Tải bản đầy đủ
TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN NGOÀI VÀ HỘP GẢM TỐC

TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN NGOÀI VÀ HỘP GẢM TỐC

Tải bản đầy đủ

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

GVHD : NGUYỄN HOÀNG VŨ

4. Khoảng cách trục A sơ bộ theo bảng 5-16 ttr 94
A=D2 (mm)

500

710

5 Chiều dài đai L theo khoảng cách trục A sơ bộ: Theo công thức 5-1 tr 83
L = 2A + 0,5.(D1 + D2 ) +

2070

294
1

2120

300
0

Lấy L theo tiêu chuẩn bảng 5-15 tr 92
Kiểm nghiệm số vòng quay
u=
đều nhỏ hơn umax = 10
Thỏa

Thỏ
a
6. Khoảng cách trục A theo chiều dài L tiêu chuẩn theo công thức 5- 2 tr 83
A=
Khoảng cách A thoả mản điều kiện 5-19 tr 95

527

527

495,2

482

590,6

617

α1 = 1800 – .570

1410

1240

α2 = 1800 + .570

2180

2350

0,55.(D1+D2)+h ≤A≤2(D1+D2)
Khoảng cách nhỏ nhất , cần thiết để mắch đai
Amin = A – 0,015L , mm
Khoảng cách lớn nhất , cần thiết để tạo lưc căng
Amax = A + 0,03L , mm
7 Góc ôm theo cụng thức [5-3] trang 83

Góc ôm thỏa mãn điều kiện α1 ≥1200
8 Xác định số đai Z cần thiết.
Chọn ứng suất căng ban đầu σ0 = 1,2 N/mm2(bảng 5-17 trang
95) và theo trị số D1 tra bảng 5-17 ta được ứng suất có ích
cho phép [σp]o N/mm2

STTH : NGUYỄN HẢI SỨ -

MSSV: 2113040051

Trang

9

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

GVHD : NGUYỄN HOÀNG VŨ

Các hiệu số :

1,7

1,74

Ct ( tra bảng 5-6 ) trang 89

0,9

0,9

Cα( tra bảng 5-18) trang 95

0,92

0,86

Cv(tra bảng 5-19) trang 95

1

1

1,75

0,744

2

1

36

25

16;10

20;12,5

147

210

507

720

97

165

549

437

Số đai tính theo công thức : (5-22) trang 95 sách thiết kế
chi tiết máy.
Z≥
Tính được z
Lấy số đai
9 Định kích thước của bánh đai
Chiều rộng bánh đai [ công thức (5-23) trang 96 và số liệu
trang 257 sách thiết kế chi tiết máy]
B = (Z – 1)t + 2s
Các kích thước t; S xem bảng 10-3 trang 257
Đường kính ngoài của bánh đai (5-24) trang 96
Bánh dẫn Dn1= D1+2.h0
Bánh bị dẫn Dn2= D2 + 2.h0
10 Tính lực căng ban đầu so
Lực căng ban đầu đối với mỗi đai
S0 = σ0. F (N) [công thức (5-25)] trang 96
Lực tác dụng lên trục
Rđ = 3S0Zsin (N ) [công thức (5-26)] trang 96

Kết luận : Qua tính toán, so sánh các số liệu ta thấy kết cấu bộ truyền đai thang
loại A nhỏ gọn hơn bộ truyền đai loại Б, loại A đơn giản hơn, ít tốn kém hơn. Vì thế
ta chọn loại đai A.

STTH : NGUYỄN HẢI SỨ -

MSSV: 2113040051

Trang

10

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

2.

GVHD : NGUYỄN HOÀNG VŨ
THÔNG SỐ

GIÁ TRỊ

Bộ truyền đai loại

A

Diện tích tiết diện F (mm2)

81

Đường kính bánh đai nhỏ D1, (mm)

140

Đường kính bánh đai lớn D2, (mm)

500

Chiều dài đai L (mm)

2120

Khoảng cách trục A (mm)

527

Góc ôm α1

1410

Số đai cần thiết Z

2

Chiều rộng bánh đai B (mm)

36

Đường kính ngoài cùng của bánh dẫn Dn1 (mm)

147

Bảng
thông
số
bánh
đai

Đường kính ngoài cùng của bánh bị dẫn Dn2
(mm)

507

Lực căng ban đầu S0 (N)

97

Lực tác dụng lên trục Rđ (N)

549

STTH : NGUYỄN HẢI SỨ -

MSSV: 2113040051

Trang

11

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

GVHD : NGUYỄN HOÀNG VŨ

Hình vẽ sơ bộ bánh đai

II.THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
Các thông số đầu vào:
Momemt xoắn trên trục I: T1= 38200 N.mm
Công suất trên trục: N1= 1,2 kw
Số vòng quay trục I: n1= 300 v/ph
Số vòng quay trục II: n2 = 83 v/ph
Tỷ số truyền: i = 3,6
1. Chọn vật liệu chế tạo bánh răng

Tra bảng [3.6] tr 39 ta có:
Bánh lớn chọn thép đúc 45 thường hóa

STTH : NGUYỄN HẢI SỨ -

MSSV: 2113040051

Trang

12

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

GVHD : NGUYỄN HOÀNG VŨ

Bánh nhỏ chọn thép 50 thường hóa
Cơ tính của thép đúc 45 thường hóa tra bảng 3.8 tr 40
Chọn đường kính phôi: 300÷500 mm
σbk= 560 N/mm2, σch= 280 N/mm2, HB= 170
Cơ tính của thép 50 thường hóa tra bảng 3.8 tr 40
Chọn đường kính phôi dưới < 100 mm
σb2= 620 N/mm2, σch1= 320 N/mm2, HB= 210
2. Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép
a. Ứng suất tiếp xúc cho phép

Số chu kỳ làm việc của bánh lớn
N2= 60.u.n2.T

( Công thức 3.3) tr 42

Tróng đó:
n2 – là số vòng quay trong mọt phút của bánh răng lớn
Tổng số thời gian làm việc:T=3,5.300.8.2 = 16800
u là số lần ăn khớp của một răng khi bánh răng quay được một vòng
Vậy ta có: N2= 60.u.n2.T

STTH : NGUYỄN HẢI SỨ -

MSSV: 2113040051

Trang

13

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

GVHD : NGUYỄN HOÀNG VŨ

= 60.1.83.16800 = 8,36.107> N0=107
Do vậy hệ số chu kỳ ứng suất tiếp xúc: K’N=1
Tra bảng 3.9 tr 43 ta có ứng suất tiếp xúc cho phép
Bánh lớn: [σ]tx2=2,6.HB = 2,6.170 = 442 N/mm2
Bánh nhỏ: [σ]tx2=2,6.HB = 2,6.210 = 546 N/mm2
b. Ứng suất uốn cho phép

Số chu kỳ làm việc của bánh nhỏ và bánh lớn đều nhỏ hơn N0=5.106 cho nên lấy hệ
số chu kỳ ứng suất uốn K”N=1
Tính ứng suất uốn cho phép theo công thức
[σ]u = (N/mm2)

( Công thức 3.6) tr 42

Trong đó:
σ-1 :Là giới hạn mỏi của vật liệu
n: Hệ số an toàn
Kσ: hệ số tập chung ứng suất
K”N : Hệ số chu kỳ ứng suất uốn K”N =1
Bánh răng nhỏ:

STTH : NGUYỄN HẢI SỨ -

MSSV: 2113040051

Trang

14

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

GVHD : NGUYỄN HOÀNG VŨ

Hệ số an toàn của bánh răng nhỏ (thép rèn) n = 1,5
Hệ số tập trung ứng suất Kσ =1,8
Giới hạn mỏi của thép 50 : σ-1= (0,4 ÷ 0,45).σbk = 0,4.620 = 248 (N/mm2)
Ứng suất uốn cho phép của bánh răng nhỏ:
[σ]u1= = = 91,85(N/mm2)
Bánh răng lớn:
Hệ số an toàn của bánh răng lớn (thép đúc) n = 1,8
Hệ số tập trung ứng suất Kσ= 1,8
Giới hạn mỏi của thép 45 : σ-1= (0,4 ÷ 0,45).σbk = 0,4.560 = 224 N/mm2
Ứng suất uốn cho phép của bánh răng lớn :
[σ]u2= = .1 = 69,13 (N/mm2)
3. Chọn sơ bộ hệ số tải trọng K

Có thể chọn K = (1,3: 1,5) Ta chọn K = 1,3
4. Chọn hệ số chiều rộng bánh răng

ψL = = 0,3
5. Xác định chiều dài nón L

L ≥ . (mm) (Công thức 3.11) tr 45
L ≥ . = 132,32( mm)
6. Tính vận tốc vòng chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng

v = = (m/s) ( Công thức 3.18) tr 46
= ≈ 0,94 (m/s)
Với v≈ 2 (m/s) chọn cấp chính xác 9 ( bảng 3-11) tr 45
7. Định chính xác hệ số tải trọng K và chiều dài nón L

Hệ số tải trọng K được xác định theo công thức:
K = Ktt.Kđ

(Công thức 3.19) tr 47

Ktt Hệ số tập trung tải trọng : Ktt=1( bảng 3.12) tr 47
Kđ Hệ số tải trọng động: Kđ=1,45(bảng 3.13) tr 48

STTH : NGUYỄN HẢI SỨ -

MSSV: 2113040051

Trang

15

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

GVHD : NGUYỄN HOÀNG VŨ

Vậy hệ số tải trọng: K = 1.1,45 = 1,45
Khác với dự đoán ở trên là 1,3
Tính lại chiều dài nón:
L= Lsb. (mm)

(Công thức 3- 21 tr 49)

= 132,32. =137,22( mm)
8. Xác định môđun và số răng, chiều rộng bánh răng.

Môđun: ms=(0,02÷0,03)L(mm)

(Công thức 3- 23 tr 49)

= (0,02:0,03). 137,22
Lấy ms = 0,02.L = 0,02.137,22 = 2,7444
Lấy ms= 3(mm)(bảng 3-1 tr34)
Số răng bánh dẫn
Z1 =

(Công thức 3- 25 tr 49)

Z1 = = 24,48 Lấy Z1 = 24 răng
Ta có:
Z2 = i.Z1

(Công thức 3- 27 tr 49)

= 3,6.24 = 86,4 răng Lấy Z2 = 86 răng
Tính chính xác chiều dài nón
L = 0,5.ms. (mm) bảng 3.5 tr 37
= 0,5.3. = 133,92 (mm)
Chiều dài răng theo công thức trang 44
b =ψ L.L = 0,3.133,92 = 40,175 mm. Lấy b = 40 mm
Môđun trung bình
Mtb = ms. (mm) bảng 3.5 tr 37
=3. =2,55 mm
9. Kiểm nghiệm sức bền uốn của bánh răng

Góc mặt nón lăn bánh răng nhỏ

STTH : NGUYỄN HẢI SỨ -

MSSV: 2113040051

Trang

16

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

GVHD : NGUYỄN HOÀNG VŨ

tan= (bảng 3-5) tr 37
= = 0.27
Suy ra: φ1 = 160
Số răng tương đương cưa bánh nhỏ
Ztd1 =

(Công thức 3- 38 tr 52)

= = = 25
Góc mặt nón lăn bánh lớn
tan= i = 3,6

(bảng 3-5) tr 37

Suy ra: φ2 = 740
Số răng tương đương của bánh lớn
Ztd2 =

(Công thức 3- 38 tr 52)

= = 312
Theo bảng 3.18 tr 52 và số răng tương đương tìm được thì hệ số dạng răng
Bánh nhỏ : y1 = 0,429

Bánh lớn : y2 = 0,517

Ứng suất uốn tại chân răng bánh nhỏ
σu1 = ≤ [σ]u (N/mm2)

(Công thức 3- 35 tr 51)

= = 48,66 N/mm2 < [σ]u1= 91,85 N/mm2
Ứng suất uốn tại chân răng bánh lớn
σu2 =σu1. (N/mm2)

(Công thức 3- 40 tr 52)

=48,66. = 40,37N/mm2< [σ]u2= 69,13 N/mm2
10. Kiểm nghiệm sức bền của răng khi chịu quá tải đột ngột

Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải
[σ]txqt = 2,5.[σ]Notx ( Công thức 3.43 tr 53)
Bánh nhỏ:[σ]txqt1 =2,5.546 =1365 N/mm2
Bánh lớn: [σ]txqt2= 2,5.442 =1105 N/mm2
Ứng suất uốn cho phép: [σ]uqt= 0,8.σch ( Công thức 3.46 tr 53)
Bánh nhỏ: [σ]uqt1 =0,8.320= 256 N/mm2

STTH : NGUYỄN HẢI SỨ -

MSSV: 2113040051

Trang

17

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

GVHD : NGUYỄN HOÀNG VŨ

Bánh lớn: [σ]uqt2 =0,8.280 = 224 N/mm2
Chỉ cần kiểm nghiệm sức bền tiếp xúc đối với bánh lớn có [σ]txqt nhỏ hơn.
[σ]txqt = . ≤[σ]txqt2 = 1105 N/mm2 ( Ct 3.15 tr 45)
=

= 199,68 ≤ [σ]txqt2=1105 N/mm2

Kiểm nghiệm sức bền uốn
σuqt=σ.Kqt ≤ [σ]txqt ( Cthức 3.42 tr 53)
Với Kqt hệ số quá tải lấy Kqt= 2
Bánh nhỏ: [σ]txqt1= σu1.Kqt
= 48,66.2= 97,32 N/mm2<[σ]txqt1 =256 N/mm2
Bánh lớn: [σ]txqt2= σu2.Kqt
= 40,37.2 = 80,74 N/mm2<[σ]uqt1=224 ( N/mm2)
11. Các thống số hình học chủ yếu của bộ truyền

Đường kính vòng chia (vòng lăn)
Tra bảng công thức 3.5 trang 37
d1 = ms1.z1 = 3.24 =72 mm
d2 = ms2.z2 = 3.86 = 258 mm
Đường kính vòng đỉnh
Tra bảng công thức 3.5 tr 37
De1 = ms( z1 + 2cosφ1) =3.(24 + 2.cos16o) = 78 mm
De2 = ms( z2 + 2cosφ2) = 3.(86 + 2.cos74o) = 260 mm
Đường kính trung bình
Tra bảng công thức 3.5 tr 37
dtb1 = d1.(1 –) = 72.(1 – ) = 61mm
dtb2 = d2.(1 – )) = 258.(1 –) = 219 mm
Đường kính vòng chân( sách vẽ kỹ thuật- Trần Hữu Quế- tr 156)
dc1= m. ( z1- 2,4cos1) =3. (24- 2.4. cos160) = 65 mm

STTH : NGUYỄN HẢI SỨ -

MSSV: 2113040051

Trang

18

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

GVHD : NGUYỄN HOÀNG VŨ

dc2= m. ( z2- 2,4cos2)= 3. (86- 2.4. cos740)= 256 mm
Góc chân răng: ( Công thức bang 3-5 trang 37 )
γ1 =γ2 =γ= arctan = arctan =1036’14’’

∆ =∆
1

2

= ∆ = arctag

m
L

s

= arctag

3
=
133,92

1016’59’’

Góc đầu răng :
(Công thức bang 3-5 trang 37 )
Góc mặt nón chân răng: (Công thức bang 3-5 trang 37 )

ϕ =ϕ
i1

1

ϕ =ϕ
i2

−γ

= 16o – 2o = 14o
2

−γ

= 74o -2o = 72o

Góc mặt nón đĩnh răng : (Công thức bang 3-5 trang 37 )

ϕ =ϕ

ϕ

+∆

e1

1

e2

=ϕ + ∆
2

= 16o + 1o = 17o
= 74o + 1o = 750

12. Tính lực tác dụng

Sử dụng công thức 3.51 tr 54 ta có

a. Đối với bánh nhỏ:

Lực vòng: P1 = = = 1248 N
Lực hướng tâm: Pr1 =P1.tanα.cosφ1 =1248.tan20o.cos16o = 436N.
Lực dọc trục: Pa1 = P1.tanα.sinφ1= 1248.tag20o.sin16o= 125 N
b. Đối với bánh lớn

Lực vòng: P2 = P1 = 1248N

Lực hướng tâm: Pr2= Pa1 = 125N

Lực dọc trục: Pa2 = Pr1 = 436 N

13.Bảng thông số của bánh răng
Tên thông số

STTH : NGUYỄN HẢI SỨ -

MSSV: 2113040051

Bánh
nhỏ

Bánh lớn

Trang

19