Đồ án Cơ Sở Thiết Kế Máy

ộ truyền đai 12 B. Thiết kế bộ truyền xích 14 1. Chọn loại xích 2. Xác định các thông số của xích và bộ truyền 14 Phần III: Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng 19 3.1. Chọn vật liệu chế tạo bánh răng 19 3.2. Xác định các ứng suất cho phép 20 3.3. Tính toán các thông số của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng 23 Phần IV: Thiết kế trục và khớp nối 31 A. Chọn khớp nối 1. Xác định các thông số của khớp nối 31 2. Kiểm nghiệm khới nối 33 B. Tính trục 34 1. Chọn vật liệu 2.Tính toán thiết kế trục 34 3. Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục 37 4. Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi 44 5. Tính kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh 48 Phần V: Tính chọn then 50 5.1. Tính chọn then cho trục I 50 5.2. Tính chọn then cho trục II 51 Phần VI: Chọn ổ trục 53 6.1. Chọn ổ lăn cho trục I 54 6.2. Chọn ổ lăn cho truc II 56 Phần VII: Bôi trơn ăn khớp và bôi trơn ổ trục 58 Phần VIII: Thiết kế vỏ hộp giảm tốc và các chi tiết khác 58 8.1. Thiết kế vỏ hộp giảm tốc 58 8.2. Thiết kế các chi tiết khác 59 8.3. Các đặc tính kĩ thuật của hộp giảm tốc 60 Phần XI: Xây dựng bản vẽ lắp và các kiểu lắp ghép 60 TÀI LIỆU THAM KHẢO 62 Đồ án môn học Cơ sở thiết kế máy Đề số: 1A Thiết kế hệ dẫn động băng tải Lược đồ hệ dẫn động băng tải 1. Động cơ 2. Nối trục 3. Bộ truyền đai 4. Hộp giảm tốc 5. Bộ truyền xích 6. băng tải Số liệu cho trước: 1 Lực kéo băng tải F 3250 N 2 Vận tốc băng tải V 1,85 m/s 3 Đường kính băng tải D 480 Mm 4 Thời gian phục vụ Lh 24000 giờ 5 Số ca làm việc 2 Ca 6 Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài a 65o độ 7 Đặc tính làm việc Nhẹ Khối lượng thiết kế 1 Bản vẽ lắp hộp giảm tốc(A3): 01 bản tổng thể 3 hình chiếu 03 bản , mỗi bản thể hiện 01 hình chiếu 2 01 Bản vẽ chế tạo chi tiết(01 bản A3): 3 01 Bản thuyết minh(A4) Bản thuyết minh đồ án gồm những phần chính sau: - Phần I : Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền. - Phần II : Tính toán bộ truyền ngoài . - Phần III : Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng. - Phần IV : Tính toán và kiểm nghiệm trục,khớp nối. - Phần V : Tính và chọn then. - Phần VI :Chọn ổ lăn. - Phần VII : Bôi trơn ăn khớp và ổ lăn. - Phần VIII : Thiết kế vỏ hộp giảm tốc và các chi tiết khác Phần I : Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền: 1.1. Chọn động cơ điện - Công suất làm việc (băng tải) tới hạn: P == = 6,0125 Kw (1-1) Trong đó: F là lực kéo băng tải ; V là vận tốc của băng tải - Công suất tương đương : P= P. (1-2) Trong đó: = là hệ số tải trọng động Trong đó: Mk – mô men thứ k của phổ tải trọng tác động lên băng tải ; tk – thời gian tác động của mô men thứ k. Theo đề bài, ta có: M1 = M ; M2 = 0,6M t1 = 4h ; t2 = 4h ; t =8h. Từ đó, ta có kết quả: = 0,82 Vậy: P = 6,0125.0,82 = 4,93 Kw -Công suất cần thiết : P= (1-3) Với: ht là hiệu suất của toàn bộ hệ thống được xác định theo công thức: ht=k.đ.br.ol3 (1-4) Trong đó: k – hiệu suất của khớp nối. đ - hiệu suất của bộ truyền đai thang. br – hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ thân khai răng nghiêng ol – hiệu suất của một cặp ổ lăn. x – hiệu suất của bộ truyền xích. Theo bảng 2.3-(I), ta có: k = 1 ; đ = 0,95 ; br = 0,95 ; ol = 0,99 ; x = 0,92 Thay các giá trị trên vào (1-4), ta được: ht = 1. 0,95. 0,95. (0,99)3.0,92 = 0,81 = 6,1 Kw -Căn cứ vào vận tốc vòng của băng tải, vòng quay của băng tải là: nbt = vòng/phút (1-5) với : v- vận tốc vòng của băng tải( v = 1,85m/s) Þ nbt= =73,61 vòng/phút -Căn cứ vào tỉ số truyền của các loại truyền động ta có: u= (1-6) Với: ux - tỉ số truyền của bộ truyền xích. uđ - tỉ số truyền của bộ truyền đai thang. u- tỉ số truyền động bánh răng trụ Theo bảng 2.4-(I), ta có ux = 25 ; uđ = 35; u= 3.5 Chọn ux = 2 ; uđ = 3; u= 3 u= 3.3.2= 18 Mặt khác: (1-7) n= 73,61.18 = 1325 (v/p) Ta chọn động cơ dựa vào điều kiện sau: (1-8) Từ điều kiện (1-8) và bảng P1.2 trang 235-(I) ta chọn động cơ loại 4A có nhãn hiệu 4A132S4Y3, có các thông số kỹ thuật được cho ở bảng số liệu như sau: Kiểu động cơ Công suất Kw Vận tốc quay Vòng/phút % Cos n (v/p) Khối lượng (kg) d (mm) 4A132S4Y3 7,5 1455 87,5 0,86 1500 2,0 2,2 77 38 Ưu điểm của động cơ loại 4A là nhỏ gọn hơn so với động cơ loại K và DK. Mặt khác chúng có phạm vi công suất lớn hơn và số vòng quanh đồng bộ rộng hơn ! 1.2. Phân phối tỉ số truyền Để phân phối tỉ số truyền cho các bộ truyền, phải tính tỉ số truyền cho toàn bộ hệ thống. US===19,77 (1 - 9) Mà: US=uh.ung (1 - 10) Với uh - tỉ số truyền của hộp giảm tốc; ung - tỉ số truyền ngoài hộp; ung=uk.ux.uđ (1-11) uk - tỉ số truyền của khớp nối. do uk = 1 Þ ung = ux. uđ ux - tỉ số truyền của bộ truyền xích. uđ - tỉ số truyền của bộ truyền đai thang. Theo bảng 2.4-(I), ta có ux = 25 ; uđ = 35. Chọn ux = 2 ; uđ = 3 Þ ung = ux. uđ = 2.3= 6 Do đó uh = = = 3,295 Như vậy: -tỉ số truyền của hộp giảm tốc hay tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng là: uh = ubr = 3,295 ; -Tỉ số truyền của bộ truyền đai: uđ = 3 -Tỉ số truyền của bộ truyền xích: ux = 2 1.3. Xác định các thông số động học và lực tác dụng lên các trục Hình 1: Ký hiệu các trục trong hệ thống dẫn động băng tải 1.3.1.Tính toán tốc độ quay của các trục Trục động cơ: nđc = 1455 vòng/phút Trục I: nI = = = 485 vòng/phút Trục II: nII = = = 147,2 vòng/phút Trục III: nIII = = =73,6 vòng/phút 1.3.2.Tính công suất trên các trục Gọi công suất trên các trục I, II, III, lần lượt là PI , PII , PIII , có kết quả như sau: Để đảm bảo độ chính xác ta tính công suất từ trục tang (trục III) tính lại. Công suất trên trục III: P= 4,93 Kw Công suất trên trục II: == 5,413 Kw Công suất trên trục I: = 5,755 Kw Công suất thực tế mà động cơ phải đạt: = 6,12 Kw 1.3.4Tính mô men xoắn trên các trục Gọi mô men xoắn trên các trục I, II, III, IV lần lượt là MI , MII , MIII , MIV ta có kết quả sau: Trục động cơ: Tdc = 9,55. = 9,55. = 40169 Nmm Trục I: TI = 9,55. = 9,55. = 113320 Nmm Trục II: TII = 9,55. = 9,55. = 351183,1 Nmm Trục III: TIII = 9,55. = 9,55. = 639694,3 Nmm Vậy ta có bảng số liệu sau: Thông số Trục Tốc độ quay (vòng/phút) Công suất (Kw) Mô men xoắn (Nmm) Trục động cơ 1455 6,12 40169 Trục I 485 5,755 113320 Trục II 147,2 5,413 351183,1 Trục III 73,6 4,93 639694,3 Bảng 1:Số liệu động học và động lực học trên các trục của hệ thống dẫn động. Phần II: Tính toán thiết kế các bộ truyền ngoài A. Thiết kế bộ truyền đai thang 1 . Xác định kiểu đai: -Các thông số của động cơ và tỉ số truyền của bộ truyền đai: ndc = 1455 (vòng/phút) ; Pdc = 7,5 Kw ; ud = 3 Căn cứ vào Hình 4.1 - Chọn loại tiết diện đai hình thang và do không có yêu cầu đặc biệt nào nên ta chọn loại đai hình thang bình thường loại A trong bảng 4.13. Các thông số của đai hình thang tr59-(I). Theo đó, thông số kích thước cơ bản của đai được cho trong bảng sau: Loại đai Kích thước mặt cắt (mm) Diện tích A(mm2) d1 (mm) bt b h y0 Thang, A 11 13 8 2,8 81 140 Hình vẽ dưới đây thể hiện kích thước mặt cắt ngang của dây đai: Hình 2: Kích thước mặt cắt ngang của dây đai thang. 2. Tính sơ bộ đai: -Tính vận tốc đai: v = (2 - 1) v = =10,67 (m/s) Như vậy vận tốc đai tính toán nhỏ hơn vận tốc đai cho phép vmax = 25 m/s (đối với loại đai thang). Ta chọn = 0,02 ( - hệ số trượt đai). Theo công thức: d2 = d1. ud. (1 - ) (2 - 2) ta có: d2 = 140. 3. (1 - 0,02) = 411,6(mm) 3. Chọn đường kính đai tiêu chuẩn: Theo bảng 4.21 - Các thông số của bánh đai hình thang trang 63 -(I), ta chọn d2 = 400 mm. Tỉ số truyền thực tế là: udt = (2 -3) udt = = 2,9155 Sai lệch của tỉ số truyền là: Du = . 100% (2 -4) Du = 2,8% Vậy: Du < 3 ~ 4% Þ Thỏa mãn điều kiện về sai lệch tỉ số truyền đai. -Theo bảng 4.14-(I), ta chọn sơ bộ chiều dài khoảng cách trục là: asb =d=400 mm Chiều dài sơ bộ của đai là: lsb = 2.asb + + (2 - 5) lsb = 1690,48 (mm) Theo bảng 4. 13 -(I), ta chọn l = 1800 mm. Số vòng chạy của đai trong 1s: i = v/l (2 - 6) i = 10,67÷1800.10= 5,928 (vòng/s) vậy i = 5,928<imax = 10 -Khoảng cách trục theo chiều dài tiêu chuẩn: a = (+)/4 (2 - 7) với: = l – 0,5.(d2 + d1) = 951,77 và: = 0,5.(d2 -d1) = 130 Hay: a = = 457,41mm -Kiểm tra điều kiện khoảng cách trục cần thỏa mãn: 0,55(d1 + d2) + h ≤ a ≤ 2(d1 + d2) (2 - 8) Ta có: 0,55(d1 + d2) +h = 305 mm 2(d1 + d2) = 1080 mm Vậy thỏa mãn điều kiện khoảng cách trục. Tính góc ôm a1 trên bánh đai nhỏ theo công thức: a1 = 180o - (2 -9) Þ a1 = 147° 36’ Ta lấy Vậy a1 = 147°36’ >120o , góc ôm thỏa mãn điều kiện. 4. Xác định số đai Z: Áp dụng công thức 4. 16-(I) có: z = (2 -10) Trong đó: -Pcd - Công suất trên trục bánh đai chủ động P = 7,5 Kw ; Tra các bảng hệ số, chọn các hệ số: + Kđ - Hệ số tải trọng ứng với trường hợp tải dao động nhẹ, tải trọng mở máy đến 150% tải trọng danh nghĩa. (Bảng 4. 7-(I) ), ta chọn Kđ =1,1 + [P0] - Công suất cho phép, tra bảng 4. 19-(I), ta có [P0] = 2,3 Kw ; + Ca - Hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm a1 , tra bảng 4. 15-(I),Với α1 = 147°36’ Vậy: Ca = 0,91 + Cl - Hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai. Với l/l0 = 1800/1700 =1,059, tra bảng 4. 16 - tr 61-(I), ta có: Cl =1,01 + Cu - Hệ số kể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền, tra bảng 4. 17 - tr 61(I), với trường hợp u ≥3 , ta có: Cu = 1,14 ; +Cz - Hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các dây đai, với P/[P0] = 7,5/2,3 =3,26,tra bảng 4. 18 - tr 61-(I), ta chọn:Cz = 0,94 Thay các giá trị trên vào công thức (2-10), ta được: z = = 3,64(đai) Ta chọn z = 4 (đai). 5. Xác định chiều rộng bánh đai: Chiều rộng của bánh đai được xác định theo công thức: B = (z - 1)t + 2e (2-11) Tra bảng 4. 21 - tr 63-(I), ta có: t = 15 mm ; e = 10 mm ; h0 = 3,3mm Vậy: B = 65mm Đường kính ngoài của bánh đai được xác định theo công thức: da = d + 2h0 (2-12) - Đường kính ngoài của bánh đai nhỏ là: da1 = d1 + 2h0 = 140 +2.3,3 =146,6 (mm) - Đường kính ngoài của bánh đai lớn là: da2 = d2 + 2h0 = 400+ 2.3,3 = 406,6 (mm) 6. Xác định lực trong bộ truyền Xác định lực vòng theo công thức: Fv = qm. v2 (2-13) Với qm - Khối lượng 1 mét chiều dài đai, tra bảng 4. 22-(I), ta có: qm = 0,105 kg/m. Þ Fv = 0,105.(10,67)² =11,954 N Xác định lực căng ban đầu: áp dụng công thức tính lực căng trên 1 đai: F0 = + Fv = 177,64 N (2-14) Lực tác dụng lên trục được tính theo công thức: Fr = 2F0.z.sin (2-15) Với α= 147°36’ ÞFr = 1364,68 (N) Hình3:Sơ đồ lực tác dụng lên trục khi bộ truyền đai làm việc. Hình 4: Mặt cắt ngang của bánh đai và dây đai Khoảng cách trục a 457,41 mm Góc ôm a1 147°36’ Đường kính bánh đai nhỏ 140 mm Đường kính bánh đai lớn 400 mm Bề rộng của bánh đai B 65 mm Bề rộng của dây đai b 13 mm Chiều dài của đai l 1800 mm Bảng 2: Các thông số của bộ truyền đai B. Thiết kế bộ truyền xích: 1. Chọn loại xích: Do bộ truyền tải không lớn, ta chọn loại xích ống - con lăn một dãy, gọi tắt là xích con lăn một dãy. Loại xích này chế tạo đơn giản, giá thành hạ và có độ bền mòn cao. 2. Xác định các thông số của xích và bộ truyền xích. a. Chọn số răng đĩa xích Số răng đĩa xích nhỏ được xác định theo công thức: z1 = 29 - 2. uxích ≥ 19 (2-16) Với uxích = 2 Þ z1 = 29 - 2. 3= 25 >19 Vậy: z1 = 25 (răng) Tính số răng đĩa xích lớn: z2 = uxích. z1 £ zmax (2-17) Đối với xích con lăn zmax = 120, từ đó ta tính được: z2 = 2. 25 = 50 (răng) b. Xác định bước xích p Bước xích p được xác định từ chỉ tiêu về độ bền mòn của bản lề. Điều kiện đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mòn của bộ truyền xích được viết dưới dạng: Pt = P. k. kz. kn £ [P] (2-18) Trong đó: Pt - Công suất tính toán; P - Công suất cần truyền; P = = 5,413 Kw Xác định công suất cho phép [P] của xích con lăn: với n01 = 200 vòng/phút, bước xích p = 38,1 (mm), theo bảng 5. 5-(I), ta có: [P] = 34,8 (Kw); kz - Hệ số răng ; kz = = = 1 kn - Hệ số vòng quay; kn = = =1,3587 Hệ số k được xác định theo công thức: k = k0. ka. kđc. kbt. kđ. kc (2-19) Trong đó các hệ số thành phần được chọn theo bảng 5.6-(I),với: k0 - Hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền, k0 = 1,25 (do đường nối tâm của hai đĩa xích so với đường nằm ngang là 65o <60o); ka - Hệ số kể đến ảnh hưởng của khoảng cách trục và chiều dài xích; với a = (3050)p, ta có: ka = 1; kđc - Hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng; với trường hợp vị trí trục không điều chỉnh được, ta có: kđc = 1,25; kbt - Hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn (với trường hợp môi trường làm việc có bụi, chất lượng bôi trơn bình thường), ta chọn: kbt = 1,3; kđ - Hệ số tải trọng động, với trường hợp tải trọng nhẹ(tải trọng va đập), ta chọn: kđ = 1,2 kc - Hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền; với trường hợp số ca làm v = (2-24) Þ v = = 2,3368 (m/s) Ft - Lực vòng trên đĩa xích: Ft = (2-25) Ft = = 2316,42 (N) Fv - Lực căng do lực ly tâm sinh ra khi làm việc: Fv = q. v2 (2-27) Fv = 5,5. (2,3368)2 = 30,03 (N) F0 -Lực căng do bánh xích bị động sinh ra: F0 = 9,81. kf. q. a (2 -27) Trong đó kf là hệ số phụ thuộc vào độ võng f của xích và vị trí bộ truyền: Với: f = (0,010,02)a , ta lấy: f = 0,015.a = 0,015. 1521 = 22,815(mm); kf = 2, ứng với trường hợp bộ truyền nghiêng một góc trên 40o so với phương nằm ngang; F0 = 9,81. 2. 5,5. 1521.10 = 164,13(N) Từ đó, ta tính được: s = = 42,7 Theo bảng 5. 10-(I), với n1 = 200 vòng/phút, ta có: [s] = 8,5 Þ s =42,7 > [s] = 8,5 ; bộ truyền xích đảm bảo đủ bền. e. Xác định đường kính đĩa xích Theo công thức 5. 17-(I) và bảng 14.4b tr20-(II), ta xác định được các thông số sau: · Đường kính vòng chia d1 và d2: d1 = = = 303,99 (mm) Ta lấy d1 = 304 (mm) d2 = = = 606,7795 (mm) Ta lấy d2 = 607 (mm) · Đường kính vòng đỉnh da1 và da2: da1 = p[0,5 + cotg(p/z1)] = 38,1. [0,5 + cotg(180o/25)] = 320,64 mm Ta lấy d=321 mm da2 = p[0,5 + cotg(p/z2)] = 38,1. [0,5 + cotg(180o/50)] = 624,632 mm Ta lấy d=625 mm · Đường kính vòng đáy(chân) răng df1 và df2: df = d1 - 2r , trong đó r là bán kính đáy răng, được xác định theo công thức: r = 0,5025.dl + 0,05 (2-28) với dl = 22,23 (mm), theo bảng 5. 2 - tr 78(I). r = 0,5025.22,23 + 0,05 = 11,22(mm) do đó: df1 =304 - 2. 11,22 = 281,56 (mm) , ta lấy df1 = 281 (mm) df2 = 607 - 2. 11,22 = 584,56 (mm) , ta lấy df2 = 584 (mm) * Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc của đĩa xích: ứng suất tiếp xúc sH trên mặt răng đĩa xích phải nghiệm điều kiện: sH = 0,47. £ [sH] (2-29) Trong đó: [sH] - ứng suất tiếp xúc cho phép, theo bảng 5. 11-(I) Ft - Lực vòng trên đĩa xích , ta có: Ft = 2316,42 N kd - Hệ số phân phân bố không đều tải trọng cho các dãy, kd = 1 (xích 1 dãy); Kd - Hệ số tải trọng động, Kd = 1,2 (tải trọng va đập nhẹ); kr - Hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích, phụ thuộc vào z (tr 87-(I) ), với z1 = 25 Þ kr = 0,42 E = - Mô đun đàn hồi , với E1, E2 lần lượt là mô đun đàn hồi của vật liệu con lăn và răng đĩa xích, lấy E = 2,1. 105 Mpa; Fvd - Lực va đập trên m dãy xích (m = 1), tính theo công thức: Fvd = 13. 10-7. n. p3. m (2-30) Fvd1 = 13.10.n.p.m=13. 10-7. 147,2. (38,1)3. 1 = 10,583 N A - Diện tích chiếu của bản lề (mm2) theo bảng 5. 12-(I), ta có: A = 395 (mm2); Thay các số liệu trên vào công thức (2 -29), ta tính được: - ứng suất tiếp xúc sH trên mặt răng đĩa xích 1: sH1 = 0,47. = 370,986 (Mpa) -Ứng suất tiếp xúc sH trên mặt răng đĩa xích 2: Với: z2 = 50 Þ kr2 = 0,24 Fvd2 = 13. 10-7. nIII. p3. m = 13. 10-7. 73,6. (38,1)3. 1 = 5,291 (N) sH2 = 0,47. = 280,173 (Mpa) Như vậy: (sH1 ; sH2 ) đều < [sH] = (500600) MPa Ta có thể dùng vật liệu chế tạo đĩa xích là thép CT45, phương pháp nhiệt luyện là tôi cải thiện (do đĩa bị động có số răng lớn z2 = 50 > 30 và vận tốc xích v = 2,3368 m/s <5 m/s) đạt độ rắn là HB =170210 sẽ đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho răng của hai đĩa xích. f. Xác định các lực tác dụng lên đĩa xích Lực căng trên bánh xích chủ động F1 và trên bánh xích bị động F2: F1 = Ft + F2 ; F2 = F0 + Fv (2-31) Trong tính toán thực tế, ta có thể bỏ qua lực F0 và Fv nên F1 = Ft vì vậy lực tác dụng lên trục được xác định theo công thức: Fr = kx. Ft (2-32) Trong đó: kx - Hệ số kể đến ảnh hưởng của trọng lượng xích; với kx = 1,05 khi bộ truyền nằm nghiêng một góc lớn hơn 40o; Ft - Lực vòng trên đĩa xích, Ft = 316,42 (N); Fr = 1,05. 316,42 = 2432,24 (N) Hình 5: Sơ đồ các lực tác dụng nên bộ truyền xích khi làm việc Hình 6: Hình vẽ mặt cắt của bánh xích Các đại lượng Thông số Khoảng cách trục a = 1521 mm Số răng đĩa chủ động z1 = 25 Số răng đĩa bị động z2 = 50 Tỷ số truyền uxích = 2 Số mắt của dây xích x = 118 Đường kính vòng chia của đĩa xích Chủ động: d1 = 304mm Bị động: d2 = 607 mm Đường kính vòng đỉnh của đĩa xích Chủ động: da =321 Bị động: da =625 Đường kính vòng chân răng của đĩa xích Chủ động: df1 = 281 mm Bị động: df2 = 584 mm Bề rộng của răng đĩa xích (không nhỏ hơn) B = 25,4 mm Bước xích p = 38,1 mm Bảng 3: Các thông số cơ bản của bộ truyền xích Phần III. Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng: 3. 1. Chọn vật liệu chế tạo bánh răng. Đối với hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng 1 cấp có công suất bánh chủ động Kw, ta chỉ cần chọn loại vật liệu nhóm I. Vật liệu nhóm I là loại vật liệu có độ rắn HB ≤ 350, bánh răng được thường hóa hoặc tôi cải thiện. Nhờ có độ rắn thấp nên có thể cắt răng chính xác sau khi nhiệt luyện, đồng thời bộ truyền có khả năng chạy mòn. Bên cạnh đó, cần chú ý rằng để tăng khả năng chạy mòn của răng, nên nhiệt luyện bánh răng lớn đạt độ rắn thấp hơn bánh răng nhỏ từ 10 đến 15 đơn vị: H1 ≥ H2 + (1015)HB. Theo bảng 6. 1 - tr 92 (I), ta chọn: · Bánh răng nhỏ (bánh răng 1) : + Thép 45 tôi cải thiện ; + Độ rắn: HB = (241285) ; + Giới hạn bền: sb1 = 850 Mpa ; + Giới hạn chảy : sch1 = 580 Mpa ; Chọn độ rắn của bánh nhỏ : HB1= 250. · Bánh răng lớn (bánh răng 2) : + Thép 45 tôi cải thiện ; + Độ rắn : HB = (192240) ; + Giới hạn bền : sb2 = 750 Mpa ; + Giới hạn chảy : sch2 = 450 Mpa ; Chọn độ rắn của bánh răng lớn : HB2= 240. 3. 2 Xác định ứng suất cho phép ứng suất tiếp xúc cho phép [sH] và ứng suất uốn cho phép [sF] được xác định theo công thức sau: [sH] = . ZR .Zv .KxH .KHL (3-1) [sF] = . YR .Ys .KxF .KFC .KFL (3-2) Trong đó: ZR - Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc; Zv - Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng; KxH - Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng; YR - Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng; Ys - Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất; KxF - Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn; Trong thiết kế sơ bộ, ta lấy: ZRZvKxH = 1 và : YRYsKxF = 1 , theo đó các công thức (3-1) và (3-2) trở thành: [sH] = (3-3a) [sF] = (3-3b) Trong đó: s và s lần lượt là các ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở, tra bảng 6. 2 - tr 94-(I), với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB = (180350, ta có: s= 2HB + 70 ; SH = 1,1 ; s = 1,8HB ; SF = 1,75 ; Với SH , SF - Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn; Thay các kết quả trên vào các công thức, ta có: s = 2HB1 + 70 = 2.250 + 70 = 570 Mpa; s = 2HB2 + 70 = 2.240 + 70 = 550 Mpa; s = 1,8. HB1 = 1,8 . 250 = 450 MPa ; s = 1,8 . HB = 1,8 . 240 = 432 MPa ; KFC - Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải, KFC = 1 khi đặt tải một phía (bộ truyền quay một chiều) ; KHL , KFL - Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền, được xác định theo các công thức: KHL = (3-4) KFL = (3-5) Trong đó: mH , mF - Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn ; mH = mF = 6 khi độ rắn mặt răng HB ≤ 350 ; NHO - Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc; Với: NHO = 30.H (3-6) Nên: NHO1 = 30. 2502,4 = 17067789 NHO2 = 30. 2402,4 = 15474913 NFO - Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn; NFO = 4. 106 đối với tất cả các loại thép; NHE , NFE - Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương. Khi bộ truyền chịu tải trọng thay đổi nhiều bậc: NHE = 60.c. (3-7) NFE = 60.c. (3-8) Trong đó: c - Số lần ăn khớp trong một vòng quay của bánh răng; ni - Số vòng quay của bánh răng trong một phút; Ti - Mô men xoắn ở chế độ thứ i; Tmax - Mô men xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng đang xét; ti - Tổng số giờ làm việc của bánh răng. Ta có: với bánh răng nhỏ (bánh răng 1): c = 1; nI = 485 vòng/phút ; với bánh răng lớn (bánh răng 2): c = 1; nII = 147,2 vòng/phút. Þ NHE1 = 60. 1. 485. 24000.[(1).0,5 + (0,6).0,5] = 424627200 NHE2 = 60. 1. 147,2. 24000.[(1)3.0,5 + (0,6)3. 0,5] = 128876544 NFE1 = 60. 1. 485. 24000.[ (1)6.0,5+ (0,6)6. 0,5] = 365492275,2 NFE2 = 60. 1. 142,2. 24000.[ (1)6.0,5 + (0,6)6. 0,5] = 110928789,5 Như vậy: NHE1 > NHO1 , NHE2 > NHO2 ; NFE1 > NFO , NFE2 > NFO . KHL1 = 1 , KHL2 = 1; KFL1 = 1 , KFL2 = 1. Theo công thức (II -17a) và (II - 18a), ta tính được: [sH]1 = = 518,18 Mpa; [sH]2 = = 500 Mpa; [sF1] = = 257,143 MPa; [sF2] = = 246,857 Mpa. Với bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng, ứng suất tiếp xúc cho phép là giá trị nhỏ hơn trong hai giá trị tính toán của [sH]1 và [sH]2 . Þ [sH] = 500 Mpa. + ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép khi quá tải được xác định theo công thức: [sH]max = 2,8sch (3-9) [sF]max = 0,8sch (3-10) Vậy: [sH1]max = 2,8. 580 = 1624 Mpa; [sH2]max = 2,8. 450 = 1260 Mpa; [sF1]max = 0,8. 580 = 464 Mpa; [sF2]max = 0,8. 450 = 360 Mpa. 3. 3. Tính toán các thông số của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng. 1- Xác định khoảng cách trục. Ta có công thức 6.15a - tr 96 (I) : aw = Ka.(u + 1). trong đó: - Ka: Hệ số phụ thuộc vật liệu của cặp bánh răng và loại răng. Với cặp bánh răng nghiêng làm bằng thép tra bảng 6.5 tr 96 -(I) : => Ka = 43 Mpa1/3 - TI: Mômen xoắn trên trục chủ động MI = 113320 Nmm - [sH] = 500 Mpa - yba = bw/aw Hệ số chiều rộng tra bảng 6-6 (I) ta có yba = 0,35 - u là tỷ số truyền u = ubr = 3,295 - KHb: Hệ số được xác định dựa vào hệ số đường kính ybd ybd = 0,53. yba (u + 1) => ybd = 0,53.0,35.(3,295+1) = 0,7967 ;Tra bảng 6.7 tr 98- (I) bộ truyền ứng với sơ đồ 6 và HB < 350 nên = > KHb = 1,03 và KFb = 1,07 vậy aw = 43.(3,295 + 1). =136,623 mm Chọn aw = 137 mm 2- X¸c ®Þnh th«ng sè ¨n khíp. +) Xác định môđun ta có m = (0,01 ¸ 0,02)aw => m = (0,01 ¸ 0,02).137 = (1,37 ¸ 2,74) mm Kết hợp với bảng 6.8 tr 86 - (I) chọn môđun tiêu chuẩn m = 2 mm Chọn sơ bộ chọn góc nghiêng b = 10o α = 20o +) Số răng bánh nhỏ: Z1= = = 31,41Chọn Z1 = 31 (răng) (3-11) +) Số răng bánh lớn: Z2= u.Z1= 3,295.31= 102,145 (răng) Lấy Z2 = 102 (răng) => Tû sè truyÒn thực là: um = Z2/Z1 = 102/31 = 3,29 và góc nghiêng thực tế là: Þ b = 13°52’ +) Chiều rộng vành răng: bw = yba.aw = 0,35.137 = 47,95 mm ; ta lấy bw = 48 mm +) Khoảng cách trục chia: a = 0,5.m()/cos = 0,5.2( 102 + 31)/cos13°52’=137 mm +) Hệ số trùng khớp dọc là: eb = =1,829>1 Thoả mãn điều kiện trùng khớp. 3- KiÓm nghiÖm r¨ng vÒ ®é bÒn mỏi tiÕp xóc. Điều kiện đảm bảo độ bền tiếp xúc là: Ứng suất tiếp xúc phải thoả mãn điều kiện sau: sH = ZM. ZH. Ze. ≤ [sH] (3-12) Trong đó - ZM - HÖ sè kÓ ®Õn c¬ tÝnh cña vËt liÖu cña c¸c b¸nh r¨ng ¨n khíp, theo b¶ng 6. 5 -(I) ta t×m ®­îc ZM = 274 Mpa1/3; - ZH: Hệ số kể đến ảnh hưởng của hình dáng bề mặt tiếp xúc. ZH = (3-13) - at = arctg(tga/cos b) = arctg(tg20/cos13°52’) = 20°55’ - = arcos(acos/a) = arcos(137cos20°/137) = 20° α – góc nghiêng profin gốc ,theo TCVN1045: α = - bb : Góc nghiêng trên mặt trụ cơ sở; tg bb = cos at . tg b => tg bb = cos20°55’ .tg 13°52’= 0,2306 => bb = 13o vậy ZH = = 1,7093 - Ze: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng được xác định dựa vào eb như sau: eb = 1,829> 1 nên ta có Ze = (3-14) Trong ®ã: ea - HÖ sè trïng khíp ngang, ®­îc tÝnh theo c«ng thøc: ea =cosb (3-15) ea = cos13°52’= 1,695 => Ze = = 0,768 - KH: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc KH = KHb.KHα.KHV (3-16) - KHb - HÖ sè kÓ ®Õn sù ph©n bè kh«ng ®Òu t¶i träng trªn chiÒu réng vµnh r¨ng. Đã có kÕt qu¶ KHb= 1,03 - KHα : Hệ số phân bố tải trọng cho các đôi răng ăn khớp xác định dựa theo công thức: X¸c ®Þnh dw1 theo c«ng thøc b¶ng 11-6 Tr104: dw1 =2.aw/(u+1) = 2.137/(3,295 +1) = 63,795 mm (3-17) Lấy dw1 = 64 mm Vậy : v ==1,625 (m/s) < 4m/s. Tra bảng 6.13-(I) Tr106 ta chọn cấp chính xác của bánh răng là 9. Kết hợp với bảng 6.14-(I) ta được K= 1,13 - KHv - HÖ sè kÓ ®Õn t¶i träng ®éng xuÊt hiÖn trong vïng ¨n khíp, tÝnh theo c«ng thøc: KHv = 1 + (3-18) vH = (3-19) Tra bảng 6-15 (I) với HB dH = 0,002 Với m = 2 go = 73 => vH =0,002.73. 1,625. = 1,53 Vậy: KHv = 1 + = 1,018 ÞKH = KHb.KHα.KHV =1,03.1,13.1,018 =1,18 Thay các giá trị vừa tính được vào biểu thức tính sH ta được: sH = 274. 1,7093. 0,768. = 332,7 MPa +) Xác định chính ứng suất cho phép: [sH] [sH] = [sH]. Zv. ZR. KxH (3-20) [sH] = 500 Mpa; Zv - HÖ sè xÐt ®Õn ¶nh h­ëng cña vËn tèc vßng, do v = 1,625 m/s <5 m/s, theo bảng 6-13(I) ta cã: Zv = 1 ZR - HÖ sè xÐt ®Õn ®é nh¸m cña mÆt r¨ng lµm viÖc, víi Ra = 1,250,63 mm, ta cã: ZR = 1; KxH - HÖ sè xÐt ®Õn ¶nh h­ëng cña kÝch th­íc b¸nh r¨ng có ảnh hưởng của ®­êng kÝnh vßng ®Ønh b¸nh r¨ng d Ta có: d với trường hợp ăn khớp ngoài. Do z= 31 nên ta không phải dịch chỉnh. Vậy : d =+2.m =+2.2 = 67,861mm ; ta lấy : d= 68 mm d+2.m = +2.2 = 214,123 mm; ta lấy: d= 214 mm do da <700 mm, ta cã: KxH = 1. [sH] = 500. 1. 1. 1 = 500(Mpa) VËy : sH < [sH] Þ tháa m·n ®iÒu kiÖn ®é bÒn mái tiÕp xóc. 4- KiÓm nghiÖm ®é bÒn mỏi uèn. §iÒu kiÖn bÒn uèn cho r¨ng: sF1 = £ [sF1] (3-21) sF2 = £ [sF2] (3-22) Trong ®ã: MI- M« men xo¾n trªn b¸nh chñ ®éng, MI = 113320Nmm; mnw- M« ®un ph¸p trung b×nh, víi b¸nh r¨ng trô r¨ng nghiêng mnw = mtw = 2 (mm); - ChiÒu réng vµnh r¨ng, = 48(mm); dw1 -§­êng kÝnh vòng lăn cña b¸nh r¨ng chñ ®éng, dw1 = 64(mm); YF1, YF2 - HÖ sè d¹ng r¨ng cña b¸nh r¨ng 1 vµ 2, ®­îc tÝnh theo c«ng thøc sau: zv1 = (3-23) zv2 = (3-24) zv1 = = 33,876 Lấy zv1=30 zv2 = 111,46 Lấy zv2=100 Theo b¶ng 6. 18-(I), ta cã: YF1 = 3,8 ; YF2 = 3,6 Ye = - HÖ sè kÓ ®Õn sù trïng khíp cña r¨ng, víi ea lµ hÖ sè trïng khíp ngang, ta cã ea = 1,695 Þ Ye = =0,59 Yb -HÖ sè kÓ ®Õn ®é nghiªng cña r¨ng, Yb=1- β/140 =1- 13,55/140 =0,903 KF - HÖ sè t¶i träng khi tÝnh vÒ uèn; Víi: KF = KFb. KFa. KFv (3-25) Trong ®ã: KFb - HÖ sè kÓ ®Õn sù ph©n bè kh«ng ®Òu t¶i träng trªn vµnh r¨ng, theo b¶ng 6. 7-(I), ta cã: KFb = 1,07; KFa - HÖ sè kÓ ®Õn sù ph©n bè kh«ng ®Òu t¶i träng cho c¸c ®«i r¨ng ®ång thêi ¨n khíp, víi b¸nh r¨ng trụ r¨ng nghiêng theo b¶ng 6. 14-(I), KFa = 1,37; KFv - HÖ sè kÓ ®Õn t¶i träng ®éng xuÊt hiÖn trong vïng ¨n khíp, tÝnh theo c«ng thøc(t­¬ng tù khi tÝnh vÒ tiÕp xóc): KFv = 1 + (3-26) Víi: vF = dF. g0. v. (3-27) Trong ®ã: dF - HÖ sè kÓ ®Õn ¶nh h­ëng cña sai sè ¨n khíp, theo b¶ng 6. 15-(I), ta chän dF = 0,006 g0 - HÖ sè kÓ ®Õn ¶nh h­ëng cña sai lÖch b­íc r¨ng, theo b¶ng 6. 16 -(I), víi cÊp chÝnh x¸c 9, do m« ®un b¸nh r¨ng ®Õn 3mm, ta chän g0 = 73; v - vËn tèc vßng (nh­ ®· tÝnh vÒ tiÕp xóc), v = 2,108 (m/s) dw1 - §­êng kÝnh vòng lăn cña b¸nh r¨ng trô r¨ng nghiªng nhá, dw1 = 64 (mm) u - tû sè truyÒn thực tế, um = 3,29 b - ChiÒu réng vµnh r¨ng, = 48 (mm) ; TI - M« men xo¾n trªn trôc cña b¸nh r¨ng chñ ®éng, TII = 113320 (Nmm); Þ vF = 0,006. 73. 1,625. = 6,5 Thay c¸c kÕt qu¶ trªn vµo c«ng thøc (II -62), ta tÝnh ®­îc: KFv = 1 + = 1,06 Tõ c«ng thøc (3-25) ta tÝnh ®­îc: KF = 1,07. 1,37. 1,06 = 1,554 KÕt hîp c¸c kÕt qu¶ trªn, thay vµo c«ng thøc (3-21) vµ (3-22), ta cã: sF1 = = 116 (Mpa) sF2 = = 110 (Mpa) Tõ ®ã ta thÊy r»ng: sF1 = 116 Mpa < [sF1] = 257,143 Mpa; sF2 = 110 Mpa < [sF2] = 246,857 Mpa. Nh­ vËy ®iÒu kiÖn bÒn mái uèn ®­îc ®¶m b¶o. 5- Kiểm nghiệm độ bền quá tải. +) Kiểm nghiệm quá tải tiếp xúc: Theo 6.48 sHmax = sH. với Kqt = Kbđ = 1,4 => sHmax =332,7. = 393,66 Mpa < [sH1]max =1624 Mpa, [sH2]max =1260 Mpa +) Kiểm nghiệm quá tải uốn: Theo 6.49 sF1max = sF1.kqt = 116.1,4 = 162,4 Mpa < [sF1]max = 464 Mpa sF2max = sF2.kqt = 110.1,4 = 154 Mpa < [sF2]max = 360 Mpa Vậy răng đảm bảo độ bền mỏi tiếp xúc và độ bền mỏi uốn khi quá tải. 6- Thông số lực ăn khớp của bộ truyền bánh răng nghiêng: Hình 7: S¬ ®å t¸c dông lùc lªn bé truyÒn b¸nh r¨ng khi lµm viÖc -Lùc t¸c dông lªn b¸nh r¨ng nghiªng nhá +Lùc vßng: Fx1= = = 3541,25 N (3-28) + Lùc h­íng chiÒu trôc Fz1: Fz1=Fx1. tgatw/cosb (3-29) Þ Fz1=3541,25. tg20°55’/cos13°52’ = 1394 N +Lùc h­íng kÝnh Fy1: Fy1 =Fx1. tgb (3-30) Þ Fy1 =3541,25. Tg13°52’= 874,2 N -Lùc t¸c dông lªn b¸nh r¨ng nghiªng lín: +Lùc vßng: Fx2= Fx1= 3541,25 N +Lùc h­íng chiÒu trôc Fz2: Fz2= Fz1= 1394N +Lùc h­íng kÝnh Fy2 Fy2 = Fy1= 874,2 N Bảng 4: Các thông số cơ bản của bộ truyền bánh răng STT Thông số Kí hiệu Giá trị 1 Khoảng cách trục chia a 137 mm 2 Khoảng cách trục aw 137 mm 3 Tỷ số truyền u 3,295 4 Chiều rộng vành răng bw 48 mm 5 Mô đun m 2 6 Góc profin gốc 20° 7 Góc profin răng 20°55’ 8 Góc ăn khớp 20° 9 Góc nghiêng răng b 13°52’ hay 14° 10 Hệ số dịch chỉnh x x1 = 0 x2 = 0 11 Số răng Z Z1 = 31 mm Z2 = 102 mm 12 Đường kính vòng chia d= 64 mm d= 210 mm 13 Đường kính vòng lăn dw dw1 = 64 mm dw2 = 211 mm 14 Đường kính vòng đỉnh da da1 = 68 mm da2 = 214 mm 15 Đường kính đáy răng df df1 = 59 mm df2 =205 mm 16 Đường kính vòng cơ sở db db1 = 60 mm db2 = 103 mm 17 Hệ số trùng ngang 1,695 18 Hệ số trùng dọc 1,829 Phần IV. Thiết kế trục và khớp nối A.Chän k