Tải bản đầy đủ - 0 (trang)
PHẦN 2.THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN

PHẦN 2.THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN

Tải bản đầy đủ - 0trang

Đờ án thiết kế máy





GVHD: LÊ HỒI NAM



Số vòng quay thực trong 1 phút của bánh bị dẫn

n2’ = 0,99. 1350= 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 = 1,77 m = 1770 mm, chọn Lmin = 1800mm

A=







A= = 818 mm

Điều kiện thỏa mãn khoảng cách trục:

A 2(D1 + D2)

A2(100 +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:



8

SVTH : HỒ VĂN PHƯỚC



Trang | 8



Đờ án thiết kế máy





GVHD: LÊ HOÀI NAM



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

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 + (1015) mm

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 ,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/;



2.2.2. 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.>



9

SVTH : HỒ VĂN PHƯỚC



Trang | 9



Đồ án thiết kế máy



GVHD: LÊ HỒI NAM



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 : =







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



2.2.3. 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 =



=1,18 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





10



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

SVTH : HỒ VĂN PHƯỚC



Trang | 10



Đờ án thiết kế máy



GVHD: LÊ HỒI NAM



2.2.9. Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng





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







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:











Bánh nhỏ : y1 = 0,451







Bánh lớn : y2 = 0,517



Ứng suất uốn tại chân răng bánh nhỏ :









= 1,2 N/mm2 = 98,74 N/mm2



Ứng suất uốn tại chân răng bánh lớn :





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



11

SVTH : HỒ VĂN PHƯỚC



Trang | 11



Đờ án thiết kế máy





GVHD: LÊ HỒI NAM



Đường kính vòng đỉnh:

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

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



2.2.12. Tính lực tác dụng





Đối với bánh nhỏ :

Lực vòng :







P = = 77 N



Lực hướng tâm:

Lực dọc trục:

Đối với bánh lớn :

Lực vòng:

Lực hướng tâm

Lực dọc trục:



2.3.



Pr1 = = 27 N.

Pa1 = 77 . tg 20º. Sin = 27 N.

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) :

12

SVTH : HỒ VĂN PHƯỚC



Trang | 12



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



2.3.3. 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 = 198=> chọn A = 200 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 = Z = 26







Số răng tương đương của bánh lớn : Ztd2 = Z = 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



13

SVTH : HỒ VĂN PHƯỚC



Trang | 13



Đồ án thiết kế máy





GVHD: LÊ HỒI NAM



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





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 :

Lực hướng tâm:

Đối với bánh lớn :



Ft3=

Fr3 = = 395 N



14

SVTH : HỒ VĂN PHƯỚC



Trang | 14



Đờ án thiết kế máy



Lực vòng:

Lực hướng tâm



GVHD: LÊ HOÀI NAM



Pt4 = P1 =

Pr4 = 446,3 N



4. Kiểm tra điều kiện bơi trơn của bánh răng





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

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 bơi trơn của hộp giảm tốc là:



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



15

SVTH : HỒ VĂN PHƯỚC



Trang | 15



Đồ án thiết kế máy



GVHD: LÊ HỒI NAM



PHẦN 3.



THIẾT KẾ TRỤC VÀ TÍNH THEN

3.1. Tính trục:



3.1.1.



Chọn vật liệu:



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.

3.1.2.





Chọn sơ bộ đường kính trục:

( Trang 114_[1])



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









14 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







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.



16

SVTH : HỒ VĂN PHƯỚC



Trang | 16



Đờ án thiết kế máy



GVHD: LÊ HỒI NAM







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 1

 Tính chiều dài trục :





Khoảng cách từ bánh đai đến ổ lăn :







l = 50 mm

Khoảng cách giữa các gối đỡ trục bánh răng nón nhỏ







l’ = (2,5÷3)d = 45÷54 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







Lực vòng : Ft1 = 77 N







Lực dọc trục : Fa1 = 27 N



17

SVTH : HỒ VĂN PHƯỚC



Trang | 17



Tài liệu bạn tìm kiếm đã sẵn sàng tải về

PHẦN 2.THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN

Tải bản đầy đủ ngay(0 tr)

×