Tải bản đầy đủ

Đồ án thiết kế cơ khí

ĐỒ ÁN THIẾT KẾ CƠ KHÍ
GVHD: Thầy Đỗ Đức Nam
Tạ Quang Tuấn Anh- Cơ điện tử 2 k54

Mục lục

Chương 1: Tính toán động học..................................................................................2
1.1. Chọn động cơ..................................................................................................3
1.2. Tỷ số truyền....................................................................................................5
1.3. Tính toán thông số trên các trục......................................................................5
1.4. Ta có bảng kết quả tính toán động học............................................................7
Chương 2: Thiết kế bộ truyền....................................................................................7
2.1.Bộ truyền ngoài (Xích)....................................................................................7
2.2. Bộ truyền trong (Hộp giảm tốc 2 cấp)............................................................7
2.2.1. Tính bộ truyền cấp nhanh.......................................................................7
2.2.2. Tính toán bộ truyền cấp chậm (bánh răng trụ răng nghiêng).................16
Chương 3: Chọn khớp nối, tính trục, then và ổ lăn.................................................23
3.1. Chọn khớp nối...............................................................................................23
3.2. Tính toán và thiết kế trục..............................................................................25
3.3. Tính then.......................................................................................................38
3.4.Kiểm nghiệm độ bền mỏi của trục II.............................................................41

3.5. Ổ lăn..............................................................................................................44
Chương 4: Thiết kế kết cấu.....................................................................................54
4.1. Các kích thước cơ bản của hộp giảm tốc......................................................54
4.2. Kết cấu trục...................................................................................................58
4.3. kết cấu bánh răng..........................................................................................59
4.4 kết cấu nắp ổ..................................................................................................59
Chương 5: Bôi trơn, lắp ghép và điều chỉnh ăn khớp..............................................60
5.1.Bôi trơn..........................................................................................................60
5.2.Dung sai lắp ghép...........................................................................................60

1


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ CƠ KHÍ
GVHD: Thầy Đỗ Đức Nam
Tạ Quang Tuấn Anh- Cơ điện tử 2 k54

Chương 1: Tính toán động học
Thông số đầu vào:
- Cụm cơ cấu thang nâng hàng:
1. Trọng lượng tối đa hàng
2. Chiều cao tối đa của kho hàng

Gh  1950 (N)

H= 3900 (mm)
L
 375 (mm)
4
vn  6,2 (m/ph)
vx  5 (m/ph)

h

3. Chiều cao xe nâng

4. Vận tốc cơ cấu nâng
5. Vận tốc xếp hàng
6. Chiều dài xe nâng
L=1300 (mm)


- Cụm kết cấu xe di chuyển hàng hóa:
vh  7 (m/ph)
1.
Vận tốc di chuyển hàng
L1  1000(mm)
2.
Chiều dài xe di chuyển
L2  700 (mm)
3.
Chiều dài phần đặt hàng trên xe
.
lh  18000 (giờ)
4.
Thời gian phục vụ
5.
Đặc tính tải trọng
Va đập nhẹ
Yêu cầu thiết kế:
- Chọn động cơ, thiết kế hộp giảm tốc cho hệ dẫn động xe nâng.
- Thiết kế hệ thống bánh răng thanh răng và hệ thống con lăn giữ xe nâng.
- Bản vẽ: 01 bản vẽ lắp hệ dẫn động xe nâng, 01 bản vẽ chi tiết do GVHD chỉ
định.

2


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ CƠ KHÍ
GVHD: Thầy Đỗ Đức Nam
Tạ Quang Tuấn Anh- Cơ điện tử 2 k54

1.1. Chọn động cơ
a. Tính toán động học.
Xét cụm 1 bỏ qua lực tỳ của con lặn C, các lực tác dụng gồm
Gh , Gxdc , Gxn , Fms1,2 , N1,2

Ta chọn:
hệ số k1=3.
hệ số k2=2.
hệ số ma sát lăn: f=0,05.
đường kính bánh răng 3: Dw=200 (mm).
Giả thiết bỏ qua lực tỳ của con lăn C
Quá trình nâng của bệ
Phương trình cân bằng momen với điểm O cho cụm nâng hàng (chú ý N1  N 2 ):
h
h � L
L
L�
N 2  �
Gxn  Gxdc  Gh � 0
2
2 � 2
4
2�
L
L
L�

� N1.h  �
k1.Gh .  k2 .Gh .  Gh . � 0
2
4
2�

N1

Gh .L �k1 k2 1 �
�   �
h �2 4 2 �
� N1  19500( N )
N
19500
 487.5( N )
Có Fms  f 1  0, 05.
2
2
� N1 

Lại có

�F

can

 4Fms  Gh  k1  k 2  1  2 Fcn  0

� Fcn  2Fms 

Gh
1950
(k1  k 2  1)  2.487,5 
(3  2  1)  6825( N )
2
2

Để phát động nâng bệ lực nâng phải lớn hơn lực cản:
� Ftn  Fcn

Công suất trên bánh răng 3: Plv 

2 Ftn .vn 2 Fcn .vn 2.6825.6, 2


 1, 4105(kw)
1000
1000
60000

Công suất cần thiết trên đầu ra động cơ :

3


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ CƠ KHÍ
GVHD: Thầy Đỗ Đức Nam
Tạ Quang Tuấn Anh- Cơ điện tử 2 k54

Pdc 

Plv
P
 2 4 lv 2
 br .ol .kn x

Trong đó hiệu suất truyền động  được tra trong bảng
br  0,96

2.3
 1
19

kn  1
 ol  0, 995
x  0, 95

Pdc 

1, 4105
 1, 64(kw)
0,96 .0,9954.1 .0,95
2

Quá trình hạ của bệ:
Các phản lực N1 , N 2 tương đương với quá trình nâng. Các lực ma sát đảo chiều.
� Fms1  Fms 2  487,5( N )

Tương tự phần nâng bệ ta có:

�F

can

 4 Fms  Gh  k1  k2  1  2 Fch  0

� Fch  2 Fms 

Gh
1950
(k1  k2  1)  2.487,5 
(3  2  1)  4875( N )
2
2

Dấu – trong giá trị của lực thể hiện động cơ phải phát ra một công suất để cản
quá trình rơi tự do của bệ.
� Fth   Fch

Công suất trên bánh 3:
Ppl 

2.4875.6, 2
 1, 0075(kw)
60000

Công suất trên trục động cơ:
Pdc 

1, 0075
 1,17( kw)
0,96 .0.9954.1 .0.95
2

Công suất yêu cầu của động cơ:
Pdc  max  Ph , Pn   1, 64(kw)

Vận tốc động cơ

4


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ CƠ KHÍ
GVHD: Thầy Đỗ Đức Nam
Tạ Quang Tuấn Anh- Cơ điện tử 2 k54

ndc  uhgt .u x .nbr 3
nbr 3 

60000.v 60000.6, 2

�9,87(v / phút)
D w 3
.200.60

Chọn sơ bộ tỷ số truyền hộp giảm tốc uhgt =20.
Tỷ số truyền của bộ truyền xích chọn sơ bộ u x =4,8.
ndc  20.4,8.9,87  947,52(v / ph)

Chọn động cơ:
4A100L6Y3 theo bảng

P1.3
 1
236
Pdc  2, 2( Kw)
ndc  950(v / ph)




Công suất:
Tốc độ:



Đường kính trục:

d1  28(mm) tra bảng




Khối lượng
Hệ số quá tải

42(kg)

P1.7
 1
242

Tk / Tdn  2, 0

1.2. Tỷ số truyền
ut 

ndc
950

 96, 25
nbr 3 9,87

Tỷ số truyền hộp giảm tốc chọn là uhgt =20. Trong đó  u1  6, 07; u2  3, 29 .
u

96, 25

t
Tỷ số truyền của bộ truyền xích là u x  u  20 �4,81
hgt

1.3. Tính toán thông số trên các trục
Công suất trên trục công tác Pct  Ppl  1, 4105(kw) .
Công xuất trên trục III:
PIII 

Pct
1, 4105

 1, 49(kw)
ol x kn 0,995.0.95.1

Công suất trên trục II:
PII 

PIII
1, 49

 1,56(kw)
ol .br 0,995.0,96

5


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ CƠ KHÍ
GVHD: Thầy Đỗ Đức Nam
Tạ Quang Tuấn Anh- Cơ điện tử 2 k54

Công suất trên trục I:
PI 

PII
1,56

 1, 63(kw)
br ol 0,96.0,995

Công suất trên trục động cơ:
Pdc 

Pi
1, 63

 1, 64(kw)
kn ol 1.0,995

Số vòng quay trên trục động cơ ndc  950(vg / ph) .
Số vòng quay trên trục I: nI  950(vg / ph) .
Số vòng quay trên trục II:
nII 

nI
950

�156,51(vg / ph)
u1 6, 07

Số vòng quay trên trục III:
nIII 

nII 156,51

�47,57(vg / ph)
u1
3, 29

Số vòng quay trên trục công tác:
nct 

nIII 47,57

�9,89(vg / ph)
ux
4,81

Momen xoắn trên trục động cơ là:
Td / c  9,55.106

Pd / c
1,64
 9,55.106.
 16486,32( N .mm)
nd / c
950

Momen xoắn trên trục I là:
TI  9,55.106

PI
1, 63
 9,55.106.
 16385,79( N .mm)
nI
950

Momen xoắn trên trục II là :
TII  9,55.106

PII
1,56
 9,55.106.
 95188,81( N .mm)
nII
156,51

Momen xoắn trên trục III là :
TIII  9,55.106

PIII
1, 49
 9,55.106.
 299127, 60( N .mm)
nIII
47,57

Monem xoắn trên trục công tác là :
Tct  9,55.106

Pct
1, 4105
 9,55.106.
 1362009, 606( N .mm)
nct
9,89

6


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ CƠ KHÍ
GVHD: Thầy Đỗ Đức Nam
Tạ Quang Tuấn Anh- Cơ điện tử 2 k54

1.4. Ta có bảng kết quả tính toán động học
Trục
Thông số
Tỷ số truyền
Số vòng
quay(vg/ph)
Công suất (kw)
Momen
xoắn(N.mm)

Động Cơ

I

II

1
950
1,64
16486,32

6,07
156,51

950
1,63
16385,79

1,56
95188,81

III
3,29
47,57

Công tác
4,81
9,89

1,49
1,4105
299127,60 1362009,606

Chương 2: Thiết kế bộ truyền
2.1.Bộ truyền ngoài (Xích)
2.2. Bộ truyền trong (Hộp giảm tốc 2 cấp)
2.2.1. Tính bộ truyền cấp nhanh

Thông số đầu vào

P  P1  1, 63( Kw)
T  T1  16385, 79( N .mm)
n  n1  950(v / ph)
u  6, 07



Chọn vật liệu.
Vật liệu bánh lớn

Vật liệu bánh nhỏ


Nhãn hiệu: thép
C45

Chế độ nhiệt
luyện: Thường hóa

Độ rắn: HB2  190



Tôi cải thiện



7

Nhãn hiệu: thép C45
Chế độ nhiệt luyện:
Độ rắn: HB1  200
Giới hạn bền:


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ CƠ KHÍ
GVHD: Thầy Đỗ Đức Nam
Tạ Quang Tuấn Anh- Cơ điện tử 2 k54

 b1  750

Giới hạn bền:


 b 2  600


 ch1  450

Giới hạn chảy:



Giới hạn chảy:

 ch 2  340


Xác định ứng suất cho phép
a.Ứng suất cho phép

 H0 lim


Z R .Z v .K xH .K HL
 H

SH


 F0 lim

YR .YS .K xF .K FL
F  

SF


Trong đó:
�Z R .Z v .K xH  1
YR .YS .K xF  1


1.Chọn sơ bộ �

2. S H , S F hệ số an toàn khi tính về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn, tra bảng
6.2
 1 với
94

o
o

Bánh răng chủ động: S H 1  1,1; S F 1  1, 75
Bánh răng bị động: S H 2  1,1; S F 2  1, 75

3.  H0 lim ,  F0 lim ứng suất tiếp xúc và uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở:

 H0 lim  2 HB  70


�0
 F lim  1,8 HB


o


 H0 lim1  2 HB1  70  2.200  70  470 MPA

Bánh chủ động � 0
 F lim1  1,8HB1  1,8.200  360MPA


o


 H0 lim 2  2 HB2  70  2.190  70  450 MPA

Bánh bị động � 0
 F lim 2  1,8 HB2  1,8.190  342 MPA


4. K HL , K FL hs tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải
trọng của bộ truyền:

8


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ CƠ KHÍ
GVHD: Thầy Đỗ Đức Nam
Tạ Quang Tuấn Anh- Cơ điện tử 2 k54

�K HL  mH


�K  mH
� FL


NH 0
N HE
NF 0
N FE

Trong đó mH , mF là bậc của đường cong mỏi khi thử về ứng suất tiếp xúc. Do
bánh răng có HB<350 => mH  6 và mF  6
N H 0 , N F 0 số chu kỳ thay đổi ứng suất khi thử về ứng suất tiếp xúc và ứng suât
uốn:
2,4
�N H 0  30.H HB

1

do đối với tất cả các loại thép thì N F 0  4.106
6
�N F 0  4.10
2,4
2,4
�N H 01  30.H HB
 9,99.106
1  30.200

2,4
2,4
6
Vậy có �N H 02  30.H HB 2  30.190  8,83.10

6
�N F 01  N F 02  4.10

5. N HE , N FE số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương: Do bộ truyền chịu tải trọng
tĩnh =>
N HE  N FE  60.c.n.�t trong đó

c số lần ăn khớp trong một vòng quay: c=1.

n vận tốc vòng của bánh răng.

�t tổng số giờ làm việc của bánh răng.
�N HE1  N FE1  60.c.n1.Lh  60.1.950.18000  1,026.109

��
n1
950
6
�N HE 2  N FE 2  60.c.n2 .Lh  60.c. u .Lh  60.1. 6, 07 .18000  169, 03.10


Ta có
N HE1  846.106  N H 01  9,99.106 � N HE1  N H 01 � K HL1  1
N HE 2  161, 76.106  N H 02  8,83.106 � N HE 2  N H 02 � K HL 2  1
N FE1  846.106  N F 01  4.106 � N FE1  N F 01 � K FL1  1
N FE 2  161, 76.106  N F 02  4.106 � N FE 2  N F 02 � K FL 2  1

Do vậy ta có

9


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ CƠ KHÍ
GVHD: Thầy Đỗ Đức Nam
Tạ Quang Tuấn Anh- Cơ điện tử 2 k54

0
470
� H 1   H lim1 Z R .Z v .K xH .K HL  .1.1  427, 27 MPA
SH1
1,1


0
450
  H 2   H lim 2 Z R .Z v .K xH .K HL  .1.1  409, 09MPA

SH1
1,1


0
360

.1.1  205, 71MPA
� F 1   F lim1 YR .YS .K xF .K FL 
SF
1, 75

 F0 lim 2
342



YR .YS .K xF .K FL 
.1.1  195, 43MPA
� F 2 
SF
1,75


Do đây là bộ truyền răng trụ răng thẳng nên  H  min( H 1 ,  H 2 )  409, 09 (MPa)
b.Ứng suất cho phép khi quá tải

  H  max  2,8.max( ch1 , ch 2 )  2,8.450  1260( Mpa)


  F 1  max  0,8. ch1  0,8.450  360( Mpa)


  F 2  max  0,8. ch 2  0,8.340  272( Mpa)




Xác định sơ bộ khoảng cách trục.

Công thức xác định sơ bộ khoảng cách trục aw  K a (u  1) 3

T1 K H 

H 

2

.u. ba

Trong đó:
h.số phụ thuộc vật liệu của cặp bánh răng. Tra bảng 6.5  1 có K a =49,5
 Ka
96
1

MPa 3

momen xoắn trên trục chủ động: T1  16385, 79 (N.mm).
 T1
ứng suất tiếp xúc cho phép:   H   409, 09 (MPa).
 H 
u tỷ số truyền: u=6,07.

hệ số chiều rộng vành răng tra bảng 6.6  1 với bộ truyền không đối
  ba , bd
97


0,3


0,5

xứng HB<350, ta chọn được ba
và bd
ba (u  1)  0,5.0,3.(6,07  1)  1, 0605

10


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ CƠ KHÍ
GVHD: Thầy Đỗ Đức Nam
Tạ Quang Tuấn Anh- Cơ điện tử 2 k54

hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành
 KH , KH
răng khi tính về ứng suất tiếp xúc và uốn: Tra bảng

6.7
 1 với  bd  1, 0605 và sơ đồ
98


�K H   1,165
�K F   1,347

bố trí là sơ đồ 3 ta được �
Do vậy aw  K a (u  1) 3

T1 K H 

H 

2

.u. ba

 49,5(6,07  1) 3

16385, 79.1,165
 138,99( mm)
409,092.6,07.0,3

Chọn aw  140 (mm)

Xác định thông số ăn khớp.
a.Mô đun: m=(0,01~0,02) aw =(1,4~2,8)(mm).
Tra bảng

6.8
 1 chọn m theo tiêu chuẩn: m=2(mm)
99

b.Xác đinh số răng:
2.aw
2.140

 19,80 chọn Z1  20
m(u  1) 2.(6, 07  1)
Z 2  u.Z1  6, 07.20  121, 4 chọn Z 2  120
Z 2 120
Tỷ số truyền thực tế: ut  Z  20  6
1
Z1 

Sai lệch tỉ số truyền:
u 

ut  u
6  6, 07
.100% 
.100%  1,17%  4%
u
6, 07

thỏa mãn điều kiện.

c. Xác định lại khoảng cách trục chia
aw* 

 Z1  Z 2  m  (20  120).2  140(mm)

2
2
Chọn aw  140 (mm)

d. Xác định hế số dịch chỉnh:
Vì aw*  aw nên x1  x2  0
Các hệ số  y  y  0
e. Xác định góc ăn khớp  tw :
Bánh răng không dịch chỉnh nên  tw    20o

Xác định các hệ số và một số thông số động học.
Tỉ số truyền thực tế: ut  6

11


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ CƠ KHÍ
GVHD: Thầy Đỗ Đức Nam
Tạ Quang Tuấn Anh- Cơ điện tử 2 k54
2.aw 2.140

d w1 

 40( mm)

ut  1 6  1
Đường kính vòng lăn của cặp bánh răng: �

d w 2  2.aw  d w1  2.140  40  240( mm)

 .d .n  .40.950
 1,99(m / s )
Vận tốc vòng của bánh răng; v  w1 1 
60000
60000
6.13
 1 với bánh răng trụ răng thẳng và v=1,99(m/s) ta được cấp chính
Tra bảng
106

xác của bộ truyền là CCX=9
Tra phụ lục

2.3
 1 với:
250

CCX =9
HB<350
Răng thẳng
v=1,99(m/s)

o
o
o
o

�K Hv  1, 0995
�K Fv  1, 2785

Nội suy tuyến tính ta được: �

Từ thông tin trong trang 91 và 92 trong  1 ta chọn:
Ra   2,5 ~ 1, 25   m � Z R  0,95

HB<350 và v �5 (m/s) � Z v  1
d a 2 �d w 2  240(mm)  700(mm) � K xH  1
Chọn YR  1
Chọn Ys  1, 08  0, 0695.ln(m)  1, 032
Do d a 2 �d w2  240(mm) �400(mm) � K xF  1
�K H   1,165

�K F   1,347

Hệ số tập trung tải trọng; �

K H  , K F hệ số phân bố không đều tải trọng trên các đôi răng khi tính về ứng suất
tiếp xúc, uốn: Do bộ truyền là bánh răng trụ răng thẳng � K H   1 và K F  1

a. Kiểm nghiệm về ứng suât tiếp xúc:
 H  Z M Z H Z

2T1 K H (ut  1)
,
�  H 
2
bwut d w1

  H  ứng suất tiếp xúc cho phép:
,
  H     H  Z R Zv Z xH  409, 09.0,95.1.1  388, 64( Mpa)
,

12


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ CƠ KHÍ
GVHD: Thầy Đỗ Đức Nam
Tạ Quang Tuấn Anh- Cơ điện tử 2 k54

Z M hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp: Tra bảng

6.5
 1 �
96

1

Z M  274( MPa 3 )
Z H hệ số kể đến hình dạng của bề mặt tiếp xúc:
ZH 

2
2

 1, 76
sin(2 tw )
sin(2.20o )
4  
3
1 �
1 �
�1
 � 1,88  3, 2 � 
� 1, 69
Z2 �
�20 120 �

Z hệ số sự trùng khớp của răng: Z 
�1
�Z1

với   �1,88  3, 2 �
=> Z 

4  
4  1, 69

�0,9
3
3

K H hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc: K H  K H  K H  K Hv  1.1,165.1, 0995  1, 28
bw Chiều rộng vành răng:
bw   ba aw  0,3.140  42(mm) lấy bw =42(mm) (làm tròn bw )

Thay vào ta được:
 H  Z M Z H Z

2T1 K H (ut  1)
2.16385,79.1, 28.(6  1)
 274.1,76.0,9.
 370,38( MPa)
2
bwut d w1
42.6.402

Kiểm tra:  H  370,38( Mpa) �  H   409, 09( Mpa)

  H    H .100%  409, 09  370,38 .100%  9, 46%
<10% thỏa mãn đk bền.
409,09
H 

b. Kiểm nghiệm về độ bền uốn:
2.T .K .Y .Y .Y

 F 1  1 F   F 1 �  F 1 

bw1.d w1.m


 .Y

 F 2  F 1 F 2 �  F 2 

YF 1

  F 1  ,   F 2  ứng suất uốn cho phép của bánh chủ độngvà bị động:


  F 1     F 1  YRYSYxF  205, 71.1.1, 032.1  212, 29( Mpa)


  F 2     F 2  YRYSYxF  195, 43.1.1, 032.1  201, 68(Mpa)

K F hệ số tải trọng khi tính về uốn: K F  K F K F  K Fv  1.1,347.1, 2785  1, 72

13


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ CƠ KHÍ
GVHD: Thầy Đỗ Đức Nam
Tạ Quang Tuấn Anh- Cơ điện tử 2 k54

Y hệ số kể đến sự trùng khớp của răng: Y 

1
1

 0,59
  1, 69

Y hế số kể đến độ nghiêng của răng: do răng là răng trụ răng thẳng � Y  1
6.18
YF 1 , YF 2 hệ số dạng răng: Tra bảng
 1 với:
109



Z v1  Z1  20



Z v 2  Z 2  120



x1  0

x2  0

Nội suy tuyến tính ta được :
YF 1  4, 08


YF 2  3, 60


Thay vào ta có:
2.T .K .Y .Y Y

2.16385, 79.1, 72.0,59.1.4, 08
 F1  1 F   F1 
 40,383( MPa) �  F 1   212, 29( MPa)

bw .d w1.m
42.40.2


 .Y
40,383.3, 60

 F 2  F1 F 2 
 35, 632( MPa ) �  F 2   201,68( MPa)

YF 1
4, 08


Thỏa mãn độ bền uốn.
a. Kiểm nghiệm về quá tải:


 H max   H K qt �  H  max


 F max1  K qt F 1 �  F 1  max


 F max 2  K qt F 2 �  F 2  max

T
Trong đó: K qt  max  2
T

 H max   H K qt  578,54 �  H  max  1260( MPa )


 F max1  K qt F 1  80, 766 �  F 1  max  360( MPa)
Do vậy �


 K qt F 2  71, 264 �  F 2  max  272( MPa)

� F max 2

Một vài thông số hình học của cặp bánh răng:

14


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ CƠ KHÍ
GVHD: Thầy Đỗ Đức Nam
Tạ Quang Tuấn Anh- Cơ điện tử 2 k54
d1  m.Z1  40(mm)

d 2  m.Z 2  240(mm)




Đường kính vòng chia: �



Khoảng cách trục chia: a  0,5  d1  d 2   140(mm)



Đường kính đỉnh răng: �



Đường kính đáy răng: �



Đường kính vòng cơ sở; �



Góc profin gốc   20o

�d a1  d1  2(1  x1 )m  44(mm)
�d a 2  d 2  2(1  x2  y  k2 )m  244(mm)

d f 1  d1  (2,5  2.x1 )m  35( mm)


d f 2  d 2  (2,5  2.x2 ) m  235(mm)

db1  d1 cos   37,59(mm)

db 2  d 2 cos   225,53(mm)


Bảng tổng kết
�P  1, 63(kw)

T1  16385, 79( N .mm)


n1  950(v / ph)


u u 6
� 1

�Lh  18000h

Thông số
Khoảng cách trục
chia
Khoảng cách trục
Số răng

Ký hiệu
a

Giá trị
140 mm

aw

140 mm
20
120
40 mm
240 mm
40 mm
240 mm
37,59 mm
225,53 mm
0

z1
z2

Đường kính vòng
chia
Đường kính vòng lăn

d1
d2
d w1
d w2

Đường kính cơ sở

db1
db 2

Hệ số dịch chỉnh

x1

15


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ CƠ KHÍ
GVHD: Thầy Đỗ Đức Nam
Tạ Quang Tuấn Anh- Cơ điện tử 2 k54



0
20
20
20
1,69

m

2

x2


w

Góc profin gốc
Góc profin răng
Góc ăn khớp
Hệ số trùng khớp
ngang
Mô đun

2.2.2. Tính toán bộ truyền cấp chậm (bánh răng trụ răng nghiêng)

Thông số đầu vào.
P  PII  1,56( Kw)
T  TII  95188,81( N .mm)
n  nII  156,51(v / ph)
u  3, 29



Chọn vật liệu.
Vật liệu bánh lớn

Vật liệu bánh nhỏ


Nhãn hiệu: thép
C45

Chế độ nhiệt
luyện: Thường hóa

Độ rắn: HB2  200




Thường hóa



Độ rắn: HB1  210
Giới hạn bền:

 b1  600

Giới hạn bền:



 b 2  600



Nhãn hiệu: thép C45
Chế độ nhiệt luyện:

 ch1  340

Giới hạn chảy:

 ch 2  340


Xác định ứng suất cho phép.
a.Ứng suất cho phép

 H0 lim
Z R .Z v .K xH .K HL
H  

SH


0

� F   F lim YR .YS .K xF .K FL
SF


16

Giới hạn chảy:


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ CƠ KHÍ
GVHD: Thầy Đỗ Đức Nam
Tạ Quang Tuấn Anh- Cơ điện tử 2 k54

Trong đó:
�Z R .Z v .K xH  1
YR .YS .K xF  1


1.Chọn sơ bộ �

2. S H , S F hệ số an toàn khi tính về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn, tra bảng
6.2
 1 với
94

Bánh răng chủ động: S H 1  1,1; S F 1  1, 75
Bánh răng bị động: S H 2  1,1; S F 2  1, 75

o
o

3.  H0 lim ,  F0 lim ứng suất tiếp xúc và uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở:

 H0 lim  2 HB  70


�0
 F lim  1,8 HB


o
o


 H0 lim1  2 HB1  70  2.210  70  490 MPA

Bánh chủ động � 0
 F lim1  1,8HB1  1,8.210  378MPA


 H0 lim 2  2 HB2  70  2.200  70  470 MPA

Bánh bị động � 0
 F lim 2  1,8 HB2  1,8.200  360 MPA


4. K HL , K FL hs tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải
trọng của bộ truyền:

�K HL  mH


�K  mH
� FL


NH 0
N HE
NF 0
N FE

Trong đó mH , mF là bậc của đường cong mỏi khi thử về ứng suất tiếp xúc. Do
bánh răng có HB<350 => mH  6 và mF  6
N H 0 , N F 0 số chu kỳ thay đổi ứng suất khi thử về ứng suất tiếp xúc và ứng suât
uốn:
2,4

�N H 0  30.H HB1

do đối với tất cả các loại thép thì N F 0  4.106
6
�N F 0  4.10

17


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ CƠ KHÍ
GVHD: Thầy Đỗ Đức Nam
Tạ Quang Tuấn Anh- Cơ điện tử 2 k54
2,4
2,4
�N H 01  30.H HB
 11231753, 46
1  30.210

2,4
2,4
Vậy có �N H 02  30.H HB 2  30.200  9990638, 489

6
�N F 01  N F 02  4.10

5. N HE , N FE số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương: Do bộ truyền chịu tải trọng
tĩnh =>
N HE  N FE  60.c.n.�t trong đó

c số lần ăn khớp trong một vòng quay: c=1.

n vận tốc vòng của bánh răng.

�t tổng số giờ làm việc của bánh răng.
�N HE1  N FE1  60.c.n1.Lh  60.1.156,51.18000  169, 03.106

��
n1
156,51
6
�N HE 2  N FE 2  60.c.n2 .Lh  60.c. u .Lh  60.1. 3, 29 .18000 �51,38.10


Ta có
N HE1  169, 03.106  N H 01  11231753, 46 � N HE1  N H 01 � K HL1  1
N HE 2  51,38.106  N H 02  9990638, 489 � N HE 2  N H 02 � K HL 2  1
N FE1  169, 03.106  N F 01  4.106 � N FE1  N F 01 � K FL1  1
N FE 2  51,38.106  N F 02  4.106 � N FE 2  N F 02 � K FL 2  1

Do vậy ta có

 H0 lim1
490
Z R .Z v .K xH .K HL 
.1.1  445, 45MPA
  H1  

SH1
1,1


0
470
  H 2   H lim 2 Z R .Z v .K xH .K HL  .1.1  427, 27 MPA

SH1
1,1


0
378

.1.1  216 MPA
� F 1   F lim1 YR .YS .K xF .K FL 
SF
1, 75

0
360

.1.1  205, 71MPA
� F 2   F lim 2 YR .YS .K xF .K FL 
SF
1,75


Do đây là bộ truyền răng trụ răng nghiêng nên:
[h ] 

[ H 1 ]+[ H 2 ] 445, 45  427, 27

 436,36( Mpa)
2
2

b.Ứng suất cho phép khi quá tải

18


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ CƠ KHÍ
GVHD: Thầy Đỗ Đức Nam
Tạ Quang Tuấn Anh- Cơ điện tử 2 k54

  H  max  2,8.max( ch1 ,  ch 2 )  2,8.340  952( Mpa)


  F 1  max  0,8. ch1  0,8.340  272( Mpa)


  F 2  max  0,8. ch 2  0,8.340  272( Mpa)




Xác định sơ bộ khoảng cách trục.

Công thức xác định sơ bộ khoảng cách trục aw  K a (u  1) 3

TII K H 

H 

2

.u. ba

Trong đó:
1
h.số phụ thuộc vật liệu của cặp bánh răng. Tra bảng 6.5  1 có K a =43
K
a

MPa 3
96
momen xoắn trên trục chủ động: T1  95188,81 (N.mm).
 T1
ứng suất tiếp xúc cho phép:   H   436,36 (MPa).
 H 
u tỷ số truyền: u=3,29.

hệ số chiều rộng vành răng tra bảng 6.6  1 với bộ truyền không đối
  ba , bd
97
xứng HB<350, ta chọn được  ba  0,3 và  bd  0,5 ba (u  1)  0,5.0,3.(3, 29  1)  0, 6435
hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành
 KH , KH
răng khi tính về ứng suất tiếp xúc và uốn: Tra bảng

6.7
 1 với  bd  0, 6435 và sơ đồ
98

�K H   1, 0809

bố trí là sơ đồ 5 ta được �
�K F   1,185
TII K H 
95188,81.1, 0809
 43.(3.29  1) 3
 150,91(mm)
Do vậy aw  K a (u  1) 3
2
436,36 2.3, 29.0,3
  H  .u. ba

Chọn aw  160 (mm)

Xác định thông số ăn khớp.
a.Mô đun: m=(0,01~0,02) aw =(1,6~3,2)(mm).
Tra bảng

6.8
 1 chọn m theo tiêu chuẩn: m=2(mm)
99

b.Xác đinh số răng:
chọn sơ bộ góc nghiêng răng   20

19


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ CƠ KHÍ
GVHD: Thầy Đỗ Đức Nam
Tạ Quang Tuấn Anh- Cơ điện tử 2 k54
2.aw .cos() 2.160.cos(20)

 35, 05 chọn Z1  36
m(u  1)
2.(3, 29  1)
Z 2  u.Z1  3, 29.36  118, 44 chọn Z 2  119
Z 2 119
Tỷ số truyền thực tế: ut  Z  36  3,31
1
Z1 

Sai lệch tỉ số truyền:
u 

ut  u
3,31  3, 29
.100% 
.100%  0, 61%  4%
u
3, 29

thỏa mãn điều kiện.

c. Xác định lại góc nghiêng của răng
cos( 

m.( Z1  Z 2 ) 2.(36  119)

 0,96875
2.aw
2.160

  arccos(0,99375)  14,36
Xác định góc ăn khớp  tw :
� tan 20 �
�tan  �
 t  tw  arctan �
 20,59
� arctan �
 �
�cos  �
�cos14,36 �

Góc nghiêng răng trên hình trụ cơ sở
b  arctan(cos t .tan )  arctan(cos 20,59.tan14, 36  )  14, 48



Xác định các hệ số và một số thông số động học.

Tỉ số truyền thực tế: ut  3,31
Đường kính vòng lăn của cặp bánh răng:
2.aw
2.160

d w1 

 74, 25(mm)

ut  1 3.31  1


d w 2  2.aw  d w1  2.160  74, 25  245, 75(mm)

 .d .n
 .74, 25.156,51
 0, 61(m / s)
Vận tốc vòng của bánh răng; v  w1 II 
60000
60000
Chiều rộng răng bw   ba .aw  0,3.160  48(mm) chọn bw  48(mm)
�K H   1.13
6.14
[1] ta có �
107
�K F   1,37
6.13
 1 với bánh răng trụ răng thẳng và v=0,61(m/s) ta được cấp chính
Tra bảng
106

Tra bảng

xác của bộ truyền là CCX=9

20


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ CƠ KHÍ
GVHD: Thầy Đỗ Đức Nam
Tạ Quang Tuấn Anh- Cơ điện tử 2 k54
vH bw d w1

�K Hv  1  2T K K
1 H
H


�K  1  vF bw d w1
Fv

2T1 K F  K H


Trong đó:
vH   H g 0 v a w / u

với v  0, 61(m / s)
g 0 hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1

và 2 tra bảng

6.16
có g0  73 theo cấp chính xác 9.
107

 H hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp tra bảng
6.15
có  H  0, 002 với răng nghiêng.
107
Vậy vH   H g0v aw / u  0, 002.73.0, 61. 160 / 3,31  0, 62

 v F   F g 0 v aw / u
6.15
có  F  0, 006
107
Vậy vF   F g 0v aw / u  0, 006.73.0, 61. 160 / 3,31  1,86

Tra bảng

Thay vào ta có
vH bw d w1
0, 62.48.74, 25

�K Hv  1  2T K K  1  2.95188,81.1, 0809.1,13  1, 0095
1 H
H


1,86.48.74, 25
�K  1  vF bw d w1  1 
 1, 0215
Fv

2T1 K F  K F
2.95188,81.1,185.1,37


Từ thông tin trong trang 91 và 92 trong  1 ta chọn:
Ra   2,5 ~ 1, 25   m � Z R  0,95

HB<350 và v �5 (m/s) � Z v  1
d a 2 �d w 2  245, 75(mm)  700(mm) � K xH  1
Chọn YR  1
Chọn Ys  1, 08  0, 0695.ln(m)  1.016
Do d a 2 �d w 2  245, 75(mm) �400(mm) � K xF  1

21


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ CƠ KHÍ
GVHD: Thầy Đỗ Đức Nam
Tạ Quang Tuấn Anh- Cơ điện tử 2 k54
�K H   1, 025

�K F   1, 066

Hệ số tập trung tải trọng; �

Một vài thông số hình học của cặp bánh răng:
�d1  d w1  74, 25(mm)
�d 2  d w 2  245, 75(mm)



Đường kính vòng chia: �



Khoảng cách trục chia: a  0,5  d1  d 2   160(mm)



Đường kính đỉnh răng: �



Đường kính đáy răng: �



Đường kính vòng cơ sở; �



Góc profin gốc   20o

d a1  d1  2(1  x1 )m  78, 25( mm)

d a 2  d 2  2(1  x2  y  k2 )m  249, 75(mm)



�d f 1  d1  (2,5  2.x1 )m  69, 25(mm)
�d f 2  d 2  (2,5  2.x2 )m  240, 75(mm)
db1  d1 cos   69,51(mm)

db 2  d 2 cos   230, 05(mm)


Bảng tổng kết
�P  1,56(kw)

T2  95188,81( N .mm)


n2  156,51(v / ph)


u  u  3,31
� 2

�Lh  18000h

Thông số
Khoảng cách trục chia
Khoảng cách trục
Số răng

Ký hiệu
a
aw
z1
z2

Đường kính vòng chia

d1
d2

Đường kính vòng lăn

d w1
d w2

22

Giá trị
160 mm
160 mm
36
119
74,25 mm
245,75 mm
74,25 mm
245,75 mm


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ CƠ KHÍ
GVHD: Thầy Đỗ Đức Nam
Tạ Quang Tuấn Anh- Cơ điện tử 2 k54

Đường kính cơ sở

69,51 mm
230,05 mm
0
0
20
20
20.59
1,764

db1
db 2

Hệ số dịch chỉnh

x1
x2


w

Góc profin gốc
Góc profin răng
Góc ăn khớp
Hệ số trùng khớp
ngang
Mô đun
Hệ số trùng khớp dọc
Góc Nghiêng răng



m

2
1,91
14,48




Chương 3: Chọn khớp nối, tính trục, then và ổ lăn
3.1. Chọn khớp nối
Ta sử dụng khớp nối vòng đàn hồi để nối trục. Điều kiện ban đầu.

Tt �Tkncf

dt �d kncf


Với
dt Đường kính trục cần nối.
dt  24( mm) .
Tt là momen xoắn tính toán.
Tt  k .T .
Trong đó :
k- hệ số làm việc, phụ thuộc vào loại máy, tra bảng B
T- momen xoắn trên trục.
T  Tdc  16486,32( N .mm)

Vậy :

Tt  1, 2.16486,32  19783,584( N .mm)

23

16.1
[2] , ta lấy k  1, 2 .
58


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ CƠ KHÍ
GVHD: Thầy Đỗ Đức Nam
Tạ Quang Tuấn Anh- Cơ điện tử 2 k54

Tt  19783,584( N .mm) �Tkncf
16.10a
[2] với : �
Tra bảng B
dt  24(mm) �d kncf
68


Ta tìm được :

Tkncf  63( N .m)
� cf
d kn  28( mm)


�Z  6
�D  71(mm)
�0
16.10b
[2] với Tkncf  63( N .m) ta được:
Tra bảng B
69
l1  20(mm)


l2  10(mm)


l3  15(mm)


d c  10( mm)


Kiểm nghiệm khớp nối
Điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi:
[]d là ứng suất dập cho phép của vòng cao su chọn []d  3( Mpa)
d 

2.k .T
2.1, 2.16486,32

 0, 62( Mpa) �[]d  3( Mpa) (thỏa mãn)
Z .Do .d c .l3
6.71.10.15

Điều kiện sức bền của chốt:
u 

k .T .lo
�[]u
0,1.d c 3 .D0 .Z

[]u ứng suất cho phép của chốt chọn []u  60( Mpa) .
l
10
lo  l1  2  20   25(mm)
2
2
k .T .lo
1, 2.16486,32.25

 11,61( Mpa ) �[]u  60( Mpa) (thỏa
 u 
3
0,1.d c .D0 .Z
0,1.103.71.6

mãn).
Lực Tác dụng của khớp nối lên trục
2.T
2.16486,32
 0, 25.
 115,39( N )
D0
71
Bảng các thông số của khớp nối
Fkn  0, 25.Ft  0, 25.

24


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ CƠ KHÍ
GVHD: Thầy Đỗ Đức Nam
Tạ Quang Tuấn Anh- Cơ điện tử 2 k54

Thông Số

Kí Hiệu

Giá Trị

Momen xoắn lớn nhất có thể truyền
được
Số chốt
Đường kính lớn nhất có thế của trục
chốt
Đường kính vòng tâm chốt
Đường kính của chốt đàn hồi
Chiều dài phần tử đàn hồi
Chiều dài đoạn công xôn của chốt

Tkncf

63(N.m)

Z

6
28(mm)

d

cf
kn

Do
dc
l3
l1

71(mm)
10(mm)
15(mm)
20(mm)

3.2. Tính toán và thiết kế trục
3.2.1. Chọn vật liệu
Với trục chịu tải trọng trung bình, tra bảng B

6.1
[1] ta chọn:
92

 Nhãn Thép :C45.
 Chế độ nhiệt luyện: thường hóa.
 Độ cứng HB= 170 �217 HB.
 Giới hạn bền b  600( Mpa) .
 ứng suất xoắn cho phép []=15 �30(Mpa) .
3.2.2. Tính toán sơ bộ đường kính trục
Đối với bộ truyền bánh răng, ta có:
d sb �3

T
0, 2.[]

Với trục I.
T1  16385, 79( N .mm)

[1 ]  15( Mpa)


ta có �
.

 d sb1 �3

T1
16385, 79
3
 17, 61( mm) (1)
0, 2.[1 ]
0, 2.15

Do đầu vào trục của hộp giảm tốc nối với khớp nối từ trục động cơ ra nên.
d sb1  (0,8 �1, 2).d dc  (0,8 �1, 2).28  22, 4 �33, 6( mm) .(2)
Từ (1) và (2) ta chọn d sb1  24(mm) .
25


Tài liệu bạn tìm kiếm đã sẵn sàng tải về

Tải bản đầy đủ ngay

×