Tải bản đầy đủ - 0 (trang)
2 Tính toán bộ truyền bánh răng côn:

2 Tính toán bộ truyền bánh răng côn:

Tải bản đầy đủ - 0trang

Đồ án thiết kế máy



GVHD: Dương Đăng

Danh



• Tỷ số truyền : ubr2 = 3

• Số vòng quay trục dẫn : n1 = 960 vòng/phút

• Mơmen xoắn trên trục dẫn: T1 = 52425,52 N.mm

• Cơng suất động cơ: Pđc = 5,32 kW

• Hiệu suất truyền động: = 0,88

• Cơng suất trên trục công tác: Pct = 4,662 kW

- Chọn vật liệu chế tạo bánh răng

Do bộ truyền có tải trọng trung bình và khơng có u cầu gì đặc biệt.

Theo bảng 6.1 tài liệu [1] ta chọn thép C45 tôi cải thiện

+ Bánh dẫn: HB1 = 250 HB

+ Bánh bị dẫn: HB2 = 235 HB

2.2.1 Số chu kỳ làm việc cơ sở

= 30HB12,4 = 30.250 2,4 = 1, 71.107 chu kỳ

= 30HB22,4 = 30.235 2,4 = 1, 47.107 chu kỳ

Lh = 5.300.2.8 = 24000 giờ

= = chu kỳ

2.2.2 Số chu kỳ làm việc tương đương



= 60.c.ni.ti

= 60.1.

= Chu kỳ

= 60.c.ni.ti

= 60.1.

= Chu kỳ

= 60.c.ni.ti

= 60.1.

= Chu kỳ

= 60.c.ni.ti

= 60.1.

kỳ 1511040182

SVTH: Nguyễn Thanh Trúc =– Chu

MSSV:

Vì NHE1 > NHO1; NHE2 > NHO2; NFE1 > NFO1; NFE2 > NFO2

Trang 11



Đồ án thiết kế máy



GVHD: Dương Đăng

Danh



Nên ta có hệ số tuổi thọ: KHL1 = KHL2 = KFL1 = KFL2 = 1

2.2.3 Giới hạn mỏi tiếp xúc

Theo bảng 6.13 tài liệu [1], ta chọn giới hạn mỏi tiếp xúc:

2.HB + 70

Bánh dẫn



2.HB1 + 70 = 2.250 + 70 = 570 Mpa



Bánh bị dẫn



2.HB2 + 70 = 2.235 + 70 = 540 Mpa



2.2.4 Ta có giới hạn mỏi uốn

1,8.HB

Bánh dẫn 1,8.HB1 = 1,8.250 = 450Mpa

Bánh bị dẫn 1,8.HB2 = 1,8.235 = 423Mpa

2.2.5 Ứng suất tiếp cho phép

= Với =1,1 tra bảng 6.2 tài liệu

 == = 518,18 MPa

 == = 490,9 Mpa

ứng suất tiếp xúc cho phép: =0,5.() = 0.5.(518,18 + 490,9)

= 504,54 MPa

Vì = 504,54 MPa < 1,25. min = 1,25 = 613,6 MPa



 Thỏa mãn



Giới hạn mỏi uốn, tương ứng với chu kỳ cơ sở NFO được chọn phụ thuộc vào độ rắn

bề mặt, phụ thuộc vào phương pháp nhiệt luyện

σOFlim1 = 1,8H1 = 450MPa

σOFlim2 = 1,8H2 = 423MPa

Ứng suất uốn cho phép sơ bộ của từng bánh răng:

= 450 = 257,14 MPa

= 423 = 241,71 MPa

2.2.6 Xác định chiều dài cơn ngồi và đường kính chia ngồi:

* Chiều dài cơn ngồi:

Re = K R u 2 + 1 3



T1 K H β

(1 − K be ) K beu[σ H ]2



SVTH: Nguyễn Thanh Trúc – MSSV: 1511040182

Với bộ truyền răng thẳng bằng thép KR = 0,5.100 = 50 MPa1/3,

Trang 12



Đồ án thiết kế máy



GVHD: Dương Đăng

Danh



Ta chọn Kbe = 0,25, với HB < 350, răng thẳng

Theo bảng 6.19, ta chọn KHβ = 1,15, T1 = 52425,52 N.mm

Re = 50. 32 + 1 3



52425,52.1

= 115, 2mm

(1 − 0, 25).0, 25.3.490,92





* Xác định các thông số ăn khớp:

2 Re

u +1

2



de1 =



=



2.115, 2

32 + 1



= 72,86mm



Theo bảng 6.22, ta chọn z1p = 18

Với HB < 350 MPa, Ta có: z1 = 1,6.z1p = 1,6.18 = 28,8.

Ta chọn z1 = 29 răng, z2 = u.z1 = 3.29 = 87 răng

Theo bảng 6.20, ta chọn hệ số dịch chỉnh:

x1 = 0,36, x2 = - 0,36

Đường kính trung bình:

dm1 = (1 – 0,5Kbe) de1 = (1 – 0,5.0,25).72,86 = 63,75mm



Mundun trung bình:



mtm =



d m1 63, 75

=

= 2, 2

z1

29



Mundun vòng ngoài:



mte =



mtm

2, 2

=

= 2,51

(1 − 0,5 K be ) (1 − 0,5.0, 25)



Mundun vòng chia ngồi:

SVTH: Nguyễn Thanh Trúc – MSSV: 1511040182

Trang 13



Đồ án thiết kế máy



me =



GVHD: Dương Đăng

Danh



d e1 72,86

=

= 2,51mm

z1

29



Theo tiêu chuẩn ta chọn me = 3 mm

Góc cơn chia:

z 

 29 

δ1 = arctg  1 ÷ = arctg  ÷ = 180 43

 87 

 z2 



δ 2 = 900 − δ1 = 900 − 180 43 = 71057



Đường kính trung bình bánh răng:

dm1 = z1.mtm = 29.2,2 = 63,8 mm

dm2 = z2.mtm = 87.2,2 = 191,4 mm

Chiều dài cơn ngồi:

0,5mte z12 + z2 2 = 0,5.2,51. 292 + 87 2 = 115, 09 mm



Re =

Chiều rộng vành khăn:

b = Kbe.Re = 0,25. 115,09 = 28,77mm

2.2.7 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

σ H = Z M Z H Zε



2T1 K H u 2 + 1

0,85bd m12u



Theo bảng 6.5, ta có: ZM = 274 MPa1/3

Theo bảng 6.12, với hệ số dịch chỉnh chiều cao xt = 0, βm = 0, ZH = 1,76

Theo 6.59b ta có:

SVTH: Nguyễn Thanh Trúc – MSSV: 1511040182

Trang 14



Đồ án thiết kế máy



Zε =



1

εα



GVHD: Dương Đăng

Danh



Trong đó: εα =



1 1

1 

 1

1,88 − 3, 2  + ÷ = 1,88 − 3, 2  + ÷ = 1, 67

 20 60 

 z1 z2 



 Zε = 0,77

Theo 6.61 hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc

K H = K H β K HV K H α



v=



Ta có:



π d m1n1 3,14.63,8.960

=

= 3, 2m / s

60000

60000



Theo bảng 6.13 ta chọn cấp chính xác là 8

Theo bảng 6.14 ta chọn KHα = 1,09

vH = δ H g 0 v



Theo 6.64



d m1 (u + 1)

63,8.(3 + 1)

= 0,002.73.3, 2

= 4,3

u

3



Trong đó:

Theo bảng 6.15 ta chọn δH = 0,002

Theo bảng 6.16 ta chọn g0 = 73

Theo 6.63:

1+



KHv =



vH bd m1

4,3.28, 77.63,8

= 1+

= 1, 069

2T1K H β K Hα

2.52425,52.1.1,09



 KH = 1.1,09. 1,069 = 1,17

σ H = 274.1, 76.0, 77



2.52425,52.1,17. 32 + 1

= 423, 74MPa

0,85.28, 77.63,82.3





 423,74 MPa < = 504,54 MPa  Thỏa mãn

SVTH: Nguyễn Thanh Trúc – MSSV: 1511040182

Trang 15



Đồ án thiết kế máy



GVHD: Dương Đăng

Danh



2.2.8 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

σ F1 =



2T1 K F Yε Yβ YF 1

0,85bmm d m1



Với Kbe = 0,25, tỷ số



K beu

0, 25.3

=

= 0, 43

2 − K be 2 − 0, 25



Theo bảng 6.21 ta chọn KFβ = 1,14

Với v = 2,67 và cấp chính xác là 8 tra bảng 6.14 ta chọn KFα = 1,27

Theo bảng 6.15 ta chọn δF = 0,016

vF = δ F g 0 v



1+



 KFV =



d m1 (u + 1)

63,8.(3 + 1)

= 0, 016.73.3, 2

= 34, 47

u

3

34,17.28, 77.63,8

= 1, 41

2.52425,52.1,14.1, 27



K F β K FV K Fα = 1,14.1, 27.1, 41 = 2, 04



KF =







Với răng thẳng nên β = 0  Yα = 1

ε α = 1, 67, Yε =



1

1

=

= 0, 6

ε α 1, 67



Số răng tương đương kép

zv1 =



z1

29

=

= 30,57

cos δ1 cos180 43



zv 2 =



z2

87

=

= 274, 61

cos δ 2 cos 71053



SVTH: Nguyễn Thanh Trúc – MSSV: 1511040182

Theo bảng 6.18 với zv1 = 21,08, x1 = 0,26. Ta chọn YF1 = 3,61

Trang 16



Đồ án thiết kế máy



GVHD: Dương Đăng

Danh



Theo bảng 6.18 với zv2 = 189,39, x2 = -0,26. Ta chọn YF2 = 3,63

→ σ F1 =



2.52425,52.1,98.0, 6.1.3, 61

= 119,94MPa

0,85.26,17.2,9.58,12



σF1 = 119,94 MPa < [σF1] = 257,14 MPa

  F2 =

σ



119,94YF 2 119,94.3, 63

=

= 120, 6MPa < [ σ F 2 ] = 241, 71MPa

YF 1

3, 61



2.2.9 Kiểm nghiệm răng về quá tải:

Theo 6.48 với Kqt = 1,8

σ H max = σ H K qt = 490,9. 1,8 = 658, 61MPa < [ σ H ] max = 1260 MPa



Theo 6.49

σ F 1max = σ F1 K qt = 257,14.1,8 = 462,85 MPa < [ σ F 1 ] max = 464 MPa

σ F 2 max = σ F 2 K qt = 120, 6.1,8 = 217, 08 MPa < [ σ F 2 ] max = 360 MPa



2.1.2.15 Bảng thông số:



Thơng số

Chiều dài cơn ngồi (mm)

Chiều rộng vành răng (mm)

Góc nghiêng của răng

Tỷ số truyền

Modun vòng trung bình (mm)

Đường kình vòng chia ngồi (mm)

Modun vòng ngồi (mm)

Góc cơn chia

SVTH: Nguyễn Thanh Trúc – MSSV: 1511040182

Đường

kính chia trung bình (mm)



Giá Trị

Re = 115,2

b = 28,77

β=0

um = 3

=3

de1 = 72,86 ; de2 = 218,37

m= 2,51

= 18,430 ; = 71,570



Trang 17



Đồ án thiết kế máy



GVHD: Dương Đăng

Danh

Z1 = 29



Số răng của các bánh răng

Hệ số dịch chỉnh



Z2 = 87



x1 = 0,36 ; x2 = - 0,36



PHẦN III: XÁC ĐỊNH THÔNG SỐ TRỤC VÀ THEN

* Thông số thiết kế: Moment xoắn trên các trục

Trục I: T1 = 52425,52 Nmm

Trục II: T2 = 149517,19 Nmm

Trục III: T3 = 630267,55 Nmm

3.1 Chọn khớp nối:

Mômen cần tuyển: T = 52425, 52 N.mm

Đường kính trục động cơ: dđc = 38 mm

* Chọn khớp nối:

Ta sử dụng khớp nối vòng đàn hồi để nối trục:

Chọn khớp nối theo điều kiện:

Trong đó:

dt = dđc = 38mm – Đường kính trục cần nối

Tt = k.T – Mơmen xoắn tính tốn

k = 1,2 - là hệ số chế độ làm việc

T = Tđc = 52425, 52 N.mm - Mômen danh nghĩa

 Tt = 1,2. 52425,52 = 62910,6 N.mm = 63N.m

Tra bảng 16.10a trang 68 với điều kiện

Tt = 63N.m ≤ , dt = 38mm ≤

Ta chọn:

= 250N.m,

= 40mm,

Z = 6, D0 = 105mm

SVTH: Nguyễn

Thanh

Trúc – MSSV:

1511040182

Tra bảng 16.10b với = 250N.m

Trang 18



Đồ án thiết kế máy



GVHD: Dương Đăng

Danh



Ta được: l1 = 34mm, l3 = 28mm, d0 = 14mm

* Lực tác dụng lên trục:

Ta có: Fkn = 0,2. Ft

Ft =



2t 2.52425,52

=

= 998,58 N

D0

105



 Fkn = 0,2. 998,58 = 199,71 N

3.2 Chọn vật liệu và xác định đường kính sơ bộ

Vật liệu chế tạo thép C45 thường hóa. Giới hạn bền: σbk=600MPa .

Tra bảng 10.5 tài liệu [1] với σbk = 600MPa ta có [σ] = 50 MPa

Ứng suất xoắn cho phép [σ] = 12÷20 MPa

3



T

0, 2.[τ ]



Xác định sơ bộ khoảng cách của trục: d ≥

d1 =



3



T2

0, 2.[τ ]



3



52425,52

0, 2.(12 ÷ 20) = 23, 6 ÷ 28mm



3



149517,19

0, 2.(12 ÷ 20) = 33, 4 ÷ 39, 6mm



3



630267,55

0, 2.(12 ÷ 20) = 54 ÷ 64mm



=



d2 =



3



T2

0, 2.[τ ]



=



d3 =



3



T3

0, 2.[τ ]



=



Tra bảng 5.2 tài liệu [2] ta chọn sơ bộ đường kính trục và bề rộng ổ lăn theo

theo tiêu chuẩn:

Vì trục I nối với động cơ qua khớp nối nên đường kính sơ bộ của trục I

là d1 = (0,8 ÷1,2)ddc nên ta chọn d1 = 20 mm

SVTH: Nguyễn Thanh

TrụcTrúc

I: d1–=MSSV:

20mm;1511040182

b1 = 15mm

Trục II: d2 = 35mm; b2 = 21mm

Trang 19



Đồ án thiết kế máy



GVHD: Dương Đăng

Danh



Trục III: d3 = 45mm; b3 = 25m

Quy ước ký hiệu:



-



- k: số thứ tự trục trong hộp giảm tốc

- i: số thứ tự của tiết diện trục trên đó lắp các chi tiết tham gia

truyền tải trọng

i = 0 và 1: các tiết diện lắp ổ

i = 2…s: là số chi tiết quay

- lk1: khoảng cách trục giữa các gối đỡ 0 và 1 trên trục thứ k

- lki : khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện thứ I trên trục thứ k

- lmki: chiều dài mayo của chi tiết thứ I (lắp trên tiết diện i) trên trục

- lcki: khoảng công-xôn trên trục thứ k, tính từ chi tiết thứ i ở ngồi

hộp giảm tốc đến gối đỡ

- bki: chiều rộng vành bánh răng thứ I trên trục k



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

- k1 = 10 mm: khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành

trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay

- k2 = 8 mm: khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp

- k3 = 10 mm: khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ

- hn = 15 mm: chiều cao nắp ổ và đầu bu lông



* Trục II:

SVTH: Nguyễn Thanh Trúc – MSSV: 1511040182

Chọn sơ bộ chiều dài mayo bánh răng trụ

Trang 20



Tài liệu bạn tìm kiếm đã sẵn sàng tải về

2 Tính toán bộ truyền bánh răng côn:

Tải bản đầy đủ ngay(0 tr)

×