[block id=”bo-sung-1″]

Hệ thống dẫn động băng tải được sử dụng khá rộng rãi với nhiều ứng dụng
trong công nghiệp, nông nghiệp, xây dựng và sinh hoạt hằng ngày. Môn
học Đồ án Thiết Kế Hệ Truyền Động Cơ Khí là cơ hội cho em tiếp xúc, tìm
hiểu và đi vào thiết kế một hệ thống dẫn động thực tiễn, cũng là cơ hội giúp
em cũng cố lại những kiến thức đã học trong các môn học như Nguyên lý
máy, Chi tiết máy, Vẽ kỹ thuật cơ khí,. và học thêm được rất nhiều về
phương pháp làm việc khi thực hiện công việc thiết kế, đồng thời cũng từng
bước sử dụng những kiến thức đã học vào thực tế. Thêm vào đó, trong quá
trình thực hiện em có thể bổ sung và hoàn thiện kỹ năng vẽ AutoCad, điều
ất cần thiết với một sinh viên cơ khí

do_an_chi_tiet_may_thiet_ke_he_truyen_dong_co_khi

 

pdf65 trang | Chia sẻ: duongneo | Ngày: 31/07/2017 | Lượt xem: 1035 | Lượt tải: 4download

Bạn đang xem trước 20 trang tài liệu Đồ án Chi tiết máy – Thiết kế hệ truyền động cơ khí, để xem tài liệu hoàn chỉnh bạn click vào nút DOWNLOAD ở trên

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG
1
PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195
LỜI NÓI ĐẦU

Hệ thống dẫn động băng tải được sử dụng khá rộng rãi với nhiều ứng dụng
trong công nghiệp, nông nghiệp, xây dựng và sinh hoạt hằng ngày. Môn
học Đồ án Thiết Kế Hệ Truyền Động Cơ Khí là cơ hội cho em tiếp xúc, tìm
hiểu và đi vào thiết kế một hệ thống dẫn động thực tiễn, cũng là cơ hội giúp
em cũng cố lại những kiến thức đã học trong các môn học như Nguyên lý
máy, Chi tiết máy, Vẽ kỹ thuật cơ khí,… và học thêm được rất nhiều về
phương pháp làm việc khi thực hiện công việc thiết kế, đồng thời cũng từng
bước sử dụng những kiến thức đã học vào thực tế. Thêm vào đó, trong quá
trình thực hiện em có thể bổ sung và hoàn thiện kỹ năng vẽ AutoCad, điều
rất cần thiết với một sinh viên cơ khí.
Tập thuyết minh này chỉ dừng lại ở giai đoạn thiết kế, chưa thực sự tối
ưu trong việc tính toán các chi tiết máy, chưa mang tính kinh tế và công
nghệ cao vì giới hạn về kiến thức của người thực hiện.
Em xin chân thành cảm ơn các thầy cô giáo trong Bộ môn Cơ Kỹ Thuật
đã cho em cơ hội được học môn học này.
Xin chân thành cảm ơn các bạn trong nhóm đã cùng thảo luận và trao
đổi những thông tin hết sức quý giá.
Em xin chân thành cảm ơn thầy giáo Diệp Lâm Kha Tùng đã tận tình
hướng dẫn, giúp đỡ em hoàn thành công việc thiết kế này.
Sinh viên
PHẠM NGỌC VŨ
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG
2
PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195
MỤC LỤC
********
Phần 1 – Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền 3
1.1. Chọn động cơ 3
1.2. Phân phối tỷ số truyền 5
1.3 Các thông số và lực tác dụng trên các trục 6
Phần2 – Tính toán thiết kế các bộ truyền 8
2.1 Thiết kế bộ truyền động xích 8
2.2 Thiết kế bộ truyền bánh răng 11
Phần 3 – Tính toán thiết kế trục và then 29
3.1 Chọn vật liệu 29
3.2 Xác định sơ bộ đường kính trục 29
3.3 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực 30
3.4 Xác định đường kính các đoạn trục 33
3.5 Kiểm nghiệm độ bền mỏi của trục 44
3.6 Kiểm nghiệm độ bền mỏi của then 47
Phần 4 – Tính toán chọn ổ và nối trục đàn hồi 49
4.1 Tính toán chọn ổ 49
4.2 Nối trục đàn hồi 55
Phần 5 – Chọn thân máy, bulông và các chi tiết phụ khác 57
5.1 Vỏ hộp 57
5.2 Một số chi tiết phụ khác 60
Phần 6- Chọn dung sai lắp ghép 64
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG
3
PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195
Phần 1 :CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
1.1 Chọn động cơ :
Xác định công suất cần có của động cơ.
Công suất trên trục động cơ được xác định theo công thức 2.8 [1]
P
ct
đ
P
t


ctP : Công suất cần có trên trục động cơ.
P

: Công suất tính toán trên trục máy công tác.
 : Hiệu suất truyền động.
Theo công thức (2.9) ta có:
2 4. . .
br x ol kn
    
Trong đó theo bảng 2.3 trang 19 [1]
0,96
br
  : Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ,răng nghiêng
0,92
x
  : Hiệu suất truyền động của bộ truyền xích(để hở).
0,99
ol
  : Hiệu suất một cặp ổ lăn.
1
kn
  : Hiệu suất khớp nối đàn hồi
2 4 2 4. . . 0,96 .0,92.0,99 .1 0,814
br x ol kn
       
Do tải trọng thay đổi nên theo công thức 2.14 trang 20 [1] ta có:
– Công suất tương đương
𝑃𝑡đ = √
𝑃1
2. 𝑡1 + 𝑃2
2. 𝑡2
𝑡1+𝑡2
= √
𝑃1
2. 0,7. 𝑡𝑐𝑘 + 𝑃2
2. 0,3. 𝑡𝑐𝑘
𝑡𝑐𝑘
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG
4
PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195
𝑃𝑡đ = √7.9
2. 0.7 + (7.9.0,8)2. 0,3 = 7,46( kW)
– Công suất cần thiết của động cơ
Pct =
Ptđ

=
7,46
0,814
= 9,16 (kW)
– Tỉ số truyền toàn bộ u của hệ dẫn động : . .br x knu u u u
Theo bảng 2.4 trang 21 [1]
8 40u
br
  chọn 8ubr
 : tỉ số truyền trong hệ bánh răng trụ 2
cấp.
2 5ux
  chọn 3ux
 : tỉ số truyền của xích.
 
. . 8.3.1 24
. 55.24 1320
u u u u
br x kn
n n u v p
sb ct
   
   
Động cơ được chọn thỏa mãn đồng thời 2 điền kiện:
n n
db sb
P P
dc ct



Theo bảng (1.2 trang 235) [1] ta chọn: Động cơ Dk.62-4 có:
Kiểu động

Công
suất
(kw)
Vận tốc
vòng
quay
(vg/ph)
cos
k
dn
T
T
dnT
Tmax
Dk.62-4 10 1460 0,88 1,3 2,3
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG
5
PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195
1.2 Phân phối tỷ số truyền :
– Tỷ số truyền động chung thực:  
1460
26,54
55
n
dcu v p
t n
ct
  
Trong đó:
𝑛đ𝑐: số vòng quay của trục động cơ
𝑛𝑐𝑡: số vòng quay của trục công tác
Ta có: . . . .u u u u u u u ut x br kn x brn brc kn
 
Trong đó: u
x
: tỉ số truyền của bộ truyền xích.
u
brn
: tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng nghiêng cấp nhanh.
u
brc
: tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng nghiên cấp chậm.
u
kn
: tỉ số truyền khớp nối.
– Chọn 3u
x
 =>
26,54
. 8,85
3
u u
brn brc
 
– Tiếp tục chọn tỉ số truyền qua bộ truyền bánh răng cấp nhanh (ubn) và cấp
chậm (ubc) với công thức 3.11 trang 43 [1] :
.
1,3.
8,85
brn brc
brn brc
u u
u u





ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG
6
PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195
=> ubrn =3,39 và ubrc = 2,61
1.3 Xác định các thông số và lực tác dụng :
* Tốc độ quay trên các trục
– Trục động cơ : 1460( / )dcn v p
– Trục 1 : 1460( / )
1 dc
n n v p 
– Trục 2 :  
14601 430,68
2 3,39
n
n v p
u
brn
   .
– Trục 3 :  
430,682 165
3 2,61
n
n v p
u
brc
   .
– Trục 4 :  
1653 55
4 3
n
n v p
u
x
  
* Cộng suất danh nghĩa trên các trục
– Trục động cơ:  9,16dc ctP P kW  .
– Trục 1:  . . 9,16.1.0,99 9,071P P kWct kn ol   
– Trục 2:  . . 9,07.0,96.0,99 8,62
2 1
P P kW
brn ol
   
– Trục 3:  . . 8,62.0,96.0,99 8,2
3 2
P P kW
brc ol
   
– Trục 4: . . 8,2.0,92.0,99 7,46( )
4 3
P P kW
x ol
   
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG
7
PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195
* Momen xoắn trên các trục:
– Trục động cơ:  
6 69,55.10 . 9,55.10 .9,16
59916,44
1460
P
dcT Nmm
dc n
dc
  
– Trục 1:  
6 69,55.10 . 9,55.10 .9,071 59327,74 .
1 1460
1
P
T N mm
n
  
– Trục 2:  
6 69,55.10 . 9,55.10 .8,622 191141,91
2 430,68
2
P
T Nmm
n
  
– Trục 3:  
6 69,55.10 . 9,55.10 .8,23 474606,06
3 165
3
P
T Nmm
n
  
– Trục 4:  
6
6.9,55.10 9,55.10 .7,464 1295327,27 .
4 55
4
P
T N mm
n
  
Trục
Thông số
Động cơ
1
2
3
4
U 𝑢𝑘𝑛 = 1 𝑢𝑏𝑟𝑛 = 3,39 𝑢𝑏𝑟𝑐 = 2,61 𝑢𝑥 = 3
n(vg/ph) 1460 1460 430,68 165 55
P(kW) 9,16 9,07 8,62 8,2 7,46
T(N.mm) 59916,44 59327,74 191141,91 474606,06 1295327,27
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG
8
PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195
Phần 2 :TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN
2.1: Tính Toán Thiết Kế Bộ Truyền Xích
Bộ truyền xích từ đầu ra của hộp giảm tốc tới băng tải có các số liệu :
3 8,2xP P  Kw ; số vòng quay của trục dẫn : 3 165n  vg/ph ; vòng quay của
trục bị dẫn : 4 55n  vg/ph ;
3
4
3
n
u
n
  ;
Chế độ làm việc : Quay 1 chiều,làm việc 2 ca,va đập nhẹ,thời gian làm việc 5 năm
(1 năm 300 ngày, làm việc 2ca, 1 ca làm việc 8 giờ).
1.Chọn loại xích : Xích con lăn (độ bền mòn cao hơn xích ống,chế tạo ít phức tạp)
2.Xác định các thông số của bộ truyền xích:
– Theo bảng 5.4 với u=3 chọn số răng đĩa nhỏ 1 25z  ,do đó số răng đĩa lớn
2 1. 3.25 75z u z   chọn 2 75z  < maxz =120
-Theo công thức (5.3),công suất tính toán
 t z nP Pkk k P 
Trong đó: tP là công suất tính toán
P là công suất cần truyền
 P là công suất cho phép
1
25 25
1
25
zk
z
   là hệ số răng
01
3
200
1,21
165
n
n
k
n
   hệ số vòng quay
Theo công thức (5.4) và bảng 5.6 :
0. . . . . 1.1.1.1,2.1,25.1,3 1,95a dc d c btk k k k k k k  
với 0 1k  (đường nối tâm các đĩa xích với phương nằm ngang một góc < 60o );
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG
9
PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195
1ak  (chọn a =40p);
1dck  (điều chỉnh bằng một trong các đĩa xích)
1,2dk  (tải trọng va đập nhẹ)
1,25ck  (làm việc 2 ca)
1,3btk  (môi trường có bụi,chất lượng bôi trơn II –bảng 5.7)
Như vậy : 8,2.1,95.1.1,21 19,35tP   kW
Theo bảng 5.5 với 01 200n  vg/ph chọn bộ truyền xích một dãy có bước xích
p=38,1 mm thỏa mãn điều kiện bền mòn:
  34,8tP P  Kw ; đồng thời theo bảng 5.8 , maxp p
-Khoảng cách trục a = 40p = 40.38,1 = 1524 mm;
Theo công thức (5.12) số mắt xích :
2 2
1 2 2 12 / ( ) / 2 ( ) / (4 )x a p z z z z p a    
=2.40 + (25 + 75)/2 + (75 – 25) 2 .38,1/(4 2 .1524) = 131,6
Lấy số mắt xích chẵn 132x  ,tính lại khoảng cách trục theo công thức (5.13) :
a = 0,25p{ 2 2
2 1 2 1 2 10,5( ) [ 0,5( )] 2[( ) / ]x z z x z z z z        }
=0,25.38,1{132-0,5(75+25)+ 2 2[132 0.5(75 25)] 2[(75 25) / ]    }
=1532 mm
Để xích không chịu lực căng quá lớn,giảm a một lượng bằng :
0,003. 5a a mm  ,do đó a = 1527 mm
-Số lần va đập của xích : Theo (5.14)
1 3 / (15 )i z n x  25.165/(15.132)=2 < [i] = 20 (bảng 5.9)
3. Tính kiểm nghiệm xích về độ bền :
Theo (5.15) : d/ ( )t o vs Q k F F F  
-Theo bảng 5.2 ,tải trọng phá hỏng Q = 127000 N khối lượng 1 mét xích q = 5,5kg
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG
10
PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195
– 1,7dk  (tải trọng mở máy bằng 2 lần tải trọng danh nghĩa)
-v = 1 3 25.38,1.165 2,62
60000 60000
Z tn
  m/s
1000 1000.8,2
3129,8
2,62
t
P
F
v
   N
2 2. 5,5.2,62 37,75vF q v   N
0 9,81 9,81.6.5,5.1,527 494,33fF k qa   N
trong đó : a =1,527 m khoảng cách trục
6fk  bộ truyền nằm ngang
Do đó : s = 127000/(1,7.3129,8 + 494,33 + 37,75) = 21,7
Theo bảng 5.10 với n =200vg/ph , [s]=8,5 . Vậy s > [s] : bộ truyền xích đảm bảo đủ
bền.
4.Đường kính đĩa xích : Theo công thức (5.17) và bảng 13.4 :
1
1
38,1
304
sin( / ) sin( / 25)
p
d
z 
   mm
2
2
38,1
910
sin( / ) sin( / 75)
p
d
z 
   mm
1
1
0,5 cot 38,1 0,5 cot 320,64
25
ad p g g
z
      
         
    
mm
2
2
0,5 cot 38,1 0,5 cot 928,1
75
ad p g g
z
      
         
    
mm
1 1 2 304 2.11,22 281,56fd d r     mm ; 2fd  887,56 mm
Với 10,5025 0,05 0,5025.22,23 0,05 11,22r d     mm (theo bảng 5.2)
Các kích thước còn lại tính theo bảng 13.4
-Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của xích theo công thức (5.18)
1 0,47 ( ) / ( )H r t d vd dk F K F E Ak  
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG
11
PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195
50,47 0,42(3129,8.1 11,86)2,1.10 / 395 393,65MPa  
Trong đó với 1 25z  , 0,42rk  ;
52,1.10E MPa ; A = 395 2mm (bảng 5.12)
1dk  (xích một dãy) ,lực va đập trên 1 dãy xích theo (5.19)
7 3 7 3
113.10 . 13.10 .165.38,1 .1 11,86vdF n p m N
   
Như vậy dùng thép 45 tôi cải thiện độ rắn HB170 sẽ đạt được ứng suất tiếp xúc cho
phép   500H MPa  ,đảm bảo độ bền tiếp xúc cho răng đĩa 1. Tương tự  2H H 
(cùng vật liệu và nhiệt luyện)
5.Xác định các lực tác dụng lên trục :
Theo (5.20) 1,15.3129,8 3599,3r x tF k F N  
trong đó 1,15xk  bộ truyền nằm ngang.
2.2 Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng
1. Chọn vật liệu hai cấp bánh răng như sau:
Vì bộ truyền được bôi trơn tốt nên dạng hỏng chủ yếu là tróc rỗ bề mặt răng nên ta
tính theo ứng suất tiếp xúc. Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm
thống nhất hóa trong thiết kế ta chọn vật liệu 2 cấp bánh răng như sau:
Theo bảng 6.1 trang 92 [1] chọn:
– Bánh răng nhỏ:
Thép thường hóa C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241285 có
σb1=850 (Mpa)
σch1=580 (Mpa).
– Bánh răng lớn:
Thép thường hóa C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB192240 có
σb2=750(Mpa)
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG
12
PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195
σch2=450(Mpa).
2. Xác định ứng suất cho phép:
Theo bảng 6.2 trang 94 [1] với thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB180350.
lim
0 2 70(MPa); 1,1
H H
HB S   
lim
0 1,8 (MPa); 1,75
F F
HB S  
Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1=250; độ rắn bánh lớn HB2=225, khi đó ta có:
lim1
0
12 70 2.250 70 570( )H HB MPa     
lim1
0
11,8 1,8.250 450( )F HB MPa   
lim2
0
22 70 2.225 70 520( )H HB MPa     
lim2 21,8 1,8.225 405( )
o
F HB MPa   
Theo công thức 6.5 trang 93 [1] ( số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp
xúc )
2,430Ho HBN H
1
2,4 2,4 7
1 30 30.250 1,706.10Ho HBN H  
2,4 2,4 7
2 230 30.225 1,325.10Ho HBN H  
Theo công thức 6.7 trang 93 [1] ( NHE: số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương):
 
3
ax60 /HE i m i iN c T T nt 
 3 3 71 60.1.1460.24000 1 .0,7 0,8 .0.3 179,46.10HEN  
 
3 3 7
2 60.1. .24000 1 .0,7 0,8 .04 ,3 52,94.13 8 00,6HEN  
Trong đó: Bộ truyền làm việc 5 năm mỗi năm làm việc 300 ngày, 1 ngày làm việc
2 ca, 1 ca làm việc 8 giờ ta có t= 5.300.8.2 = 24000 (giờ).
Số lần ăn khớp trong 1 vòng quay: c=1.
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG
13
PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195
Vì: NHE1>NHo1 nên KHL1=1
NHE2>NHo2 nên KHL2=1
Như vậy theo công thức 6.1a trang 93 [1], sơ bộ ta tính được: (SH tra bảng 6.2)
  0 lim /H H HL HK S 
  0 lim1 11 / 570.1/1,1 518,18H H HL HK S MPa    
  0 lim2 22 / 520.1/1,1 472,72H H HL HK S MPa   
Với cấp nhanh sử dụng răng nghiêng, do đó theo công thức 6.12 trang 95 [1]:
          1 2 2/ 2 518,18 472,72 / 2 495,45 1,25H H H HMPa        
Theo công thức 6.8trang 93[1] ta có:
   ax60 / 6 350
Fm
FE i m i i FN c T T nt m khiHB  
 
6
ax60 /FE i m i iN c T T nt 
 6 6 71 60.1.1460.24000 1 .0,7 0,8 .0,3 163,7.10FEN   
 6 6 72 60.1.430,68.24000 1 .0,7 0,8 .0,3 48,28.10FEN   
Vì : NFE1 > NFo = 4.10
6 nên KFL1=1
NFE2 > NFo = 4.10
6 nên KFL2=1.
Do đó theo (6.2a) trang 93 [1] với bộ truyền quay 1 chiều KFC=1, ta được:
  0 lim /F F FL FC FK K S 
  0 lim1 11 / 450.1.1/1,75 257,14F F FL FC FK K S MPa    
  0 lim2 22 / 405.1.1/1,75 231,43F F FL FC FK K S MPa   
Ứng suất quá tải cho phép:
Theo công thức 6.13 trang 95[1] và công thức 6.14 trang 96[1] ta có:
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG
14
PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195
  11 ax 2,8 2,8.580 1624H chm MPa   
  22 ax 2,8 2,8.450 1260H chm MPa   
  11 ax 0,8 0,8.580 464F chm MPa   
  22max 0,8 0,8.450 360F ch MPa   
3. Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng khai triển cấp nhanh:
a. Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
Theo công thức 6.15a trang 96 [1]:
 
 
1
3w1 1 2
1
1
H
a
H ba
T K
a K u
u

 
 
Trong đó: với răng nghiêng ka = 43 bảng 6.5 trang 96 [1]
Theo bảng 6.6 trang 97 [1], chọn ψba = 0,3 (không đối xứng)
Theo công thức 6.16 trang 97 [1], ta có:
   10,53 1 0,53.0,3. 3,39 1 0,698bd ba u     
=> Theo bảng 6.7 trang 98 tài liệu [1], chọn KHβ = 1,14 (sơ đồ 3).
T1 = 59327,74 (Nmm).
  3w1 2
59327,74.1,14
43. 3,39 1 122,14 .
495,45 .3,39.0,3
a mm   
Lấy w1 130a mm
b. Xác định các thông số ăn khớp:
Theo công thức 6.17 trang 97[1]:
m=(0,01÷0,02).aw1=(0,01÷0,02).120=(1,2÷2,4)mm.
Theo bảng 6.8 trang 99[1], chọn môđun pháp m = 2 mm
Chọn sơ bộ β=100, do đó cosβ=0,9848
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG
15
PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195
Theo 6.31 trang 103 [1], ta có:
– Số răng bánh nhỏ:
   1 w12 os / 1 2.130.0,9848 / 2. 3,39 1 29,16bnnz a c m u         
Chọn z1=29
Số răng bánh lớn:
2 1 3,39.29 98,31bnnz u z  
Chọn z2=98
Do đó tỉ số truyền thực sẽ là:
ua=z2/z1=98/29=3,38
   1 2
w1
2. 29 98
os 0,977
2 2.130
m z z
c
a

 
  
0 012,31 12 18’   (thỏa điều kiện 80 ≤ β ≤ 200)
c.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
Theo 6.33 trang 105[1], ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:
 
w1
1
2
w1 1
2 1H bnn
H M H
T K u
Z Z Z
b u d



Trong đó:
– Theo bảng 6.5 trang 96 [1], ZM=274(MPa)1/3 – hệ số kể đến cơ tính vật liệu
của các bánh răng ăn khớp.
– Theo công thức 6.34 trang 105[1], hệ số kể đến hình dạng tiếp xúc:h
 w2 os / sin 2H b tZ c  
Trong đó :
Theo bảng 6.11 trang 104 [1] ta có:
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG
16
PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195
  0w ar / os ar ( (20) / os(12,31)) 20,43 20 25’t t ctg tg c ctg tg c       
α = 200 là góc nghiêng profin gốc, theo TCVN1065 -71 theo bảng 6.11 trang
104 [1]
Theo công thức 6.35 trang 105[1], tgβb=cosαttgβ1
os(20,43).tg(12,31)=0,204btg c 
0 011,55 11 33’b  
2. os(11,55)
1,73
sin(2.20,43)
H
c
Z  
Theo công thức 6.37 trang 105 [1] ta có :
 w1 sin /b m  
Trong đó: Theo trang 108 [1] bw1 – chiều rộng vành răng.
w1 w1 0,3.130 39( ).bab a mm  
   48.sin 12,31 / .2 1,63   
– Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng: Zε
Vì εβ>1 nên theo công thức 6.36c trang 105 [1] ta có :
1
Z


Theo công thức 6.38btrang 105 [1]
 
1 2
1 1 1 1
1,88 3,2 os 1,88 3,2 os 12,31 1,697
29 98
c c
z z
 
     
           
    
1
0,767
1,697
Z  
– Đường kính vòng lăn :
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG
17
PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195
w1
w1
2 2.130
59,22( ).
1 3,39 1brn
a
d mm
u
  
 
1. 59,22.3,39 200,75 ( )w u mm w2d =d
– Theo công thức 6.39 trang 106 [1], ta có:
H H H HvK K K K 
– HK  : hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng, theo bảng 6.7 trang 98 [1] bd = 0,698 ứng với và sơ đồ 3
ta chọn
𝑲𝑯𝜷 = 𝟏, 𝟎𝟗
-Theo công thức 6.40 trang106 [1], ta có:
 w1 1
.59,22.1460
/ 60000 4,527 /
60000
v d n m s

  
Với v = 4,527(m/s) theo bảng 6.13 trang106 [1] dùng cấp chính xác 8.
– HK  : hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng
đồng thời ăn khớp, trị số của 𝐾𝐻𝛼 đối với bánh răng nghiêng theo
bảng 6.14 trang 107 [1] với cấp chính xác 8 ta chọn
KHα = 1,082
– Theo công thức 6.41trang 107 [1], ta có:
w1 w1
1
1
2
H
Hv
H H
b d
K
T K K 

 
– Theo công thức 6.42 trang 107 [1], ta có:
0 w1 /H H bnng v a u 
trong đó: δH=0,002 theo bảng 6.15 trang 107 [1], theo bảng 6.16 trang 107 [1]
g0=56.
0,002.56.4,527 130 / 3,39 3,14H  
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG
18
PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195
Do đó :
3,14.39.59,22
1 1,05
2.59327,74.1,09.1,082
HVK   
Vậy ta có:
1,09.1,082.1,05 1,24HK  
Thay các giá trị vào 6.33 trang 105 [1] ta có:
 
2
2.59327,74.1,24. 3,39 1
274.1,73.0,767 429,11( ).
39.3,39.59,22
H MPa

 
– Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép:
Theo trang 91 [1] với v= 4,527 (m/s), Zv=1.
Với cấp chính xác động học là 8, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó
cần gia công đạt độ nhám Ra=2,5…1,25μm.
=> ZR=0,95.
Với da =dw1 + 2m = 59,22 + 2.2 = 63,22 < 700 (mm), KXH=1
Theo công thức 6.1 trang 91 và 6.1a trang 93 [1]
      495,45.1.0,95.1 470,67 MpaH H v R XHZ Z K    
Như vậy σH <[ σH ] đủ điều kiện bền.
b. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.
– Theo công thức 6.43 trang 108 [1], ta có:
 1 1 1 1 12 /F F B F w wT K Y Y Y b d m 
Trong đó: Theo trang 108 [1] ta có :
– Hệ số kể đến sự trùng khớp:
1 1
0,59
1,697
Y

  
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD : DIỆP LÂM KHA TÙNG
19
PHẠM NGỌC VŨ MSSV : 1351080195
– Hệ số kể đến độ nghiêng của răng:
12,31
1 1 0,912
140 140
Y

    
Với β= 12,31
YF1, YF2 : là hệ số hình dạng của bánh răng 1,2.
Số răng tương đương:
1
1 3 3
29
31
os os (12,31)
v
Z
Z
c c
  
2
2 3 3
98
105
os os (12,31)
v
Z
Z
c c
  
Theo bảng 6.18 trang 109 [1] ta được:
YF1=3,39 , YF2=3,6
– Hệ số tải trọng khi tính về uốn theo công thức 6.45 trang 109 [1]
F F F FVK K K K 
– Theo bảng 6.14 trang 107 [1] với v≤ 5 (m/s) và cấp chính xác 8, ta
chọn:KFα=1,26.
Trong đó: KFβ=1,2 (bảng 6.7 trang 98 [1] sơ đồ 3)
– Theo công thức 6.46 trang 109 [1], ta có:
w1 w1
1
1
2
F

[block id=”bo-sung”]

Từ khóa: Đồ án Chi tiết máy – Thiết kế hệ truyền động cơ khí

Leave a Reply

Your email address will not be published. Required fields are marked *