Đồ án Chi tiết máy - Thiết kế dẫn động băng tải

13 Ct= 0,8 :Hệ số ảnh h−ởng chế độ tải trọng (bảng 5-6) Cv= 0,74 :Hệ số ảnh h−ởng vận tốc (bảng 5-19) F = 138 mm2 :Diện tích tiết diện đai (bảng 5-11) V = 27,5 (m/s) :Vận tốc đai ắ Số đai cần thiết: Theo công thức ( 5-22) có: [ ] 01,2138.74,0.95,0.8,0.74,1.5,27 49,7.1000.... .1000 0 ==≥ FCCCV PZ vtp ct ασ Lấy số đai : Z = 2 2.8. Định các kích th−ớc chủ yếu của bánh đai ắ Chiều rộng bánh đai: Theo công thức (5-23): B = (Z-1).t + 2.S Theo bảng (10-3 ) có: t = 20; S =12,5 →B = ( 2-1).20 + 2.12,5 = 45 (mm) ắ Đ−ờng kính ngoài của bánh đai: Theo công thức (5-24): + Với bánh dẫn: Dn1=D1+2h0=220+2.4,1 =228,2(mm) + Với bánh bị dẫn: Dn2=D2+2h0=630+2.4,1=638,2(mm) 2.9. Tính lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục ắ Lực căng ban đầu với mỗi đai: Theo công thức(5-25) ta có: S0 = 0σ . F Trong đó: 0σ =1,2 N/mm2 ứng suất căng ban đầu F=138 mm2 :Diện tích tiết diện đai → S0= 1,2. 138 =165,6 (N) ắ Lực tác dụng lên trục: Theo công thức (5-26): Rđ ≈3.S0.Z sin( )2 1α Với : 01 8,146=α ; Z=2 Tr−ờng Đại Học SPKT H−ng Yên đồ án chi tiết máy Khoa: Khoa Học Cơ Bản Giáo viên h−ớng dẫn : Nguyễn Văn Huyến & Nguyễn Tiền Phong Sinh viên thực hiện: Lê Văn Hiếu 14 )(3,976) 2 8,146sin(.2.6,165.3 0 NRd ==→ Bảng 2: Các thông số bộ truyền đai Giá trị Thông số Bánh đai nhỏ Bánh đai lớn Đ−ờng kính bánh đai D1=220 (mm) D2=630 (mm) Đ−ờng kính ngoài bánh đai Dn1=228,2 (mm) Dn2=638,2 (mm) Chiều rộng bánh đai B = 45 (mm) Số đai Z = 2 đai Chiều dài đai L = 2800 (mm) Khoảng cách trục A = 703 (mm) Góc ôm 01 8,146=α Lực tác dụng lên trục Rđ = 976,3 (N) Tr−ờng Đại Học SPKT H−ng Yên đồ án chi tiết máy Khoa: Khoa Học Cơ Bản Giáo viên h−ớng dẫn : Nguyễn Văn Huyến & Nguyễn Tiền Phong Sinh viên thực hiện: Lê Văn Hiếu 15 Phần III: Thiết kế Bộ truyền bánh răng 3.1. Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng 3.1.1. Chọn vật liệu và cách nhiệt luyện Do hộp giảm tốc 2 cấp chịu tải trọng trung bình nên chọn vật liệu làm bánh răng có độ rắn bề mặt răng HB < 350. Đồng thời để tăng khả năng chạy mòn của răng chọn độ rắn bánh răng nhỏ lớn hơn độ rắn của bánh răng lớn khoảng 25 ữ50 HB HB 1 = HB 2 + (25 ữ50)HB ắ Bánh răng nhỏ thép 45 th−ờng hóa (bảng3-6) (giả thiết đ−ờng kính phôi 100ữ300mm) Tra bảng (3-8) ta có các thông số của thép nh− sau: + Giới hạn bền kéo: σbk = 580 N/mm2 + Giới hạn chảy σch= 290 N/mm2 + Độ rắn : HB = 170 ữ 220 (Chọn HB 1=190) ắ Bánh răng lớn thép 35 th−ờng hoá (bảng3-7) (giả thiết đ−ờng kính phôi 300ữ500mm) Tra bảng (3-8) ta có các thông số của thép nh− sau: + Giới hạn bền kéo: σbk= 480N/mm2 + Giới hạn chảy σch= 240 N/mm2 + Độ rắn : HB = 140 ữ190 (Chọn HB 2 =160) (với cả bánh răng nhỏ và bánh răng lớn ta chọn phôi là phôi rèn) 3.1.2. Xác định ứng suất tiếp xúc, ứng suất uốn cho phép với bộ truyền cấp nhanh Theo công thức (3-3) số chu kì làm việc t−ơng đ−ơng của bánh răng Ntd=60.u.Th.n Trong đó: n: số vòng quay trong 1phút của bánh răng Th: thời gian làm việc của máy u: số lần ăn khớp của 1 răng khi bánh răng qay một vòng, u=1 - Số chu kì làm việc của bánh răng nhỏ: Tr−ờng Đại Học SPKT H−ng Yên đồ án chi tiết máy Khoa: Khoa Học Cơ Bản Giáo viên h−ớng dẫn : Nguyễn Văn Huyến & Nguyễn Tiền Phong Sinh viên thực hiện: Lê Văn Hiếu 16 Ntd1= 60.u.Th .n1 = 60.1.15500.1015 = 99,4.10 7 - Số chu kì làm việc của bánh lớn: Ntd2= 60.u.Th .n2= 60.1.15500.203 = 18,9.10 7 Theo bảng (3-9) ta chọn số chu kì cơ sở N0 = 10 7 → Ntd1 > N0 Ntd2 > N0 Do đó với cả 2 bánh răng kN ’=kN ’’=1 • Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép: [ ] [ ] NtxNtxp k '.00σσ = theo bảng (3-9) ta có [ ] HBtxN 6,200 =σ Vậy ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ: [ ] 2/494190.6,2 1 mmN txNp ==σ ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn: [ ] 2/416160.6,2 2 mmN txNp ==σ Để kiểm tra bền ta dùng trị số nhỏ là : [ ] 2/416 2 mmN txNp =σ • Xác định ứng suất uốn cho phép: Vì phôi rèn, thép th−ờng hoá nên lấy hệ số an toàn n =1,5 và hệ số tập trung ứng suất chân răng 8,1=σk + Giới hạn mỏi của bánh răng nhỏ: 2 1 /4,249580.43,0 mmN==−σ + Giới hạn mỏi của bánh răng lớn: 2 1 /4,206480.43,0 mmN==−σ Vì bánh răng quay một chiều nên theo công thức (3-5) có: - ứng suất uốn cho phép của bánh nhỏ: [ ] )/(5,138 8,1.5,1 1.4,249.5,1 . .).6,14,1( . . 2'10 1 mmN kn k kn k NN u ==ữ== − σσ σσσ Tr−ờng Đại Học SPKT H−ng Yên đồ án chi tiết máy Khoa: Khoa Học Cơ Bản Giáo viên h−ớng dẫn : Nguyễn Văn Huyến & Nguyễn Tiền Phong Sinh viên thực hiện: Lê Văn Hiếu 17 - ứng suất uốn cho phép của bánh lớn: [ ] )/(115 8,1.5,1 1.4,206.5,1 . .).6,14,1( 2''1 2 mmN kn k N u ==ữ= − σ σσ 3.1.3. Tính khoảng cách trục A - Chọn sơ bộ hệ số tải trọng: k = 1,55 - Chọn hệ số chiều rộng bánh răng: 4,0=Aψ áp dụng CT (3-9): [ ]3 2 26 . .. . 10.05,1).1( n Nk i iA Atx ψσ ⎟ ⎟ ⎠ ⎞ ⎜⎜⎝ ⎛±≥ Trong đó: 2 1 n ni = = 5 : Tỉ số truyền n2 = 203 (v/p) số vòng quay trong 1 phút của bánh răng bị dẫn N = 7,19 (KW) : công suất trên trục I ( ) )(22,196203.4,0 19,7.55,1. 5.416 10.05,115 3 26 mmA =⎟⎠ ⎞⎜⎝ ⎛+≥→ Chọn A= 200 (mm) 3.1.4. Tính vận tốc vòng v của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng -Vận tốc vòng của bánh răng trụ ăn khớp ngoài đ−ợc tính theo công thức : (3-17) với n1 số vòng quay trong 1 phút của bánh dẫn: )/(54,3 )15(1000.60 1015.200.14,3.2 smV =+= Theo bảng (3-11) ta chọn cấp chính xác để chế tạo bánh răng là cấp 8 3.1.5. Tính hệ số tải trọng k Vì các bánh răng có độ cứng HB < 350 và tải trọng không đổi nên có: ktt=1. Theo bảng (3-13) tìm đ−ợc hệ số tải trọng động kđ=1,55 Vậy hệ số tải trọng tính theo công thức (3-19): k = ktt.kđ= 1. 1,55 = 1,55 )/( )1(1000.60 ..2 1000.60 .. 111 sm i nAndV ±== ππ Tr−ờng Đại Học SPKT H−ng Yên đồ án chi tiết máy Khoa: Khoa Học Cơ Bản Giáo viên h−ớng dẫn : Nguyễn Văn Huyến & Nguyễn Tiền Phong Sinh viên thực hiện: Lê Văn Hiếu 18 Thấy hệ số tải trọng k=1,55 không khác so với hệ số tải trọng sơ bộ ksb=1,55 nên không cần tính lại A 3.1.6. Xác định mô đun, số răng và chiều rộng bánh răng Vì đây là bánh răng trụ răng thẳng nên ta tính mô đun pháp: ắ Xác định mô đun : m = (0,01ữ0,02).A 42200).02,001,0( ữ=ữ=→ m Theo bảng (3-1) chọn m = 3 ắ Tính số răng: - Số răng bánh nhỏ: Z1 = )1( 2 +im A = )15(3 200.2 + = 22,2(răng) → Chọn Z1= 23 (răng) - Số răng bánh lớn: Z2= Z 1 .i =23.5= 115 (răng) → chọn Z2 =115 (răng) ắ Chiều rộng bánh răng nhỏ: )(80200.4,0.1 mmAb A ===ψ - Chọn b 1 = 80 (mm) - Chiều rộng bánh răng lớn nhỏ hơn chiều rộng bánh răng nhỏ khoảng 5 ữ 10mm nên chọn b 2 = 75 (mm) 3.1.7. Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng Theo công thức (3-33) có : bnZmy NK tdn u .... ..10.1,19 2 6 =σ Trong đó: k=1,55: Hệ số tải trọng N: Công suất bộ truyền (KW) y: Hệ số dạng răng n: Số vòng quay trong một phút của bánh răng đang tính m : Mô đun Z td : Số răng t−ơng đ−ơng trên bánh b, σ u: Bề rộng và ứng suất tại chân răng Theo bảng (3-18): - Số răng t−ơng đ−ơng của bánh nhỏ: Z 1td = Z = 23 (răng) → Hệ số dạng răng bánh nhỏ: y1= 0,429 - Số răng t−ơng đ−ơng của bánh lớn: Tr−ờng Đại Học SPKT H−ng Yên đồ án chi tiết máy Khoa: Khoa Học Cơ Bản Giáo viên h−ớng dẫn : Nguyễn Văn Huyến & Nguyễn Tiền Phong Sinh viên thực hiện: Lê Văn Hiếu 19 Z 2td = 115 (răng) → Hệ số dạng răng bánh lớn: y2 = 0,517 - Nh− vậy ứng xuất tại chân răng bánh nhỏ là : )/(5,29 80.1015.23.3.429,0 19,7.55,1.10.1,19 2 2 6 1 mmNu ==σ Ta thấy σU1< [σ]U1=138,5 → Thoả mãn - ứng xuất tại chân răng bánh răng lớn là: )/(5,24 517,0 429,0.5,29. 2 2 1 12 mmNy y uu === σσ → σU2< [σ]U2=115 N/mm2 → Thoả mãn 3.1.8. Kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chịu quá tải đột ngột - Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải (3-43) +Bánh răng nhỏ [ ] 1txqtσ =2,5 .494 =1235 (N/mm 2 ) +Bánh răng lớn [ ] 2txqtσ =2,5 .416 =1040 (N/mm 2 ) Với: ) (N/mm 411 203.75 976,6.55,1.)15( 5.200 10.05,1 . .)1( . 10.05,1 236 2 36 =+=±= nb NKi iAtxqt σ → ứng suất tiếp xúc quá tải nhỏ hơn ứng suất cho phép trên bánh răng nhỏ và bánh răng lớn - Kiểm ngiệm ứng suất uốn cho phép khi quá tải : + Bánh răng nhỏ [ ] 1uqtσ = 0,8. chσ =0,8.290 = 232(N/mm 2 ) 1uqtσ = znbym NK 2 6 ..10.1,19 = 80.1015.23.3.492,0 19,7.55,1.10.1,19 2 6 = 25,74(N/mm 2 ) → 1uqtσ < [ ] 1uqtσ Thỏa mãn + Bánh răng lớn [ ] 2uqtσ = 0,8. chσ =0,8.240 = 192(N/mm 2 ) )/(5,24 517,0 429,0.74,25. 2 2 1 12 mmNy y uuqt === σσ → 2uqtσ < [ ] 2uqtσ Thỏa mãn Tr−ờng Đại Học SPKT H−ng Yên đồ án chi tiết máy Khoa: Khoa Học Cơ Bản Giáo viên h−ớng dẫn : Nguyễn Văn Huyến & Nguyễn Tiền Phong Sinh viên thực hiện: Lê Văn Hiếu 20 3.1.9. Các thông số hình học cơ bản cuả bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng • Mô đun pháp mn=3 • Số răng Z1=23 răng ; Z2=115 răng • Góc ăn khớp 00 20=α • Chiều rộng răng: b 1 = 80 (mm) b 2 =75(mm) • Đ−ờng kính vòng chia: dc1 = m.z 1 = 3.23= 69 (mm) dc2 = m.z 2 = 3.115 = 345 (mm) • Khoảng cách trục: )(207 2 34569 2 21 mmddA cc =+=+= • Chiều cao răng: h = 2,25.m = 2,25.3 = 6,75 (mm) • Độ hở h−ớng tâm: c= 0,25.m = 0,25.3 = 0.75 (mm) • Đ−ờng kính vòng đỉnh răng : D 1e = dc1 +2m n =69 +2.3 = 75 (mm) D 2e = dc2 +2m n =345+2.3 = 351 (mm) • Đ−ờng kính vòng chân răng: Di1 = dc1 - 2m n - 2c =69 - 2.3 - 2.0,75 = 61,5 (mm) Di2 = dc2 - 2m n - 2c =345 - 2.3 - 2.0,75 = 337,5 (mm) Bảng3 : Các thông số bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng Giá trị Thông số Bánh răng nhỏ Bánh răng lớn Số răng Z1=23 răng Z2=115 răng Đ−ờng kính vòng chia dc1=69 mm dc2=345 mm Đ−ờng kính vòng đỉnh răng De1=75 mm De2=351 mm Đ−ờng kính vòng chân răng Di1=61,5 mm Di2=337,5 mm Chiều rộng răng b 1 =80 mm b 2 =75 mm Môđun mn= 3 Khoảng cách trục A= 207 mm Chiều cao răng h= 6,75 mm Độ hở h−ớng tâm c= 0,75 mm Góc ăn khớp 00 20=α Tr−ờng Đại Học SPKT H−ng Yên đồ án chi tiết máy Khoa: Khoa Học Cơ Bản Giáo viên h−ớng dẫn : Nguyễn Văn Huyến & Nguyễn Tiền Phong Sinh viên thực hiện: Lê Văn Hiếu 21 3.1.10. Lực tác dụng lên trục Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng nên lực dọc trục Pa = 0 Theo công thức (3-49) ta có: - Lực vòng: )(9,1960 69.1015 19,7.10.55,9.2 . .10.55,9.2.2 66 N dn N d MP X ==== - Lực h−ớng tâm Pr: )(71420.9,1960. 0 0 NtgtgPPr === α 3.2. Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng ngiêng 3.2.1. Chọn vật liệu và cách nhiệt luyện cho bánh răng cấp chậm - Bánh răng nhỏ thép 45 th−ờng hóa (giả thiết đ−ờng kính phôi 100ữ300mm) + Giới hạn bền kéo: σbk = 580N/mm2 + Giới hạn chảy σch= 290N/mm2 + Độ rắn : HB = 170 ữ220 (Chọn HB 1=190) - Bánh răng lớn thép 35 th−ờng hoá. (giả thiết đ−ờng kính phôi 300ữ500mm) + Giới hạn bền kéo: σbk= 480N/mm2 + Giới hạn chảy σch= 240N/mm2 + Độ rắn : HB = 140 ữ190 (Chọn HB 2 =160) (Ta chọn phôi chế tạo bánh răng là phôi rèn) 3.2.2. Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép, ứng suất uốn cho phép Theo công thức (3-3) số chu kì làm việc t−ơng đ−ơng của bánh răng Ntd= 60.u.Th.n Trong đó: n: số vòng quay trong 1phút của bánh răng đang tính Th: thời gian làm việc của máy u: số lần ăn khớp của 1 răng khi bánh răng quay một vòng, u=1 - Số chu kì làm việc của bánh răng nhỏ: Ntd1=60.u.Th .n2=60.1.15500.203 =18,9.10 7 - Số chu kì làm việc của bánh lớn: Ntd2= 60.u.Th .n3=60.1.15500.50,75=4,7.10 7 Tr−ờng Đại Học SPKT H−ng Yên đồ án chi tiết máy Khoa: Khoa Học Cơ Bản Giáo viên h−ớng dẫn : Nguyễn Văn Huyến & Nguyễn Tiền Phong Sinh viên thực hiện: Lê Văn Hiếu 22 Theo bảng (3-9) ta chọn số chu kì cơ sở N0=10 7 → Ntd1 > N0 Ntd2 > N0 Do đó với cả 2 bánh kN ’=kN ’’=1 ắ Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép: [ ] [ ] NtxNtxp k '.00σσ = theo bảng (3-9) ta có [ ] HBtxN .6,200 =σ - Vậy ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh răng nhỏ: [ ] 2/494190.6,2 1 mmN txNp ==σ - ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh răng lớn: [ ] 2/416160.6,2 2 mmN txNp ==σ Để tính sức bền ta dùng trị số nhỏ là : [ ] 2/416 2 mmN txNp =σ ắ Xác định ứng suất uốn cho phép: Vì phôi rèn, thép th−ờng hoá nên lấy hệ số an toàn n = 1,5 và hệ số tập trung ứng suất chân răng 8,1=σk + Giới hạn mỏi của bánh răng nhỏ: 21 /4,249580.43,0 mmN==−σ + Giới hạn mỏi của bánh răng lớn: 21 /4,206480.43,0 mmN==−σ Vì bánh răng quay một chiều nên theo công thức (3-5) ta có: - ứng suất uốn cho phép của bánh răng nhỏ: [ ] )/(5,138 8,1.5,1 1.4,249.5,1 . .).6,14,1( . . 210 ' 1 mmN kn k kn k NN u ==ữ== − σσ σσσ - ứng suất uốn cho phép của bánh răng lớn: [ ] )/(115 8,1.5,1 1.4,206.5,1 . .).6,14,1( 2''1 2 mmN kn k N u ==ữ= − σ σσ 3.2.3. Tính khoảng cách sơ bộ trục A - Chọn sơ bộ hệ số tải trọng: k = 1,3 - Chọn hệ số chiều rộng bánh răng: 4,0=Aψ Tr−ờng Đại Học SPKT H−ng Yên đồ án chi tiết máy Khoa: Khoa Học Cơ Bản Giáo viên h−ớng dẫn : Nguyễn Văn Huyến & Nguyễn Tiền Phong Sinh viên thực hiện: Lê Văn Hiếu 23 áp dụng CT (3-10): [ ]3 2 26 .. .. . 10.05,1).1( n Nk i iA Atx θψσ ⎟ ⎟ ⎠ ⎞ ⎜⎜⎝ ⎛±≥ Trong đó: 4 3 2 == n ni : Tỉ số truyền n2= 50,75 (v/p) số vòng quay trong 1 phút của bánh răng bị dẫn N = 6,976 (KW) : công suất trên trục II θ = 1,2 Hệ số ảnh h−ởng khả năng tải ( ) )(265 75,50.2,1.4,0 976,6.3,1 4.416 10.05,114 3 26 mmA =⎟⎠ ⎞⎜⎝ ⎛+≥→ Chọn A sb = 265 (mm) 3.2.4. Tính vận tốc vòng v của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng -Vận tốc vòng của bánh răng trụ ăn khớp ngoài đ−ợc tính theo công thức : (3-17) với n1 số vòng quay trong 1 phút của bánh dẫn. Theo bảng (3-11) ta chọn cấp chính xác để chế tạo bánh răng là cấp 9 3.2.5. Tính chính xác hệ số tải trọng K và khoảng cách trục A Vì các bánh răng có độ cứng HB < 350 và tải trọng không đổi nên có: ktt=1. Theo bảng (3-13) tìm đ−ợc hệ số tải trọng động kđ=1,45 Vậy hệ số tải trọng: k = ktt.kđ= 1. 1,45 = 1,45 Thấy hệ số tải trọng k = 1,45 khác so với hệ số tải trọng sơ bộ ksb=1,3 nên ta tính lại A theo công thức: A = A sb 3 sbk k = 265. 3 3,1 45,1 = 274,8 (mm) Chọn A = 275 (mm) 3.2.6. Xác định mô đun, số răng và chiều rộng bánh răng Vì đây là bánh răng trụ răng nghiêng nên ta tính môđun pháp: )/(126,1 )14(1000.60 203.265.14,3.2 smV =+= )/( )1(1000.60 ..2 1000.60 .. 111 sm i nAndV ±== ππ Tr−ờng Đại Học SPKT H−ng Yên đồ án chi tiết máy Khoa: Khoa Học Cơ Bản Giáo viên h−ớng dẫn : Nguyễn Văn Huyến & Nguyễn Tiền Phong Sinh viên thực hiện: Lê Văn Hiếu 24 ắ Xác định mô đun pháp: mn=(0,01ữ0,02).A 5,575,2275).02,001,0( ữ=ữ=→ nm Theo bảng (3-1) chọn m n = 4 ắ Tính số răng: Chọn sơ bộ góc nghiêng răng:β = 12 0 , cos12 0 = 0,97815 - Số răng bánh nhỏ: Z1 = )1( cos2 +im A n β = )14(4 97815,0.275.2 + = 26,9 (răng) → Chọn Z1= 27 (răng) - Số răng bánh lớn: Z2= Z 1 .i =27.4= 108 (răng) → chọn Z2 =108 (răng) - Tính chính xác góc nghiêng răng β cos β = A mzz n 2 )( 21 + = 275.2 4)10827( + = 0,98182 → β ≈10o 56’ ắ Chiều rộng bánh lớn : )(110275.4,0.2 mmAb A === ψ Chiều rộng bánh răng thoả mãn: )(7,52 '5610sin 4.5,2 sin .5,2 0 mmmb n ==> β Chiều rộng bánh răng : Chọn b 1 =115 (mm) b 2 =110(mm) 3.2.7. Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng Theo công thức (3-34) có : bnZmy NK n u ..'.'. ..10.1,19 2 6 θσ = Trong đó: N = 6,976 (KW) Công suất bộ truyền n: Số vòng quay trong một phút của bánh răng mn: Mô đun pháp Z td : Số răng t−ơng đ−ơng trên bánh b, σ : Bề rộng và ứng suất tại chân răng y: Hệ số dạng răng ,,θ : Hệ số ảnh h−ởng khả năng tải 5,1'' =θ Theo bảng (3-18) : - Số răng t−ơng đ−ơng của bánh nhỏ: Tr−ờng Đại Học SPKT H−ng Yên đồ án chi tiết máy Khoa: Khoa Học Cơ Bản Giáo viên h−ớng dẫn : Nguyễn Văn Huyến & Nguyễn Tiền Phong Sinh viên thực hiện: Lê Văn Hiếu 25 Z 1td = β2cos z = 298182,0 27 = 28 (răng) → Hệ số dạng răng bánh nhỏ: y1= 0,46 - Số răng t−ơng đ−ơng của bánh lớn: = 2td Z β2cos z = 298182,0 108 =112 (răng) → Hệ số dạng răng bánh lớn: y2= 0,517 - Nh− vậy ứng suất uốn tại chân răng bánh nhỏ là : )/(8,27 115.203.27.5,1.4.46,0 976,6.45,1.10.1,19 2 2 6 1 mmNu ==σ Ta thấy σU1< [σ]U1=138,5 → thoả mãn - ứng suất uốn tại chân răng bánh răng lớn là: )/(74,24 517,0 46,0.8,27. 2 2 1 12 mmNy y uu === σσ → σU2< [σ]U2=115 N/mm2 → Thoả mãn 3.2.8. Kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chịu quá tải đột ngột - Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải theo công thức (3-43) + Bánh răng nhỏ [ ] 1txqtσ =2,5 .494 =1235 (N/mm 2 ) + Bánh răng lớn [ ] 2txqtσ =2,5 .416 =1040 (N/mm 2 ) Với : txqtσ = 2 36 . .)1( . 10.05,1 nb NKi iA ± = 75,50.110 768,6.45,1.)14( 4.275 10.05,1 36 + txqtσ = 447,46 (N/mm 2 ) →ứng suất tiếp xúc quá tải nhỏ hơn ứng suất cho phép trên bánh răng nhỏ và bánh răng lớn. - Kiểm nghiệm ứng suất uốn cho phép khi quá tải: + Bánh răng nhỏ theo công thức (3_34) [ ] 1uqtσ = 0,8. chσ =0,8.290 = 323(N/mm 2 ) 1uqtσ = znbym NK 2 6 ..10.1,19 = 115.203.27.4.46,0 976,6.45,1.10.1,19 2 6 = 41,65 (N/mm 2 ) → 1uqtσ < [ ] 1uqtσ + Bánh răng lớn theo công thức (3_40) Tr−ờng Đại Học SPKT H−ng Yên đồ án chi tiết máy Khoa: Khoa Học Cơ Bản Giáo viên h−ớng dẫn : Nguyễn Văn Huyến & Nguyễn Tiền Phong Sinh viên thực hiện: Lê Văn Hiếu 26 [ ] 2uqtσ = 0,8. chσ =0,8.240 = 192(N/mm 2 ) )/(37 517,0 46,0.65,41. 2 2 1 12 mmNy y uqtuqt === σσ → 2uqtσ < [ ] 2uqtσ 3.2.9. Các thông số hình học cơ bản cuả bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng • Mô đun pháp mn= 4 • Số răng Z1= 27 răng ; Z2= 108 răng • Góc nghiêng răng '5610 0=β • Góc ăn khớp 020=α • Chiều rộng bánh răng: b 1 = 115 (mm), b 2 =110(mm) • Đ−ờng kính vòng chia: dc1 = mn.z 1 = 4.27 = 108 (mm) dc2= mn.z 2 = 4.108 = 432 (mm) • Khoảng cách trục: )(270 2 432108 2 21 mmddA cc =+=+= • Chiều cao răng: h =2,25.mn=2,25.4=10 (mm) • Độ hở h−ớng tâm : c = 0,25.m n = 0,25.4 = 1 (mm) • Đ−ờng kính vòng đỉnh răng : D 1e = dc1 +2m n =108+2.4 = 116 (mm) D 2e = dc2 +2m n =432+2.4 = 440 (mm) • Đ−ờng kính vòng chân răng: Di1 = dc1 - 2m n - 2c =108 - 2.4 – 2.1 = 98 (mm) Di2 = dc2 - 2m n - 2c = 432 - 2.4 -2.1 = 422 (mm) Tr−ờng Đại Học SPKT H−ng Yên đồ án chi tiết máy Khoa: Khoa Học Cơ Bản Giáo viên h−ớng dẫn : Nguyễn Văn Huyến & Nguyễn Tiền Phong Sinh viên thực hiện: Lê Văn Hiếu 27 Bảng 4 : Các thông số bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng Giá trị Thông số Bánh răng nhỏ Bánh răng lớn Số răng Z1= 27răng Z2=132răng Đ−ờng kính vòng chia dc1=108 mm dc2= 432 mm Đ−ờng kính vòng đỉnh răng De1=116 mm De2= 440 mm Đ−ờng kính vòng chân răng Di1=98 mm Di2= 422 mm Chiều rộng răng b 1 =115 mm b 2 =110 mm Môđun pháp mn= 4 Khoảng cách trục A= 270 mm Chiều cao răng h =10 mm Độ hở h−ớng tâm c= 1 mm Góc nghiêng răng '56100=β Góc ăn khớp 020=α 3.2.10. Lực tác dụng lên trục Theo công thức(3-49) ta có: - Lực vòng: )(4,6077 108.203 976,6.10.55,9.2 . .10.55,9.2.2 66 N dn N d MP X ==== -Lực h−ớng tâm Pr: )(2253'5610cos 20.4,6077 cos 0 0 NtgptgP nr === β α -Lực dọc trục )(9,1174'5610.4,6077. 0 NtgtgPPa === β Tr−ờng Đại Học SPKT H−ng Yên đồ án chi tiết máy Khoa: Khoa Học Cơ Bản Giáo viên h−ớng dẫn : Nguyễn Văn Huyến & Nguyễn Tiền Phong Sinh viên thực hiện: Lê Văn Hiếu 28 Phần IV: Tính toán trục 4.1. Chọn vật liệu cho trục Vật liệu làm trục phải có độ bền cao, ít nhạy với tập trung ứng suất, có thể nhiệt luyện đ−ợc và dễ gia công. Thép các bon và hợp kim là những vật liệu chủ yếu để chế tạo trục. Vì hộp giảm tốc chịu tải trọng trung bình nên ta chọn loại thép 45 (th−ờng hóa) có giới hạn bền: σb=600 (N/mm2) 4.2. Tính sức bền trục 4.2.1. Tính đ−ờng kính sơ bộ của trục Theo công thức (7-2) ta có: Trong đó: d - là đ−ờng kính trục (mm) C- hệ số phụ thuộc ứng suất xoắn cho phép đối với đầu trục vào và trục truyền chung, lấy C = 120 P- công suất truyền của trục n- số vòng quay trong 1 phút của trục ắ Đối với trục I : P1=7,19 (kw) n1=1015 (vòng/phút) Chọn dI =25(mm) ắ Đối với trục II ta có : P 2 =6,976 (kw), n2= 203 (v/p) Chọn dII = 40 (mm) ắ Đối với trục III ta có : P 3 =6,768 (kw) n2= 50,75 (v/p) Chọn dIII = 65 (mm) Ta lấy trị số dII = 40 (mm) để chọn loại bi đỡ cỡ trung bình. Tra bảng 14P ta có chiều rộng của ổ : B = 23 (mm) 4.2.2. Tính gần đúng các trục )(.3 mm n PCd ≥ )(05,23 1015 19,7.120 3 mmd I =≥→ )(01,39 203 976,6.120 3 mmd II =≥→ )(31,61 75,50 768,6.120 3 mmd III =≥→ Tr−ờng Đại Học SPKT H−ng Yên đồ án chi tiết máy Khoa: Khoa Học Cơ Bản Giáo viên h−ớng dẫn : Nguyễn Văn Huyến & Nguyễn Tiền Phong Sinh viên thực hiện: Lê Văn Hiếu 29 Sơ đồ phân tích lực tác dụng lên các bánh răng Để tính các kích th−ớc, chiều dài của trục tham khảo bảng 7_1. Ta chọn các kích th−ớc sau : - Khe hở giữa các bánh răng 10 (mm) - Khe hở giữa bánh răng và thành trong của hộp 10 (mm) - Khoảng cách từ thành trong của hộp đến mặt bên của ổ lăn 10 (mm) - Chiều rộng ổ lăn B = 23 (mm) - Khe hở giữa mặt bên bánh đai và đầu bulông 20 (mm) - Chiều cao của nắp và đầu bulông 20 (mm) - Chiều rộng bánh đai 45 (mm) - Chiều rộng bánh răng cấp nhanh b 1 =80 (mm), b 2 =75(mm) - Chiều rộng bánh răng cấp chậm b 1=115 (mm), b 2 =110 (mm) Tổng hợp các kích th−ớc trên ta có: a = 23/2+10+10+110/2 = 86,5 (mm) b = 115/2+10+75/2 = 105 (mm) c = 80/2+10+10+23/2 = 71,5 (mm) l = 23/2+20+20+45/2 = 74 (mm) Tr−ờng Đại Học SPKT H−ng Yên đồ án chi tiết máy Khoa: Khoa Học Cơ Bản Giáo viên h−ớng dẫn : Nguyễn Văn Huyến & Nguyễn Tiền Phong Sinh viên thực hiện: Lê Văn Hiếu 30 ™ Sơ đồ phân tích lực trên trục I: Các lực tác dụng lên trục I bao gồm: Pđ = 976,3 (N) l = 74 (mm) Pr1 = 714 (N) a+b = 191,5 (mm) P1 = 1960,9 (N) c = 71,5 (mm) Tính phản lực ở các gối đỡ: 0).(.. 1 =++−+=∑ cbaRcPlPm BYrdyAY )(4,455 5,711055,86 5,71.71474.20cos.3,976 ..20cos. 0 1 0 N cba cPlPR rdBY =++ += ++ +=→ Vậy RBY = 455,4 (N) > 0→ Lực RBY có chiều nh− hình vẽ RAY = Pđ + RBY - Pr1 = 976,3 + 455,4 - 714 = 717,7 (N) R→ Ay có chiều nh− hình vẽ ΣmAX = P1.c + P dx .l - RBX.(a+b+c) = 0 )(6185,711055,86 74.20sin.3,9765,71.9,1960.. 01 N cba lPcPR dxBX =++ +=++ += RAX = P1 - RBX - P dx = 1960,9- 618 - 976,3.sin20 0 = 1041,2 (N) Tr−ờng Đại Học SPKT H−ng Yên đồ án chi tiết máy Khoa: Khoa Học Cơ Bản Giáo viên h−ớng dẫn : Nguyễn Văn Huyến & Nguyễn Tiền Phong Sinh viên thực hiện: Lê Văn Hiếu 31 Tính mô men uốn ở tiết diện nguy hiểm - ở tiết diện n 1 - n 1 : 22 )( uyuxnnu MMM +=− Mux = Pđx.l = 976,3.sin20 0.74 = 22325,3 (N.mm) Muy = Pđy.l = 976,3.cos20 0.74 = 68710,2 (N.mm) ).(2,722463,223252,68710 22)( mmNM nnu =+=− - ở tiết diện m 1 - m 1 : 22 )( uyuxmmu MMM +=− ).(118347)1055,86.(618).()( mmNbaRM BXmmux =+=+=− Muy(m-m) = RBy.(a+b) = 455,4.(86,5+105) = 87209,1 (N.mm) ).(3,1470081183471,87209 22)( mmNM mmU =+=− ắ Tính đ−ờng kính trục ở 2 tiết diện n-n và m-m theo công thức (7-3) [ ]3 .1,0 σtd md ≥ - Đ−ờng kính trục ở tiết diện n-n: ).(6,747883,23252.75,02,72246.75,0 2222 mmNMMM XUtd =+=+= Theo bảng (7-2) ta có [σ] = 48 (N/mm2) )(98,24 48.1,0 6,74788 3 mmd nn =≥− - Đ−ờng kính trục ở tiết diện m-m: ).(2,179209183471.75,03,147008 22 mmNMtd =+= )(42,33 48.1,0 2,179209 3 mmd mm =≥− Trục ở tiết diện n-n lấy dn-n=25 mm Trục ở tiết diện m-m lấy dm-m=34 mm Chọn đ−ờng kính lắp ổ lăn : d = 25 mm ™ sơ đồ phân tích lực trên trục II: Tr−ờng Đại Học SPKT H−ng Yên đồ án chi tiết máy Khoa: Khoa Học Cơ Bản Giáo viên h−ớng dẫn : Nguyễn Văn Huyến & Nguyễn Tiền Phong Sinh viên thực hiện: Lê Văn Hiếu 32 P2 = 1960,9 (N) a = 86,5 (mm) P r2 = 714 (N) b = 105 (mm) P3 = 6077,4 (N) c = 71,5 (mm) Pr3 = 2253 (N) d3 = 108 (mm) (d3 đ−ờng kính vòng Pa3 = 1174,9 (N) chia bánh răng nghiêng nhỏ) Tính lực tác dụng lên trục II: 0).(2 .).(. 3332 =+++−+−=∑ cbaRdPbcPcPm DYarrCY cba cbPcPdP R rra DY ++ ++− =→ )(. 2 . 3233 )(1,1559 5,711055,86 )5,71105.(22535,71.714 2 108.9,1174 N=++ ++− = Vậy RDY = 1559,1(N) > 0→ RDY có chiều nh− hình vẽ RCY = Pr2 - Pr3 + RDY = 714 - 2253 + 1559,1 = 20,1 (N) Tr−ờng Đại Học SPKT H−ng Yên đồ án chi tiết máy Khoa: Khoa Học Cơ Bản Giáo viên h−ớng dẫn : Nguyễn Văn Huyến & Nguyễn Tiền Phong Sinh viên thực hiện: Lê Văn Hiếu 33 ∑ =++−++= 0).().(. 32 cbaRbcPcPm DXCX )(2,4954,60777,46119,1960 )(7,4611 5,711055,86 )1055,71.(4,60775,71.9,1960)(. 32 32 NPRPR N cba bcPcPR DXCX DX =−+=+−=→ =++ ++=++ ++=→ Tính mô men uốn tại các mặt cắt nguy hiểm - Tại tiết diện n2- n2 22 uyuxU MMM += ).(2,14375,71.1,20. ).(8,354065,71.2,495. mmNcRM mmNcRM CYuy CXux === === ).(354368,354062,1437 2222 mm