Tkdoan13 đồ án chi tiết máy thiết kế hộp giảm tốc

Xác định chính xác khoảng cách trục A theo chiều dài L Áp dụng công thức [5-2-T1] ta có Thỏa mãn điều kiện + Khoảng cách nhỏ nhất cần thiết để mắc đai là: mm+ Khoảng cách lớn nhất cần

+ Tính công suất định mức ( cần thiết) để động cơ làm việc

+ công suất làm việc(kw)

+ hiệu suất truyền động

+

- = 0.99 hiệu suất truyền động khớp nối

- = 0.95 hiệu suất truyền động đai

- = 0.96 hiệu suất truyền động bánh răng trụ

Kết hợp với (kw) và bảng [2P_T1]

(v/p)

II Phân phối tỷ số truyền

+ chọn = 3

= tỷ số truyền bánh răng trụ cấp chậmTra bảng [3.1-T2] và nội suy ta chọn =3.9 và =2.9

III Xác định các thông số động học và lực tác dụng lên trục

Kết hợp với bảng [4.13 và hình 4.1 -T2] ta chọn kiểu đai là Б

II Xác định đường kính bánh đai nhỏ và bánh đai lớn : ,

+ Dựa vào bảng [5-14-T1] chọn đường kính bánh đai nhỏ là =140 (mm)

+ Kiểm nghiệm vận tốc đai theo điều kiện :

+ Tính đường kính bánh đai lớn theo công thức

Trong đó : - - là đường kính bánh đai nhỏ

- - là tỉ số truyền đai

- = 0.02 - là hệ số trượt của đai

(mm) Dựa vào bảng [5-15-T1] ta chọn = 400 (mm)

Tỷ số truyền thực tế là:

2 Tính chiều dài đai L theo khoảng cách trục A sơ bộ: theo [5-1-T1]

Theo tiêu chuẩn trong bảng [5-15-T1] chọn L = 2240 (mm)

-Kiểm nghiệm số vòng chạy của đai trong 1s theo công thức [5-20_T1]

(thỏa mãn)

3 Xác định chính xác khoảng cách trục A theo chiều dài L

Áp dụng công thức [5-2-T1] ta có

Thỏa mãn điều kiện

+ Khoảng cách nhỏ nhất cần thiết để mắc đai là:

(mm)+ Khoảng cách lớn nhất cần thiết để tạo lực căng đai là

(mm)

b Tính góc ôm

+ N là công suất động cơ

+ F=138 là diện tích tiết diện đai

-Với =5 tra trong bảng [10-3-T1]

e Tính lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục

+ Lực căng ban đầu tác dụng lên một đai

Áp dụng công thức [5-25-T1]

Trong đó - = 1.2 là ứng suất căng ban đầu

-F=138 là diện tích một đai +Lực tác dụng lên trục

ứng với số chu kì cơ sở.

+ SH và SF là hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn

a) Ứng suất tiếp : áp dụng công thức [6.1-T2] : [σH] =

Trong đó: + [σH] - ứng suất tiếp xúc cho phép

+ ZR - hệ số ảnh hưởng đến độ nhám của mặt răng làm việc

+ ZV - hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng

+ KxH - hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng

+ KHL- hệ số tuổi thọ Với KHL =

Với: + mH - bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc Theo tài liệu [2] mH = 6

+ NHO – số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc Theo công thức[6.5-T2] NHO = 30 ( Với HHB: độ rắn Brinen, tra bảng [6.3-T2])

Ta có: NHE1 = iNHE2 ( với i là tỉ số truyền )

NHE1 > NHE2 NHE1 > NHO1 KHL = 1

Như vậy theo công thức [6.1a-T2] sơ bộ xác định được

+ [σH]

Trường hợp này ta sử dụng bánh răng trụ răng thẳng chọn ứng suất tiếp xúc chophép là giá trị nhỏ [σH] = 463.64 (MPa)

b) Ứng suất uốn : áp dụng công thức [6.2-T2]

[σF]

+ - ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở (trị số ở bảng [6.2-T2])

+ YR – hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng (thông thường

YR = 1; khi mặt lượn được đánh bóng YR = 1.05÷1.2 )

[σF]

+ SF – hệ số an toàn khi tính về uốn Tra bảng [6.2-T2] SF = 1.75

+ KxF – hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn

+ KFC – hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải

Do bộ truyền quay một chiều =>KFC =1

+ KFL - hệ số tuổi thọ Theo công thức [6.5-T2] ta có KHL

Trong đó:

+ NFE - số chu kì thay đổi ứng suất tương đương

+ mF – bậc của đường cong mỏi khi thử về uốn Chọn mF = 6

+ NFO – số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn; NFO = 4x106 đối với tất

 + [σF1] = 257.14 (MPa)

c) Ứng suất quá tải cho phép

+ Theo công thức [6.13-T2] ta có [σH]max = 2.8σch = 2.8 x 400 = 1120 (MPa)+ Theo công thức [6.14-T2] ta có :

[σF1]max = 0.8σch1 = 0,8 x 580 = 464 ( MPa)[σF2]max = 0.8σch2 = 0.8 x 400 = 320 (MPa)

II Tính toán cấp nhanh

1 Khoảng cách trục sơ bộ:

Áp dụng công thức [6.15a-T2]: aw = Ka(i 1)

Với: + T1 = 91378 (Nmm) (moment xoắn trên trục I)

+ Ka – hệ số, phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng

 Xác định số răng và góc nghiêng β

Từ aw =

Do là bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng nên: β = 0

do số răng z > 30 nên không dùng hệ số dịch chỉnh

3 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc: σ H [σ H ]

Theo công thức [6.3-T2] thì σH = ZMZHZε

Trong đó:

+ ZM: hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng

Theo bảng [6.5-T2] thi ZM = 274 ((MPa)1/3)

+ bw – chiều rộng vành răng:

bw = ψbaaw = 0.3 x 171 = 51 (mm)+ Zε – hệ số trùng khớp của bánh răng

Với: + - hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớpTra bảng [6.15-T2] = 0.004

+ - hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và 2Tra bảng [6.16-T2] = 56

Theo bảng [6.14-T2] KHα = 1.06

Theo bảng [6.7-T2] KHβ = 1.09

 KHV = = 1.08

Hệ số tải trọng tiếp xúc

KH = KHβKHαKHv = 1.09 x 1.06 x 1.08 = 1.24Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng phải thỏa mãn điều kiện

= 449

=>σH = 449 < [σH] =463

 sai số quá lớnTính lại ứng suất tiếp xúc cho phép [σH]’ = [σH]ZRZvKxH

4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Để thỏa mãn độ bền uốn cho răng ứng suất sinh ra tại chân răng không được vượt quágiá trị cho phép

+ Yβ = 1 – β/140 : hệ số kể đến góc nghiêng của răng, với răng thẳng β = 0 nên

Yβ = 1

+ YF1, YF2 :hệ số dạng răng của bánh 1 và 2, phụ thuộc vào số răng tươngđương Zv1 = z1/cos3 β = 35

Zv2 = z2/cos3 β = 136Kết hợp với tra bảng [6.18-T2] => YF1 = 3.75 ; YF2 = 3.6

+ KF – hệ số tải trọng khi tính về uốn Theo công thức [6.45-T2]:

KF = KFβKFαKFv

 KFβ - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, trabảng [6.7-T2]: KFβ = 1.2

 KFα - là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời

ăn khớp khi tính về uốn, tra bảng [6.14-T2] chọn KFα = 1.25

(thỏa mãn)e) Kiểm nghiệm răng về quá tải:

Ta chọn hệ số quá tải Kqt = 1.5

+ Để tránh biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt ứng suất tiếp xúc cực đại σHmax phảithỏa mãn σHmax < [σH]max = 1120 (MPa)

Với σHmax = = 446 x 1.5 = 669 (MPa) => thỏa mãn

+ Để đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng úng suất cực đại

σFmax phảithỏa mãn: σFmax = σFKqt [σF]max

σFmax1 = 98.24 x 1.5 = 147.63 (MPa) < [σF1]max = 464 (MPa) => thỏa mãn

σFmax2 = 94.3 x 1.5 = 141.45 (MPa) < [σF2]max = 320 (MPa) => thỏa mãn`

5 Các thông số của bộ truyền

III Bộ truyền bánh răng cấp chậm.

Do bộ truyền cấp chậm sử dụng vật liệu giống bộ truyền cấp nhanh nên ta không cầntính lại các ứng suất cho phép

1 Xác định khoảng cách trục sơ bộ

Áp dụng công thức [6.15a-T2]

aw = Ka(i 1) + Ka = 49.5 (tra bảng [6.5-T2])

+ ZH = + bw = ψbaaw = 0.3 x 230 = 69 (mm)+ Zε = với εα = 1.76

=>Zε = 0.864

+ dw1 = chọn dw1 = 117 (mm)

+ Với +

+ +

 [ ]’ = 463.64 x 1 x 0.9 x 1 = 417.3 ( MPa)

3 Kiểm nghiệm độ bền uốn

Để thỏa mãn độ bền uốn cho răng ứng suất sinh ra tại chân răng không được vượt quágiá trị cho phép

+ Để đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh bề mặt lượn chân răng ứng suất uốn

2 Xác định đường kính trục sơ bộ

Đường kính trục sơ bộ đươc xác định dựa vào mô men xoắn theo công thức

+ (mm)

Chọn sơ bộ và chiều rộng ổ lăn (mm)

Chọn sơ bộ và chiều rộng ổ lăn (mm)

Chọn sơ bộ và chiều rộng ổ lăn (mm)

3 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực

- Chọn khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặckhoảng cách giữa các chi tiết quay

- Chọn khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp

- Chọn khoảng cách từ mặt mút chi tiết quay đến nắp ổ

- Chiều cao nắp ổ và đầu bulong

+ Trục III

(mm)(mm)

4 Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục

 Tính mômen uốn tổng( ) và mômen tương đương( ) tại các tiết

diện nguy hiểm

(Nmm)

So sánh các số liệu trên thì ta chỉ cần tính và kiểm nghiệm trục tại điểm C là tại Dthỏa mãn

Tính đường kính tại các tiết diện j theo công thức [10.17-T2]

trong đó là ứng suất cho phép của thép chế tạo trục

Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diệnnguy hiểm thỏa mãn điều kiện [10.9-T2]

Trong đó: là hệ số an toàn cho phép

Và ; là hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xétriêng ứng suất tiếp tại tiết diện j

và là giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng Trong bài toán này

là biên độ và trị số trung bình của ứng suất uốn và ứng suất tiếptại tiết diện j

thay đổi theo chu kì đối xứng

Tại B d = 30 (trục có tiết diện tròn)

Sau khi tra bảng và tính toán ta có:

Công thức kiểm nghiệm: [10.27-T]

Trong đó: Theo công thức [10.28 và 10.29-T2]

Các giá trị của và trên đều thỏa mãn

Giải thích: và là ứng suất dập và ứng suất cắt tính toán

d là đường kíh trục tại các tiết diện có then xác định khi tính trục

T là mô men xoắn trên trục, Nmm

,b,h,t là các kích thước tra trong bảng [9.1-T2]

_ứng suất dập cho phép ,MPa, trị số tra trong bảng [9.5-T2]

- ứng suất cắt cho phép.

4.2 Trục II

 Biểu đồ momen



Momen uốn tác dụng lên trục

 Tính và kiểm nghiệm về độ bền mỏi của trục

Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguyhiểm thỏa mãn điều kiện [10.9-T2]

(MPa) (MPa)

Ta có: ; Do trục quay một chiều với ứng suấtthay đổi theo chu kì đối xứng

Theo bảng [10.7-T2] ta chọn ; Thay vào công thức [10.25 và

 Tính và kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh

Để kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh ta áp dụng công thức:

4.3 Trục III

 Biểu đồ momen

Momen uốn tại các tiết diện nguy hiểm

Momen xoắn T tại các tiết diện nguy hiểm

Momen tổng tại các tiết diện nguy hiểm Theo công thức [10.15-T2] và [1.16-T2] thì:

Đường kính trục tại các tiết diện nguy hiểm

Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diệnnguy hiểm thỏa mãn điều kiện [10.9-T2]

Ta có và là giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng Trong bài

thay đổi theo chu kì đối xứng

Trong đó: Theo công thức [10.28 và 10.29-T2]

; Tra bảng [6.1-T2]:

Thay các số liệu trên vào công thức ta được

Dựa vào dãy tiêu chuẩn chiều dài then bằng ta chọn: = 45(mm); = 56 (mm)

Áp dụng công thức [11.3-T2] ta tính tải trọng qui ước (với Fa=0)

Với X=1; V=1 (vòng trong quay) ; =1 ( <100) ;

(N)

(kN)Theo kết cấu của bài toán và đường kính ngõng trục d=30 chọn ổ bi đỡ một dãy cỡnhẹ 206 [bảng P.2.7-T2] có đường kính trong d=30, đường kính ngoài D=62, khả

Trong đó:

_khả năng tải động

Q_tải trọng động qui ước (kN)

L_tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay

m_bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn

_là tuổi thọ của ổ lăn tính bằng giờ

X_hệ số tải trọng hướng tâm

 Kiểm nghiệm khả năng tải của ổ:

Lực hướng tâm tác dụng lên ổ

Theo kết cấu của bài toán và đường kính ngõng trục d = 40 Chọn ổ bi đỡ một dãy

cỡ nhẹ 208 [bảng P.2.7-T2] có đường kính trong d = 40, đường kính ngoài D = 80, khả

năng tải động C = 25.6(kN) , khả năng tải tĩnh , chiều rộng ổ B = 18mm.

 Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ:

 Kiểm nghiệm khả năng tải của ổ:

Lực hướng tâm tác dụng lên ổ

Theo công thức [11.3-T2], tải trọng quy ước

 Kiểm tra khả năng tải tĩnh nhằm đề phòng biến dạng dư :

Theo công thức [11.19-T2]: Qt = XoFr + YoFa (Fa = 0)

Tra bảng [11.6-T2] Xo = 0,6 => Qt = 1852.2 (N)

Theo công thức [11.20-T2] Qt = Fr = 3087 (N)

Do Qt lấy giá trị lớn hơn nên ta chọn Qt= Fr = 3087 (N)

 Qt = 3.087 kN < Co = 17.3 kN

Vậy khả năng tải tĩnh được đảm bảo

Vòng ngoài lắp theo hệ thống lỗ, vòng ngoài không quay nên chịu tải cục

bộ Để ổ mòn đều và có thể dịch chuyển khi làm việc do nhiệt độ tăng ta chọn chế

5) Lắp nắp ổ thân: Chọn kiểu lắp H7/e8 để dễ dàng tháo lắp

6) Lắp then trên trục: Theo chiều rộng chọn kiểu lắp trên trục là P9/h9 và kiểulắp bạc trên trục là Js9/h9 Theo chiều cao sai lệch giới hạn kích thước then là h11.Theo chiều dài sai lệch giới hạn kích thước ren là h14