Giáo trình Thuyết minh Đồ án chi tiết máy

, đảm bảo khởi động êm, hãm và đảo chiều dễ dàng ... nhưng chúng lại có nhược điểm là giá thành đắt, khó kiếm và phải tăng thêm vốn đầu tư để đặt thiết bị chỉnh lưu, do đó được dùng trong các thiết bị vận chuyển bằng điện, thang máy, máy trục, các thiết bị thí nghiệm ... - Động cơ điện xoay chiều : bao gồm 2 loại : một pha và ba pha + Động cơxoay chiều một pha có công suất nhỏ do đó chỉ phù hợp cho dân dụng là chủ yếu. + Động cơ xoay chiều ba pha : gồm hai loại: đồng bộ và không đồng - Động cơ ba pha đồng bộ có ưu điểm hiệu suất cao, hệ số tải lớn nhưng có nhược điểm: thiết bị tương đối phức tạp, giá thành cao vì phải có thiết bị phụ để khởi động động cơ, do đó chúng được dùng cho các trường hợp cần công suất lớn (>100kw), và khi cần đảm bảo chặt chẽ trị số không đổi của vận tốc góc . - Động cơ ba pha không đồng bộ gồm hai kiểu: rôto dây cuốn và rôto lồng sóc . - Động cơ ba pha không đồng bộ rôto dây cuốn cho phép điều chỉnh vận tốc trong một phạm vi nhỏ ( khoảng 5%), có dòng mở máy thấp nhưng cosϕ thấp, giá thành đắt, vận hành phức tạp do đó chỉ dùng hợp trong một phạm vi hẹp để tìm ra vận tốc thích hợp của dây chuyền công nghệ . - Động cơ ba pha không đồng bộ rôto lồng sóc có ưu diểm là kết cấu đơn giản, giá thành hạ, dễ bảo quản, song hiệu suất thấp (cosϕ thấp) so với động cơ ba pha đồng bộ, không điều chỉnh được vận tốc . Từ những ưu, nhược điểm trên cùng với điều kiện hộp giảm tốc của ta, ta đã chọn Động cơ ba pha không đồng bộ rôto lồng sóc. 1.2. Chọn công suất động cơ: Công suất động cơ được chọn theo điều kiện nhiệt độ đảm bảo khi động cơ làm việc nhiệt sinh ra không quá mức cho phép. Muốn vậy : dcdmP dcdtP≥ dcdmP : công suất định mức của động cơ dcdtP : công suất đẳng trị trên trục động cơ 2 Vì tải thay đổi nên : dcdtP = ck i ct lv ct i i dc lv t tP P p ∑⎟ ⎟ ⎠ ⎞ ⎜⎜⎝ ⎛Σ= 2 3 1 ctlvP : công suất làm việc danh nghĩa trên trục công tác ctiP : công suất phụ tải trên trục công tác ở chế độ thứ i dclvP : công suất làm việc danh nghĩa trên trục động cơ i t , ckt : Thời gian làm việc ở chế độ thứ i và thời gian cả chu kỳ dclvP = Ση ct dtP ∑η : Hiệu suất chung của trạm dẫn động xobrtk ηηηηη ... 42=∑ Trong đó : xη : Hiệu suất bộ truyền xích brtη : Hiệu suất của một cặp bánh răng ăn khớp oη : Hiệu suất của một cặp ổ lăn kη : Hiệu suất của nối trục đàn hồi Tra bảng 2.3 [I]/19 ta có Bộ truyền xích Bánh răng trụ ổ lăn Nối trục đàn hồi η 0,97 0,98 0,995 1 => ∑η = 1.0,982.0,9954.0,97 = 0,91 ctlvP : công suất làm việc trên trục công tác, giá trị : ctlvP =1000 .vFt = 1000 05,1.4600 = 4.83 (kW) => dclvP = Ση ct lvP = 91,0 83,4 = 5,3 (kW) Vậy dcdtP = 5,3. ttt ttt ckckck ckckck T T T T T T 3,05,02,0 3,0.5,05,0.8,02,0. 222 ++ ⎟⎠ ⎞⎜⎝ ⎛+⎟⎠ ⎞⎜⎝ ⎛+⎟⎠ ⎞⎜⎝ ⎛ = 4.08 (kW) Vậy động cơ phải có công suất thoả mãn điều kiện: dcdmP ≥ 4,08 (kW) 3 1.3 . Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ: nđb Khi số vòng quay đồng bộ của động cơ càng tăng thì khuôn khổ, khối lượng và giá thành giảm ( vì số đôi cực giảm ), trong khi đó hiệu suất và hệ số công suất (cosϕ ) càng tăng. Vì vậy người sử dụng muốn có số vòng quay cao. Tuy nhiên, dùng động cơ với số vòng quay cao lại yêu cầu giảm tốc nhiều hơn, tức là phải sử dụng hệ thống dẫn động với tỷ số truyền lớn hơn. Do đó kích thước, khối lượng bộ truyền lớn. Vì vậy khi thiết kế phải phối hợp cả 2 yếu tố trên, đồng thời căn cứ vào sơ đồ hệ thống dẫn động cần thiết để chọn số vòng quay thích hợp cho động cơ. Theo tiêu chuẩn có các số vòng quay : 3000 v/p;1500 v/p;1000 v/p; 750 v/p;600 v/p và 500 v/p Với hệ dẫn động băng tải nên: 85,66 300. 3,0.10.60.10.60 33 === ππD vnct (v/ph) Trong đó D: Đường kính tang dẫn của băng tải(mm). v: Vận tốc vòng của băng tải(m/s). Chọn sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ ndb=1500(v/p) vì trên các ổ hay sự truyền giữa các bánh răng có ma sát và trừ đi sự trượt 3% Vậy tốc độ vòng quay của trục công tác : ndb=1450(v/p) Tỷ số truyền sơ bộ của toàn hệ thống. Xác định theo công thức 69,21 85,66 1450 === ct db sb n n u ndb: Số vòng quay của động cơ. nct: Số vòng quay của trục công tác. Mặt khác tỉ số truyền của hệ dẫn động là: xbr uuu .=∑ Trong đó: ubr: Tỉ số truyền bánh răng trụ 2 cấp ux: Tỉ số truyền của bộ truyền xích Tra bảng 2.4 [I]/21 ta có ubr = 8 ÷ 40 ux = 1,5 ÷ 5 4 => 20012 ÷=Σu Ta thấy usb = 21,69 ∈ (12÷200 ) thỏa mãn điều kiện. Vậy chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ là ndb=1450(v/p) 1.4 . Chọn động cơ: Từ bảng P1.3[I]/236 căn cứ vào điều kiện dcdmP ≥ 4,08 (kW), và ndb=1450(v/ph) ta chọn loại động cơ 4A112M4Y3 Loại động cơ Vận tốc quay (v/ph) Công suất (kW) Cosϕ η% Tmax/Tdn Tk/Tdn 4A112M4Y3 1425 5,5 0,85 85,5 2,2 2,0 1. 5 . Kiểm tra điều kiện mở máy, điều kiện quá tải cho động cơ: a . Kiểm tra điều kiện mở máy: Khi khởi động, động cơ cần sinh ra công suất đủ lớn để thắng sức ỳ của hệ thống tức là: )(kWPP dccbd dc mm ≥ dcmmP : Công suất mở máy. dc dm dn Kdc dmmm dc mm PT TPKP == . => dc mmP =2,0.5,5 = 11 (kW) dcbdP : Công suất của lực cản ban đầu dccbdP = bd dc lv KP . =5,3.1,3 = 6,89 (kw) < 11 (kW) => Động cơ được chọn thoả điều kiện mở máy. b . Kiểm tra điều kiện quá tải: Đối với trường hợp tải thay đổi quay một chiều vì công suất định mức của động cơ chọn theo công suất đẳng trị, do đó có những giai đoạn công suất làm việc sẽ vượt quá công suất định mức của động cơ. Để tránh hiện tượng này cần kiểm tra quá tải cho động cơ: dcqt dc PP ≥max 5 )(1,125,5.2,2maxmax kWPT TPKP dcdm dn dc dmqt dc ==== dcctlv dc qt PpTp max83,4 <=== Vậy điều kiện quá tải của động cơ được thoả mãn. II . PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN : Tỉ số truyền của toàn hệ thống: 32,2185,66 1425 ===Σ ct dc n nU 1 . Tỷ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp : Vì hệ dẫn động gồm bộ truyền bánh răng 2 cấp nối với 1 bộ truyền ngoài hộp => 46,178,132,21)1,015,0()1,015,0( ÷=÷=÷= ΣUU ng Chọn Ung = 1,6 => 325,136,1 32,21 === Σ ng h U UU 2 . Tỷ số truyền của các bộ truyền trong hộp : Uh = U1.U2 Với hộp giảm tốc bánh răng 2 cấp khai triển ta có: - Tỷ số truyền cấp nhanh: 63,4325,13.825,0.825,0 3 23 21 === hUU - Tỷ số truyền cấp chập : 88,263,4 325,13 1 2 === U UU h III . XÁC ĐỊNH THÔNG SỐ TRÊN CÁC TRỤC 6 1 . Tính tốc độ quay của trục : nI = k dc u n = nđc = 1425 (v/ph) (vì uk = 1) )/(77,307 63,4 1425 1 phv u nn III === )/(86,10688,2 77,307 2 phv u nn IIIII === )/(79.666,1 86,106 phv u nn n III IV === . Tính công suất danh nghĩa trên các trục : Pi = Pi-1.η∑ i PI = P dclv .ηk.ηo = 5,3.1 . 0,995 = 5,27(kW) PII = PI.ηbr.ηo = 5,27 . 0,98 . 0,995 = 5,13 (kW) PIII = PII. ηbr.ηo = 5,13. 0,98 . 0,995 = 5,00 (kW) PIV = PIII.ηx.ηo = 5,00. 0,97 . 0,995 = 4,82 (kW) 3 . Tính momen xoắn trên các trục : 7 Áp dụng công thức : i i i n PT .10.55,9 6 = => )(24,353181425 27,5.10.55,9 6 NmmTI == )(18,15918277,307 13,5.10.55,9 6 NmmTII == )(34,44684686,106 00,5.10.55,9 6 NmmTIII == )(99,689189 79,66 82,4.10.55,9 6 NmmTIV == )(29,35519 1425 3,5.10.55,9 6 NmmTdc == 4. Bảng số liệu tính toán: Tốc độ quay n (v/ph) Tỷ số truyền Công suất (kW) Momen xoắn (N.mm) Trục đc 1425 1 5,3 35519,29 Trục I 1425 5,27 35318,24 4,63 Trục II 307,77 5,13 159182,18 2,88 Trục III 106,86 5,00 446846,34 1,6 Trục IV 66,79 4,82 689189,99 PHẦN II 8 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH I/- CHỌN LOẠI XÍCH: Có 3 loại xích : xích ống , xích con lăn và xích răng . Trong 3 loại trên ta chọn xích con lăn để thiết kế bởi vì chúng có ưu điểm là : - Có nhiều trên thị trường do đó dễ thay thế - Chế tạo không phức tạp bằng xích răng - Phù hợp với vận tốc yêu cầu - Độ bền mòn của xích con lăn cao hơn xích ống Vì công suất không lớn lên ta chọn xích con lăn 1 dãy . II/- Xác định các thông số xích và bộ truyền: 1/- Chọn số răng đĩa xích: Từ phần I ta đã tính toán và xác định được: Ux =Ung = 1,6 nx = nIII = 106,86(v/ph); Px = PIII = 15,782(kW) Tra bảng 5.4 [I]/80 với Ux = 1,6. Ta chọn: Z1 = 27 (Z1 là số răng đĩa xích nhỏ). Do đó ta có số răng đĩa xích lớn Z2 là: Z2 = Ux.Z1≤ Zmax. Zmax: Được xác định từ điều kiện hạn chế độ tăng xích do bản lề bị mòn sau một thời gian làm việc. Zmax = 120 đối với xích ống con lăn. Z2 = Ux.Z1 = 1,6.27 = 43,2. Chọn Z2 = 45 < Zmax= 120. Tỉ số truyền thực: Uxt = 66,127 45 = 2/- Xác định bước xích p: Theo công thức 5.3[I]/80 công suất tính toán và điều kiện đảm bảo chỉ tiêu độ bền mòn. 9 Ptx = P.k.kZ.kn ≤[P]. (1) Trong đó: Ptx, P, [P]: Lần lượt là công suất tính toán, công suất cần truyền (P=PIII), công suất cho phép. kZ: Hệ số số răng. kZ = 1 01 Z Z , Z01:bước xích tiêu chuẩn của bộ truyền xích có số răng đĩa nhỏ, Z01= 25. → kZ = 926,027 25 = kn: Hệ số số vòng quay. kn = 1 01 n n Vì số vòng quay đĩa nhỏ n1=nx=106,86(v/ph), nên ta chọn n01 = 200(v/ph). → kn = 87,186,106 200 = Ta có: Hệ số sử dụng k = k0. ka. kdc. kbt. kd. kc Ta bảng 5.6 [I]/82 ta có: k0: Hệ số kể đến ảnh hưởng vị trí bộ truyền, lấy k0=1. (Chọn độ nghiêng giữa bộ truyền và phương ngang < 400). ka: Hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích, lấy ka = 1( Khoảng cách trục a=(30...50)p ). kdc: Hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích, lấy kdc = 1 (ứng với vị trí trục không điều chỉnh được). kbt: Hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn, lấy kbtr = 1,3 ( vì môi trường có bụi, bôi trơn loại II). kd: Hệ số tải trọng động, kể đến tính chất của tải trọng, lấy kd = 1,25 (vì tải trọng động ) 10 Kc: Hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền , lấy kc = 1,25(làm việc 2ca/ngày). Vậy: k = 1.1.1,3.1.1,25.1,25 = 2,03. Vậy ta xác định được Ptx từ công thức trên: Ptx = P.k.kZ.kn = 5,00.2,03.0,926.1,87 = 17,58(kW). Ptx = 17,58(kW) ≤ [P]. Với n01 = 200(v/phut). Tra bảng 5.5[I]/81 ta chọn được bộ truyền xích: bước xích p = 31,75(mm). [P] = 19,3 (kw) dc=9,55(mm) ( Đường kính chốt xích) B=27,46(mm) ( Chiều dài ống xích Ptx = 17,58 (KW) < [P] = 19,3 (KW). Thoả mãn điều kiện (1) Theo bảng 5.8[I]/83 với n1 = 106,86 < 300(v/phut). p = p max = 50,8(mm), với pmax là bước xích lớn nhất cho phép. Ù Thoả mãn điều kiện va đập đối với bộ truyền 3/. Khoảng cách truc và số mắt xích: Khoảng cách trục nhỏ nhất giới hạn bởi khe hở nhỏ nhất cho phép giữa các đĩa xích a=(30÷50)p mm, hệ số nhỏ dùng khi u = 1..2. hệ số lớn dùng khi u = 67 Mặt khác để tránh lực căng quá lớn do trọng lượng bản thân xích gây nên, khoảng cách trục không nên quá lớn a ≤ amax = 80.p. Khi thiết kế sơ bộ chọn: a = 40p .Vậy a = 40p = 40.31,75 = 1270 (mm). Từ khoảng cách trục a = 1270.(mm). Ta xác định được số mắt xích x: ( ) ( ) 01,116 1270.14,3.4 8,50.2745 2 4527 75,31 1170.2 4 . 2 2 2 2 2 2 1221 =−+++=Π −+++= a pzzzz p ax Lấy số mắt xích: x = 116. 11 Tính lại khoảng cách trục a theo số mắt xích x = 116. a* = 0,25.p {x- 0,5.(z2 + z1) + ( )[ ] ( )[ ] }/25,0 212212 πzzzzx −−+− = 0,25.31,75. {116- 0,5.(45+27) + ( )[ ] ( )[ ] }14,3/2745227455,0116 22 −−+− = 1266 (mm) Để xích không chịu lực căng quá lớn, giảm a một lượng Δa. Δa = (0,002..0,004)a. Chọn Δa = 0,004.a = 0,004.1266 ≈ 5. Do đó: a = 1266 – 5 = 1261 (mm). Sau khi xác định được số mắt xích và khoảng cách trục, cần tiến hành kiểm nghiệm số lần va đập i của bản lề xích trong một giây: 65,1116.15 86,106.27 .15 . 11 === x nzi .(lần/s) Điều kiện : i ≤ [i]. [i]: Số lần va đập cho phép trong một giây. Tra theo bảng 5.9[I]/85. Dựa vào P = 31,75mm. ta có: [i] = 25. Vậy i = 1,65 thoả mãn 4/- Kiểm nghiệm xích về độ bền: Với cả bộ truyền xích bị quá tải lớn khi mở máy hoặc thường xuyên chịu tải trọng va đập trong quá trình làm việc cần tiến hành kiểm nghiệm về quá tải theo hệ số an toàn: Theo công thức : [ ]SFFFk Qs Vtd ≥++= 0. . Trong đó: Q: Tải trọng phá hỏng, tra theo bảng 52[I].(với p=31,75mm) Q = 88,5kN = 88,5.103(N), khối lượng một mét xích: q = 3,8 Kd : hệ số tải trọng động Kd = 1,7( Chế độ tải trọng trung bình) 12 Ft: Lực vòng, Ft = 1000. V Px . Trong đó: v = )/(53,110.60 86,106.75,31.27 10.60 . 33 11 smnpz == → Ft = )(97,326753,1 5.1000 N= FV: Lực căng do lực li tâm sinh ra. FV = q.V2 = 3,8.(1,53)2 = 8,89 (N). F0: Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra: F0 = 9,81.kf.q.a(N). Trong đó: a: khoảng cách trục; a=1261 mm =1261.10-3 m kf: Hệ số phụ thuộc độ võng f của xích và vị trí bộ truyền, f = (0,01÷0,02)a Lấy kf = 6 ( Bộ truyền nghiêng một góc < 400). → F0 = 9,81.6.3,8.1261.10-3 = 282,04(N). Vậy ta tính được s 29,23 7,428,6688,7523.2,1 10.8,226 . 3 0 =++=++= Vtd FFFk Qs . Tra bảng 5.10[I] , với bước xích p =31,75 mm và n1=nx=106,86 ta tìm được [S] = 8,5 Vậy S = 15,13 > [S] = 8,5 ⇒ Bộ truyền xích đảm bảo độ bền. 5/. Xác định các thông số của đĩa xích và kiểm nghiêm độ bền tiếp xúc: a/. Xác định thông số của đĩa xích: - Đường kính vòng chia của đĩa xích được xác định theo công thức: d1 = ⎟⎟⎠ ⎞ ⎜⎜⎝ ⎛ 1z Sin P π và d2 = ⎟⎟⎠ ⎞ ⎜⎜⎝ ⎛ 2z Sin P π 13 → d1 = )(48,273 27 180 75,31 mm Sin = ⎟⎠ ⎞⎜⎝ ⎛ → d2 = )(15,455 45 180 75,31 mm Sin = ⎟⎠ ⎞⎜⎝ ⎛ - Đường kính vòng đỉnh của đĩa xích 1,2: da1 = p. )(51,28727 180cotg5,0.75,31cotg 0,5 1 mm z =⎥⎦ ⎤⎢⎣ ⎡ ⎟⎠ ⎞⎜⎝ ⎛+=⎥⎦ ⎤⎢⎣ ⎡ ⎟⎟⎠ ⎞ ⎜⎜⎝ ⎛+ π da2 = p. )(92,46945 180cot5,0.75,31cotg 0,5 2 mmg z =⎥⎦ ⎤⎢⎣ ⎡ ⎟⎠ ⎞⎜⎝ ⎛+=⎥⎦ ⎤⎢⎣ ⎡ ⎟⎟⎠ ⎞ ⎜⎜⎝ ⎛+ π - Đường kính vòng chân của đĩa xích 1,2: df1 = d1 - 2r. Tra bảng 5.2[I]/78 với p=31,75=> d1 = 19,05 (mm) Với r = 0,5025d1 + 0,05 = 0,5025.19,05 + 0,05 = 9,62(mm). → df1 = d1 - 2r = 273,48 - 2.9,62 = 254,24(mm). df2 = d2 - 2r = 455,15 - 2.9,62 = 435,91(mm) b/- Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích: Đĩa xích 1 ứng suất tiếp xúc σH trên mặt răng đĩa xích phải thoả mãn điều kiện: ( ) [ ]111 . .. .47,0 H kd vddtr H kA EFkFk σσ ≤+= Trong đó: [σH]: ứng suất tiếp xúc cho phép MPa.Tra bảng 5.11[I]/86 =>[σH] =500600 MPa Chọn vật liệu làm đĩa xích 1 là thép 45 tôi cải thiện, đạt độ cứng HB210 đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho răng đĩa 1. →[σH] = 600MPa. kr: Hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích phụ thuộc vào Z. Với Z1 = 27 => kr1 = 0,42 14 FVd1: Lực va đập trên m dây xích FVd1 = 13.10-7.nx.p3.m Với n1 = 106,86(v/phut) P = 31,75 mm m:số dãy xích m = 1 → FVd1 = 13.10-7. 106,86. 31,753.1 = 4,45 (N) Ft: Lực vòng = 3267,97 (N). kd: Hệ số tải trọng động, tra bảng 5.6[I]/82 ta lấy kd = 1,2. A: Diện tích chiếu của mặt tựa bản lề, tra bảng 5.12[I]/87 ta được A = 262 (mm2). Kkd: Hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy, kkd = 1 vì có 1 dãy. E = 21 212 EE EE + , Môđun đàn hồi MPa. E1,E2: Mô đun đàn hồi của vật liệu con lăn và răng đĩa. E = 2,1.105 MPa. Vậy ứng suất tiếp xúc σH: ( ) )(32,540 1.262 10.1,2.45,42,1.97,3267.42,0.47,0 5 1 MPaH =+=δ σH1 = 540,32 Mpa. Mà theo trên ta tra bảng được [σH1] = 500600 MPa. Thoả mãn điều kiện σH1<[σH1]. Đĩa xích 2: Tương tự đĩa xích 1 ta có điều kiện: ( ) [ ]2222 . .. .47,0 H kd vddtr H Ak EFkFk δδ ≤+= Với z2 =45 => kr 2 = 0,26 và FVd2 = FVd1 = 4,45(N), Kkd= 1,2, Ft= 3267,97 (N) A =262(mm2). E = 2,1.105 MPa 15 ( ) )(12,425 1.262 10.1,2.45,42,1.97,3267.26,0.47,0 5 2 MPaH =+=δ Ta thấy δH2=425,12 Thoả mãn điều kiện. 6/- Xác định lực tác dụng lên trục: Xác định theo công thức 5.20[I]/92: Fr = kx.Ft = npZ Pkx .. ..10.6 7 Kx: Hệ số kể đến trọng lượng xích. Lấy kx = 1,15. Vì đây là bộ truyền nghiêng một góc < 400. → Fr = 1,15.3267,97 = 3758,16 (N). 7/- Thông số kích thước bộ truyền xích: - Số răng đĩa xích 1 và 2: Z1 = 27, Z2 = 45 (răng). - Tỉ số truyền thực: Ux = 1,66. - Bước răng: p=31,75(mm). - Khoảng cách hai trục a = 1261 (mm). - Số mắt xích x = 116 (mắt). - Đường kính vòng chia của đĩa xích 1 và 2: d1 = 273,48(mm), d2 = 445,15(mm). - Đường kính vòng đỉnh của đĩa xích 1 và 2: da1 = 287,51(mm), da2 = 469,92(mm). - Đường kính vòng chân của đĩa xích 1 và 2: df1 = 254,24(mm), df2 = 435,91(mm). PHẦN III THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG I : THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP NHANH 1.Chọn vật liệu: 16 Vì hộp giảm tốc chịu công suất,vận tốc trung bình nên ta chọn vật liệu nhóm I là loại vật liệu có HB≤350, bánh răng được thường hoá hoặc tôi cải thiện. Nhờ độ rắn thấp nên có thể cắt răng chính xác sau khi nhiệt luyện. Đồng thời bộ truyền có khả năng chạy mòn.Chọn vật liệu có ký hiệu và cơ tính sau : Loại bánh răng Nhãn hiệu thép Nhiệt luyện Độ rắn Giới hạn bền bσ Mpa Giới hạn chảy chσ MPa Nhỏ 45 Tôi cải thiện HB241...285 750 450 Lớn 45 Thường hoá HB192...240 600 340 2.Ứng suất cho phép: * ứng suất tiếp xúc cho phép : HLxHVR H H H KKZZS ....][ 0 limσσ = * ứng suất uốn cho phép : FLFCxFsR F F F KKKYYS .....][ 0 limσσ = trong đó : RZ : hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc vZ : hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng xHK : hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng RY : hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng sY : hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất xFK : hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn Trong bước tính thiết kế sơ bộ lấy : RZ . vZ . xHK =1 RY . sY . xFK =1 do đó : HL H H H KS .][ 0 limσσ = và FLFC F F F KKS ..][ 0 limσσ = Tra bảng 6.2[I]/94 ta chọn : • ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở : 0 limHσ =2.HB+70 • hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc : HS =1,1 • ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở : 0 limFσ =1,8.HB • hệ số an toàn khi tính về uốn : FS =1,75 • chọn độ rắn bánh răng nhỏ : 1HB =220 • chọn độ rắn bánh răng lớn : 2HB =210 Như vậy : 0 1limHσ = 2. 1HB + 70 = 2.220 + 70 = 510 (Mpa) 17 0 2limHσ = 2. 2HB + 70 = 2.210 + 70 = 490 (Mpa) 0 1limFσ = 1,8. 1HB = 1,8.220 = 396 (MPa) 0 2limFσ = 1,8. 2HB = 1,8.210 = 378 (MPa) +) KFC: Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải. Bộ truyền quay một chiều và tải trọng đặt một phía nên hệ số xét đến ảnh hưởng đặt KFC = 1; +) KHL,KFL: Hệ số tuổi thọ. KHL = mF HE HO N N và KFL = mF FE FO N N FH mm , : Bậc đường cong mỏi. 6== FH mm FOHO NN , : Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về ứng suất tiếp xúc, ứng suất uốn. * 4,2.30 HBHO HN = => 4,24,2 11 220.30.30 == HBHO HN =1,25.107 4,24,2 22 210.30.30 == HBHO HN =1,12.106 * 21 FOFO NN = = 610.4 .(với tất cả mọi loại thép) • Số chu kì thay đổi ứng suất tiếp xúc tương đương : vì tải trọng thay đổi nên: ∑ ⎥⎥⎦ ⎤ ⎢⎢⎣ ⎡ ⎟⎟⎠ ⎞ ⎜⎜⎝ ⎛= iiiHE tnT TcN ....60 3 max Trong đó : iT : mômen xoắn in : số vòng quay trong một phút it : số giờ làm việc ở chế độ ứng với mô men xoắn iT i : chỉ số chỉ thứ tự chế độ làm việc của bánh răng đang xét maxT : mômen xoắn lớn nhất của bộ truyền c : số lần ăn khớp trong một vòng quay ∑t : tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét ∑t = 233606.365.3 2.24. 3 2 = (giờ) [ ] 3,05,02,0 3,0.5,05,0.8,02,0.1.23360.1425.1.60.....60 3333 max 2 ++ ++=⎥⎥⎦ ⎤ ⎢⎢⎣ ⎡ ⎟⎟⎠ ⎞ ⎜⎜⎝ ⎛ ∑= ∑ ∑ iiiiHE t t T TtncN 2HEN =9,85.108 > 2HON =1,25.10 7 lấy NHE1 = NHO1 NHE2 = NHO2 • KHL = KHL1 = KHL2 = 6 HE HO N N = 6 1 =1 • Số chu kì thay đổi ứng suất uốn tương đương : 18 ∑ ⎥⎥⎦ ⎤ ⎢⎢⎣ ⎡ ⎟⎟⎠ ⎞ ⎜⎜⎝ ⎛= iiiFE tnT TcN ....60 6 max [ ] 3,05,02,0 3,0.5,05,0.8,02,0.1.23360.1425.1.60.....60 6666 max 2 ++ ++=⎥⎥⎦ ⎤ ⎢⎢⎣ ⎡ ⎟⎟⎠ ⎞ ⎜⎜⎝ ⎛ ∑= ∑ ∑ iiiiFE t t T T tncN => 2FEN = 67,06.10 8 > FON =4.106 lấy NFE1 = NFO1 NFE2 = NFO2 =>KFl = KFL1 = KFL2 = 6 FE FO N N =1 Thay vào công thức : HL H H H KS .][ 0 limσσ = Vậy [ ] )(63,4631.1,1 510 1 MPaH ==σ [ ] )(45,4451. 1,1 490 2 MPaH ==σ [ ] )(28,2261.1.75,1 396 1 MPaF ==σ [ ] )(2161.1.75,1 378 2 MPaF ==σ Vì bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng nên ứng suất cho phép lấy bằng giá trị trung bình cộng của hai ứng suất, điều kiện là [ ]Hσ không vượt quá 1,25 [ ]minHσ : [ ] [ ] [ ] [ ] )(81,55625,1)(54,454 2 min 21 MPaMPa HHHH =<=+= σσσσ thoả mãn điều kiện Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải : [ ] )(1260450.8,2.8,2 2max MPachH === σσ Ứng suất uốn cho phép khi quá tải : [ ] )(360450.8,08,0 1max1 MPachF === σσ [ ] )(272340.8,08,0 2max2 MPachF === σσ 3. Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền: a) Xác định sơ bộ khoảng cách trục : 3 1 2 1 11 ..][ . ).1( baH H aw u KT uKa ψσ β±= Vì cặp bánh răng ăn khớp ngoài => lấy dấu “+” trong đó : 19 baψ : hệ số, là tỉ số giữa chiều rộng vành răng bw và khoảng cách trục aw.Tra bảng 6.6[I]/97 chọn baψ = 0,3 => ψbd = 0,5. baψ .( u1 + 1 ) = 0,5.0,3.(4,96+1) = 0.895 .Chọn ψbd = 1 aK : hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng. Tra bảng 6.5[I]/96 ta được aK = 43. βHK : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc.Tra bảng 6.7[I]/98 với ψbd=1 : KHβ = 1,12 (sơ đồ 3) )(05,125 3,0.63,4.54,454 12,1.24,35318).163,4.(43 3 21 mmaw =+= lấy 1wa =130(mm) b) Xác định các thông số ăn khớp: - Môđun m=(0,01÷0,02). aW1 =(0,01÷0,02).130=1,3÷2,6(mm). Theo bảng 6.8 chọn m = 2,5. - Số răng bánh nhỏ : Chọn sơ bộ góc nghiêng của răng 9848,0cos100 ==>= ββ 19,18 )163,4.(5,2 9848,0.130.2 )1( cos..2 1 1 1 =+=+= um az w β => lấy 1z = 18 - Số răng bánh lớn 34,8318.63,4. 112 === zuz => lấy 2z = 83. => tỉ số truyền thực sẽ là : 61,4 18 83 1 2 === z zum )20....8(80,139711,0 130.2 )8318(5,2 .2 )( 2 .cos 000 1 21 1 ∈==>=+=+== ββ ww t a zzm a zm - Góc prôfin gốc : α = 020 (theo TCVN 1065-71). - Góc prôfin răng : 0 0 54,20 9711,0 20 cos =⎟⎟⎠ ⎞ ⎜⎜⎝ ⎛=⎟⎟⎠ ⎞⎜⎜⎝ ⎛= tgarctgtgarctgt β αα - Khoảng cách trục chia : )(007,170 9711,0 )1883.(5,2.5,0 cos ).(.5,0 12 mmzzma =+=+= β - Góc ăn khớp : 054,20== ttw αα - Đường kính vòng chia : )(33,46 9711,0 18.5,2 cos . 11 mm zmd === β )(67,213 9711,0 83.5,2 cos . 22 mm zmd === β - Đường kính vòng lăn : )(18,46 163,4 130.2 1 2 1 1 mmu ad m w w =+=+= )(88,21263,4.18,46.12 mmudd mww === 20 - Đường kính vòng đỉnh răng : )(33,515,2.233,46.211 mmmdda =+=+= )(67,2185,2.267,213.222 mmmdda =+=+= - Đường kính vòng chân răng : )(08,405,2.5,233,46.5,211 mmmdd f =−=−= )(42,2075,2.5,267,213.5,222 mmmdd f =−=−= - Chiều rộng vành răng : )(39130.3,0. 1 mmab wbaw ===ψ - Hệ số trùng khớp ngang: 62,19711,0. 83 1 18 12,388,1cos112,388,1 21 =⎥⎦ ⎤⎢⎣ ⎡ ⎟⎠ ⎞⎜⎝ ⎛ +−=⎥⎦ ⎤⎢⎣ ⎡ ⎟⎟⎠ ⎞ ⎜⎜⎝ ⎛ +−= βεα zz - Hệ số trùng khớp dọc : 19,1.5,2 80,13sin.39 . sin. === ππ βεβ m bw c).kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: ứng suât tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng của bộ truyền phải thoả mãn điều kiện sau 2 1 .1 .. )1.(2 .. wmW mH HMH dub uKTZZZ += εσ Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp tra bảng 6.5 ta được: ZM = 274 MPa1/3 Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc: )2sin( cos2 tw b HZ α β= Bánh răng không dịch chỉnh nên 054,20== ttw αα Góc nghiêng trên mặt trụ cơ sở : 2300,080,13.54,20cos.cos 00 === tgtgtg tb βαβ => bβ =12,950 => 72,1)54,20.2sin( 9711,0.2 ==HZ Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng : 78,0 62,1 11 === α ε εZ (Do βε = 1,19 > 1) KH :Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc KH=KHβ.KHα.KHv Trong đó : Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp : αβ HH wWH HV KKT dbVK ...2 ..1 1 1.+= 21 +/ m w HH u avgV ... 0δ= Vận tốc vòng của bánh răng : )/(44,3 10.60 1425.18,46. 10.60 .. 33 11 smndv w === ππ Tra bảng 6.13[I]/106 => cấp chính xác của bánh răng là 9 Tra bảng 6.14[I]/107 => 16,1=αHK Tra bảng 6.15[I]/107 => 002,0=Hδ Tra bảng 6.16[I]/107 Với m=2,5 cấp chính xác 9 => g0 = 73 => 66,263,4 130.44,3.73.002,0 ==HV +/ Tra bảng 6.7[I]/98 => hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng : 12,1=βHK Thay các giá trị =>Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp : 05,1 16,1.12,1.24,35318.2 18,46.39.66,21 ...2 ..1 1 1. =+=+= αβ HH wWH HV KKT dbVK Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc : KH = KHβ.KH α.KHV = 1,12.1,16.1,05 = 1,36 ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc : 22 1 .1 18,46.63,4.39 )163,4.(36,1.24,35318.2.78,0.72,1.274 .. )1.(2.. +=+= wmW mH HMH dub uKTZZZ εσ [ ] )(63,463)(65,435 1 MPaMPa HH =<=⇒ σσ Tính [ ]H cxσ : [ ] [ ] xHVRHcxH KZZ ...σσ = Vì v = 3,44 ZV = 1 Cấp chính xác động học là 9=> chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8 => )(25,15,2 mRa μ÷= ; ZR = 0,95 ; KxH = 1. => [ ] )(81,4311.1.95,0.54,454 MPacxH ==σ Ta thấy Hσ > [ ]H cxσ nhưng chênh lệch này nhỏ do đó có tăng chiều rộng vành răng bw Tính lại bề rộng bánh răng : 22 [ ] )(69,3981,431 65,435.39 22 mmbb cxH Hcu W moi W =⎟⎠ ⎞⎜⎝ ⎛=⎟⎟⎠ ⎞ ⎜⎜⎝ ⎛= σ σ chọn moiWb 1 = 45 mm, moiWb 2 = 40 mm d) Kiểm tra răng về độ bền uốn: Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép : mdb YYYKT ww FF F .. .....2 11 11 1 βεσ = ≤ [σ F1] 1 21 2 . F FF F Y Yσσ = ≤ [σ F2] Trong đó: εY : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng: 62,062,1 11 === α ε εY . βY : Hệ số kể đến độ nghiêng của răng : 90,0140 80,131 140 1 0 =−=−= ββY . 1FY , 2FY Hệ số dạng răng của bánh 1 và bánh 2, phụ thuộc vào số răng tương đương Số răng tương đương : 20 9711,0 18 cos 33 1 1 === β zzv 100 9711,0 83 cos 33 2 2 === β zzv Vì ta dùng răng không dịch chỉnh nên hệ số dịch chỉnh x=0. Tra bảng 6.18[I]/109 : 08,41 =FY 60,32 =FY KF Hệ số kể đến tải trọng khi tính về uốn KF= βFK . αFK . FvK + βFK : Hệ số kể dến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn, Tra bảng 6.7[I]/98 : 24,1=βFK . + αFK : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng không đồng thời ăn khớp, Tra bảng 6.14[I]/98 : 40,1=αFK . + FvK : Hệ số tải trọng đột ngột xuất hiện trong vùng ăn khớp : αβ FF WWF Fv KKT dbVK ..2 ..1 1 1+= 98,7 63,4 130.44,3.73.006,0.. 10 === m w FF u avgV σ => 12,140,1.24,1.24,35318.2 18,46.40.98,71 =+=FvK 23 - Hệ số tải trọng khi tính về uốn: 94,112,1.40,1.24,1.. === FvFFF KKKK αβ => Ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh chủ động: )(28,226][)(95,17 5,2.18,46.40 08,4.90,0.62,0.94,1.24,35318.2 .. .....2 1 11 11 1 MPaMPa mdb YYYKT F ww FF F =<= == σ σ βε => Ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh bị động: )(216][)(83,1508,4 60,3.95,17. 2 1 21 2 MPaMPaY Y F F FF F =<=== σσσ ⇒ Vậy bánh răng thoả mãn điều kiện độ bền uốn . e. Kiểm nghiệm răng về qua tải: Căn cứ vào sơ đồ tải trọng, ta nhận thấy khi làm việc răng có thể bị quá tải (lúc mở máy , hãm máy ..) với hệ số quá tải : 3,1 1 max ==== bdmmqt KT T T TK ứng suất tiếp xúc cực đại : 71,4963,1.65,435.max === qtHH Kσσ (MPa) < [σH]max= 1260 MPa (Tính ở phần ứng suất cho phép (2) => thoả mãn điều kiện tránh biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt. Ứng suất uốn cực đại : 3,1.95,17.1max1 == qtFF Kσσ = 23,335 (MPa) < [σF1] = 360 (MPa) 3,1.83,15.2max2 == qtFF Kσσ = 20,58 (MPa) < [σF2] = 272 (MPa) Thoả mãn điều kiện phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng 4. Bảng các thông số cơ bản của bộ truyền cấp nhanh : Thông số Giá trị đơn vị Thông số Giá trị đơn vị aw 130 mm β1 13,80 độ ψba 0,3 α 20 độ bw1 45 mm αt = αtw 20,54 độ bw2 40 mm εα 1,62 Z1 18 Răng εβ 1,19 Z2 83 Răng v 3,44 m/s um 4,63 σH 435,65 MPa 24 m 2,5 mm σF1 17,95 MPa d1 46,33 mm σF2 15,83 MPa d2 213,67 mm σHmax 496,18 MPa dw1 46,18 mm σF1max 23,335 MPa dw2 212,88 mm σF2max 20,58 MPa da1 51,33 mm da2 218,67 mm df1 40,08 mm df2 207,42 mm II : THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP CHẬM 1.Chọn vật liệu Vì hộp giảm tốc chịu công suất trung bình nên chỉ cần chọn vật liệu nhóm I là loại vật liệu có HB≤350, bánh răng được thường hoá hoặc tôi cải thiện. Nhờ độ rắn thấp nên có thể cắt răng chính xác sau khi nhiệt luyện. Đồng thời bộ truyền có khả năng chạy mòn. Ta chọn loại vật liệu có nhãn hiệu và cơ tính như sau : Loại bánh răng Nhãn hiệu thép Nhiệt luyện Độ rắn Giới hạn bền bσ Mpa Giới hạn chảy chσ MPa Nhỏ 45 Tôi cải thiện HB241...285 850 580 Lớn 45 Tôi cải thiện HB192...240 750 450 25 2. Ứng suất cho phép: Ứng suất tiếp xúc cho phép : HLxHVR H H H KKZZS ....][ 0 limσσ = Ứng suất uốn cho phép : FLFCxFsR F F F KKKYYS .....][ 0 limσσ = Trong đó : RZ : hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc vZ : hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng xHK : hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng RY : hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng sY : hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất xFK : hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn Trong bước tính thiết kế sơ bộ lấy : RZ . vZ . xHK =1 RY . sY . xFK =1 do đó : HL H H H KS .][ 0 limσσ = và FLFC F F F KKS ..][ 0 limσσ = Tra bảng 6.2 ta chọn : • ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở : 0 limHσ =2.HB+70 • hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc : HS =1,1 • ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở : 0 limFσ =1,8.HB • hệ số an toàn khi tính về uốn : FS =1,75 • chọn độ rắn bánh răng nhỏ : 3HB =245 • chọn độ rắn bánh răng lớn : 4HB =230 Như vậy : 0 3limHσ = 2. 3HB + 70 = 2.245 + 70 = 560 (Mpa) 0 4limHσ = 2. 4HB + 70 = 2.230 + 70 = 530 (Mpa) 0 3limFσ = 1,8. 3HB = 1,8.245 = 441 (MPa) 0 4limFσ = 1,8.