Đồ án chi tiết máy
MỤC LỤC
1. Chọn động cơ....................................................................................................................................................2
2. Phân phối tỉ số truyền......................................................................................................................................3
3. Xác định công suất, mômen và số vòng quay trên các trục.........................................................................3
1. Thiết kế bộ truyền bánh răng.........................................................................................................................4
2. Thiết kế bộ truyền trục vít...........................................................................................................................10
3. Thiết kế bộ truyền ngoài...............................................................................................................................16
1. Sơ đồ phân tích lực chung..............................................................................................................................21
2. Thiết kế trục....................................................................................................................................................22
3. Chọn then.........................................................................................................................................................41
4. Chọn ổ lăn........................................................................................................................................................42
5. Chọn khớp nối.................................................................................................................................................50
1. Các kích thước của vỏ hộp giảm tốc...........................................................................................................51
2. Một số chi tiết khác........................................................................................................................................53
1. Bôi trơn các bộ truyền trong hộp.................................................................................................................55
2. Bôi trơn ổ lăn...................................................................................................................................................55
3. Điều chỉnh ăn khớp.........................................................................................................................................56
1
Đồ án chi tiết máy
I.
TÍNH ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG
1. Chọn động cơ
Công suất
Công suất động cơ chọn cần thỏa mãn yêu cầu: Pđc > Pyc với
Pyc = Ptđ = Pct
Ta có: Pct =
Fv
1000
7500.0,65
4,88 (kW)
1000
2
T t
t
5
3
1 2 2 0,7 2 0,9
tck T1 tck
8
8
Từ công thức 2.9[1] ta có:
K ol3 ot x tv br
Với
Theo bảng 2.3[1] ta có:
ol 0,99
br 0,97
ot 0,99
tv 0,8
x 0,96
Với ol , ot , x , br , tv lần lượt là hiệu suất của cặp ổ lăn, ổ trượt, xích,
cặp bánh răng và cặp trục vít – bánh vít.
Hiệu suất nối trục di động K 0,99
Vậy η = 0,99 . 0,99 . 0,993 . 0,96 . 0,97 . 0,8 = 0,71.
Do đó:
4,88.0,9
6,19 (kW).
Pyc =
0,71
Xác định sơ bộ số vòng quay động cơ điện
Theo công thức 2.16[1]
60000v 60000.0,65
35,49 (vòng/phút)
nct=
d
3,14.350
Theo công thức 2.15[1], tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống dẫn động là:
usb= usbhộp. usbxích= usbbánh răng. usbtrụcvít. usbxích
Từ bảng 2.4[1] chọn
usbbánh răng =2;
usbtrụcvít = 20;
usbxích = 2;
2
Đồ án chi tiết máy
usb = 2.20.2 = 80.
Theo công thức 2.18[1] số vòng quay sơ bộ động cơ là:
nsb = usb . nct = 80.35,49 = 2839 (vòng/phút)
Vậy chọn số vòng quay đồng bộ động cơ là nđb = 3000 (vòng/phút)
Từ bảng P1.1[1] với Pyc = 6,19 kW, nđb = 3000 (vòng/phút)
Ta chọn động cơ có ký hiệu K160S2 có
Pđc = 7,5kW, nđc = 2935 vòng/phút, dđc = 38 mm
Tk
T
2,2 mm 1,4
Tdn
T
2. Phân phối tỉ số truyền
Tỉ số truyền chung
Ta có công thức tính tỉ số truyền chung:
uch =
nđc 2935
82,7 uhộp . ungoài
=
nct 35,49
chọn sơ bộ ungoài = 2
uhộp =
82,7
41,35 u1 u 2
2
Phân phối tỉ số truyền
Theo công thức kinh nghiệm, tỉ số truyền của trục vít trong b ộ truy ền
bánh răng – trục vít trong khoảng (10 – 20), chọn utrục vít = 17
ubánh răng =
41,35
2,43 2,5
17
Khi đó ungoài =
82,7
2,00
2,43.17
3. Xác định công suất, mômen và số vòng quay trên các trục
Kí hiệu:
Trục 1 là trục nối bánh răng – động cơ
Trục 2 là trục trục vít nối bánh răng
Trục 3 là trục bánh vít
Ta có:
P
Fv
7500.0,65
P3 ct
5,13 (kW)
ot . x 1000. ol . x 1000.0,96.0,99
P
5,13
P2 3
6,48 (kW)
ol . tv 0,8.0,99
P
6,48
P1 2
6,75 (kW)
ol .br 0,97.0,99
3
Đồ án chi tiết máy
P
6,75
Pđc' 1
6,89 (kW)
ol . K 0,99.0,99
n1 = nđc = 2935 (vòng/phút)
n1 2935
1208 vòng / phút
u1 2,43
n2 1208
71 vòng / phút
n3 =
u2
17
n3 71
35,5(vòng / phút )
nct =
ux
2
n2 =
P1 9,55.106.6,75
T1 9,55.10 .
21963 (N.mm)
n1
2935
9,55.106.6,48
6 P2
T2 9,55.10 .
51228 (N.mm)
n2
1208
6
P3 9,55.10 6.5,13
T3 9,55.10 .
690021 (N.mm)
n3
71
6
Pđc'
9,55.106.6,89
Tđc 9,55.10 .
22419 (N.mm)
nđc
2935
6
Pct 9,55.106.4,88
Tct 9,55.10 .
1313159 (N.mm)
nct
35,49
Ta có bảng sau:
6
Trục
Thông số
Tỉ số truyền u
Công suất P, kW
Số vòng quay n, vòng/phút
Momen xoắn T, N.mm
II.
Động cơ
1
1
2
3
2,43
17
6,75
6,48
5,13
2935
1208
71
21963 51228 690021
6,89
2935
22419
THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN
1. Thiết kế bộ truyền bánh răng
Các thông số bộ truyền bánh răng
u1 = 2,43
P1 = 6,75 kW
P2 = 6,48 kW
n1 = 2935 vòng/phút, n2 = 1208 vòng/phút
T1 = 21936 N.mm, T2 = 51228 N.mm
4
Công tác
2,00
4,88
35,5
1313159
Đồ án chi tiết máy
a. Chọn vật liệu
Do bánh răng chế tạo không có yêu cầu gì đặc biệt nên chọn vật liệu là
thép. Bộ truyền chịu công suất trung bình , ta dùng thép nhóm І.
Với bánh nhỏ (bánh 1), chọn thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn
HB241...285 có σb1 = 850 MPa, σchảy1 = 580 MPa
Với bánh lớn (bánh 2), chọn thép 45 ,tôi cải thiện đạt độ rắn HB192...240
có σb2 = 750 MPa, σchảy2 = 450 MPa
b. Xác đinh ứng suất cho phép
Theo công thức 6.1[1], 6.1[2], ứng suất cho tiếp xúc cho phép [σ H] và ứng
suất uốn cho phép [σF] xác định như sau:
Ho lim
H
Z R ZV K XH K HL
SH
Fo lim
H
YRYS K XF K FC K FL
SF
Chọn sơ bộ Z R ZV K XH =1
YRYS K XF = 1
Do đó ta có:
Ho lim
H
K HL
SH
Fo lim
F
K FC K FL
SF
o
H lim
Theo bảng 6.2[1], với thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn 180...350 HB thì
= 2HB + 70, SH = 1,1; Fo lim = 1,8HB; SF = 1,75.
Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1 = 245, bánh lớn HB2 = 230
Khi đó
Ho lim1 = 2HB1 + 70 = 245.2 + 70 = 560 MPa
Fo lim1 = 1,8HB1 = 1,8.245 = 441 MPa
Ho lim 2 = 2HB2 + 70 = 2.230 + 70 = 530 MPa
Fo lim 2 =1,8HB2 = 1,8.230 = 414 MPa
Theo công thức 6.5[1] ta có:
2, 4
NHO = 30. H HB
1
2, 4
2,4
NHO1 = 30. H HB
= 1,6.107
1 = 30.245
2, 4
2,4
NHO2 = 30. H HB
= 1,39.107
2 = 30.230
Từ công thức 6.7[1]
5
Đồ án chi tiết máy
3
T
N HE 60c i .ni ti
Tmax
n 5
3
N HE 1 N HE 2 60ct 1 13. 0,7 3
u1 8
8
2935 3 5
3 3
7
= 60.1.20000
1 . 0,7 109,22.10 N HO 2
2,43 8
8
KHL2 = 1
NHE1 > NHO1 KHL1 = 1.
Ho lim1
560.1
H 1
K HL1
509 MPa
Vậy
SH
1,1
Ho lim 2
530.1
H 2
K HL 2
481,8 MPa
SH
1,1
Do bộ truyền sử dụng bánh răng thẳng H = min( H 1 , H 2 )
H = 481,8 (MPa)
Theo công thức 6.7[1]
N FE
T
60c i
Tmax
3
.ni t i
n1 6 5
6 3
1 . 0,7
u1 8
8
2935 6 5
6 3
7
= 60.1.20000
1 . 0,7 96,98.10
2,43 8
8
N FE 1 N FE 2 60ct
Do NFO = 4.106 NFE1 > NFO, NFE2 > NFO
Vậy:
Fo lim1
441.1.1
F1
K FC K FL1
252 MPa
SF
1,75
Fo lim 2
414.1.1
F 2
K FC K FL 2
263,5 MPa
SF
1,75
Ứng suất quá tải cho phép
Theo công thức 6.10[1] và 6.11[1] ta có:
H max = 2,8.σchảy = 2,8.450 = 1260 (MPa)
F 1 max 0,8.σch1 = 0,8.580 = 464 (MPa)
F 2 max 0,8.σch2 = 0,8.450 = 360 (MPa)
c. Xác định thông số bộ truyền
6
Đồ án chi tiết máy
Xác định sơ bộ khoảng cách trục
Theo công thức 6.15a[1] ta có:
aw1 K a u1 1
T1 K H
H 2 u1 ba
Với Ka : hệ số phụ thuộc vật liệu
Theo bảng 6.5[1], ta có Ka = 49,5
ba , theo bảng 6.6[1] tacó ba =0,3.
Theo công thức 6.16[1] ta có bd 0,53 ba u 1
0,53.0,3. 2,43 1 0,55
K H : hệ số kể đến sự phân bố không đồng đều tải trọng trên chi ều
rộng vành răng. Theo bảng 6.7[1], với bd =0,55 K H = 1,02
Vậy
21963.1,02
a w1 49,5 2,43 1
86,53(mm)
481,82.2,43.0,3
Lấy aw1 = 90 (mm)
Xác định môđum
m1 = (0,01 ÷ 0,02)aw1 = (0,01 ÷ 0,02).90 = 0,9 ÷ 1,8
Theo tiêu chuẩn chọn m1 = 1,5
Xác định số răng
Số răng bánh nhỏ là:
2aw1
2.90
34,98
z1 =
m1 u1 1 1,5(2,43 1)
Chọn z1 = 35
z2 = 2,43.35 = 85,05. Chọn z2 = 85
85
,
Khi đó u1 2,43
35
Đường kính vòng lăn bánh nhỏ là:
2a
2.90
d w1 w1
52,5 mm
u1 1 2,43 1
d. Kiểm nghiệm
Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Theo công thức 6.33[1], ta có:
H
Z M Z H Z
d w1
2T1 K H u 1
b u1
Trong đó:
ZM : hệ số kể đến cơ tính vật liệu
Vật liệu là thép có ZM = 275 MPa1/3
7
Đồ án chi tiết máy
ZH : hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
ZH
2
, với = 90o
sin 2
2
1,76
sin 40
4
=> Z H
Z
3
. Theo công thức 6.38b[1] ta có:
1
1
1
1
1,88 3,2 1,75
35 85
z1 z 2
4 1,75
0,87
=> Z
3
KH = KHv.KHβ trong đó:
KHv : hệ số tải trọng động. theo bảng P2.3[1] chọn KHv = 1,21
d n 3,14.52,5.2935
8,06 m / s , chọn cấp chính xác 7
Với v1 = 1 1
60000
60000
KHβ : hệ số phân bố không đều tải trọng trên vành răng, KHβ =1,02
bω : chiều rộng vành răng
bω = ba a1 0,3.90 27 mm
Vậy ta có:
274.1,76.0,87 2.21963.1,02.1,26 2,43 1
H
434,25 MPa
52,5
27.2,43
= 1,88 – 3,2
-Ứng suất tiếp xúc cho phép
H H Z v Z R Z XH
- Z R : hệ số xét đến nhám bề mặt răng
Cấp chính xác động học là 7, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 6,
khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra = 0,4÷0,8 μm
Tra bảng ta được Z R = 1
- Zv = 0,85v0,1. Với v = 8,06 m/s ta có Zv = 0,85.8,060,1 = 1,05
- ZXH = 1 ( do da <700 mm)
=> H = 481,8.1.1,05.1 = 505,89 (MPa)
=> H < H
Vậy vật liệu làm răng thoả mãn điều kiện về độ bền tiếp xúc.
Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
Theo công thức 6.43[1] ta có:
2T1 K F Y Y YF 1
F1
F 1
b1d 1m1
8
Đồ án chi tiết máy
Với T1 = 21963 Nmm, dω1 = 52,49 mm; bω1=27 mm; m1 = 1,5 mm.
1
1
0,57
-Yε =
: hệ số trùng khớp răng. Với =1,75 => Yε =
1,75
-Yβ = 1 (răng thẳng)
-YF1,YF2 : hệ số dạng răng. Theo bảng 6.18[1] ta có
YF1 = 3,77
YF2 = 3,61
-KF = K F K F K Fv
Với K F = 1 (răng thẳng)
K F : theo bảng 6.7[1] tra được K F = 1,02
-KFv :hệ số tải trọng động. Theo bảng P2.3, chọn KFv = 1,62.
Vậy:
2.21963.1.1,62.1,02.0,57.1.3,77
F1
82 MPa
25,5.49,65.1,5
Theo công thức 6.44[1] ta có:
Y
3,61
F 2 F 1. F 2 82.
78,5 MPa
YF1
3,77
[ F 1 ] =252 MPa, [ F 2 ] = 263,5 MPa
=> σF1 < [ F 1 ] , σF2 <[ F 2 ]
=> cặp bánh răng thoả mãn điều kiện về mỏi.
Kiểm nghiệm răng về quá tải
T
Theo công thức 6.48[1] với Kqt = max 1,4
T
H 1 max H K qt 434,25. 1,4 513,81 H max 1260 (MPa)
Theo công thức 6.49[1]
F1 max F1.K qt 82.1,4 114,8 F 1 max 464 MPa
F 2 max F 2 .K qt 78,5.1,4 119,9 F 2 max 360 MPa
Vậy bộ truyền thoả mãn điều kiện về quá tải.
e. Các thông số của bộ truyền là
-Khoảng cách trục:
-Modum:
-Chiều rộng vành răng
-Tỉ số truyền:
-Số răng
-Đường kính vòng chia
-Đường kính vòng đỉnh răng
aω1 = 90 mm
m1 = 1,5 mm
bω1 = 27 mm
u1 = 2,43
z1 =35, z2 = 85
d1 = mz1 = 1,5.35 = 52,5 (mm)
d2 = mz2 = 1,5.85 = 127,5 (mm)
da1 = d1 + 2m1 = 52,5+2.1,5 = 55,5 (mm)
9
Đồ án chi tiết máy
-Đường kính vòng lăn
-Đường kính vòng đáy răng
da2 = d2 + 2m1 = 127,5+2.1,5 =130,5 (mm)
dω1 = 52,5 (mm)
dω2 = dω1.u=52,49.2,43=127,5 (mm)
df1=d1–2,5.m1 = 52,5 -2,5.1,5=48,75 (mm)
df2=d2–2,5.m1=127,5-2,5.1,5=123,75(mm)
2. Thiết kế bộ truyền trục vít
Các thông số của bộ truyền trục vít:
u2 =17
P2 = 6,48 kW, P3 = 5,13 kW
n2 = 1208 vòng/phút; n3 = 71 vòng/phút
T2 =51228 Nmm; T3 = 690021 Nmm.
a. Chọn vật liệu
Tính sơ bộ vận tốc trượt
Theo công thức 7.1[1], ta tính vận tốc trượt sơ bộ:
3
T 4,5.10 5.1208.3 690021 4,78 m / s
vs = 4,5.10-5n2 3
vs < 5 m/s. Sử dụng đồng thanh không thiếc ЬpЖH 10-4-4 để ch ế t ạo
bánh vít có σb= 600 MPa, σch = 200 MPa.
Sử dụng thép 45 để chế tạo trục vít, tôi bề mặt đạt độ cứng HRC45
f. Xác định ứng suất cho phép
Ứng suất tiếp xúc cho phép
Theo bảng 7.2[1], với bánh vít làm bằng đồng thanh không thiếc
ЬpЖH10-4-4.
Ứng suất uốn cho phép
Theo công thức 7.6[1] ta có:
F FO .K HL
Trong đó FO : ứng suất uốn cho phép với 106 chu kỳ
Bộ truyền quay 1 chiều, theo công thức 7.7[1] ta có:
FO o,25. b 0,08 ch 0,25.600 0,08.200 166( MPa)
KFL: hệ số tuổi thọ. Theo công thức 7.9[1] ta có:
K FL
10 6
9
N FE
Với
9
9
T
T t
N FE = 60 3i n3i ti 60 n2 t 3i . i
T
T t
u2
3 max
3m
1280
3
5
20000. 19 0,7 9 54,58.10 6
=> NHE = 60.
17
8
8
=> K FL
10 6
8
0,64
54,58.10 6
10
Đồ án chi tiết máy
Vậy
F FO .K HL = 166.0,64 = 106,24 (MPa)
Ứng suất cho phép khi quá tải
Theo công thức 7.14[1], ta có:
H max 2. ch 2.200 400 MPa
F max 0,8. ch 0,8.200 160 MPa
g. Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền
Khoảng cách trục
Với u2 = 17, chọn z1 = 2 => z2 = u2z1 = 17.2 = 34 (răng)
Chọn sơ bộ q = 0,3.z2 = 0,3.34 = 10,2
Theo bảng 7.3[1], chọn q = 10
T3 = 690021 Nmm
Chọn sơ bộ KH = 1,2
Theo công thức 7.16[1] ta có:
2
a 2
170 T3 K H
z 2 q 3
q
z2 H
2
170 690021.1,2
=> aω2 = 34 10 3
175 mm
10
34.180
Chọn aω2 = 180 mm.
Mođum dọc trục vít
Theo công thức 7.17[1]:
m2 =
2a 2
2.175
7,95
z 2 q 34 10
Theo tiêu chuẩn chọn m2 = 8
Khi đó
m
8. 34 10
a 2 2 z 2 q
176 mm
2
2
Lấy aω2 = 180 mm, khi đó hệ số dịch chỉnh là:
x=
a 2
174
0,5. q z 2
0,510 34 012,5 mm
m2
8
thoả mãn điều kiện -0,7 < x < 0,7
h. Kiểm nghiệm
Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc
Tính lại vận tốc trượt
Theo công thức 7.20[1]:
11
Đồ án chi tiết máy
d 2 n2
60000. cos
Với dω2 = m2(q + 2x) = 8.(10 - 2.0,125) = 78 (mm)
z1
2
arctg
10 o18'
γω = arctg
q 2x
10 2.0,5
Do đó:
3,14.78.1208
vs
5,03 m / s
60000. cos10,3
Do vậy ta phải chọn lại vật liệu
Sử dụng đồng thanh thiếc ЬрОЦС5-5-5 có σb= 245 MPa, σch = 90 MPa.
Sử dụng thép 45 để chế tạo trục vít, tôi bề mặt đạt độ cứng HRC45.
vs
- Xác định ứng suất cho phép
Ứng suất tiếp xúc cho phép
Theo công thức 7.2[1] :
H HO .K HL
Với:
- HO : ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với 107 chu kỳ
Theo ct 7.3[1]:
HO =0,9σb = 0,9.245 = 220,5 (MPa)
-KHL: hệ số tuổi thọ. Theo ct 7.4[1]
10 7
trong đó N HE : số chu kỳ thay đổi tương đương
N HE
Theo công thức 7.5[1] ta có:
K HL 8
4
4
T
T t
N HE = 60 3i n3i ti 60 n2 t 3i . i
T
T t
u2
3 max
3m
1280
3
5
20000. 14 0,7 4 6,46.10 7
=> NHE = 60.
17
8
8
10 7
0,79
6,46.107
Vậy H HO .K HL = 220,5.0,79 = 174,2 (MPa)
K HL 8
Ứng suất uốn cho phép
Theo công thức 7.6[1] ta có:
F FO .K HL
Trong đó FO : ứng suất uốn cho phép với 106 chu kỳ
Bộ truyền quay 1 chiều, theo công thức 7.7[1] ta có:
12
Đồ án chi tiết máy
FO o,25. b 0,08 ch 0,25.245 0,08.90 68,45( MPa)
K FL 9
10 6
N FE
Với
9
9
T
T t
N FE = 60 3i n3i ti 60 n2 t 3i . i
T
T t
u2
3 max
3m
1280
3
5
20000. 19 0,7 9 54,58.10 6
=> NHE = 60.
17
8
8
=>
K FL 8
Vậy
10 6
0,64
54,58.10 6
F FO .K HL = 68,45.0,64 = 41,75 (MPa)
Ứng suất cho phép khi quá tải
Theo công thức 7.13[1], ta có:
H max 4. ch 4.90 360 MPa
F max 0,8. ch 0,8.90 72 MPa
-Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền
Khoảng cách trục
Với u2 = 17, chọn z1 = 2 => z2 = u2z1 = 17.2 = 34 (răng)
Chọn sơ bộ q = 0,3.z2 = 0,3.34 = 10,2
Theo bảng 7.3[1], chọn q = 10
T3 = 690021 Nmm
Chọn sơ bộ KH = 1,2
Theo công thức 7.16[1] ta có:
2
a 2
170 T3 K H
z 2 q 3
z
q
2 H
2
170 690021.1,2
=> aω2 = 34 10
179,78 mm
10
34.174,2
Chọn aω2 = 180 mm.
Mođum dọc trục vít
Theo công thức 7.17[1]:
2a 2
2.180
8,18
m2 =
z 2 q 34 10
Theo tiêu chuẩn chọn m2 = 8
3
13
Đồ án chi tiết máy
m2
z2 q 8. 34 10 176 mm
2
2
Lấy aω2 = 180 mm, khi đó hệ số dịch chỉnh là:
a 2
180
0,5. q z 2
0,510 34 0,5 mm
x=
m2
8
thoả mãn điều kiện -0,7 < x < 0,7
i. Kiểm nghiệm
Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc
Tính lại vận tốc trượt
Theo công thức 7.20[1]:
d 2 n2
vs
60000. cos
Với dω2 = m2(q + 2x) = 8.(10 + 2.0,5) = 88 (mm)
z1
2
arctg
10 o18'
γω = arctg
q 2x
10 2.0,5
Do đó:
3,14.88.1208
vs
5,65 m / s
60000. cos10,3
Theo bảng 7.6[1], với vt = 5,56 (m/s), chọn cấp chính xác cho bộ truyền
trục vít là cấp 7.
Với vt = 5,56 m/s, cấp chính xác 7, tra bảng 7.7[1] ta được KHv = 1,05
Theo công thức 7.24[1]
3
T
z 2
K H 1 1 3m
T3 max
Với θ : hệ số biến dạng trục vít. Theo bảng 7.5[1], v ới z 1 = 2, q = 10 tra
được θ =86
T3m: mômen xoắn trung bình trên trục vít
Vậy:
Do đó
a 2
3
5
3
34
K H 1 1 1 0,7 1,007
8
8
86
Theo công thức 7.23[1]:
KH = KHvKHβ = 1,05.1,007= 1,06
Theo công thức 7.19[1] ta có:
3
3
170 3 z 2 q T3 K H 170 3 34 10 690021.1,06
H
163,42 MPa
z 2 a
q
34 180
10
=> H < [ H ] =179,2 (MPa)
H H 179,2 163,42 8,8 %
Xét
H
179,2
14
Đồ án chi tiết máy
Vậy bộ truyền thoả mãn điều kiện độ bền tiếp xúc
Kiểm nghiệm độ bền uốn
Theo công thức 7.26[1]
1,4.T3YF K F
F
F
b2 d 2 mn 2
Trong đó
-mn2 = m2cosγ: môdum pháp của răng bánh vít
z1
2
o
Với γ = arctg arctg 11 .3
q
10
=> mn2 = 8cos11,3 =7,84
b2 : chiều rộng vành răng bánh vít
Theo bảng 7.9[1] ta có b2 ≤ 0,75da1 = 0,75(q +2)m = 0,75.12.8 = 72
Lấy b2 = 72 mm
d2 = m2z2 = 8.34 = 272 (mm)
z2
34
36
YF : hệ số dạng răng. Theo bảng 7.8[1] với z v 3 3
cos cos 11,3
Tra được YF = 1,63.
KF = KFv.KFβ = KHv.KHβ = 1,06
Vậy:
1,4.690021.1,63.1,06
F
10,87 F 41,75 MPa
72.272.7,84
Vậy bộ truyền thoả mãn điều kiện bền uốn
j. Các thông số cơ bản của bộ truyền
-Khoảng cách trục
aω = 180 mm
-Hệ số đường kính
q = 10
-Tỉ số truyền
u2 = 17
-Số ren trục vít, răng bánh vít
z1 = 2; z2 = 34
-Hệ số dịch chỉnh bánh vít
x = 0,5 mm
-Góc vít
γ = 11o18’
-Chiều dài phần cắt ren trục vít
b1 = (11 + 0,1.34).8 = 115,2 (mm)
-Modum
m2 = 8 mm
-Chiều rộng bánh vít
b2 = 72 mm
-Đường kính vòng chia
d1 = qm2 = 10.8 = 80 (mm)
d2 = m2z2 = 8.34 = 270 (mm)
-Đường kính vòng đỉnh
da1 = d1 + 2m = 80 + 2.8 = 96 mm
da2 = m(z2 + 2 + 2x
= 8.(34 + 2 + 2.0,5) = 296 (mm)
-Đường kính vòng đáy
df1 = m(q – 2,4)=8.(10–2,4)=60,8 (mm)
df2 = m(z2 -2,4 + 2x)
=8.(34 – 2,4 + 2.0,5) = 260,8 (mm)
15
Đồ án chi tiết máy
-Đường kính ngoài bánh vít
daM2 =da2+1,5m=296 +1,5.8=308 (mm)
k. Tính nhiệt
Bộ truyền lắp thêm quạt nguội ở đầu trục vít.
Vậy theo 7.32[1], diện tích thoát nhiệt cần thiết của hộp giảm tốc là:
1000.1 P2
A
0,7.K t .1 0,3K tq t d t o
Với:
- : hệ số kể đến sự giảm nhiệt sinh ra trong một đơn vị th ời
gian
Theo công thức 7.30[1]:
t
1
ck
1,13
Piti
5
3
P 1. 8 0,7. 8
1
- : hệ số kể đến sự thoát nhiệt qua đáy hộp, lấy = 0,25
-[td]: nhiệt độ cao nhất cho phép của dầu, lấy [td] = 90o
-to: nhiệt độ môi trường, lấy to = 20o
-Ktq: hệ số toả nhiệt phần bề mặt hộp được quạt
Với n2 = 1208 vòng/phút => Ktq = 24
-Kt = 13 W/m2.oC
-η: hiệu suất bộ truyền. Theo công thức 7.22[1]
tg10,3o
0,95
0,79
tg 10,3 2,1
Vậy:
1000.1 0,79.6,48
A
0,93 m 2
0,7.13.1 0,25 0,3.24.1,13. 90 20
3. Thiết kế bộ truyền ngoài
Ta có bảng thông số của bộ truyền
u=2
P3 = 5,13 kW
n3 = 71 vòng/phút
l. Chọn loại xích
Do vận tốc thấp, tải trọng trung bình nên ta dùng xích con lăn
16
Đồ án chi tiết máy
m. Xác định các thông số của bộ truyền xích
Chọn loại xích
Với u = 2, theo bảng 5.4[1] ta chọn z1 = 28 là số răng đĩa xích nhỏ
z2 = u.z1 = 2.28 = 56 (răng)
Từ công thức 5.3[1] ta có Pt = P.k.kz.kn
Với
Pt : công suất tính toán
P: công suất cần truyền, P = 5,13 kW
kz : hệ số răng, ta có kz =
z01 25
0,89 ,
z1 28
z01
kn: hệ số vòng quay kn = z , với n01 = 50 vòng/phút
1
kn
50
0,70
71
Theo công thức 5.4[1]
K= k0.ka.kbt.kđ.kc.kđc
Với
k0 : hệ số kể đến ảnh hưởng vị trí bộ truyền, chọn k0=1
ka: hệ số kể đến khoảng cách trục, chọn ka = 1 (a = 50p)
kđc: hệ số kể đến ảnh hưởng của lực căng xích
chọn cách điều chỉnh bằng con lăn căng xích kđc=1,1
kbt: hệ số kể đến ảnh hưởng bôi trơn, dùng cách bôi trơn nhỏ
giọt, môi trường làm việc có bụi, chọn kbt = 1,3
kđ: hệ số kể đến tải trọng động, bộ truyền làm việc êm, chọn k đ
=1
kc: hệ số kể đến chế độ làm việc bộ truyền, bộ truyền làm việc
2 ca, kc=1,25
K = 1.1.1,1.1,3.1.1,25 = 1,79
Vậy Pt = 5,13.1,79.0,89.0,7= 5,72 (kW)
Theo bảng 5.5[1], với n01 = 50 vòng/phút, chọn bộ truyền xích 1 dãy có
bước xích p = 31,75 mm thoả mãn điều kiện bền mòn
Pt < [P] = 5,83 (kW).
Khoảng cách trục
a= 40p = 40.31,75 = 1270 (mm)
Theo công thức 5.12[1], số mắt xích
2
2a z z 2 z 2 z1 p
x 1
p
2
4 2 a
2.1270 28 56 56 28 2 31,75
x
= 122,497
31,75
2
4 21270
Lấy số mắt xích chẵn xc = 122
Theo công thức 5.13[1], tính lại khoảng cách trục:
17
Đồ án chi tiết máy
2
z1 z 2
p
z 2 z1
2
x
x
0
,
5
z
z
2
a
c
c
1
2
4
2
2
31,75
28 56
56 28
2
122 0,5 28 56 2
122
4
2
=1262 (mm)
Để xích không phải chịu lực căng quá lớn, giảm a một lượng
∆a = 0,003a = 0,003.1262 = 4 (mm)
Vậy a = 1258 mm.
Số lần va đập của xích
Theo ct 5.14[1], ta có số lần va đập I của bản lề xích trong 1 giây:
i=
z1n1 28.71
1,09
15 x 15.122
Theo bảng 5.9[1], với p = 31,75 thì [i] = 25
Vậy i < [i]
n. Tính kiểm nghiệm xích về độ bền mòn
Theo công thức 5.15[1] ta có s =
Q
Theo bảng 5.2[1], với xích con lăn 1 dãy có p = 31,75 thì t ải tr ọng phá
huỷ Q = 88,5 kN, khối lượng 1m xích q = 3,8 kg
kđ : hệ số tải trọng động. Do
Tmm
140% kđ = 1,2.
T
z1 pn1 28.31,75.71
1,05(m / s )
60000
60000
P
5,13
4981 N
Ft: lực vòng, Ft = 1000 1000
v
1,05
v=
Fv: lực căng do lực li tâm sinh ra
Ta có Fv = qv2 = 3,8.1,052 =4,19 (N)
Fv : lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động gây ra với Fv= 9,81kfqa
trong đó kf: hệ số phụ thuộc độ võng f của xích, lấy kf = 4
Fv = 9,81.4.3,8.1,258 = 187,58 (N)
Vậy
s=
Q
88500
14,35
k đ Ft Fo Fv 1,2.4891 187,58 4,19
Theo bảng 5.10[1] với n01= 50 vòng/phút có [s] = 7
Vậy s > [s] : bộ truyền xích đảm bảo đủ bền.
18
Đồ án chi tiết máy
o. Đường kính đĩa xích
Theo công thức 5.17[1] ta có:
p
p
d1 = sin , d2 =
sin
z1
z2
31,75
31,75
283,72
566,54
d1=
(mm), d2=
(mm)
sin
sin
28
56
Vậy đường kính vòng chia của đĩa dẫn d1 =283,72 mm, đĩa bị dẫn
d2 = 566,54 mm.
Theo bảng 14.4b[1] ta có:
Đường kính vòng đỉnh răng của:
) 31,75 0,5 cot g 297,81mm
z1
28
+ Đĩa dẫn: da2 = p(0,5 + cotg ) 31,75 0,5 cot g 581,52 mm
z2
56
+ Đĩa dẫn: da1 = p(0,5 + cotg
Đường kính vòng đáy răng của:
+ Đĩa dẫn: df1 = d1 – 2r
+ Đĩa dẫn: df2 = d2 – 2r
Với r = 0,5025dl + 0,05. Theo bảng 5.2[1] tra được dl = 19,05
r = 0,5025.19,05 + 0,05 = 9,62 (mm)
Do đó:
df1 = 283,72 – 9,62.2 = 264,48 (mm)
df2 = 566,54 – 9,62.2 = 547,3 (mm).
Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc
Theo công thức 5.18[1]:
H 0,47
k r . FT k đ Fvđ E
H
Ak đ
Ft : lực vòng, Ft = 4981 N
Fvđ : lực va đập trên m dãy xích
Fvđ = 13.10-7.n1.p3.m
Fvđ = 13.10-7.71.31,753.1 = 2,95 (N)
E=
E1.E2
. Vật liệu dùng thép có E = 2,1.105 (Mpa)
E1 E2
kđ : hệ sô tải trọng động, kđ = 1
kr : hệ số kể đến số răng đĩa xích, với z1 = 28 kr = 0,38
kd = 1 (do chỉ sử dụng 1 dãy xích)
Theo bảng 5.12[1], với p = 31,75 có A = 262 mm2
19
Đồ án chi tiết máy
Vậy:
0,38. 4981.1 2,95 2,1.10 5
H 0,47
579 MPa
262.1
Như vậy dùng thép 45 tôi cải thiện, đạt độ rắn HB210, ứng suất tiếp xúc
cho phép là H = 600 Mpa.
p. Xác định lực tác dụng lên trục
Theo công thức 5.20[1]: Fr = kx.Ft
Bộ truyền đặt nằm nghiêng góc β< 40o, chọn kx = 1,15
Vậy Fr = 1,15.4981 = 5728 (N)
*Các thông số của bộ truyền xích:
+Số răng
+Đường kính vòng chia
+Đường kính vòng đỉnh
+Đường kính vòng đáy răng
+Khoảng cách trục
+Số mắt xích
z1 = 28
z2 = 56
d1 = 283,72 mm
d2 = 566,54 mm
da1 = 297,81 mm
da2 = 581,52 mm
df1 = 264,48 (mm)
df2 = 547,3 (mm)
a =1258 mm
x = 122
20
- Xem thêm -
.PDF 
59 
132 
103 
