNG
B – TÍNH BỘ TRUYỀN CẤP CHẬM BÁNH TRỤ, RĂNG THẲNG
PHẦN II - THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC HAI CẤP BÁNH RĂNG CÔN - TRỤ
A - BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CÔN RĂNG THẲNG
B - BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG THẲNG
PHẦN III–PHỤ LỤC_BẢNG CÁC THÔNG SỐ NỘI SUY
Một số kí hiệu được sử dụng:
σH Ứng suất tiếp xúc
σF Ứng suất uốn
[σH] Ứng suất tiếp xúc cho phép
[σF] Ứng suất uốn cho phép
σOHlim Giới hạn mỏi tiếp xúc`
σOFlim Giới hạn mỏi uốn
m Môđun bánh răng trụ thẳng
aw Khoảng cách trục
d1, d2 Đường kính vòng chia bánh dẫn và bánh bị dẫn
z1, z2 Số bánh răng dẫn và bánh bị dẫn
KHα, KFα Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp
KHβ, KFβ Hệ số tập trung tải trọng
KHV, KFV Hệ số tải trọng động
ψba, ψbd Hệ số chiều rộng vành răng bánh trụ
KH/ KF Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc/uốn
β Góc nghiêng răng
sH, sF Hệ số an toàn khi tính ứng suất tiếp xúc
єα, єβ Hệ số trùng khớp ngang, dọc
αω Góc ăn khớp
de Đường kính vòng chia ngoài
dm Đường kính vòng chia trung bình
me Môđun vòng chia ngoài
mmMô đun vòng chia trung bình
ReChiều dài côn ngoài
Rm Chiều dài côn trung bình
b Chiều rộng vành răng
KR Hệ số phụ thuộc bánh răng và loại bánh răng
Kbe Hệ số chiều rộng vành răng
Yβ Hệ số kể đến độ nghiêng của răng
YF Hệ số dạng răng
Phần I
HỘP GIẢM TỐC KHAI TRIỂN BÁNH RĂNG TRỤ
QUY TRÌNH TÍNH TOÁN CHUNG
Chọn vật liệu
Xác định Ứng suất tiếp xúc cho phép
Xác định Ứng suất uốn cho phép
Xác định Ứng suất quá tải cho phép
Chọn hệ số chiều rộng vành răng
Xác định khoảng cách trục
Mođun răng
Xác định số răng mỗi bánh, góc nghiêng răng
Tính toán lại tỉ số truyền
Xác định các thông số hình học của bộ truyền
Tính vận tốc vòng ,chọn cấp chính xác
Tính lực tác dụng lên bộ truyền
Hệ số dạng răng
Kiểm nghiệm Ứng suất tiếp xúc
Kiểm nghiệm Ứng suất uốn
Kiểm nghiệm răng về quá tải
Bảng các thông số của bộ truyền
Tính bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc khai triển bánh răng trụ với các số liệu cho như sau:
Công suất động cơ: P=5,7 KW
Số vòng quay động cơ: n1=960 vòng/phút
Thời gian sử dụng: L= 12000h
Tải trọng thay đổi theo bậc: T1=T; T2=0,6T; T3=0,4T
Thời gian: t1=0,3tck; t2=0,3tck; t3=0,4tck
Phân tỉ số truyền: uh= 20 , với λc3 = 1,3
Bỏ qua ma sát trên bộ truyền.
Xác định mômen xoắn: T1 = 9,55.106Pn1 = 9,55.106.5,7/960 =56703Nmm
Tìm tỉ số truyền cho từng cấp:
u1 : Tỉ số truyền của cặp bánh răng trụ nghiêng (cấp nhanh)
u2 : Tỉ số truyền của cặp bánh răng trụ thẳng (cấp chậm)
Ta có: λc3 (U1+1).U1^4(Uh+U1).Uh^2 = 1 ó 1,3(U1+1).U1^4(20+U1).20^2 = 1
ó 1,3.u15+ 1,3.u14 -400u1- 400.20 = 0
ó u1 ~ 5,75
u2 = uh / u1 = 20/5,75 ~ 3,48
1/ Chọn vật liệu cho bánh dẫn, bánh bị dẫn cho cả 2 cấp
Thép C45 tôi cải thiện
Bánh dẫn: HB1=245; σb1=850Mpa; σch1= 580Mpa
Bánh bị dẫn: HB2=230; σb2=750Mpa; σch2= 450Mpa
2/ Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép
-Số chu kì làm việc cơ sở:
NHO1 =30.HB12,4=30.2452,4=16,3.106 chu kì
NHO2 =30.HB22,4 =30.2302,4 =14.106 chu kì
-Vì tải trọng thay đổi theo bậc
=>Số chu kì làm việc tương đương:
NHE1 =60c∑(Ti/Tmax)3 niti
=60.1.960[(T1/T)3t1 +(T2/T)3t2 +(T3/T)3t3]
=60.960[ t1 +(0.8T/T)3t2+(0.5T/T)3t3]
=60.960[0,3+0,83.0,3 +0,53.0,4].12000 =348.106 chu kì
NHE2 = NHE1/u1 =348.106/3,48 =100.106 chu kì
Vì NHE1>NHO1; NHE2>NH02
=>KHL1= KHL2=1;
Theo bảng 6.13, giới hạn mỏi tiếp xúc xác định như sau:
σOHlim=2.HB+70
=> σOH1lim=2.245+70=2.245+70=560MPa
σOH2lim=2.230+70=2.230+70=530Mpa
Ứng suất tiếp xúc cho phépđược tính theo công thức:
[σH] =σOHlim.KHL/SH
Vì thép tôi cải thiện: SH=1,1 (Hệ số an toàn)
+ Bánh dẫn: [σH1]=σOH1lim11,1=560.11,1=509,1 Mpa
+ Bánh bị dẫn: [σH2]=σOH2lim11,1=530.11,1=481,8 Mpa
Đối với cấp nhanh, bánh trụ ,răng nghiêng:
Ứng suất tiếp xúc cho phép được tính theo công thức:
[σH]= 0,5.([σH1]+ [σH2]) = 495,45 MPa
Đối với cấp chậm, bánh trụ, răng thẳng
Vì [σH2] Chọn ứng suất tiếp xúc cho phép:
[σH] = 481,8Mpa
3/ Xác định ứng suất uốn cho phép
-Số chu kì làm việc cơ sở:
NFO1 = NFO2 =5.106 chu kì
=>Số chu kì làm việc tương đương:
NFE1=60c.n1∑(Ti/Tmax)6niti
=60.960(0,3+0,86.0,3+0,56.0,4)12000=266.106 chu kì
NFE2=NFE1/u1=76,4.106chu kỳ
Vì NFE1>NFO1; NFE2>NF02
=>KFL1= KFL2=1
Theo bảng 6.13, giới hạn mỏi uốn xác định như sau:
σOFlim=1.8HB
=> σOF1lim=1,8.245=441 MPa
σOF2lim=1,8.230=414 Mpa
Ứng suất uốn cho phép: [σF] =σFlim.KFL/SF
Chọn SF= 2
Ta có: [σF1] =σF1lim.KFL1/SF = 441/2= 220,5 MPa
[σF2] =σF2lim.KFL2/SF = 414/2= 207 Mpa
4/ Ứng suất quá tải cho phép
[σH]max=2,8.σch2=2,8.450=1260 Mpa;
[σF1]max=0,8σch1=0,8.580=464 Mpa
[σF2]max=0,8σch2=0,8.450=360 Mpa
A – TÍNH BỘ TRUYỀN CẤP NHANH BÁNH RĂNG TRỤ, RĂNG NGHIÊNG
5/Chọn hệ số chiều rộng vành răng
Do bánh răng nằm đối xứng ở các ổ trục nên ψba=0,3- 0,5. Chọn ψba=0,4
Khi đó: ψbd= ψba(u1+1)/2=0,4.(5,75+1)/2=1,35
Từ bảng 6.4, chọn được: KHβ=1,07; KFβ=1,13
6/ Xác định khoảng cách trục
aw=43(u1+1)3T1.Khβψba.u1.[σh]^2 = 43.(5,75+1).356703.1,070,4.5,75.495,45^2 = 138mm
Theo tiêu chuẩn, chọn aw=150 mm
7/ Mođun răng
m = ( 0,01 ¸ 0,02 ) aw = 1,5¸ 3 (mm)
Theo tiêu chuẩn, chọn m=2,5 mm
8/ Xác định số răng mỗi bánh, góc nghiêng răng
Từ điều kiện 8o =< β<=20o
Suy ra:
2acos20m(u+1) =<z1=<2acos8m(u+1)
Hay:2.150.cos202,5(5.75+1) =< z1=<2.150.cos82,5(5.75+1)
ó16,7=<z1=<17,6
Chọn z1=17 răng
Số răng bánh bị dẫn: z2=17.5,75 ~ 98 răng
Góc nghiêng răng
β= arccosm.z1.(u+1)2.a = arccos 2,5.17.(5,75+1)2.150 = arccos(0,95625)=17o
9/ Tỉ số truyền thực
u1t= 98/17 = 5,765
10/ Các thông số hình học của bộ truyền
Thông số hình học
Công thức
Đường kính vòng chia
Bánh dẫn
d1 =z1.m/cosβ=17.2,5/0.956=44,5 mm
Bánh bị dẫn
d2 =z2.m/cosβ=98.2,5/0.956=256mm
Đường kính đỉnh răng
Bánh dẫn
da1= d1+2m=44,5+5=49,5 mm
Bánh bị dẫn
da2= d2+2m=256+5=261 mm
Đường kính đáy răng
Bánh dẫn
df1= d1-2,5m=44,5-2,5.2,5=38,25 mm
Bánh bị dẫn
df2=d2-2,5m=256-2,5.2,5=249,75mm
Chiều rộng vành răng
Bánh bị dẫn
bω= b2=aw. ψba=150.0,4=60 mm
Bánh dẫn
b1=b2+6=60+6=66 mm
11/ Vận tốc vòng,chọn cấp chính xác
v=πd1n160000 = π.44,5.96060000= 2,24m/s
Nội suy bảng 6.3, chọn cấp chính xác 9 với vgh = 3 m/s.
12/ Tính lực tác dụng lên bộ truyền
Lực vòng: Fv = Fv1= Fv2= 2.T1d1 =2.5670344,5= 2548 N
Lực pháp tuyến: Fn1 = Fn2 = Fvcos 20.cos β = 2548cos 20.0,956 = 2835 N
- Lực hướng tâm: Fr1 = Fr2 = Fv.tan 20/cosβ= 970 N
Lực dọc trục: Fd1= Fd2 = Fv. tanβ = 816 N
13/ Hệ số dạng răng
Đối với bánh dẫn: YF1 = 3,47+13,2/z1= 3,47+13,2/17= 4,24
Đối với bánh bị dẫn: YF2 = 3,47+13,2/z2= 3,47+13,2/98 = 3,6
Đặc tính so sánh độ bền các bánh răng (độ bền uốn):
Bánh dẫn: [σF1]/ YF1 = 220,54,24 = 52
Bánh bị dẫn: [σF2]/ YF2 = 2073,6 = 57,5
14/ Kiểm nghiệm Ứng suất tiếp xúc
σH = ZmZhZєd12T1. Kh(u+1)bω.u(1)
Trong đó:
-Zm = 275 MPa1/2
-ZH=2cosβsin(2α) với α = 20o
Suy ra: ZH =2.0,956sin(40) = 1,724
-Zє = 1єα
Với єα= [1,88- 3,2 (1z1+1z2 )]cosβ= [1,88- 3,2.(1/17+1/98)].0,956= 1,586
=> Zє = 0,794
-KH =KHα. KHβ. KHv
Nội suy theo bảng 6.12 được KHα = 1,13
Lại có: KHv =1+ vH.bω.dm1/(2T1. KHα. KHβ)
vH = δH.g0.v.(aω/ u1t)1/2
Tra bảng 6.20 có: δH = 0,002
Tra bảng 6.21 có : g0 = 73
vH = 0,002.73.2,136.(150/5,765)1/2 = 1,59
KHv =1+ vH.bω.dm1/(2T1. KHα. KHβ)
= 1+1,59.60.44,5/(2.56703.1,13.1,07)= 1,03
Vậy : KH = 1,13.1,07.1,03 =1,245
Thay các số liệu vừa có vào (1), ta được:
σH = 275.1,724.0,79444,52.56703. 1,245.(5,765+1)60.5,765= 444,5Mpa
Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:
Với v=2,136 m/s, Zv = 1
Cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra = 1,25-2,5 μm. Khi đó ZR = 0,95.
Vì da KxH = 1.
Ta có: [σH] = [σH].Zv.ZR.KxH = 495,45.0,95 = 470,7 Mpa
Vì σH= 444,5Mpa Thỏa mãn điều kiện tiếp xúc.
15/ Kiểm tra Ứng suất uốn
σF= 2. T1.YF.KF.Yє.Yβ/(d1.bωm) (2)
Trong đó:
-Yє = 1/ єα = 1/1,586 = 0,63
-Yβ = 1- єβ. β/120
Với єβ = bω. sin βπ.m = 60. sin 172,5π = 2,23
Yβ = 1- 2,23.17120 = 0,684
-KF =KFα. KFβ. KFv
KFα = 1,37 (tra bảng 6.12)
KFβ = 1,13( tra bảng 6.4)
Để tính KFv , có:
KFv =1+ vF.b.dm1/(2T1. KFα. KFβ)
Trong đó:vF = δF.g0.v.( aω/ u)1/2
Tra bảng 6.20 có: δF = 0,006
Tra bảng 6.21 có : g0 = 73
vF = 0,006.73.2,136.(150/5,765)1/2 = 4,77
KFv= 1+4,77.60.44,5/(2.56703.1,37.1,13) = 1,07
Thay vào (2), được:
KF = 1,37.1,13. 1,07 =1,656
Từ đó suy ra:
σF1=2.56703.4,24.1,656.0,63.0,68444,5.60.2,5 = 51,4 MPa<[σF1] =220,5 MPa
σF2 = (YF2/YF1). σF1= (3,6/4,24).51,4 = 43,6 MPa <[σF2] = 207 Mpa
Do vậy, độ bền uốn được thỏa mãn.
16/ Kiểm nghiệm răng về quá tải
Ta có: Kqt =T max/T =1 ,8
[σH1max] = σH. (Kqt)1/2 = 470,7.1,81/2 = 631,5 Mpa < [σHmax] = 1260 Mpa
[σF1max] = σF1. Kqt = 51,4.1,8= 92,5 Mpa < [σF1max] = 464 Mpa
[σF2max] = σF2. Kqt = 43,6.1,8= 78,5 Mpa < [σF1max] = 360 Mpa
Bảng thông số bộ truyền bánh răng trụ, răng nghiêng
THÔNG SỐ
TRỊ SỐ
Số răng bánh nhỏ
Z1 = 17
Số răng bánh lớn
Z2 = 98
Tỉ số truyền
Ubrt = 5,72
Đường kính vòng lăn của bánh răng
- Bánh dẫn: dw1 = 44,5(mm)
- Bị dẫn :dw2 = 256(mm)
Đường kính đỉnh răng
- da1 = 49,5 (mm)
- da2 = 261 (mm)
Đường kính chân răng
- df1 = 38,25(mm)
- df2 = 249,75(mm)
Chiều rộng vành răng
- bw = 60(mm)
Góc nghiêng răng
- β = 17o
Góc ăn khớp
- αtw = 20o
Khoảng cách trục
-aw= 150 mm
Hệ số dịch chỉnh
x1 = x2 =0
B – TÍNH BỘ TRUYỀN CẤP CHẬMBÁNH TRỤ, RĂNG THẲNG
5/Chọn hệ số chiều rộng vành răng
Do bánh răng nằm đối xứng ở các ổ trục nên ψba=0,3-0,5. Chọn ψba=0,4
Khi đó: ψbd= ψba(u2+1)/2=0,4.(3,48+1)/2=0.89
Tra bảng 6.4, chọn được: KHβ=1,04; KFβ=1,07
6/ Xác định khoảng cách trục
Giả sử bỏ qua ma sát trên răng và tổn thất trên cặp ổ lăn, khi đó:
Momen xoắn T2 = T1.u1t = 56703. 5,765 ~ 326893Nmm
Khoảng cách trục:
aw=50(u2+1)3T2.Khβψba.u.[σh]^2 = 50.(3,48+1).3326893.1,040,4.3,48.481,8^2 = 227,83mm
Chọn aw=225mm
7/ Mođun răng
m = ( 0,01 ¸ 0,02 ) aw = 2,25¸ 4,5 (mm)
Chọn m=2,5 mm
8/ Xác định số răng mỗi bánh
Tổng số răng: z1+z2=2aw/m= 2.225/2,5=180răng
Số răng bánh dẫn: z1=z1+z2u1+1=180/4,48=40,17răng . Chọn z1 = 40 răng
Số răng bánh bị dẫn: z2=180 – 40=140 răng
9/Tính toán lại tỉ số truyền
u2t= z2z1 =14040 = 3,5
Thỏa mãn δu<=2-3%
10/ Xác định các thông số hình học của bộ truyền
Thông số hình học
Công thức
Đường kính vòng chia
Bánh dẫn
d1 =z1.m=40.2,5=100 mm
Bánh bị dẫn
d2 =z2.m=140.2,5=350 mm
Đường kính đỉnh răng
Bánh dẫn
da1= d1+2m=100+5 =105 mm
Bánh bị dẫn
da2= d2+2m=350+5=355 mm
Đường kính đáy răng
Bánh dẫn
df1= d1-2,5m=100-2,5.2,5=93,75mm
Bánh bị dẫn
df2=d2-2,5m=350-2,5.2,5=343,75mm
Chiều rộng vành răng
Bánh bị dẫn
b2=aw. ψba=225.0,4=90 mm
Bánh dẫn
b1=b2+6=90+6=96mm
Chọn góc ăn khớp αtω = 20o
11/ Vận tốc vòng,chọn cấp chính xác
v=πd1n1600001u(1t)= π100.9605,765.60000= 0,87 m/s
Nội suy bảng 6.3, chọn cấp chính xác 9 với vgh = 3 m/s.
12/ Tính lực tác dụng lên bộ truyền
Lực vòng: Fv = Fv1= Fv2= 2.T2d1 = 2.326893100= 6538 N
Lực pháp tuyến: Fn1=Fn2=Fvcos 20 =6538cos 20 = 6956 N
Lực hướng tâm: Fr1= Fr2 = Fv.tan 20=6538. tan20 = 2380 N
13/ Hệ số dạng răng
Đối với bánh dẫn: YF1 = 3,47+13,2/z1= 3,47+13,2/40 = 3,8
Đối với bánh bị dẫn: YF2 = 3,47+13,2/z2= 3,47+13,2/140 = 3,56
Đặc tính so sánh độ bền các bánh răng (độ bền uốn):
Bánh dẫn: [σF1]/ YF1 = 220,53,8 = 58
Bánh bị dẫn: [σF2]/ YF2 = 2073,56 = 58,15
14/ Kiểm nghiệm Ứng suất tiếp xúc
σH = ZmZhZєd12T2. Khβ.Khv.(u+1)bω.u (3)
Trong đó
Zm = 275 Mpa1/2
ZH = 1,76
Zε = 0,96
KHV= 1,05 ( tra bảng 6.5)
Thay các giá trị trênvào (3), ta có:
σH=275.1,76.0,961002.326893.1,04.1,05.(3,5+1)90.3,5= 469,2MPa
σH = 469,2MPa<[σH] = 481,8 MPa
=> Thỏa mãn điều kiện tiếp xúc.
15/ Kiểm tra Ứng suất uốn
σF1= 2.T2.YF1.KFβ.KFV/(d1.bωm)(4)
Trong đó:
KFβ = 1,07( tra bảng 6.4)
KFV = 1,1( tra bảng 6.5)
Thay các giá trị đã có vào (4), tađược:
σF1= 2.326893.3,8.1,07.1,1100.90.2,5=130Mpa < [σF1] = 220,5 MPa
σF2 = (YF2/YF1). σF1 = (3.56/3.8).130 = 122 MPa < [σF2] = 207 MPa
Do vậy, độ bền uốn được thỏa mãn.
16/ Kiểm nghiệm răng về quá tải
Ta có: Kqt =T max/T =1 ,8
[σH1max] = σH. (Kqt)1/2 = 469,2.1,81/2 = 629,5 Mpa <[σHmax] = 1260 Mpa
[σF1max] = σF1. Kqt = 130.1,8= 234 Mpa <[σF1max] = 464 Mpa
[σF2max] = σF2. Kqt = 122.1,8= 220 Mpa <[σF1max] = 360 Mpa
Bảngthông số bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng
THÔNG SỐ
TRỊ SỐ
Số răng bánh nhỏ
Z1 = 40
Số răng bánh lớn
Z2 = 140
Tỉ số truyền
Ubrt = 3,5
Đường kính vòng lăn của bánh răng
- Bánh dẫn: dw1 = 100(mm)
- Bị dẫn :dw2 = 350(mm)
Đường kính đỉnh răng
- da1= 105(mm)
- da2 = 355(mm)
Đường kính chân răng
- df1 = 93,75(mm)
- df2 = 343,75(mm)
Chiều rộng vành răng
- bw = 90(mm)
Khoảng cách trục
-aw= 225 mm
Phần II
THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC HAI CẤP BÁNH RĂNG CÔN-TRỤ(Các số liệu của bài toán giống như Phần I)
Xác định tỉ số truyền:
u1 : Tỉ số truyền ở cấp nhanh, bánh răng côn, răng thẳng
u2 : Tỉ số truyền ở cấp chậm, bánh răng trụ, răng thẳng
Phương trình độ bền đều cho hộp giảm tốc bánh răng côn - trụ 2 cấp:
λkck3. u14/[(uh+u1).uh2] = 1 (1)
Trong đó: λk = 2,25.ψbd2.[K02]/((1- Kbe).Kbe.[K01])
ck =d(w22)d(e21), thường nằm trong khoảng (1:1,4)
Chọn Kbe=0,25; ck = 1,15; ψbd2 =1,1; [K01] ~ [K02]
Suy ra: λk = 2,25.1,1(1-0,25).0,25 = 13,2
=>λkck3 = 13,2. 1,153 = 20, thay vào phương trình (1) có:
20. u14/[(20+u1).202] = 1
ó u1=4,75 ; u2=20/u1 = 20/4,75=4,21
1/ Chọn vật liệu cho bánh dẫn, bánh bị dẫn cho cả 2 cấp
Thép C45 tôi cải thiện
Bánh dẫn: HB1=245; σb1=850Mpa; σch1= 580Mpa
Bánh bị dẫn: HB2=230; σb2=750Mpa; σch2= 450Mpa
2/ Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép
-Số chu kì làm việc cơ sở:
NHO1 =30.HB12,4=30.2452,4=16,3.106 chu kì
NHO2 =30.HB22,4 =30.2302,4 =14.106 chu kì
-Vì tải trọng thay đổi theo bậc
=>Số chu kì làm việc tương đương:
NHE1 =60c∑(Ti/Tmax)3 niti
=60.1.960[(T1/T)3t1 +(T2/T)3t2 +(T3/T)3t3]
=60.960[ t1 +(0.8T/T)3t2+(0.5T/T)3t3]
=60.960[0,3+0,83.0,3 +0,53.0,4].12000 =348.106 chu kì
NHE2 = NHE1/u1 =348.106 /4,75 = 73,3.106 chu kì
Vì NHE1>NHO1; NHE2>NH02
=>KHL1= KHL2=1
Theo bảng 6.13, giới hạn mỏi tiếp xúc xác định như sau:
σOHlim=2.HB+70
=> σOH1lim=2.245+70=2.245+70=560MPa
σOH2lim=2.230+70=2.230+70=530Mpa
Ứng suất tiếp xúc cho phépđược tính theo công thức:
[σH] =σOHlim.KHL/SH
Vì thép tôi cải thiện: SH=1,1
+ Bánh dẫn: [σH1]=σOH1lim11,1= 560.11,1= 509,1 Mpa
+ Bánh bị dẫn: [σH2]=σOH2lim11,1= 530.11,1= 481,8 Mpa
Ứng suất tiếp xúc cho phép áp dụng cho cả 2 cấp:
[σH]=min([σH1], [σH2]) = 481,8 Mpa
3/ Xác định ứng suất uốn cho phép
-Số chu kì làm việc cơ sở:
NFO1 = NF02 =5.106 chu kì
=>Số chu kì làm việc tương đương:
NFE1=60c.n1∑(Ti/Tmax)niti
=60.960(0,3+0,86.0,3+0,56.0,4)12000=266.106 chu kì
NFE2=NFE1/u1=56,5.106chu kỳ
Vì NFE1>NFO1; NFE2>NF02
=>KFL1= KFL2=1
Theo bảng 6.13, giới hạn mỏi uốn xác định như sau:
σOFlim=1.8HB
=> σOF1lim=1,8.245=441 MPa
σOF2lim=1,8.230=414 Mpa
Ứng suất uốn cho phép: [σF] =σFlim.KFL/SF
Chọn SF= 2
Ta có: [σF1] =σF1lim.KFL1/SF = 441/2= 220,5 MPa
[σF2] =σF2lim.KFL2/SF = 414/2= 207 Mpa
4/ Ứng suất quá tải cho phép
[σH]max=2,8.σch2=2,8.450=1260 Mpa;
[σF1]max=0,8σch1=0,8.580=464 Mpa
[σF2]max=0,8σch2=0,8.450=360 Mpa
A - BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CÔN RĂNG THẲNG
5/Tính toán sơ bộ Chiều dài côn ngoài Re và Đường kính chia ngoài de
-Chiều dài côn ngoài
VớiKbe=0,25 => Kbe.u1/(2-Kbe)= 0.25.4,75/(2-0,25)= 0,678
Nội suy bảng 6.18, tìm được KHβ = 1,15
Chiều dài côn ngoài được xác định theo công thức:
Re=KR.(u12+1)1/2.(T1. KHβ/[(1- Kbe) Kbe.u1. [σH]2])1/3
Vì bộ truyền bánh răng thẳng bằng thép nên có:
KR = 0,5.Kd = 0,5.100 = 50 MPa 1/3
Thay số:
Re=50.(4,752+1)1/2 (56703.1,15/[(1-0,25).0,25.4,75. 481,82)1/3 = 165,2 mm
- Đường kính vòng đỉnh bánh dẫn
d’e1= 95. (T1. KHβ/[0,85.(1- 0,5Kbe)2 Kbe.u1. [σH]2])1/3
= 95. (56703. 1,15/[0,85.(1- 0,25/2)2 .0,25.4,75. 481,82)1/3 = 68 mm
6/Các thông sốăn khớp
-Số răng bánh dẫn sơ bộ:
Tra bảng 6.19 theo d’e1 và u1, ta chọn số răng z1p = 15
Với HB<350, ta chọn: z’1 = 1,6. z1p = 1,6.15 =24.
-Đường kính trung bình sơ bộ: d’m1 = d’e1/(1-0,5Kbe) = 68/(1-0,5.0,25)= 59,5 mm
-Mô đun trung bình sơ bộ: m’m= d’m1/z1 = 59,5/24 = 2,48 mm
-Mô đun vòng ngoài sơ bộ: m’e = m’m/(1-0,5Kbe) = 2,481-0,5.0,25 = 2,83mm
Lấy theo tiêu chuẩn: me = 3mm
Tính toán lại:
-Mô đun vòng trung bình: mm = me (1-0,5Kbe) = 3.(1- 0,5.0,25) = 2,625 mm
-Đường kính trung bình bánh dẫn: dm1 = z1.mm=23.2,625 = 60,38 mm
-Đường kính chia ngoài bánh dẫn: de1 = z1.me=23.3 =69 mm
-Đường kính chia ngoài bánh bị dẫn: de2 = z2.me=109.3 =327 mm
-Chiều dài côn ngoài: Re = 0,5.me.(z12 + z22)1/2 = 0,5.3.(232 + 1092) = 167,1 mm
-Số răng :
Bánh dẫn: z1 = dm1/ mm= 59,5/2,625 = 22,67
Chọn z1 = 23 răng
Bánh bị dẫn: z2 = z1.u1 = 23.4,75 = 109,25.
Chọn z2 = 109 răng
-Tỉ số truyền thực
u=10923 = 4,74
Sai lệch (4,74-4,75).100%/4,75 = 0,21% nằm trong khoảng cho phép
-Chiều rộng vành răng: b = Kbe. Re=0,25.167,1 = 41,775 mm
Chọn b=45 mm
-Góc mặt côn chia:
δ1 = arctan(1/u) = arctan(23/109) = 11,915o
δ2 = 90o - δ1 = 78,085o
-Dịch chỉnh: Với z1 =23 , chọn hệ số dịch chỉnh đều: x1 = 0,4; x2 = - 0,4
7/ Kiểm nghiệm bộ truyền răng côn
Kiểm nghiệm răng theo độ bền tiếp xúc
Ta có: σH = ZM. ZH. Zє2T.Kh(U^2+1)0,85.b.d(m1)^2.u<= [σH] (5)
Trong đó: ZM =27