Tải bản đầy đủ - 0 (trang)
PHẦN II.THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN

PHẦN II.THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN

Tải bản đầy đủ - 0trang

Đờ án thiết kế máy





GVHD: LÊ HỒI NAM



Đường kính bánh đai lớn:

Lấy

D2 = . 100.(1-0,01) = 198 mm chọn D2 = 200mm

Số vòng quay thực trong 1 phút của bánh bị dẫn







n2’ = 0,99. = 702 vg/ph

Sai số vòng quay so với yêu cầu:

= 4% thỏa mãn

Chọn D2 = 200 mm

2.1.3. Tính khoảng cách trục A:





Sơ bộ chọn khoảng cách trục A theo bảng dựa theo tỉ số truyền u và đường kính

bánh đai D2.

Lmin = = 1770 mm, chọn Lmin = 1800mm

A=





A= = 818 mm







Điều kiện thỏa mãn khoảng cách trục:

A 2(D1 + D2)

A100 +200) = 600=> thỏa mãn



2.1.4. Tính chiều dài đai L:





L = 2A + 2110 mm



2.1.5. Góc ơm trên bánh đai:





α1= 180º - = 180º - = 173º







Kiểm tra điều kiện: α1 = 173º º



2.1.6. Xác định tiết diện đai:





Đề hạn chế ứng suất uốn và tăng ứng suất có ích cho phép của đai, chiều dày đai δ

được chọn theo tỷ số (==> = 100. = 2,5 mm

sao cho:







Dựa theo bảng 5-3 ta chọn trị số = 3 mm.



6

SVTH : HỒ VĂN PHƯỚC



Trang | 6



Đồ án thiết kế máy



GVHD: LÊ HOÀI NAM



Xác định chiều rộng của đai để tránh xảy ra trượt trơn giữa đai và bánh đai:

b = 33 mm

Dựa vào bảng 5-4 chọn b = 30 mm.

2.1.7. Định chiều rộng B của bánh đai:





Chiều rộng B của bánh đai được chọn theo chiều rộng b của đai, có thể tra bảng 5

-10 hoặc tính theo cơng thức:

B = 1,1b + (10

Ta chọn B = 40 mm



Điều kiện chọn B phải thỏa mãn:

BD1 và 612

2.1.8. Tính lực căng và lực tác dụng lên trục:





Lực căng S0 tính theo cơng thức:







S0 = = 1,8. 3. 30 = 162 N

Lực tác dụng lên trục :

R = 3 S0 .sin = 3 . 162. Sin485 N



Thiết kế bộ truyền bánh răng nón răng thẳng



2.2.



2.2.1. Chọn vật liệu và chế độ nhiệt luyện









Bánh răng nhỏ

Do khơng có u cầu đặc biệt nên ta chọn thép 50 thường hóa ,tôi cải thiện độ

rắn đạt từ 210 HB

620 N/;

Bánh răng lớn

Cơ tính thép 45 thường hóa, độ cứng HB = 200 MPa

600 N/;



2.2.2. Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép.





Ứng suất tiếp xúc cho phép

Số chu kỳ làm việc của bánh răng lớn theo công thức (3-4):

N2 = 60.u.1. 30,4. >=> chọn kN = 1.

Trong đó n2 = = = 187 vg/ph

o Đương nhiên là số chu kỳ làm việc của bánh nhỏ

N1 = i. N2 = 3.61 . 30,4. = 110.>

Do đó đối với cả hai bánh kN = 1

o Ứng suất tiếp xúc cho phép ( bảng 3-9) :



7

SVTH : HỒ VĂN PHƯỚC



Trang | 7



Đờ án thiết kế máy



GVHD: LÊ HỒI NAM

2







Bánh nhỏ : 2,6 . 210 = 546 N/mm

Bánh lớn : 2,6 . 200 = 520 N/mm2

Lấy trị số nhỏ : 520 để tính toán.

Ứng suất uốn cho phép:







Vì bộ truyền làm việc 2 chiều nên : =

Lấy hệ số an toàn của bánh răng nhỏ và của bánh lớn ( thép rèn) n = 1,5 ; hệ số tập

trung ứng suất K = 1,8

Giới hạn mỏi của thép 50 : 0,43. 620 =266,6 N/mm2

Giới hạn mỏi của thép 45 : 0,43. 600 =258 N/mm2

Ứng suất uốn cho phép của bánh nhỏ : =98,74 N/mm2

Ứng suất uốn cho phép của bánh lớn : =96 N/mm2



2.2.3. Sơ bộ lấy hệ số tải trọng K = 1,4

2.2.4. Chọn hệ số chiều rộng bánh răng :

2.2.5. Chiều dài nón : L

2.2.6. Tính vận tốc vòng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng.





Vận tốc vòng [ cơng thức (3-18)]

v=

Vận tốc này có thể chọn cấp chính xác 9



2.2.7. Định chính xác hệ số tải trọng K và chiều dài nón L





Vì các bánh răng có độ rắn HB <350 và làm việc với tải trọng thay đổi nên Ktt = .

Theo bảng 3-13 tìm được hệ số tải trọng động Kđ = 1,45

Vậy hệ số tải trọng : K = 1,18. 1,45 = 1,711 khác với dự đoán trên là K = 1,4.



Tính lại chiều dài nón L = 80,5 = 86 mm

2.2.8. Xác định modun và số răng.





Mơđun ms = 0,02.86 = 1,72 mm theo tiêu chuẩn chọn mơđun ngang chọn ms = 2







Số răng : Bánh nhỏ: Z1 =







Bánh lớn : Z2 = 3,61 . 27 = 83,03 => chọn Z2 = 83

Tính chính xác chiều dài nón ( cơng thức tỏng bảng 3-5) :







L = 0,5 . 2 chọn L = 87 mm

Chiều rộng bánh răng : b = 0,3 . 86 = 25,8 mm. Chọn b = 26 mm

Mơđun trung bình bánh 1 : mtb1 = = 12,5 mm







Mơđun trung bình bánh 2 : mtb2 = = 7,86 mm



2.2.9. Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng





Góc mặt non lăn bánh nhỏ tính theo ơng thức trong bảng 3-5:



8

SVTH : HỒ VĂN PHƯỚC



Trang | 8



Đờ án thiết kế máy



GVHD: LÊ HỒI NAM







tg =0,277 =>

Số răng tương đương của bánh nhỏ : Ztd1 = 29







Góc mặt nón lăn bánh lớn : tag =>







Số răng tương đương của bánh lớn : Ztd1 = 367







Theo bảng 3-18 và số răng tương đương tìm được hệ số dạng răng:

o Bánh nhỏ : y1 = 0,451

o Bánh lớn : y2 = 0,517







Ứng suất uốn tại chân răng bánh nhỏ :

o







= 1,2 N/mm2



=98,74 N/mm2



Ứng suất uốn tại chân răng bánh lớn :

o



2.2.10. Kiểm nghiệm sức bền của răng khi chịu quá tải trong thời gian ngắn





Ứng suất tiếp xúc cho phép







Bánh nhỏ : 2,5 . 546 = 1365 N/mm2

Bánh lớn : 2,5 . 520 = 1300 N/mm2

Ứng suất uốn cho phép:

Bánh nhỏ : 0,8 . 320 = 256 N/mm2

Bánh lớn : 0,8 . 300 = 240 N/mm2







Cần kiểm nghiệm sức bền tiếp xúc đối với bánh lớn, có nhỏ hơn:

=







Kiểm nghiệm sức bền uốn

Bánh nhỏ: = . 2,2 = 2,2 N/mm2

Bánh lớn : = . 2,2 = 1,914 N/mm2



2.2.11. Thơng số hình học chủ yếu của bộ truyền:





Mơđun mặt mút lớn ms = 2 mm







Số răng Z1 = 23 ; Z2 = 83







Chiều dài răng b = 26 mm







Góc ăn khớp = 20º







Góc mặt nón chia : ;







Đường kính vòng chia ( vòng lăn ):







d1 = 1,72 . 23 = 39,56 mm

d2 = 1,72 . 83 = 142,76 mm

Đường kính vòng đỉnh:

De1 = 1,72 . (23 + 2.cos 15º29’) = 43 mm.



9

SVTH : HỒ VĂN PHƯỚC



Trang | 9



Đồ án thiết kế máy



GVHD: LÊ HOÀI NAM



De2 = 1,72 . (83 + 2.cos 74º31’) = 144 mm.

2.2.12. Tính lực tác dụng





Đối với bánh nhỏ :







Lực vòng :

P=.

Lực hướng tâm:

Pr1 = = 27 N.

Lực dọc trục:

Pa1 = 77 . tg 20º. Sin = 27 N.

Đối với bánh lớn :

Lực vòng:

Lực hướng tâm

Lực dọc trục:



2.3.



P2 = P1 = 77 N.

Pr2 = 27 N.

Pa2 = 27 N.



Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng:



2.3.1. Chọn vật liệu và chế độ nhiệt luyện





Bánh răng nhỏ







Do khơng có u cầu đặc biệt nên ta chọn thép 50 thường hóa ,tơi cải thiện độ rắn đạt

từ 210 HB

620 N/;

Bánh răng lớn

Cơ tính thép 45 thường hóa, độ cứng HB = 200 MPa

600 N/;



2.3.2. Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép.





Ứng suất tiếp xúc cho phép

o Số chu kỳ làm việc của bánh răng lớn theo công thức (3-4):



N2 = 60.u.1. 11. >=> chọn kN = 1.

Trong đó n2 = = = 67,5 vg/ph

o Đương nhiên là số chu kỳ làm việc của bánh nhỏ

N1 = i. N2 = 2,77 . 11. = 30,47 .>

Do đó đối với cả hai bánh kN = 1

o Ứng suất tiếp xúc cho phép ( bảng 3-9) :







Bánh nhỏ : 2,6 . 210 = 546 N/mm2

Bánh lớn : 2,6 . 200 = 520 N/mm2

Lấy trị số nhỏ : 520 để tính toán.

Ứng suất uốn cho phép:

Vì bộ truyền làm việc 2 chiều nên : =



10

SVTH : HỒ VĂN PHƯỚC



Trang | 10



Đồ án thiết kế máy



GVHD: LÊ HỒI NAM



Lấy hệ số an tồn của bánh răng nhỏ và của bánh lớn ( thép rèn) n = 1,5 ; hệ số tập

trung ứng suất K = 1,8

Giới hạn mỏi của thép 50 : 0,43. 620 = 266,6 N/mm2

Giới hạn mỏi của thép 45 : 0,43. 600 = 258 N/mm2

Ứng suất uốn cho phép của bánh nhỏ : = 98,74 N/mm2

Ứng suất uốn cho phép của bánh lớn : =96 N/mm2

2.3.3. Sơ bộ lấy hệ số tải trọng K = 1,4

2.3.4. Chọn hệ số chiều rộng bánh răng :

2.3.5. Khoảng cách trục : A

2.3.6. Tính vận tốc vòng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng.



Vận tốc vòng [ cơng thức (3-17)]

v=

Vận tốc này có thể chọn cấp chính xác 8

2.3.7. Định chính xác hệ số tải trọng K





Vì các bánh răng có độ rắn HB <350 và làm việc với tải trọng thay đổi nên Ktt = .

Theo bảng 3-13 tìm được hệ số tải trọng động Kđ = 1,55

Vậy hệ số tải trọng : K = 1,18 . 1,55 = 1,829 khác với dự đoán trên là K=1,4.



Tính lại khoảng cách trục A = 110,75 = 126 =>121 mm chọn A = 130 mm

2.3.8. Xác định mơđun và số răng.





Mơđun mn = 0,02. 130 = 2,6 mm theo tiêu chuẩn chọn môđun pháp mn = 2,5 mm







Số răng : Bánh nhỏ: Z1 =







Bánh lớn : Z2 = 2,77 . 26 = 72,02 => chọn Z2 = 72

Chiều rông bánh răng : b = 0,3 . 130 = 39 mm. Chọn b = 40 mm

Mơđun trung bình bánh 1 : mtb1 = = 11,2 mm







Mơđun trung bình bánh 2 : mtb2 = = 7,14 mm



2.3.9. Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng





Số răng tương đương của bánh nhỏ : Ztd1 =







Số răng tương đương của bánh lớn : Ztd2 = 72







Theo bảng 3-18 và số răng tương đương tìm được hệ số dạng răng:

o Bánh nhỏ : y1 = 0,429

o Bánh lớn: y2 = 0,511







Ứng suất uốn tại chân răng bánh nhỏ :

o







= 46 N/mm2



=98,74 N/mm2



Ứng suất uốn tại chân răng bánh lớn :

o



2.3.10. Kiểm nghiệm sức bền của răng khi chịu quá tải trong thời gian ngắn

11

SVTH : HỒ VĂN PHƯỚC



Trang | 11



Đồ án thiết kế máy



GVHD: LÊ HỒI NAM







Ứng suất tiếp xúc cho phép







Bánh nhỏ : 2,5 . 546 = 1365 N/mm2

Bánh lớn : 2,5 . 520 = 1300 N/mm2

Ứng suất uốn cho phép:

Bánh nhỏ : 0,8 . 320 = 256 N/mm2

Bánh lớn : 0,8 . 300 = 240 N/mm2







Cần kiểm nghiệm sức bền tiếp xúc đối với bánh lớn, có nhỏ hơn:

=







Kiểm nghiệm sức bền uốn

Bánh nhỏ: = . 2,2 = 115 N/mm2

Bánh lớn : = . 2,2 = 96,8 N/mm2



2.3.11. Thơng số hình học chủ yếu của bộ truyền:





Mơđun pháp mn = 2,5 mm







Số răng Z1 = 26 ; Z2 =72







Chiều rộng bánh răng b = 40 mm







Góc ăn khớp = 20º







Đường kính vòng chia ( vòng lăn ):







dc3 = 2,5 .26 = 65 mm

dc4 = 2,5. 72 = 180 mm

Đường kính vòng đỉnh:







De3 = 65 + 2. 2,5= 70 mm

De4 = 180 +2. 2.5= 185 mm

Khoảng cách trục A = 130 mm



2.3.12. Tính lực tác dụng lên trục :





Đối với bánh nhỏ :







Lực vòng :

Ft3=

Lực hướng tâm:

Fr3 = = 395 N

Đối với bánh lớn :

Lực vòng:

Lực hướng tâm



Pt4 = P1 =

Pr4 = 446,3 N



4. Kiểm tra điều kiện bôi trơn của bánh răng

-Yêu cầu của việc bôi trơn bánh răng trong hộp giảm tốc là:

12

SVTH : HỒ VĂN PHƯỚC



Trang | 12



Đồ án thiết kế máy



GVHD: LÊ HỒI NAM







Mức dầu thấp nhất phải ngập từ 0,75 – 2 lần chiều cao răng h4







Khoảng cách giữa mức dầu thấp nhất và cao nhất là (10…15)mm







Mức dầu cao nhất khơng được ngập quá 1/3 bán kính bánh răng thứ 4.







Để đảm bảo điều kiện bơi trơn thì:







H = O4B =







Do bánh răng thứu 2 có h2 = 2,25.m =

và mức dầu cao nhất không ngập quá 1/3 bánh răng h2 để giảm lực cản do dầu bôi

trơn gây nên.

Nên điều kiện bôi trơn của hộp giảm tốc là:

1

1

d a 4 − 10 − (10 ÷ 15) > d a 2

4

H = 2

H=



1

1

.399,5 − 10 − (10 ÷ 15) = 174,8 ÷ 180mm > 458,5 = 153(mm)

2

3



Do đó hộp giảm tốc thõa yêu cầu về điều kiện bơi trơn.



PHẦN III.



THIẾT KẾ TRỤC VÀ TÍNH THEN

3.1. Tính trục:



Chọn vật liệu:



3.1.1.



Vì đây là trục của hộp giảm tốc nên ta chọn vật liệu làm trục là thép C45,chế độ nhiệt

luyện là tơi cải thiện.



Chọn sơ bộ đường kính trục:



3.1.2.





( Trang 114_[1])







Giá trị của [τ ] phụ thuộc vào từng vị trí của trục : trục vào ,trục ra hay trục trung gian







mm







Ta chọn d1=18 mm

= 20,65 mm







Ta chọn d2 =30 mm

mm

Ta chọn d3 = 35 mm.

3.1.3.







Tính gần đúng trục :

Xác định các kích thước chiều dài của trục :

Khe hở giữa các bánh răng c = 10 mm



13

SVTH : HỒ VĂN PHƯỚC



Trang | 13



Đồ án thiết kế máy



GVHD: LÊ HỒI NAM







Khe hở giữa các bánh răng và thành trong của hộp ∆ = 10 mm.







Khoảng cách từ cạnh ổ đến thành trong của hộp l2 = 10 mm.







Chiều rộng ổ lăn Bổbi = 19 mm.







Khoảng các từ mặt bên của bánh răng đến thành trong của hộp a = 10 mm.







Chiều rộng bánh đai Bbđ = 30 mm.







Chiều rộng bánh răng cấp nhanh bbrn = 26 mm, cấp chậm bbrc = 40 mm.







Chiều dày nắp ổ l3 = 15 mm.







Khoảng cách từ nắp ổ đến mặt cạnh của bánh đai l4 = 10 mm.



Mơ hình hóa hộp giảm tốc :



TRỤC I

 Tính chiều dài trục :





Khoảng cách từ bánh đai đến ổ lăn :







l=

Khoảng cách giữa các gối trc banh rng nún nh







l = (2,5ữ3)d = 45ữ54 mm. Chọn l’ = 50 mm.

Khoảng cách từ BR1 tới ổ lăn còn lại :

a + b = = 92,5 mm.

 Chiều dài trục I : L (I) = l + l’ + a + b = 50 + 50 + 92,5 = 192,5 mm.

 Các lực tác dụng lên trục :







Lực hướng tâm : Frđ = 450 N



14

SVTH : HỒ VĂN PHƯỚC



Trang | 14



Tài liệu bạn tìm kiếm đã sẵn sàng tải về

PHẦN II.THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN

Tải bản đầy đủ ngay(0 tr)

×