Trang
Lời nói đầu 2
Phần I : chọn động cơ điện 3
Phần II: Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc
A: tính toán bộ truyền bánh răng trong hộp giam tốc
I: Tính toán thiết kế bộ truyền cấp nhanh 6
II: Tính toán thiết kế bộ truyền cấp chậm 15
III : Tính toán bộ truyền ngoài 23
B: tính toán trục 30
Trục I 32
Trục II 35
Trục III 38
C: tính then 42
D: chọn ổ lăn 44
E: thiết kế vỏ hộp, bôI trơn và điều chỉnh sự ăn khớp 48
F:chọn cấp chính xác 53
G: phương pháp lắp ráp hộp giảm tốc 54
67 trang |
Chia sẻ: honganh20 | Ngày: 12/02/2022 | Lượt xem: 506 | Lượt tải: 1
Bạn đang xem trước 20 trang tài liệu Thuyết minh Đồ án môn học chi tiết máy, để xem tài liệu hoàn chỉnh bạn click vào nút DOWNLOAD ở trên
,006 . 73 . 1,046 .
= 2,79
_Do đó kHV = 1 +
vH .bw .dw1
2.M 2 .KHb .KHa
=1 +
2, 79.0, 4.76.60, 22
2.12828,336.1, 05.1
= 1,064
Với KHb =1,05 đã trọn trước
_Thay tất cả vào trên ta tính được ứng xuất tiếp xúc :
2.M 2 .KHb .KHa .KHV .(i2 + 1)
bw .i2
zM .z H .ze
sH =
dw1
.
sH =
274.1,793.0,869
2.12828,336.1, 05.1.1, 064.(2, 29 +1)
0, 4.76.4, 28
60,22
.
= 416,52 (Mpa)
_ứng xuất cho phép tiếp xúc
[sH ] = [sH ],. zv.zR . kXH (Trong đó : zv = 1 do v = 1,046 < 5 m/s)
_Với cấp chính xác động học là 9 , ta chọn cấp chính xác tiếp xúc là 8 và khi đó cần gia công độ nhám là Râ =2,5 ® 1,25 mm Þ zR = 0,95
_Với da < 700 Þ KXH = 1 Þ [sH ] = 481,8 . 1.0,95 . 1 = 457,71 Mpa
Ta thấy
sH =416,52 (MPa) < [sH ] =457,71 (MPa) thoả mãn điều kiện tiếp xúc Như vậy sH < [sH ],nhưng chênh lệch này nhỏ ,do đó có thể giảm chiều rộng
răng : b w = Y ba .a w .( sH /[sH ] ) 2 = 0,4.159 .(52,67416,52/457,71) 2 =
( có thể không phảI thay dổi b w )
6 / Kiểm nghiệm độ bền uốn
2.M 2 .kF .Ye .Yb .YF1
_Ta có : sF1 =
s F1.YF 2
bw .dw1.m
. £ [sF1 ]
sF2 =
YF1
. £ [sF2 ]
e
+)Trong đó : Y :hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
b
Y : hệ số kể đến độ nghiêng của răng
F1 F 2
Y , Y : hệ số dạng răng của bánh 1 và 2
kF = kF a.kFb kFV : hệ số tải trọng khi tính toán về uốn
kF a. :hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn
kFb :hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng khi tính về uốn
kFV :hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn
Tra bảng 6.7 lấy: kFb = 1,06 .Tra bảng 6.14 lấy: kF a = 1,37
vF .bw .dw1
aw
i1
* kFV : hệ số kể đến tải trọng động (kFV =1 +
2.M 2 .KFb .KFa
76
2, 29
)
Trong đó vF = dF .go. v.
Tra bảng 6.15 dF = 0,016
Tra bảng 6.16 go =73 Thay vào ta có :
= 0,016 . 73 . 1,046 .
= 7,45
kFV =1 +
vF .bw .dw1
2.M 2 .KFb .KFa
=1 +
7, 45.63, 6.60, 22
2.12828,336.1, 06.1, 37
= 1,123
* kF =kF a.kFb kFV = 1,37.1,06.1,123 = 1,63
1
ea
+)Với ea= 1,7 Þ Ye =
1
1,734
=
= 0,577
+)Với b = 0 0 Þ Yb = 1 - b/ 140 = 1- 0/140 = 1
_Số răng tương đương là : zv1 =
z2
cos3 b
z1
cos3 b
115
cos3 0
27
cos3 0
=
»
»
= 27 27
zv2 = =
Theo bảng 6.18 ta lấy :
= 115
115
1 2
YF1 =3,89 ; YF2 = 3,6 ( với hệ số dich chỉnh x , x =-0.3)
2.12828,336.1, 582.0, 577.1.3,89
_Thay vào trên ta có sF1 =
s F1.YF 2
63, 6.60, 22.2, 25
=65,64 Mpa
65,64.3,6
sF2 =
YF1
=
3,89
=60,75 Mpa
_Ta thấy : sF1 = 65,64 < [sF1 ] = 279,11 ; sF2 = 60,75 < [sF2 ] = 242,18
*Kêt luận : đảm bảo độ bền uốn
7/ Kiểm nghiệm về độ quá tải
M max·
M
_Tính hệ số quá tải : k qt =
= 2,2
Kqt
_Tính ứng xuất tiếp xúc quá tải :
sHmax = sH .
= 416,52 .
2,2
= 617,8 Mpa
_Tính ứng xuất uốn quá tải : sF1max = sF1. kqt = 65,64 . 2,2 = 144,408 Mpa
sF2max = sF2 . kqt = 60,75 . 2,2 = 133,65 Mpa
Ta thấy là : sHmax = 617,8 < [sHmax ] =1260
sF1max =144,408 < [sF1max ] =520 ; sF2max = 133,65 < [sF2max ] =360
*Kết luận : đảm bảo điều kiện quá tải
8/ Các thông số của bộ truyền Khoảng cách trục aw = 76mm
Môđun pháp m=2,25 mm
Chiều rộng răng bw = 30
Tỉ số truyền i=2,29
b = 00
Góc nghiêng
Góc ăn khớp
a = 20o
Hệ số dịch chỉnh x1 =0 ; x2 = 0
Số răng bánh bé z1 =27
Số răng bánh lớn z2 = 115
m.Z1
Đường kính vòng chia d d1 =
m.Z 2
cos b
= 36,1164
d2 =
cos b
= 118,88
a
Đường kính vòng lăn dw 60,22
Đường kính đỉnh răng da
d = d1 + 2.(1 + x1 - Dy).m
a
1
2
d = d 2 + 2.(1 + x2 - Dy).m
= 39,1128
= 115,8836
Đường kính đáy răng df
d = d1 - ( 2, 5 - 2x1 ) .m = 32, 37
f
f
1
2
d = d2 - ( 2, 5 - 2.x2 ) .m = 112
Đường kính cơ sở db
db1 = d1 .cosa db 2 = d 2 .cos a
= 36,1164.cos20 =57,086
= 118,88.cos20 = 243,15
Vận tốc vòng v 1,064
Cấp chinh xác động học 9
Hệ số trùng khớp ngang ea 1,734
- Tính toán thiết kế bộ truyền bánh ngoài
( bánh răng thẳng )
Chọn vật liệu
Do giả thiết tải trọng tác dụng lên bộ truyền là trung bình nên ta chọn vật liệu 2 cấp bánh răng là như nhau.
Để đảm bảo sức bền bề mặt, tránh tróc rỗ, mòn dính; sức bền uốn để tránh gãy đồng thời dễ cắt răng; đảm bảo độ chính xác và độ nhẵn cần thiết .Vậy nên vật liệu chủ yếu để chế tạo bánh răng
Là thép nhiệt luyện.
_Vì tải trọng trung bình nên chọn vật liệu có HB < 350 Theo bảng 6.1 ( tkhdđ ck ) ta chọn các số liệu như sau :
Vật liệu
Nhiệt luyện
Giới hạn bền [sb ]
Giới hạn chảy [sch]
độ cứng [ HB]
Bánh chủ động
Thép 45
Tôi cải thiện
850
650
265
Bánh bị động
thép 45
Tôi cải thiện
750
450
230
2 . Xác định ứng suất cho phép
Þứng xuất tiếp xúc cho phép : [ sH ] =
s 0H lim
sH
. Z R . zV k XH K HL (1)
Trong đó : chọn sơ bộ Z R . zV k XH =1
sH hệ số an toàn , tra bảng lấy sH = 1,1 Ta đã có độ rắn bánh nhỏ là :
độ rắn của bánh chủ động HB1 = 265 độ rắn của bánh bị động HB 2 = 230
_Vậy ứng tiếp xúc cho phép ứng với chu kỳ cơ sở của các bánh là
Hlim 1 1
s0 = 2 . HB + 70 = 2. 265 + 70 = 600 (Mpa)
Hlim 2 2
s0 = 2 . HB + 70 = 2. 230 + 70 = 530 (Mpa)
Hệ số tuổi thọ
mH NHO / NHE
KHL=
Với mH=6 là bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc
_Tính NHO = 30.Hb2,4 với NHO là số chu kỳ cơ sở khi tính độ bền tiếp xúc
* N HO1 = 30 HB2,4 = 30 .2652,4 = 1,963 . 10 7
N HO2 = 30 HB2,4 = 30 .230 2,4 = 1,397 . 10 7
Mi
M max
_Và : N HE = 60 . c . å (
)3 . ni . ti
Trong đó : Mi , ti , ni lần lượt là mômen xoắn ,tổng số giờ làm việc , số vòng quay ở chế độ i
C=1: số lần ăn khớp trong 1 vòng quay
Tổng số giờ làm việc : = 200 . 3.8.5= 24000 (giờ ) bánh 1 : n3=77,52(v/ph)
1 3
1.4
NHE 1 = 60 . 1 .77,52 .24000 (
Bánh 2 : n4= n3/ix=77,52/4,3 (v/ph)
1 3
1.4
.4+
.4) = 3,255 . 108
1 3
1.4
NHE 2 = 60 . 1 .18,03 .24000 (
1 3
1.4
.4+
.4) = 0,757 . 108
Do bắt đầu từ NHO đường cong mỏi gần đúng là một đường thẳng song songvới trục hoành nên
NHE1= 3,255. 108 > NHO1= 1,963.107 => NHE1= NHO1 => KHL1=1 NHE2= 0,757 . 108 > NHO2= 1,397.107 => NHE2= NHO2 => KHL2=1
_Ta chọn sơ bộ : ZR . Zv = 1 , KXH =1 . Và đã lấy SH = 1,1 Từ (1) ta có :
1
1,1
[ sH1 ] = 600 .
1
= 545,45 (Mpa)
[ sH2 ] = 530 .
1,1
= 481,82 (Mpa)
_Với cấp chậm sử dụng bánh răng thẳng nên ta có :
[ sH]= [ sH2 ] = 481,82(Mpa)
_Thấy : [ sH] < 1,25 . [ sH] min
_ứng xuất uốn cho phép : [ sF] =
s 0 F lim
sF
. Y R . YS . k XF . KFC .K FL (2)
Trong đó :s0Flim là ứng xuất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở
Flim
s0 = 1,8(HB)
Chọn sơ bộ Y R.YS .kXF =1
F
F
S :hệ số an toàn về uốn tra bảng (6.2 sách TTTKHDĐCK ) S =1,75
_Vậy :
Flim1
s0 = 1,8 . 265 = 477 (Mpa)
Flim2
s0 = 1,8 . 230 = 414 (Mpa)
Hệ số tuổi thọ
mF NFO / NEF
KFL=
Với mF =6 là bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc NFO :số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn
Đối với tất cả các loại thép ta có : N FO = 4 . 106
Mi
M max
Và : N FE = 60 . c . å (
)6 . ni . ti
Trong đó : C=1: số lần ăn khớp trong 1 vòng quay M i :mômen xoắn ở chế độ i
n i :số vòng quay ở chế độ i
t i : tổng số giờ làm việc ở chế độ i t=200.3.8.5 =24000 (giờ )
bánh 1 : n3=77,52 (v/ph)
1 6
1.4
N FE1 = 60 . 1 .77,52 .24000 (
Bánh 2 : n4= n3/ix=18,03 (v/ph)
1 6
1.4
.4+
8
.4)=1,186.10
1 6
1.4
N FE2 = 60 . 1 . 18,03 .24000 (
1 6
1.4
.4+
.4)= 0,276. 10 8
_Thấy là : NFE1 > N FO1 do đó K FL 1 = 1 NFE2 > N FO2 do đó K FL 2 = 1
_Xét bộ truyền quay theo một chiều do đó KFC =1
1.1
. Vậy [ sF1 ] = 477 .
1,75
= 272,57 (Mpa)
_ứng xuất quá tải cho phép ứng xuất tiếp quá tải
1.1
1,75
[ sF2 ] = 414 .
= 236,57 (Mpa)
[ sH ] max = 2,8 . sch1 = 2,8 . 450 = 1260 (Mpa)
ứng xuất uốn quá tải
[ sF1 ] max = 0,8 . sch1 = 0,8 . 650 = 520 (Mpa) [ sF2 ] max = 0,8 . sch2 = 0,8 . 450 = 360 (Mpa)
_ứng xuất cho phép của cấp chậm:
ứng xuất tiếp xúc cho phép (Mpa)
ứng xuất uốn cho phép (Mpa)
ứng xuất tiếp xúc quá tải (Mpa)
ứng xuất uốn quá tải (Mpa)
Bánh 1
600
477
1260
520
Bánh 2
530
414
1260
360
3
M 3 .KHb
y [
s ] .i
2
ba. H x
3/ tính sơ bộ khoảng cách trục
x
aw = ka ( i
+1)
Trong đó :
Ka là hệ số phụ thuộc vật liệu làm bánh răng(do bánh răng thẳng ) ; tra bảng 6.5(tttkhddck-t1)
chọn Ka=49,5
i2 =4,3 tỉ số truyền xích.
M3 = 35977,798 (N.mm) momen xoắn trên trục bánh chủ động [sH] = 481,8 (MPa) ứng xuất tiếp xúc cho phép
Chọn sơ bộ : Y ba = 0,4 ( do vị trí bánh răng không đối xứng)
KHb : hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng răng khi tính về tiếp xúc
Tính Y bd = 0,53. Y ba ( i+ 1 ) = 0,53 . 0,4 .( 5 + 1 ) = 1,1236
Tra bảng 6.7 ( sách tttkhdđ ck ) ta chọn KHb = 1,12
3
35977,798 .1,12
0, 4.481,8 .4, 3
2
_Thay vào công thức trên ta có khoảng cách trục sơ bộ là :
2
aw = ka ( i
+1)
3
M 3 .KHb
y [s ]2.i
ba. H 2
aw = 249,8 (mm)
=49,5 ( 4,3 +1)
Ta lấy tròn số aw = 250 mm
4/ Xác định một số thông số của bộ truyền Xác định thông số ăn khớp
Theo (6.17) mođun ăn khớp : m = (0,01 - 0,02 ) aw = (2,5-5) m= 2,5 -5
Theo bảng 6.8 ta chọn m = 3,5 ( do tải ở đây không lớn lắm )
_Số răng bánh bé là :
z1 =
2.a w
m(i + 1)
2.250
3, 5(5 +1)
=
= 26,954
Lấy tròn số : z1 = 27
_Suy ra số răng bánh lớn là : z2 = i . z1 = 5.27 = 115,9 Lấy tròn số : z2 = 116
Do đó aw = m(Z1+Z2)/2=3,5.(27+116)/2=250,25 mm
Lấy aw=250 mm.
a tw a tw a
Góc ăn khớp cos = Zt .m.cos /2. a với =200
a tw a
=> cos = 143.3,5.cos20/2.250 =09406. => tw
=19,840
m
_Vậy tỉ số truyền thực là : i = z2 / z1 = 116 / 27 = 4,296
_Hệ số trùng khớp dọc : eb =
bw .sin b
p .m
0,4.250.sin(0)
3,14.3,5
=
= 0 <1,1
5/ Kiểm tra răng về độ bền tiếp xúc
Theo (6.33) ứng xuất tiếp xúc trên mặt răng làm việc :
sH =
zM .z H .ze
2.M 3 .KHb .KHa .KHV .(ix + 1)
bw .ix
dw1
.
£ [sH ]
Theo bảng 6.5 :Với bánh răng bằng thép ta chọn
zM = 274 MPa1/3 hệ số kể đến cơ tính của vật liệu
2.cos bb
sin(2.a tw )
Và : zH = [ ]0,5 :hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
trong đó : bb :góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở
a
tg bb = cos t. tg b (với b =0)
mà :
a a
t = tw = 19,84 0 (lấy theo góc ăn khớp đã dịch chỉnh )
O
Þtgbb = cos(20) . tg( 0) =0 Þbb = 0
2.cos(0)
sin(2.19,84)
Do đó : zH = [ ]0,5 = 1,77
4 - ea
3
_Hệ số trùng khớp dọc : eb =
=
bw .sin b
p .m
0,4.250.sin(0)
3,14.3,5
= = 0
Ze hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
1
z1
với ea = [ 1,88 - 3,2 (
1
1
z2
+ ) ] . cos b
1
Vậy ze =
4 -1,7,34
3
a
e = [ 1,88 - 3,2 ( 27
= 0,869
116
+
) ] . 1 = 1,734
KH : hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
Trong đó
KH =
KHb . KHa .KHV
KHb , KHa: là hệ số phân bố không đồng đều tải trọng trên chiều rộng vành răng và cho các đôi răng đồng thời ăn khớp
KHa : thuộc vận tốc vòng lăn bánh nhỏ
KHV : là hệ số tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp
_Đường kính vòng lăn bánh nhỏ là: dw1 =
2.aw
im + 1
=
2.250 4,3 + 1
= 94,34
p .dw1.n3
60000
_Vận tốc vòng : v =
p .94,34.77,52
60000
=
= 0,383 (v/ph)
Theo bảng 6.14 (tttk hdđ ck ) ta chọn cấp chính xác 9
Với cấp chính xác 9 và vận tốc v < 2,5 m/s Þ Lấy KHa = 1 (răng thẳng )
vH .bw .dw1
_Tính vH = dH .go. v.
kHV = 1 +
aw i
2.M 3 .KHb .KHa
Với dH : hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp ( tra bảng 6.15) go :hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1và 2
( tra bảng 6.16)
aw
i2
250
4,3
Tra bảng 6.15 ta lấy : dH = 0,006 .Tra bảng 6.16 ta lấy g0 = 73
vH = dH .go. v.
= 0,006 . 73 . 0,383 .
= 1,279
_Do đó kHV = 1 +
vH .bw .dw1
2.M 3 .KHb .KHa
=1 +
1, 279.0, 4.250.94, 34
2.35977,798 .1,12.1,13
= 1,016
Với KHb =1,12 đã trọn trước
_Thay tất cả vào trên ta tính được ứng xuất tiếp xúc :
2.M 3 .KHb .KHa .KHV .(ix + 1)
bw .ix
zM .z H .ze
sH =
dw1
.
sH = (Mpa)
274.1,77.0,869
2.35977,798 .1,12.1,13.1, 016.(4, 3 +1)
0, 4.250.4, 3
94,34
.
= 441,217
_ứng xuất cho phép tiếp xúc
[sH ] = [sH ],. zv.zR . kXH (Trong đó : zv = 1 do v = 0,383 < 5 m/s)
_Với cấp chính xác động học là 9 , ta chọn cấp chính xác tiếp xúc là 8 và khi đó cần gia công độ nhám là Râ =2,5 ® 1,25 mm Þ zR = 0,95
_Với da < 700 Þ KXH = 1 Þ [sH ] = 481,8 . 1.0,95 . 1 = 457,71 Mpa
Ta thấy
sH =441,217 (MPa) < [sH ] =457,71 (MPa) thoả mãn điều kiện tiếp xúc Như vậy sH < [sH ],nhưng chênh lệch này nhỏ ,do đó có thể giảm chiều rộng
w w 2 2
răng : b = Y ba .a .( sH /[sH ] ) = 0,4.250 .(441,217/457,71) =92,923
w
( có thể không phảI thay dổi b )
6 / Kiểm nghiệm độ bền uốn
2.M 3 .kF .Ye .Yb .YF1
_Ta có : sF1 =
s F1.YF 2
bw .dw1.m
. £ [sF1 ]
sF2 =
YF1
. £ [sF2 ]
e
+)Trong đó : Y :hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
b
Y : hệ số kể đến độ nghiêng của răng
F1 F 2
Y , Y : hệ số dạng răng của bánh 1 và 2 kF = kF a.kFb kFV : hệ số tải trọng khi tính toán về uốn
kF a. :hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn
kFb :hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng khi tính về uốn
kFV :hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn
Tra bảng 6.7 lấy: kFb = 1,06 .Tra bảng 6.14 lấy: kF a = 1,37
vF .bw .dw1
aw
i1
* kFV : hệ số kể đến tải trọng động (kFV =1 +
2.M 3 .KFb .KFa
250
5
)
Trong đó vF = dF .go. v.
Tra bảng 6.15 dF = 0,016
Tra bảng 6.16 go =73 Thay vào ta có :
= 0,016 . 73 . 0.383 .
= 3,41
kFV =1 +
vF .bw .dw1
2.M 3 .KFb .KFa
=1 +
3, 41.0, 4.250.94, 34
2.35977,798 .1, 06.1, 37
= 1,036
* kF =kF a.kFb kFV = 1,37.1,106.1,036 = 1,505
1
ea
+)Với ea= 1,734 Þ Ye =
1
1,734
=
= 0,577
+)Với b = 0 0 Þ Yb = 1 - b/ 140 = 1- 0/140 = 1
_Số răng tương đương là : zv1 =
z2
cos3 b
z1
cos3 b
116
cos3 0
27
cos3 0
=
»
»
= 27 27
zv2 = =
Theo bảng 6.18 ta lấy :
= 116
116
1 2
YF1 =3,89 ; YF2 = 3,6 ( với hệ số dich chỉnh x , x =-0.3)
2.35977,798 .1,197.0, 577.1.3,89
_Thay vào trên ta có sF1 =
s F1.YF 2
0, 4.250.94.34
=41,81 Mpa
41,81.3,6
sF2 =
YF1
=
4,3
= 38,69 Mpa
_Ta thấy : sF1 = 41,81 < [sF1 ] = 270,94 ; sF2 = 38,89 < [sF2 ] = 235,081
*Kêt luận : đảm bảo độ bền uốn
7/ Kiểm nghiệm về độ quá tải
M max·
M
_Tính hệ số quá tải : k qt =
= 2,2
Kqt
_Tính ứng xuất tiếp xúc quá tải :
sHmax = sH .
= 403,485 .
2,2
= 518,46 Mpa
_Tính ứng xuất uốn quá tải : sF1max = sF1. kqt = 41,81 . 2,2 = 91,98 Mpa
sF2max = sF2 . kqt = 38,69 . 2,2 = 85,1 Mpa Ta thấy là : sHmax = 518,46 < [sHmax ] = 1260
sF1max =91,98 < [sF1max ] =520 ; sF2max = 85,1 < [sF2max ] =360
*Kết luận : đảm bảo điều kiện quá tải
8/ Các thông số của bộ truyền Khoảng cách trục aw = 250mm
Môđun pháp m=3,5 mm
Chiều rộng răng bw = 100
Tỉ số truyền i=4,3
b = 00
Góc nghiêng
Góc ăn khớp
a = 19,84o
Hệ số dịch chỉnh x1 =0 ; x2 = 0
Số răng bánh bé z1 =27
Số răng bánh lớn z2 = 116
m.Z1
2.27
Đường kính vòng chia d d1 =
m.Z 2
cos b
=
2.116
cos 0
= 54
d2 =
cos b
cos 0
=
= 232
a
Đường kính vòng lăn dw 94,34
Đường kính đỉnh răng da
d = d1 + 2.(1 + x1 - Dy).m
a
1
2
d = d 2 + 2.(1 + x2 - Dy).m
= 61
= 239
Đường kính đáy răng df
d = d1 - (2,5 - 2x1 ).m = 44,25
f
f
1
2
d = d 2 - ( 2,5 - 2.x2 ).m = 223,25
Đường kính cơ sở db
db1 = d1 .cosa db 2 = d 2 .cos a
= 54.cos20 =50,74
= 232.cos20 = 211,1
Vận tốc vòng v 0,383
Cấp chinh xác động học 9
Hệ số trùng khớp ngang ea 1,734
B:tính toánThiết kế trục
I /Chọn vật liệu
Trong trường hợp này ta trọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 được thường hoá : ứng suất xoắn cho phép [ t ] = 20 Mpa
[ sb ] = 600 Mpa
II/Xác định đường kính sơ bộ của các trục
_Xác đinh đường kính sơ bộ theo mômen xoắn ta được kết quả như sau:
M 1
3
0,2.[t ]
2789,233
3
0, 2.[20]
12828,336
3
0, 2.[20]
d1 ³ =
= 17 (mm)
M 2
3
0,2.[t ]
35977,798
3
0, 2.[20]
d2 ³ =
= 26 (mm)
M 3
3
0,2.[t ]
172774,471
3
0, 2.[20]
d3 ³ =
= 39 (mm)
M 4
3
0,2.[t ]
d4 ³ =
=58(mm)
_Chọn sơ bộ đường kính các trục là : d1 = 17 mm , d2 = 26 mm , d3 = 39 mm
d4 = 58 mm
/ Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt các tiết máy trên trục Chú ý : Khi xác định các kích thước thì ta gọi k là thứ tự trục ở hộp
giảm tốc , i là thứ tự chi tiết trên trục i = 0 ,1 tại các tiết diện lắp ổ và qui ước tiết diện ổ bên trái là 0
_Dựa theo đường kính trục , tra bảng 10.2 để trọn ổ lăn các công thức để xác định đường kính các mayơ của bánh răng và nối trục và bảng 10.3, 10.4 để xác định các khoảng cách ta có :
+> chiều rộng ổ lăn :
bo1 = 15 mm , bo2 = 17 mm , bo3 = 23 mm , bo4 = 30 mm
+> chiều dài mayơ bánh răng: lm1 = 1,4 . d1 = 1,4 . 17 = 23,8 (mm) (24mm)
lm2 = 1,4 . d2= 1,4 . 26 = 36,4 (mm) (36 mm)
lm3 = 1,4 . d3= 1,4 . 39 = 54,6 (mm) (55 mm)
lm4= 1,4 . d4= 1,4 . 58 = 81,2 (mm) (81 mm)
+> chiều dài mayơ nửa khớp nối :
lm1 = 1,6 . d1 = 1,6 . 17 = 27,2 (mm) (27mm)
lm3 = 1,6 . d3= 1,6 . 39 = 62,4 (mm) (62mm)
+> khoảng cách từ mặt mút chi tiết quay đến thành trong hộp giảm tốc hoặc khoảng cách giữa 2 chi tiết quay : k1 = 12 mm
+> khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong hộp giảm tốc : k2 = 10 mm
+> khoảng cách từ mặt mút chi tiết quay đến nắp ổ: k3 = 15 mm
+ > chiều cao nắp ổ và đầu bu lông : hn = 18 mm
+> khoảng cách từ gối đỡ o đến tiết diện thứ j lắp các tiết máy trên trục :
*Trục I
l12 = - lc12 = 0,5 ( l kn1 + bo1 ) + k3 + hn = 0,5 (27 +15 ) +15 +18 = 54 (mm) l13 = 0,5 ( lm13 +b01) + k 1 + k2 = 0,5 (24 +15 ) +12 +10 = 41,5 (mm)
l11 =2. l13 = 83 (mm) (chú ý lm13 = lm1 )
*Truc II
l22 = 0,5 ( l m22 + bo2 ) + k1 + k2 = 0,5 ( 36 + 17 ) + 12 + 10 = 48.5 (mm ) l 23 = l11 + l 32 + bo2 + k1 = 83 + 54,5 + 17 +12 = 166,5 (mm)
l21 = l23 + l32 = 166,5 +54,5 = 221( mm)
chú ý l m22 = l m2
*Trục III
l32 = 0,5(lm32 + b 03 ) + k1+ k2 = 0,5( 55+23) +12+10 =61 l31 = 2. l32 = 2*61= 122 (mm)
l c3 = 0,5 ( lkn3 + b03 ) +k3 + hn = 0,5 ( 62,4 +23 ) +15 + 18 = 75,7 (mm) l33 = l31 + lc3 = 122 + 75,7 = 197,7 (mm )
chú y lm32 = lm3 = 62,4(mm)
/ Tính các trục ( cần tính lại dưới đây ) Tính trục I
_Thông số về trục I :bw1 = 22,2 mm , dw1 = 28,03 mm , m = 2,25
0
d1 = 27,75 mm , b = 13,34
và mômen xoắn là M1 = 19981(Nmm)
1 / Xác định trị số và chiều của các lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục :
_Chọn khớp nối di động có đường kính Dt = 30mm
_Lực tác dụng lên trục do khớp nối bị lệch tâm gây ra :
Fx13 = 0,3 . 2. M1 / Dt = 0,3 . 2 .19981 / 30 = 399,62 ( N )
Lực tác dụng lên bánh răng nghiêng là : Fx12 =
2.M 1
dw1
2.19981
27,75
=
= 1440,07 N
FY12 =
Fx12 .tga tw
cos b
0
Trong đó : atw = 20,51
ÞFY12 =
1440,07.tg 20,51
cos13,34
= 553,645 (N)
Fz12 = Fx12 .tgb = 553,645 . tg 13,34= 131,284 (N)
_Chọn chiều lực do nối trục gây ra sao cho bất lợi nhất ( như hình vẽ ): Truc I:
z
x y
Fx13
l12 =46
Fx10
Fy10
l11 =69
l13 =34,5
Fy12
Fx12
Fx11
Fz12
Fy11
Fx11 . 31,5
=3274,05
1260,4
My
Mx Ma
T 1370,247
Fy12 . 34,5.34,5 /69
=1004,8125
Fz12.(d1/2).34,5 /69 =144 Fz12.(d1/2).34,5 /69
_Xác định phản lực tại các gối đỡ :Viết phương trình mômen và phương trình hình chiếu của các lực trong 2 mặt phẳng zox và zoy đối với gối đỡ 0 và 1 ta có :
*Sm1 = -Fx13 . (l12 + l11 ) + F x12 .( l11 - l13 ) - Fx10 . l 11 = 0
ÞF x1o = (1440,07*(83-41,5)-399,62*(54+83) ) / 83 = 60,43 N
*SX = Fx10 + Fx11 - Fx12 + F x13 = 0
ÞFx11 = 1440,07 – 60,42 -399,62 = 1040,03 N
_Tương tự ta xác định được : F y12 . ( l11 - l13 ) = Fy10 .l11 + Fz12. d1 /2
131,284.27,75
y10
ÞF =(553,645*(83-41,5) - 2
*SY = FY10 + FY11 - FY12 = 0
)/ 83 = 254,876 (N) ;
Và Fy11 = 553,645-254,876 = 298,769 (N)
_Vẽ biểu đồ mô men uốn trong 2 mp zox , zoy và biểu đồ mômen xoắn : ( hình trên )
_Tính gần đúng đường kính trục tại các tiết diện :
*Tại tiết diện j = 2 ( tiết diện lắp bánh răng )
M 2 x + M 2 y
=
M =
( N.mm)
Mô men uốn tương đương :
M 2 + 0,75.M 22
44663,9712 + 0,75.79645,7 2
=
=
11488,1342 + 43161,2452
44663,971
Mtd = = 82173,28 ( N.mm)
đường khính trục tại tiết diện j
M td
3
0,1.[s ]
82173,28
3
0,1.63
* d2 > =
= 23,54 (mm)
ở đây : [s] = 63 ứng suất cho phép của thép chế tạo trục ( tra bảng 10.5) Chọn d2 = 28 mm
19981
3
0,1.63
*Tính tại tiết diện 1 : d1 > = 14,69 (mm): Chọn d1 = 20 mm
199812 + 0,75.79645,72
*Tính tại tiết diện 0 : Mtđ = =71810,99 (N.mm)
71810,99
3
0,1.63
* d0 >
2/ Tính toán trục về độ bền mỏi
= 22,5 mm ;Chọn d0 = 28 mm
_Chọn tiết diện nguy hiểm nhất để kiểm nghiệm hệ số an toàn , đó là tiết diện có bánh răng vì ở đó momen tương đương lớn nhất ,có sự tập trung ưs do dãnh then và sự chênh lệch giữa đường kính chọn và đường kính tính .
_Theo bảng 10.8 trục gia công trên máy tiện đạt độ nhám Ra = 2,5 ¸ 0,63
_Có : sb = 600 Mpa
_Hệ số tập trung ưs do trạng thái bề mặt là kx = 1,06 , ky =1 (do không dùng các biện pháp tăng bền bề mặt)
_Tra bảng 10.12 với sb = 600 Mpa dùng dao phay ngón nên ks=1,76 , kt = 1,54
_Tra bảng 10.10 ta có es= 0,95 , et= 0,92
* ks /es = 1,76 / 0,95 = 1,853 và kt /et = 1,54 / 0,92 = 1,638
_Tra bảng 10.11 với sb = 600 Mpa chọn kiểu lắp k6 tra được ks /es = 2,06
và kt /et = 1,64
_Tiết diện đang xét vừa lắp có độ dôi vừa lắp then Ta chọn kt /et = 1,64 , ks /es = 2,06
2,06 + 1,06 - 1
1
Từ đó ta tính được hệ số : ksd2 =(ks /es + kx -1)/ ky =
1,64 + 1,06 -1
1
ktd2 =(kt /et + kx -1)/ ky =(
=2,12
)=1,7
_Vì trục quay theo 1 chiều nên ứng suất uốn thay đôi theo chu kỳ đối xứng và ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động
Þsm2 = 0 , sa2=M2/w2
Trong đó : w2 = p.d23 / 32 -
=1825,99
b.t (d - t )2
12 2 12
2.d 2
= p.283/ 32 -
8.4(28 - 4) 2
2.28
12
Trong đó b,t la chiều rộng , chiều sâu rãnh then tra trong bảng 10.16 theo d
* sa2=79645,7/1825,99 = 43,62 (Mpa)
_Có : ta2 =tm2 = 0,5 . M/ wo3 .trong đó w03 = pd23 / 16 - 3981,122
* ta2 =tm2 = 0,5 . 79645,7 / 3981,122 = 10 (Mpa)
b.t (d - t )2
12 2 12
2.d 2
=
_Có : ys = 0,05 , yt = 0 ,..đó là hệ số ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến mỏi tra bảng 10.7
_Hệ số an toàn chỉ tính đến ưs pháp và tiếp : ss2 , st2
ss2 =
s -1
m 2
ksd 2 .s a 2 +ys .s
; st2 =
t -1
m 2
ktd 2.t a 2 +yt .t
Trong đó : s-1 = 0,436 .sb =0,436 . 600 = 261,6 MPa
t-1 = 0,58 . s-1 = 0,58 . 261,6 = 151,728 Mpa
* ss2 =
261,6
2,12.43,62 + 0,05.0
= 2,83 ; st2 =
151,728
1,7.10 + 0.0,48
m 2
=8,925
_Hệ số an toàn tại tiết diện đang xét :
sd 2 .st 2
s 2
d 2 t 2
s 2
2,83.8,925
2,832 + 8,9252
s2 = = = 2,698
Thấy rằng s2 > [s] = 2,5 . Vậy trục đảm bảo
*Ta chấp nhận kết quả này và không phải kiểm tra độ cứng của trục nữa 3/ Kết cấu trục được hoàn chỉnh sau khi xác định ổ lăn
_Ta không cần tính dao động của trục vì trục quay với tốc độ không lớn lắm tính trục II :
1 / Xác định trị số và chiều của các lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục :
_Lực tác dụng lên bánh răng nghiêng là :
Fx23=Fx12 = 1440,07 N
y
F 23=FY12 =553,645 N
Fz12 = Fz23= 131,284 N
_Ta có mômen xoắn M2 = 79645,7 N.mm
Fx22 = Ft22 = 2.M2 / dw2 = 2 .79645,7 / 60,22 = 2645,16 N
y
F 22 = Fr22 = Fx22 . tg 20,51 = 989,51 N (không có lực dọc trục do
răng thẳng)
_Nó có phương chiều như hình vẽ :
x y
Fx20
z
l22=39,5 Fz23
Fx23
Fy20
l21=183 l23=139,5
Fy23
Fx22
Fy22
Fx21
Fy21
My
Fx20 .l22=9874,21
Mx
Fx21.(l21-l23)
=19545,855
Fy20.l22=4188,58 F
Fy21.(l21-l23)=6806,446
z23.(d2 /2).(l21-l22)/l21
Ma =1694,3
Fz23.(d2 /2).l22/l21
=466,37 M2
T =9861,413
_Xác định phản lực tại các gối đỡ :viết phương trình mômen và phương trình hình chiếu của các lực trong 2 mặt phẳng zox và zoy đối với gối đỡ 0 và 1 ta có :
*Sm0 = Fx22 . l23 + F x23 . l22 - Fx21 . l 21 = 0
F x21 = (2645,16 . 166,5 + 1440,07. 48,5 ) / 221= 2308,88 N
*SX = Fx20 + Fx21 - Fx22 - F x23 = 0
Fx20 = 1440,07+2645,16 – 2308,88 = 1776,35 N
_Tương tự ta xác định được : F
y
21 . l21 = Fy22 .l23 - Fz23. d2 /2 + Fy23 . l22
131,284.27,75
y21
* F =(989,51 .166,5 - 2
N
+ 553,645 .48,5)/ 221 = 858,75
y
& F 20 ,= Fy22 + Fy23 - F y21 =989,51 + 553,645 – 858,75=684,405 N
_Vẽ biểu đồ mô men uốn trong 2 mp zox , zoy và biểu đồ mômen xoắn : (hình trên )
_Tính gần đúng đường kính trục tại các tiết diện :
*Tại tiết diện j = 2 ( tiết diện lắp bánh răng bé )
M 2 x + M 2 y
=
M =
M 2 + 0,75.M 22
134255,732 + 0,75.79645,72
Mô men uốn tương đương : Mtd = =
=
46801,8752 + 125833,962
134255,73 N.mm
=
150937,67 N.mm
M td
3
0,1.[s ]
150937,67
3
0,1.63
* d2 > =
10.5)
=28,83 (mm) , với [s] = 63 ( tra bảng
Chọn d2 =30 mm
*Tính tại tiết diện 3 : tương tự ta có
M 2 x + M 2 y
86152,9752 + 33193,6432
=
M3 =
M 2 + 0,75.M 23
92326,342 + 0,75.307738,652
Mô men uốn tương đương : Mtd = =
=
92326,34 (N.mm)
=
282048,685 (Nmm )
282048,685
3
0,1.63
Đường kính trục là : d3 > = 35,51 (mm) , chọn d3 =45 mm
79645,7
3
0,1.63
*Tính tại tiết diện 0 : M = 79645,7 Þ d0 > Chọn d1 = 28 mm , lấy d0 = d1 = 28 mm
_Trục lắp then , chọn thên có các thông số như sau
Bề rộng then là : b= 8 Chiều sâu then : t = 4
Chọn kiểu lắp k6 cho cả 2 bề mặt lắp bánh răng
2/ Tính toán trục về độ bền mỏi.
= 23,29 (mm)
_Chọn tiết diện nguy hiểm nhất để kiểm nghiệm hệ số an toàn , đó là tiết diện có bánh răng 2 vì ở đó momen tương đương lớn nhất ,có sự ttưs do dãnh then và sự chênh lệch giữa
Các file đính kèm theo tài liệu này:
- thuyet_minh_do_an_mon_hoc_chi_tiet_may.docx