Đồ án môn học Chi Tiết Máy

Trường ĐHBK TPHCM

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011

LỜI NÓI ĐẦU

Đất nước ta đang trên đà phát triển, do đó khoa học kĩ thuật đóng một vai trò quan trọng

trong công cuộc công nghiệp hóa, hiện đại hóa đất nước. Việc áp dụng khoa học kĩ thuật chính là

làm tăng năng suất lao động, thay thế sức lao động của người lao động một cách có hiệu quả nhất,

bảo đảm an toàn cho người lao động trong quá trình làm việc. Để tạo nền tảng tốt cho bước phát

triển trong tương lai, chúng ta cần đầu tư, nghiên cứu, giáo dục, phát triển khoa học kĩ thuật một

cách nghiêm túc ngay từ trong các trường đại học.

Đồ án môn học Chi Tiết Máy là một môn học giúp sinh viên ngành Chế Tạo Máy có bước

đi chập chững, làm quen với công việc thiết kế mà mỗi người kĩ sư cơ khí sẽ gắn cuộc đời mình

vào đó. Học tốt môn học này sẽ giúp cho sinh viên mường tượng ra được công việc tương lai, qua

đó có cách nhìn đúng đắn hơn về con đường học tập đồng thời tăng thêm lòng nhiệt huyết, yêu

nghề cho mỗi sinh viên. Không những thế quá trình thực hiện đồ án sẽ là thử thách thực sự đối

với những kĩ năng mà sinh viên đã được học từ những năm trước như vẽ cơ khí, kĩ năng sử dụng

phần mềm: Autocad, Autocad Mechanical, Autodesk Inventor… cùng với những kiến thức trong

những môn học nền tảng: Nguyên lí máy, Chi tiết máy, Dung sai và Kĩ thuật đo…

Trong quá trình thực hiện đồ án, chúng em nhận được sự chỉ dẫn rất tận tình của thầy

PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc cùng các quý thầy cô khác trong Khoa. Sự giúp đỡ của các thầy cô là

nguồn động lực lớn lao cỗ vũ tinh thần cho chúng em trên con đường học tập, rèn luyện đầy gian

lao vất vả.

Do đây là bản thiết kế kĩ thuật đầu tiên mà chúng em thực hiện nên chắc chắn sẽ mắc phải

những thiếu xót, sai lầm. Em rất mong nhận được sự góp ý chân thành từ phía các thầy cô. Em xin

chân thành cảm ơn.

Sinh viên thực hiện

Trần Đăng Khuê

SVTH: Trần Đăng Khuê

GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc

2

Trường ĐHBK TPHCM

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011

Mục lục

LỜI NÓI ĐẦU ................................................................................................................................. 2

Phần một: Tính toán chọn động cơ và tỉ số truyền: ....................................................................... 4

1.1. Tính toán chọn động cơ:......................................................................................................... 4

1.2. Phân phối tỉ số truyền và tính toán động học hệ dẫn động xích tải:.......................................... 5

Phần hai: Tính toán bộ truyền đai:................................................................................................. 7

2.1. Thông số ban đầu:.................................................................................................................. 7

2.2. Tính toán thiết kế bộ truyền đai:............................................................................................. 7

Phần ba:Thiết kế bộ truyền trong hộp giảm tốc............................................................................. 9

3.1

3.2

Tính toán bộ truyền cấp nhanh: .......................................................................................... 9

Tính toán bộ truyền cấp chậm:.......................................................................................... 15

Phần bốn: Kiểm tra bôi trơn ngâm dầu........................................................................................ 23

Phần năm:Thiết kế trục ................................................................................................................ 24

4.1 Thiết kế trục 1:....................................................................................................................... 24

4.2 Thiết kế trục 2........................................................................................................................ 28

4.3 Thiết kế trục 3:....................................................................................................................... 32

Phần sáu: Kiểm nghiệm then ........................................................................................................ 35

Phần bảy: Chọn ổ lăn và nối trục.................................................................................................. 39

I – Trục đầu vào 1:....................................................................................................................... 39

II – Trục trung gian 2:.................................................................................................................. 41

III – Trục đầu ra 3:....................................................................................................................... 43

IV – Chọn nối trục vòng đàn hồi:................................................................................................. 46

Phần tám: Thiết kế vỏ hộp và các chi tiết phụ.............................................................................. 47

Phần chín: Chọn dầu bôi trơn và dung sai lắp ghép .................................................................... 50

TÀI LIỆU THAM KHẢO............................................................................................................. 53

SVTH: Trần Đăng Khuê

GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc

3

Trường ĐHBK TPHCM

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011

Phần một:

TÍNH TOÁN CHỌN ĐỘNG CƠ,PHÂN PHỐI TỈ SỐ

TRUYỀN.

1.1. Tính toán chọn động cơ:

1.1.1. Số liệu ban đầu:

Hệ thống truyền động băng tải làm việc có các thông số sau:

- Lực vòng trên băng tải: F = 2500 N

- Vận tốc băng tải: v = 1,25 m/s

- Đường kính tăng dẫn: D = 400 mm

- Thời gian phục vụ: L = 7 năm

Hệ thống truyền động băng tải quay 1 chiều, làm việc 2 ca, tải va đập nhẹ (1 năm làm việc

280 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ).

1.1.2. Xác định công suất cần thiết của động cơ:

P

t

P 

Công suất trên trục động cơ điện được xác định theo công thức:

(theo (2.8))

ct



Trong đó: P_ct- công suất cần thiết trên trục động cơ, kW;

P_t- công suất tính toán trên trục máy công tác, kW;

 - hiệu suất truyền động.

Hiệu suất truyền động:

  _K_o³_l_brc_brt_d 0, 99 0,99³ 0,97  0,96  0,95  0,85

(theo (2.9))

với: _K- hiệu suất nối trục đàn hồi ; _ol- hiệu suất 1 cặp ổ lăn; _brc- hiệu suất 1 cặp bánh răng

côn; _brt- hiệu suất 1 cặp bánh răng nghiêng; _d- hiệu suất bộ truyền đai, trị số của các hiệu suất

trên tra theo bảng 2.3.

Hệ thống truyền động băng tải làm việc với sơ đồ tải trọng như sau:

SVTH: Trần Đăng Khuê

GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc

4

Trường ĐHBK TPHCM

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011

Theo (2.12) và (2.13), công suất làm việc trên trục máy công tác:

2

²







²













T

0,83.T



¹



²















t₁

t₂

.12

.60





F.v

2500.1,25

1000

T

P  P 

.



.

 2,69kW

t

td

1000

t₁t₂

12  60

P

2,69

0,85

t

Khi đó: P 



 3,165 kW.

ct



1.1.3. Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ:

Theo (2.17) , số vòng quay của trục máy công tác:

v

1,25

ꢀ_ꢁꢂ= 60000

= 60000.

= 59,68 vòng/phút

 D

.400

trong đó: v - vận tốc băng tải, v = 1,25 m/s;

D – đường kính tang dẫn, D = 400 mm.

u  12

Từ bảng 2.4 , ta chọn tỉ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng côn - trụ hai cấp

, do đó số vòng quay sơ bộ của động cơ theo (2.18) như sau:

;

h

u  4

d

n_sb n_lvn_t 12 4 59, 68  2864,64

vòng/phút

Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ n_db 3000 vòng/phút.

1.1.4. Chọn động cơ:

Theo bảng P1.3 với

kW và

vg/ph ta dùng động cơ DK51-2 có

n_db 3000

P  3,165

ct

P  4,5kW, n_dc 2900 vòng/phút.

dc

1.2. Phân phối tỉ số truyền và tính toán động học hệ dẫn động

xích tải:

1.2.1. Phân phối tỉ số truyền:

Chọn loại hộp giảm tốc bánh răng côn trụ 2 cấp:

SVTH: Trần Đăng Khuê

GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc

5

Trường ĐHBK TPHCM

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011

(theo (3.23))

n_dc

2900

Tỉ số truyền u của hệ dẫn động:

u_t



 48,6

t

n_lv59,68

n_dc

trong đó:

- số vòng quay của động cơ đã chọn,

- số vòng quay của trục máy công tác,

vòng/phút;

vòng/phút.

n_dc 2900

n_lv

n_lv 59,68

Phân phối tỉ số truyền của hệ dẫn động:

(theo (3.24) )

u_t u_hu_x 59,68

u_t48,6

Suy ra:

u_h



12

u_d

4

Dựa vào hình 3.20 , ta chọn tỉ số truyền cấp nhanh của hộp giảm tốc

và tỉ số truyền

u₁ 4

cấp chậm của hộp giảm tốc

.

u₂ 3

theo

u_t

48,6

Tính lại giá trị của

trong hộp giảm tốc:

u_d

u_d

u_t



 4

u₁u₂3 4

Vậy ta chọn

u_d 4

1.2.2. Xác định công suất, mômen và số vòng quay trên các trục:

P

2,72

P

2,69

3

lv

kW;

kW

P 



 2,86

P 



 2, 72

2

3

_brt._ol0,96  0,99

_K0,99

P

2,98

P

2,68

1

2

kW;

kW

P 



 3,17

P 



 2,98

dc

1



_brc._ol0,97  0,99

_d._ol0,95 0,99

n_dc

2900

n₁725

(v/p) ;

(v/p);

(v/p)

181,25

n_dc 2900

n 



 725

n₂



1

u_d

4

u₁

4

n₂181,25

(v/p)

n₃



 60,42

u₂

3

3,17

2,98

725

T_dc 9,5510⁶

T₂ 9,5510⁶

 10439,14

T  9,5510 

 39253,79

6

Nmm ;

Nmm

1

2900

2,86

2,72

6

Nmm ;

Nmm

150692,41

T₃ 9,5510 

 429923,87

181,25

60,42

BẢNG PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

Trục

Động cơ

I

II

III

Thông số

Công suất P, kW

Tỉ số truyền u

3,17

2,98

2,86

2,72

4

3

Số vòng quay n, vòng/phút

Mômen xoắn T, Nmm

2900

725

181,25

60,42

10439,14

39253,79

150692,41

429923,87

SVTH: Trần Đăng Khuê

GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc

6

Trường ĐHBK TPHCM

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011

Phần hai:

TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN ĐAI

2.1. Thông số ban đầu:

- Công suất truyền đến:

kW

P  3,17

- Số vòng quay:

vòng/phút

n_dc 2900

- Tỉ số truyền:

u  4

2.2. Tính toán thiết kế bộ truyền đai:

Bước 1.

Với công suất và số vòng quay như trên ta chọn đai tiết diện A (hình 4.1).

Bước 2. Chọn các thông số cơ bản của bộ truyền đai:

Theo bảng 4.13 chọn đường kính bánh đai nhỏ

Chọn tiết diện đai:

mm.

d₁125

d₁n

60000

.125.2900

1

Vận tốc đai

m/s ( nhỏ hơn vận tốc cho phép

v_max 25

v 



18,98

60000

m/s)

Theo công thức 4.2, với

, đường kính bánh đai lớn

  0,02

mm

d₂ ud₁(1)  4.125.(1 0,02)  490

Theo bảng 4.26 đường kính tiêu chuẩn d₂ 500 mm

Như vậy tỉ số truyền thực tế:

d₂

500

u_t



 4,08

d₁(1) 125.(1 0,02)

Và sai lệch

(u_tu)

(4,08 4)

u 



.100%  2%  4%

u

4

Theo bảng 4.14 chọn sơ bộ khoảng cách trục a  0,95.d₂ 0,95.500  475mm, theo công

thức 4.4 chiều dài đai:

l  2a  0,5 (d₁ d₂) 

(d₂ d₁)²

4a

(500125)²

 2.475 0,5 (125  500) 

 2006(mm)

4.475

Theo bảng 4.13 chọn chiều dài đai tiêu chuẩn:

mm.

l  2000

v

18,98

Theo 4.15 nghiệm số vòng chạy của đai trong 1s:

<10 .

 9,49

i 



l

2

Tính lại khoảng cách trục a theo chiều dài tiêu chuẩn l  2000mm

  ²8²1018,25 1018,25²8.187,5²

Theo 4.6

a 



 471,87

4

SVTH: Trần Đăng Khuê

GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc

7

Trường ĐHBK TPHCM

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011

với :

  2000  0,5 (125 500) 1018, 25

d₂ d₁500 125

 



187,5

2

57(d₂ d₁)

57.(500 125)

Theo 4.7 góc ôm ₁180 

180

135^ _min120^

a

471,87

Bước 3. Xác định số đai:

Theo công thức 4.16

z 

PK_d

3,71.1,35

1



1,63

[P ]C_C_lC_uC_z3,01.0,88.1,04.1,14.0,98

0

Trong đó :

Theo bảng 4.7,

K_d1,35



Với

ta chọn

(bảng 4.15)

C_ 0,88

₁135

l

2000

chọn

1,176

(bảng 4.16)

C_l1,04



l₀1700

Với

ta chọn

(bảng 4.17)

C_u1,14

u  4

m/s,

mm, chọn

kW (bảng 4.19)

[P ]  3,01

v 18,98

d₁125

0

P

3,71

1

Với

ta chọn

1,23

(bảng 4.18)

C_z 0,98



[P ] 3,01

0

Lấy z  2 đai.

Chiều rộng bánh đai, theo 4.17 và bảng 4.21

B  (z 1)t  2e  (2 1).15  2.10  35

Đường kính ngoài của bánh đai:

d_a d  2h₀125  2.3,3 131,6

Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục:

mm

Bước 4.

Theo 4.19

780.PK_d

780.3,71.1,35

18,98.0,88.2

1

N

F_a

 F 

 37,83 154,78

v

vC_z

Trong đó: F  q_m.v² 0,105.18,98² 37,83 N (bảng 4.22)

v

Theo 4.21 lực tác dụng lên trục :

135^



2

F  2F zsin( ¹)  2.154,78.2.sin(

)  572 N

r

0

2

SVTH: Trần Đăng Khuê

GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc

8

Trường ĐHBK TPHCM

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011

Phần ba:

THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG HỘP GIẢM TỐC

3.1 Tính Toán Bộ Truyền Cấp Nhanh

Các thông số ban đầu

P  2,98

 Công suất đầu vào:

kW

1

 Moment xoắn: ꢃ_ꢄ= 39253,79 ꢅꢆꢆ

 Số vòng quay: ꢀ_ꢄ= 725 ꢇòꢀꢈ/ꢉℎúꢊ

 Tỉ số truyền:

u_ꢋ= 4

 Thời gian phục vụ: 7 năm

 Quay một chiều, làm việc hai ca ( 1 năm làm việc 280 ngày, một ca 8 giờ)

 Chế độ tải: ꢃ_ꢄ= ꢃ, ꢃ_ꢌ= 0.83ꢃ

ꢊ_ꢄ= 12 ꢍ, ꢊ_ꢌ= 60ꢍ

1)

Chọn vật liệu:

Ta chọn vật liệu cho cặp bánh côn răng thẳng như sau:

+ Bánh nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn bề mặt HB = 270,

có _b=850(MPa); _ch=580(MPa).

1

+ Bánh lớn : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn bề mặt HB =255,



 450

(MPa).

có _b=750(MPa);

ch₂

2

2)

Xác định ứng suất cho phép :

Tính sơ bộ ứng suất uốn và ứng suất tiếp xúc cho phép theo các công thức

_F⁰_lim.K_HL

_F⁰_lim.K_FC.K_FL

6.1a và 6.1b ta có: [_H] 

; [_F] 

.

s_H

s_F

Trong đó : _F^o_lim,_H⁰_lim: lần lượt là ứng suất uốn và ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu

o

0

kỳ cơ sở, trị số của chúng được tra ở bảng 6.2:

và

_{F lim}1,8HB

_{H lim} 2HB  70

s_F, s_H: lần lượt là hệ số an toàn khi tính về uốn và tiếp xúc tra ở bảng 6.2

và

s_F1, 75

Khi đó:

s_H1,1

_H⁰_lim 2220  70  610

(MPa)

1

_F⁰_lim1,8270  486

( MPa)

1

_H⁰_lim 2255  70  580

2

 _F⁰_lim2 1,8 255  459

(MPa)

: Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải ,lấy

(tải trong đặt một phía)

K_Fc1

K_Fc

SVTH: Trần Đăng Khuê

GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc

9

Trường ĐHBK TPHCM

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011

N_HO

m_H

,

: Hệ số tuổi thọ, được xách định theo công thức 6.3 và 6.4:

;

K_HL



K_HLK_FL

N_HE

N_FO

m_F

K_FL



N_FE

Ở đây:

,

: Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn với

lấy:

HB  350

m_Hm_F

,

: Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn và tiếp xúc

m_H 6;m_F 6 N_FO

N_HO

+

= 4.10 ⁶với tất cả các loại thép

N_FO

N_HO 2,05.10⁷





2,4

HB

1

+



N_HO 30H



N

1,97.10⁷





HO₂

+

,

: số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương

N_HEN_FE

Vì bộ truyền làm việc ở chế độ tải trọng thay đổi nhiều bậc nên theo các công thức 6.7 và 6.8

m_H

F

2

T











^m

i

ta có:

;

N _FE 60c

N _HE 60c

.n_i.t_i

 __T





 __T





với:

c là số lần ăn khớp trong một vòng quay của bánh răng, c = 1

, : Số vòng quay và thời gian làm việc ở chế độ i

n_it_i

Ta có:

1

5

N_HE1 601 72531360  (1³  0,83³ )  8, 77 10⁸ N_HO1

K

1



HL1

6

1

5

N_{HE 2} 60 1181,2531360(1³  0,83³ )  2,1910⁸ N_HO2

K

1



HL2

6

1

5

N_FE1 60172531360(1⁶  0,83⁶ )  8,7710⁸ N_FO1

 K_FL11

6

1

5

N_{FE 2} 60 1181, 25 31360 (1⁶  0,83⁶ )  2,19 10⁸ N _{FO 2}

K_FL21



6

Như vậy:

5801

1,1

6101

1,1

(MPa);

 554,5

(MPa)







 527,3







_H

_H₁

2

Với bánh côn răng thẳng ta có:





 min  ; 

 527,3MPa ;

_H





_H



₁



_H



₂





48611

1,75

459

;







 277,7MPa







 262,3MPa

_F

1

2

1,75

Ứng suất quá tải cho phép, theo các công thức 6.13 và 6.14 ta có:

[_H]_max 2,8_ch2 2,8 450 1260 MPa





[_F]_1max 0,8_ch2 0,8580  464 MPa





[_F]_2max 0,8_ch2 0,8 450  360 MPa





SVTH: Trần Đăng Khuê

GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc

10

Trường ĐHBK TPHCM

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011

3)

Xách định chiều dài côn ngoài:

Theo công thức 6.52a ta có:

T .k_H

(1k_be).k_be.u.[_H]²

1

2

3

R_e k_Ru 1.

Trong đó :

k_R 0,5k_d: Hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng,với truyền động

1

3

bánh côn răng thẳng bằng thép

(MPa)^1/3

 k  0,5100  50 MPa

k_d100





R

u: Tỉ số truyền cấp nhanh của hộp giảm tốc, u = 4

T₁: Mômen xoắn trên trục dẫn ( T₁= 39253,79 N.mm)

: Hệ số chiều rộng vành răng, lấy K_be 0,285

K_be

: Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng tra

K_H

K_be.u

0,285.4

bảng 6.21 với :

, do trục lắp trên ổ đũa ta được:



 0,66

K_{H }1,15

2  K_be2 0,285

Suy ra:

39253,791,15

2

3

R_e 50 4 1

120,4mm

(1 0,285)0,285 4527,3²

4)

Xác định các thông số ăn khớp :

Đường kính chia ngoài của của bánh côn chủ động được xác định theo công thức 6.52b:

T .K_H

(1 K_be).K_be.u.[_H]²

2.R_e

u²1

2120,4

4²1

1

3

d_e1 K_d.



 58,4mm

Tra bảng 6.22 ta được z_1p16 với HB  350  z₁1,6 z_1p1,616  25,6 .

Đường kính trung bình và modun trung bình của bánh côn nhỏ:

d_m1 (10,5K_be).d_e1 (10,50,285)58,4  50,08mm

d_m1

z₁

50,08

25,6

m_tm



1,96mm

Modun vòng ngoài được xác định theo công thức 6.5:

m_tm

1,96

m_te



 2,29mm

1 0,5.K_be1 0,50,285

m  2,5mm

Theo bảng 6.8 lấy giá trị tiêu chuẩn

do đó:

te

m  m (10,5.K_be)  2,5(10,50,285)  2,13mm

tm

te

d_m150,08

z₁ 24

lấy

 23,5

(răng)

z₁



m_tm

2,13

z₂ u₁z₁ 424  96

răng.

SVTH: Trần Đăng Khuê

GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc

11

Trường ĐHBK TPHCM

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011

z₂96

Do đó tỉ số truyền thực tế

u₁



 4

z₁24

Góc côn chia :

  arctan













z₁

24

96





 arctan

14,04 14^o2^'10,48^''

1









z₂

₂ 90 14, 04  75,96  75^o57^'36^''

Theo bảng 6.20 với ta chọn hệ số dịch chỉnh đều

; x  0,39

x₁ 0,39

z₁ 24

2

Đường kính trung bình của bánh nhỏ: d_m1z₁.m  242,13  51,12mm

tm

Chiều dài côn ngoài:

R_e 0,5.m_tez₁² z₂² 0,52,5 24² 96²123,69mm

5) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc :

2.T .K_H. u²1

1

Theo công thức 6.33 ta có:

_H Z_M.Z_H.Z_

 [_H]

0,85.b.d_m²₁.u

Trong đó:

1

z_m 274MPa³

z

_m: hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng, theo bảng 6.5 ta có

4 _

:hệ số kể đến sự trùng khớp của răng ,được xác định theo công thức

Ở đây _là hệ số trùng khớp ngang, được tính theo công thức:

z_

z_

3

41,71













1

(với

 cos( )  1, 71

);

z_e

  0

 0,874

_ 1,88  3, 2



3

z₁z₂

z_H: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc,theo bảng 6.12 ta có

z_H1,76

T

: Mômen xoắn trên trục dẫn

T  39253,79 Nmm

1

K_H: Hệ số tải trọng khi tính toán về tiếp xúc, được xác định theo công thức 6.61

K_H K_H.K_{H }.K_HV

Ở đây:

: Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành

K_H

răng

K_{H }1,15

SVTH: Trần Đăng Khuê

GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc

12

Trường ĐHBK TPHCM

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011

: Hệ số kể đến sự tập trung tải trọng không đều trên giữa các răng lấy

K_H

K_H1

: Hệ số xét đến ảnh hưởng của tải trọng động, tính theo công thức 6.63

K_HV

v_H.b.d_m1

K_HV1 

2T K_HK_H

1

d_m1.(u 1)

.d_m1.n 3,1451,12725

Trong đó:

với:

. Theo

1,94m / s

v_H _H.g₀.v

v 



u

60000

bảng 6.13 ta chọn cấp chính xác bộ truyền là 8.

là trị số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp

_H

g₀

là hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch

,theo bảng 6.15 với dạng răng thẳng thì

.

_H 0,006

bước răng ,theo bảng 6.16 với cấp chính xác mức làm việc êm là 7 thì

. Suy ra:

g₀ 47

51,12 (4 1)

v_H 0,006 471,94

 4,37

4

: chiều rộng vành răng,

lấy

.

b  35mm

b

b  K_be.R_e 0, 285123,69  35,25

4,373551,12

239253,7911,15

Vậy K_HV1 

1,09

Do đó

.

K_H1,091,151 1,25

Với các trị số vừa tìm được ta có:

_H 2741,760,874.

239253,791,25 4²1

0,853551,12²4

 480,77MPa

[_H]  [_H]_sb.z_R.z_v.K_xH

Theo bảng 6.1 thì

Trong đó:

z : Hệ số kể đến ảnh hưởng của vận tốc vòng, với

.

v 1,94 m / s  z 1





v

z_R: Hệ số xét đến độ nhám bề mặt, với

.

R_a 2,51,25m z_R0,95

K_xH

:Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng, với

d  700 mm  K  1





a

xH

 [ ]  527,310,951  500,94 MPa





H

Ta thấy

.

_H [_H]

Vậy điều kiện bền tiếp xúc được đảm bảo.

6)

Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

2.T₁.K_F.Y_.Y_.Y_F

Theo công thức 6.65 ta có:

 _F1



0,85.b.m_tm.d_m1

Trong đó:

: Hệ số tải trọng khi tính toán về uốn, được tính theo công thức 6.71

K_F K_F.K_F.K_Fv

K_F

SVTH: Trần Đăng Khuê

GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc

13

Trường ĐHBK TPHCM

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011

Với là hệ số xét đến tập chung tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng, theo

K_F

bảng 6.21 ta được

, K là hệ số xét đến tập trung tải trọng không đều giữa các răng

F

K_F 1, 24

, K là hệ số xét đến ảnh hưởng của tải trọng động, xác định theo công thức:

K_F1

Fv

v_F.b.d_m1

K_FV1 

2T K_FK_F

1

d_m1.(u 1)

u

51,12(4 1)

Với :

theo bảng 6.15 và 6.16 ta có:

;

_F0,016

g₀ 47

v_F _F.g₀.v

123551,12

239253,7911,15



K_FV1 

v_F 0,016 471,94

12

1, 24

4

Vậy

K_F 1,241,241=1,54

1

Y_



 0,6

_1,71

_n⁰

140

Y_1

1

z₁

24

z_vn1



 24,74

cos(₁) cos(14,04)

z₂

96

z_vn2



 395,71

cos(₂) cos(75,96)

;

x₁ 0,39

Tra bảng 6.18 ta được:

x₂ 0,39

;

Y_F1 3,48 Y_{F 2} 3,63

2 39253,791,54 0,61 3,48

0,8535 2,13 51,12

Vậy

 _F1



 77,93MPa

Y_{F 2}

Y_F1

3,63

3, 48

 _{F 2}  _F1

 77,93

 80,98MPa







 _F1





F1

Ta thấy :



 _{F 2}

 _{F 2}





Vậy điều kiện bền uốn của cặp bánh răng côn được đảm bảo.

7)

Kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải.



_HK_qt [_H]_max

Theo công thức 6.48 ta có:

với:

Hmax

;

_H 480,77 MPa

K_qt1,4



 480,77 1,4  526,66MPa [s_H]_max 1260 MPa



H max



_FK_qt [_F]_max

Theo công thức 6.49 ta có:

Fmax



_{F max1} _F1K_qt 77,931,4 109,102MPa [_F1]_max

 _{F max 2} _{F 2}K_qt 80,981, 4 113,37MPa  [ _{F 2}

Vậy độ bền quá tải của răng được thỏa mãn.

]

max

SVTH: Trần Đăng Khuê

GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc

14

Trường ĐHBK TPHCM

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011

8) CÁC THÔNG SỐ VÀ KÍCH THƯỚC CỦA BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CÔN:

Chiều dài côn ngoài

R 123,69 mm





e

Modul vòng ngoài

Chiều rộng vành răng

Tỉ số truyền

m  2,5 mm





te

b  35 mm





w

u₁ 4

Cấp chính xác

8

b  0⁰

Góc nghiêng của răng

Số răng của các bánh răng

z₁ 24 ; z₂ 96

Hệ số dịch chỉnh chiều cao răng

x₁ 0,39 ; x₂ 0,39

Đường kính chia ngoài :

d  m .z  2,524  60 mm





e1

te

1

d_e

d  m .z  2,596  240 mm





e2

te

2

₁14,04⁰;₂ 75,96⁰

Góc côn chia:

h

Chiều cao răng ngoài :

h  2h m  c  2,2m  5,5 mm





e

te te

te

h

h_ae1 (h  x .cosb).m  (1 0,391) 2,5  3,475 mm

Chiều cao đầu răng ngoài :





ae

te

n1

te

h  2.h .m – h  22,53,475 1,525 mm





ae2

te

ae1

Chiều cao chân răng ngoài : h_fe

h  h h  5,5–3,475  2,025 mm





fe1

e

ae1

h_fe2 h_e h_ae2 5,51,525  3,975 mm



Đường kính đỉnh răng ngoài :

d_ae1 d  2.h .cos  66,74 mm





e1

ae1

1

d_ae

d_ae2 d  2.h .cos  240,74 mm





e2

ae2

2

3.2 Tính Toán Bộ Truyền Cấp Chậm:

Các thông số ban đầu

P  2,86

 Công suất đầu vào:

kW

1

 Moment xoắn: ꢃ_ꢌ= 150692,41 ꢅꢆꢆ

 Số vòng quay: ꢀ_ꢄ= 181.25 ꢇòꢀꢈ/ꢉℎúꢊ

 Tỉ số truyền:

u_ꢋ= 3

 Thời gian phục vụ: 7 năm

 Quay một chiều, làm việc hai ca ( 1 năm làm việc 280 ngày, một ca 8 giờ)

 Chế độ tải: ꢃ_ꢄ= ꢃ, ꢃ_ꢌ= 0.83ꢃ

SVTH: Trần Đăng Khuê

GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc

15

Trường ĐHBK TPHCM

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011

ꢊ_ꢄ= 12 ꢍ, ꢊ_ꢌ= 60ꢍ

1) Chọn vật liệu:

Ta chọn vật liệu cho cặp bánh trụ răng nghiêng như sau:

+ Bánh nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn bề mặt HB = 270, có

_b=850(MPa);  _ch=580(MPa)

1

+ Bánh lớn : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn bề mặt HB =255, có



 450

(MPa)

_b=750(MPa);

ch₂

2

2) Xác định ứng suất cho phép :

Tính sơ bộ ứng suất uốn và ứng suất tiếp xúc cho phép theo các công thức 6.1a và 6.1b ta có:

_F⁰_lim.k_Hl

_F⁰_lim.k_Fc.k_Fl

;













_H

_F

s_H

s_F

o

0

Trong đó :

,

: lần lượt là ứng suất uốn và ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu

_{F lim}_{H lim}

o

0

kỳ cơ sở, trị số của chúng đươc tra ở bảng 6.2:

và

_{F lim}1,8HB

_{H lim} 2HB 70

s_Fs_H

,

: lần lượt là hệ số an toàn khi tính về uốn và tiếp xúc tra ở bảng 6.2:

và

s_F 1, 75

s_H1,1

Khi đó:

 _F⁰_lim1 2 260  70  590 MPa





 _F⁰_{lim 2} 1,8 260  468 MPa





 _H⁰_{lim 2} 2 250  70  570 MPa



0

 _Flin= 1,8.250 = 450(MPa)

 _{H lim1} 1,8 250  450 MPa





2

: Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải ,lấy

(tải trong đặt một phía)

K_Fc1

K_Fc

K_HL

,

: Hệ số tuổi thọ, được xách định theo công thức 6.3 và 6.4

K_FL

N_FO

N_FE

N_HO

N_HE

m_F

;

m_H

K_FL



K_HL



Ở đây:

m_Hm_F

m_H 6;m_F 6

,

: Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn với

lấy:

HB  350

,

: Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn và tiếp xúc

N_FO

N_HO

N_FO= 4.10 ⁶với tất cả các loại thép

N_HO 2,05.10⁷





2,4

HB

1



N_HO 30H



N

 1,97.10⁷





HO₂

,

: số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương

N_HEN_FE

SVTH: Trần Đăng Khuê

GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc

16

Trường ĐHBK TPHCM

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011

Vì bộ truyền làm việc ở chế độ tải trọng thay đổi nhiều bậc nên theo các công thức 6.7 và

m_H

T



 _



^m

F

2

T







i

6.8 ta có:

;

N _FE 60c

.n_i.t_i

N _HE 60c

.n_i.t_i

 __T









T

với: c là số lần ăn khớp trong một vòng quay của bánh răng, c = 1, n , t_i: Số vòng quay và thời

i

gian làm việc ở chế độ i.

Ta có:

1

5

N_HE1 601181,2531360(1³  0,83³ )  2,19.10⁸ N_HO1

 K_Hl1

2

6

1

5

N_HE2 60 160,4231360(1³  0,83³ )  7,3.10⁷ N_HO2

 K_Hl1

1

6

1

5

N_FE1 60 1181, 2531360(1⁶  0,83⁶ ) 1,5.10⁸ N_FO1 K_Fl1

2

6

1

5

N_FE2 60 160, 4231360(1⁶  0,83⁶ )  5.10⁷ N_FO2

 K_Fl1

1

6

5901

1,1

5701

1,1

Như vậy: 



 536,36 (MPA); 



_H

1

 518,18(MPA)



_H



1

Với bánh trụ răng nghiêng theo công thức 6.12 ta có:

1

2

536,36 518,18

(MPa)







 

 





 527,27

  1, 25 

_H

 

_H



_H



_H₁

_H₂







2

4501

1,75

48611

1,75

(MPa); 



 257,14 (MPa)





₁

_F

 277,7

 _F

2

Ứng suất quá tải cho phép ,theo các công thức 6.10 và 6.11 ta có

_H_max= 2,8._ch₂= 2,8.450 = 1260(MPa)

_F_1max= 0,8. _ch₂= 0,8.580 = 464(MPa)

_F_2max= 0,8._ch₂= 0,8.450 = 360(MPa)

3)

Xách định các thông số cơ bản của bộ truyền :

Xác định sơ bộ khoảng cách trục theo công thức 6.15a

T₂.k_{H }

a_w k_a.(u₂ 1) ₃





².u₂._ba

_H

Trong đó:

k

+

_a: Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng.Theo bảng 6.5 ta được

1/3

k  43 MPA





a

+

: Mômen xoắn trên trục hai của hộp giảm tốc, ꢃ = 150692,41 ꢅꢆꢆ

T₂

ꢌ

1/3

Ứng suất tiếp xúc cho phép ,





 527,27 MPa

_H









_H



_{ 0,3}tra theo bảng 6.6

_ba

SVTH: Trần Đăng Khuê

GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc

17

Trường ĐHBK TPHCM

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011

+

Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không điều trên chiều rộng vành răng khi tải về

k_H

tiếp xúc.

Theo bảng 6.7 với

, ta được

(sơ đồ 5)

k_{H }1,03

_bd 0,64

150692, 411, 03

527, 27² 3 0,3

3

a 165

mm

Suy ra:

(mm) lấy

a_w 43 (3 1)

 164,7

w

Ta có: b_w2_baa_w 0,3165  49,5mm và b_w1 b_w25  55mm

4)

Xách định các thông số ăn khớp

Theo công thức 6.17 ta có:

m  (0,010,02)a_w (0,010,02)165 1,653,3 mm

Theo bảng 6.8 chọn môdul pháp

m  2,5mm

Chọn sơ bộ  10⁰, do đó cos()  cos(10⁰)  0,9848, theo công thức 6.19 ta xác định

cos( )

m  (u 1)

0,9848

được số răng bánh nhỏ: z₁ 2 a_w

răng.

 2 165

 32,5 lấy z₁ 32

2,5 (3 1)

z  u z  332  96

Số răng bánh lớn được xách định theo công thức 6.20:

lấy

2

1

z₂ 96 răng >

Do đó tỉ số truyền thực là

z₂96

u₂



 3

z₁32

z₁ z₂

2a_w

32  96

2165

cos()  m

 2,5

 0,97

’

  14,14  14⁰8 28^’’

Theo công thức 6.18 ta tính lại khoảng cánh trục:

z₁ z₂

2cos()

32  96

20,97

a_w m

 2,5

165

(mm)

Ta sử dụng răng không dịch chỉnh x₁= x₂= 0





tan 

 

cos 

 

 20,57  20⁰34'3''

Góc ăn khớp

_tw   arctan





t





5)

Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

Theo công thức 6.33 ,ứng suất tiếp xúc trên bề mặt làm việc của răng là

2.T .K_H(u 1)

1

_H z_M.z_H.z_

b_w.u.d_w²₁

Trong đó :

SVTH: Trần Đăng Khuê

GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc

18

Trường ĐHBK TPHCM

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011

_m: hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng, theo bảng 6.5 ta có

(MPA)^1/3

z_m 274

z

+

+ z_H: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, theo công thức 6.34 ta có

2.cos_b

z_H

sin(2._tw)

Ở đây:



_b:Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở

Theo công thức 6.35 ta có:

tg  cos tg  cos 20,57⁰tg 14,14⁰ 0,236









b

t

_b13,27⁰

Do đó ta theo công thức trên ta có

2.cos(13,27)

sin(2.20,57)

z_H

1,72

+ z_: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng . Xác định theo công thức 6.36c:

sin 

 

.m

sin 14,14





Ta có

_ b_w.

 0,3165

1,54 1

2,5

1

Do đó ta có

z_



 0,77

_

1,694









1

Trong đó

_ 1,88  3, 2



cos( )  1, 694





z₁z₂

Đường kính vòng lăn bánh nhỏ:

a_w

165

(mm)

 82,5

d_w1 2

 2

u 1

31

+ K_H: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc ,tính theo công thức 6.39

K_H K_H.K_{H }.K_HV

Với

+

:Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, tra bảng

K_{H }

6.7 ta có

K_H1,03

+

: Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều giữa các đôi răng đồng thời ăn khớp

K_H

,trị số của k_Hđược tra theo bảng 6.14 ta được

K_H1,03

+ K_HV: Hệ số kể đến ảnh hưởng của tải trọng động trong vùng ăn khớp, theo công thức

6.41 ta có:

v_H.b_w.d_w1

K_HV1 

2T K_HK_H

1

Trong đó :

d_w1.(u 1)

v_H _H.g₀.v

: Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp theo bảng 6.15 ta được

u

_H

+

_H 0,002

+ g₀: Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng,lấy g₀ 47 theo bảng 6.16

 .d_w1.n₁3,1482,5181,25

+ : Vận tốc vòng

(m/s). Theo bảng 6.13 ta chọn

 0,78

v

v 



60000

cấp chính xác cho bộ truyền là 9.

60000

82,54

v_H 0,002470,78

 0,67

3

SVTH: Trần Đăng Khuê

GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc

19

Trường ĐHBK TPHCM

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011

0,6749,582,5

2150692,411,031,03

Vậy ta có:

K_HV1

1,009

K_H1,031,031,009 1,07

Thay số vào công thức trên ta có :

2150692,411,07(31)

49,5382,5²

_H 2471,720,77

 409,95 (MPa)

Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:

với v  5 m / s  z 1





v

R_a 2,51,25 (m)  z_R 0,95

d  700 mm  K 1





a

XH

Theo 6.1 và 6.1a ta được:

[_H] [_H]_sb z_v z_a K_XH 527,271110,95  500,1 MPa





Ta thấy _H 409,95 [_H]  500,1 vậy điều kiện bền tiếp xúc được đảm bảo. Để đơn

b  50

giản trong quá trình tính toán ta lấy

(mm).

w

6)

Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

2T  K_FY Y_Y_F1

1





_F1

Theo công thức 6.43 ta có:

b_wd_w1m

Trong đó :

+ T :mômen xoắn trên bánh chủ động, N.mm

1

+

: modul pháp

m

b

+

: chiều rộng vành răng

(mm)

b_w 50

w

+ d_w1:đường kính vòng lăn của bánh chủ động, mm

1

+

hệ số kể đến sự trùng khớp của răng (với

1 14,14⁰

)

_1,694

Y 



 0,59



_1,694

1  ⁰

+

:hệ số kể đến độ nghiêng của răng

Y_

=0,899

Y_

140

: Hệ số dạng răng của bánh 1 và 2

Y_Fi

z₁

cos³ 0,97³

z₂96

cos³ 0,97³

32



z_v1



 35,06

105,19



với





z_v2







Vậy theo bảng 6.18 với hệ số dịch chỉnh

x₁ x₂ 0

Ta có

Y_F1 3,75 ;Y_F2 3,60

+ K_F: Hệ số tải trọng khi tính về uốn

K_F K_F.K_F.K_FV

Ở đây:

SVTH: Trần Đăng Khuê

GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc

20

Trường ĐHBK TPHCM

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011

+

_F: Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng khi tính về

K

uốn ,theo bảng 6.7 ta được

K_F1,09

K

+

_F: Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều giữa các răng khi tính về uốn ,theo

bảng 6.14 ta được

K_F1,12

K

+

_FV: Hệ số kể đến ảnh hưởng của tải trọng động

v_F.b.d_m1

K_FV1 

2T K_FK_F

1

a_w

với

v_F _F.g₀.v.

u

Tra bảng 6.15 và 6.16 ta được:

+ _F 0,006

+

g₀ 47

165

3



v_F 0,006 470,78

 1,61

Vậy ta có:

1, 61 50 82,5

2 150692, 411, 09 1,12

K _Fv 1

 1, 02



K_F1,021,091,12 1,245

Ta có

2150692,411,2450,590,8993,75

5082,52,5



_F1

 72,37

+

(MPa)

Y_{F 2}

Y_F1

3,6

+ _{F 2} _F1

 72,37

 69,48 (MPa)

3,75







 _F1





F1

Ta thấy



 _{F 2}

 _{F 2}





Vậy điều kiện bền uốn được đảm bảo

7)

Kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải

_Hmax _H k_qt [_H]_max

Theo công thức 6.48 ta có:

T_max

T

với:

_H 409,95 MPa ;

k_qt

1,4





Suy ra:

_{H max} 409,95. 1,4  485 MPA  [ ] 1260 MPa









H

max

_{F max}_F.k_qt[_F]_max

Suy ra: _Fmax1=  .k = 72,37 1,4 = 101,32(MPA) <  



F1 qt

F1 max

_{F max1}  .k  72,371,4 101,32 MPA [ ]





F1 qt

F1 max

_Fmax2 .k 69,481,4  97,27 MPA  [ ]





F2 qt

F2 max

Vậy độ bền quá tải của răng được thỏa mãn.

SVTH: Trần Đăng Khuê

GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc

21

Đồ án môn học Chi Tiết Máy - Trần Đăng Khuê