Thiết kế hệ dẫn động băng tải với hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp, đồng trục, dẫn bằng động cơ điện thông qua khớp nối và bộ truyền xích

giúp cho sinh viên có thể hệ thống hoá lại các kiến thức cũng như nắm vững thêm về môn học Chi tiết máy và các môn học khác như Sức bền vật liệu, Dung sai, Vẽ kỹ thuật… đồng thời làm quen dẫn với công việc thiết kế và làm đồ án chuẩn bị chi việc thiết kế đồ án Tốt nghiệp sau này. Xuất phát từ tầm quan trọng đó, em được nhận đồ án môn học Chi tiết máy với việc lập quy trình: “Thiết kế hệ dẫn động băng tải với hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp, đồng trục, dẫn bằng động cơ điện thông qua khớp nối và bộ truyền xích”. Do lần đầu tiên làm quen thiết kế với khối lượng kiến thức tổng hợp, còn có những mảng chưa nắm vững cho nên dù đã rất cố gắng tham khảo các tài liệu và bài giảng cuả các môn học có liên quan song bài làm của em không thể tránh khỏi những sai sót. Em rất mong nhận được sự hướng dẫn tận tình và chỉ bảo của các thầy cô trong bộ môn để em củng cố và hiểu sâu hơn, nẵm vững hơn về những kiến thức đã học. Phần I - Tính toán hệ dẫn động Chương 1: Chọn động cơ điện và phân phối tỷ số truyền I- chọn động cơ 1. Xác định công suất cần thiết của động cơ. Công suất cần thiết lớn nhất Pct trên trục động cơ được xác định theo công thức 2.8[1] sau: Pct = PT/h t Trong đó: Pct : Công suất cần thiết trên trục động cơ. (kw) Pt : Công suất tính toán trên trục máy công tác. (kw) h: Hiệu suất chung của hệ dẫn động. ô Theo công thức: 2.11 Pt = Với: Pt = F =9000 N: lực kéo băng tải, V = 0,55 m/s : vận tốc băng tải h - Hiệu suất chung của hệ thống dẫn động. ô Theo sơ đồ tải trọng đề bài thì: h = hk . hmol .hkbr .hx ô Theo công thức: 2.9[1] t Trong đó: m = 3 - là số cặp ổ lăn. k = 2 - là số cặp bánh răng. Ô Tra bảng 2.3 [1] ta được các hiệu suất: hol = 0,99 - hiệu suất của một cặp ổ lăn. hbr = 0,97 - hiệu suất của một cặp bánh răng. hk = 0,99- hiệu suất của khớp nối trục đàn hồi. hx = 0,93- hiệu suất của bộ truyền xích. * Thay số ta có: h = 0,99. 0,972.0,993.0,93 ằ 0,84 Pct = PT/h = 4,95/0,84 = 5,89 (KW) Do tải trọng thay đổi nên ta chọn động cơ theo công suất tương đương P t = Ptđ Vì công suất P tỷ lệ thuận với mô men T, do đó ta có hệ số chuyển đổi giữa mô men và công suất như sau: Công suất tương đương Ptđ được xác định bằng công thức như sau: Công suất yêu cầu của động cơ được xác định bởi công thức: Pđc/yc = Ptđ / h = 4,11 / 0.84 = 4,89 KW 2. Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ Chọn sơ bộ tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống là: USB Ô Theo bảng 2.4[1]: Chọn tỉ số truyền của hộp giảm tốc đồng trục bánh răng trụ 2 cấp là: Usbh = 12 Chọn tỉ số truyền bộ truyền ngoài (xích): Usbđ = 3 Ô Theo công thức T 2.15[1] ta có: Usb = Usbh. Usbđ = 12.3 = 36 Số vòng quay của trục máy công tác ( của tang) là nlv theo CT 2.16[1]: nlv = 60000.v/(.D) = 60000.0,55/(3,14.320) =32,84 vg/ph t Trong đó: V : Vận tốc băng tải D: Đường kính băng tải. Ô Số vòng quay sơ bộ của động cơ nsb: nsb= nlv. usb = 32,84.36 = 1182,24 vg/ph Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ là nđb= 1500 vg/ph Ô Theo bảng P1.3 [1] ta chọn được kiểu động cơ là: 4A132S4Y3 t Các thông số kĩ thuật của động cơ như sau: Pđc = 7,5 KW nđc = 1455 vg/ph h = 87,5 % Cosj = 0,86 Tmax/Tdn = 2,2 TK/Tdn = 2,0 Kết luận: Động cơ 4A132S4Y3 có kích thước phù hợp với yêu cầu cần thiết kế II. phân phối tỉ số truyền 1, Xác định tỉ số truyền Ta có: Uc= Uh . Ux Tỉ số truyền chung: Uc = nđc/nlv = 1455/32,84 = 44,30 Chọn Ux= 3 ị Uh = 44,30/3 = 14,76 Trong đó: Uh = U1 .U2 t Trong đó: U1 : Tỉ số truyền cấp nhanh U2 : Tỉ số truyền cấp chậm Vì là hộp giảm tốc đồng trục nên để dùng hết khả năng tải của cấp nhanh ta chọn: U1 =U2 = = = 3,8 Kết luận: Uc = 44,30 U1 =U2 = 3,8 Ux = 3,06 2. Xác định công suất, mômen và số vòng quay trên các trục Pct = 5,89 KW : Công suất tính toán trên trục công tác nct = 32,84 vg/ph: Vòng quay của trục công tác Công suất: Ta có: Pev =Pt. =4,95 .0.83 = 4,11 Công suất trục 3: P3 = Công suất trục 2: P3 = Công suất trục: P1 = P’đ/c = Pđ/c = P3 .oe. x =4,47 .0,99 .093 =4.12 Số vòng quay: Trục I : n1 = nđc = 1455 (vòng/phút) Trục II: n2 =n1/u1 = 1455/3,8 = 382,89 (vòng/phút) Trục III: n3 =n2/u2 = 382,89/3,8 = 100,76(vòng/phút) nx =n3/ux = 100,76/3,06 = 32,93 (vòng/phút) Mômen: Tđc= 9,55. 106. Pđc/nđc = 9,55. 106. 4,95/1455 = 32489,69 Nmm TI = 9,55. 106 . P1/nI = 9,55. 106 . 4,85/1455 = 31833,33 Nmm TII = 9,55. 106 . P2/nII = 9,55. 106 . 4,66/382,89 = 116229,20 Nmm TIII = 9,55. 106 . P3/nIII = 9,55. 106 . 4,47/100,76 = 423665,14 Nmm Trục công tác: Tct = 9,55. 106 . Pt/nct = 9,55. 106. 4,12/32,93 = 1194837,53 Nmm Bảng thông số: 1194837,53 423665,14 116229,20 31833,33 32489,69 32,93 100,76 382,89 1455 1455 4,12 4,47 4,66 4,85 4,95 U x =3,06 U 2 =3,8 U 1 =3,8 Trục ct III II I Trục ĐC Mômen xoắn T Số vòng quay n Công suất P Tỉ số truyền U Khớp CHƯƠNG II THIếT Kế Bộ TRUYềN ĐộNG I. TíNH TOáN Bộ TRUYềN XíCH BÊN NGOàI HộP GIảM TốC Ta có các số liệu đã tính được P3 = 4,47 KW n3 = 100,76 vòng/phút Ux = 3,06 Số ca làm việc là 2, tải trọng va đập vừa, bộ truyền nằm ngang 1. Chọn loại xích Vì tải trọng nhỏ, vận tốc thấp nên ta chọn xích con lăn. 2. Xác định các thông số của đĩa xích và bộ truyền Số răng đĩa xích nhỏ: Z1 = 25 - 2UX = 25- 2.3,06 = 18,88 răng Lấy Z1 = 18 răng Số răng đĩa xích lớn: Z2 = UX .Z1 = 3,06.18 = 55,08 Lấy Z2 = 55 răng Chọn theo bảng 5.6[1] kđ = 1,5 (Đối với va đập vừa) kc = 1,25 (Bộ truyền làm việc 2 ca) ka = 1(Vì lấy khoảng cách trục a = 30p) ko = 1 (Vì bộ truyền theo tính toán có góc nghiêng Y < 40°) kđc = 1(Bộ truyền có thể điều chỉnh được bằng một trong các đĩa xích) kbt = 1,3 (Môi trường có bụi, chất lượng bôi trơn loại II- theo bảng5.7) Hệ số điều kiện sử dụng xích lấy theo công thức 5.4[1] k = kđ .kc .ka .ko .kđc .kbt = 1,5.1,25.1.1.1.1,5 = 2,43 ả Hệ số răng đĩa dẫn: Ta có CT: kz = Z01/Z1 = 18,88/18 = 1,04 ả Hệ số vòng quay ta chọn: n01 = 50 v/ph kn = n01/n1 = 50/100,76 = 0,49 Công suất tính toán (12 - 22 giáo trình chi tiết máy T2 – tr.12-15) Pt = P.k.kz.kn/Kx trong đó: Kx = 1 - chọn xích 1 dãy P = 4,47 (kw) ị Pt = 4,47.2,43.1,04.0,49/1 =5,53 KW Theo bảng 5.5[1] với n01 = 50 v/ph, chọn bộ truyền xích 1 dãy có bước xích t = 31,75 mm thoả mãn điều kiện bền mòn: Pt <[P] = 5,83 KW Đồng thời theo bảng 5.8[1] ta có: t < tmax Xác định sơ bộ khoảng cách trục: a = 40.t = 40.31,75 = 1270 mm Tính số mắt xích theo CT 5.12[1]: x = thay số ta được x = Chọn số mắt xích chẵn x = 116 mắt Tính chính xác khoảng cách trục a theo CT 5.13[1]: a= 0,25. P Thay số vào ta có: Để xích không bị chịu lực căng quá lớn ta rút bớt khoảng cách trục a một đoạn Da =(0,002… 0,004) Vậy ta lấy: a = 1246 mm Số lần va đập của xích: Theo CT 5.14[1] i = Z1.n1/15.x = 18.100,76/15.117,37 = 1,03 = 25 (Bảng 5.9) 3. Đường kính đĩa xích * Theo công thức 5.17[1] và bảng 13.4[1] ta có: Đường kính đĩa xích dẫn: d1 = t/sin(p/Z1) = 31,75/sin(p/18) = 183 mm Đường kính đĩa xích bị dẫn d2 = t/sin(p/Z2) = 31,75/sin(p/55) = 556 mm 4. Xác định lực tác dụng lên trục đĩa xích * Theo công thức: 5.20 [1]. Fr = Kx.Ft t Trong đó: Kx = 1,15: Vì bộ truyền theo tính toán có góc nghiêng V= Ft = Fr = 4966,6 .1,15 =5711,6 (N) II. TíNH CáC Bộ TRUYềN BáNH RĂNG TRONG HộP GIảM TốC Vì là hộp giảm tốc đồng trục, đã chọn tỉ số truyền U1 = U2 do đó bộ truyền cấp nhanh không dùng hết khả năng tải cho nên ta tính bộ truyền cấp chậm trước, bộ truyền cấp nhanh có thể lấy gần như toàn bộ số liệu của bộ truyền cấp chậm. A. Tính toán bộ truyền cấp chậm (bánh răng trụ, răng thẳng) 1. Chọn vật liệu Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo sự thống nhất hoá trong thiết kế ta chọn vật liệu như sau: * Bánh nhỏ (bánh 3): Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241á 285 có: sb3 = 850Mpa ; sch3 = 580 Mpa, chọn HB3 = 270 HB * Bánh lớn (bánh 4): Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192…240 có sb4 = 750Mpa ; sch4 = 450 Mpa, chọn HB4 = 220 HB 2. Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép Do bộ truyền làm việc trong điều kiện che kín đủ dầu bôi trơn nên dạng hỏng chủ yếu là tróc mỏi, do đó ta tính toán theo độ bền tiếp xúc - ta xác định ứng suất tiếp xúc cho phép. ứng suất tiếp xúc cho phép của mỗi bánh răng được xác định theo CT 6.1[1]: = tTrong đó: ZR, ZV, KXH : Lần lượt là các hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt bánh răng, vận tốc vòng, kích thước bánh răng. Tính sơ bộ lấy: ZR.ZV.KXH = 1 Giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bánh răng nhỏ và bánh răng lớn, theo bảng 10.7[1] [ s0H3lim] = 2HB3 + 70 = 2.270 + 70 = 610 Mpa [ s0H4lim ] = 2HB4 + 70 = 2.220 + 70 = 510 Mpa Do bánh răng không được tăng bề mặt nên chọn hệ số an toàn SH = 1,1(theo bảng 6.2[1]) KHL: Hệ số tuổi thọ, được xác định như sau: Số chu kỳ chịu tải trọng thay đổi tương đương của bánh răng lớn được xác định ỉ Theo công thức T: t Trong đó: C =1: Là số lần ăn khớp của răng trong một vòng quay Sti = 17000h: Là tổng thời gian làm việc của bộ truyền ti : Là thời gian làm việc ở chế độ tải trọng Ti ả Từ đó ta có: NHE4 = 60.1.(382,89/3,8).17000.[(13.4/8 + 0,73.3/8)] = 63,720.106 Theo bảng 10.8[1] ta có số chu kỳ cơ sở NHO của thép C45 thường hoá chế tạo bánh răng lớn là 10.106 Vậy NHE4> NHO nên ta lấy: KHL4 = 1 Số chu kỳ chịu tải trọng thay đổi tương đương của bánh răng nhỏ lớn hơn của bánh răng lớn U lần: NHE3 = u. NHE4 = 3,8.63,720106 = 242,14.106 > NHO Theo bảng 10.8[1] với độ rắn bề mặt bánh răng nhỏ 250 HB có thể lấy: NHO = 17. 106 Vậy bánh răng nhỏ ta cũng có NHE3> NHO nên ta lấy KHL3 = 1 Ô Vậy ta có : ==610/1,1 = 554,55 Mpa ==510/1,1 = 463,64 Mpa Đối với bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng nên ta có: = 463,64 mpa Với <) và * ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải của mỗi bánh răng Bánh 3: Max = 2,8. sch3 = 2,8.580 = 1624 Mpa Bánh 4: Max = 2,8. sch3 = 2,8.450 = 1260 Mpa Vậy ta chọn Max = 1260 Mpa. 3. Tính ứng suất uốn cho phép * ứng suất uốn cho phép của bánh răng được tính theo CT 6.2[1]: = Trong bước tính sơ bộ lấy: = 1 t Trong đó: : ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở. Theo bảng 6.2[1] ta có: =1,8.270 = 486 Mpa =1,8.220 = 396 Mpa Hệ số an toàn SF = 1,75 theo bảng 6.2[1]: Bộ truyền làm việc một chiều nên ta lấy: KFC = 1: Hệ số ảnh hưởng đặt tải. Hệ số tuổi thọ KFL3 = KFL4 = 1 Vậy thay số ta có: == 486/1,75.1,1 = 278 Mpa == 396/1,75.1,1 = 226 Mpa ứng suất uốn cho phép khi quá tải, theo CT 6.14[1]: Bánh 3: Max = 0,8. sch3 = 0,8. 580 = 464 Mpa Bánh 4: Max = 0,8. sch4 = 0,8. 450 = 360 Mpa 4. Tính khoảng cách trục. Xác định sơ bộ khoảng cách trục theo CT 6.15a[1]: t Trong đó: Ka : Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng (thẳng hay nghiêng hay chữ V), theo bảng 6.5[1] ta có Ka = 49,5 T2 là mômen xoắn trên trục bánh chủ động(bánh 3) T2 = 116229,20 N.mm = /: Hệ số chiều rộng bánh răng Ta chọn = 0,25 Từ đó ta có = 0,25. .(u2 +1) = 0,25.(3,8+1)/2 = 0,60 Theo công thức 6.16[1] Tra theo ứng với bảng 6.7[1] Ta có: =1,05 Thay vào ta có: mm Ta lấy = 202 mm 5. Các thông số ăn khớp. Môđun theo công thức 6.17[1]: m = (0,01 á 0,02) = 2,02 á 4,04 mm Theo dãy tiêu chuẩn (bảng 6.8[1]) ta chọn m = 2,5 Chọn sơ bộ: b = 0 Số răng của bánh răng nhỏ z3 Z3 =2aw2 .( Ta lấy Z3 = 33 răng Z4 = u.Z3 = 3,8.33 =125,4 Ta lấy Z4 =125 răng Zt =Z1+ Z2 =33 +125 răng = 158 răng Do vậy tỉ số truyền thực: um = Z4/Z3 = 125/33 = 3,79 Chiều rộng vành răng: bw = ja.aw = 0,25.202 = 50,50 mm dw3 = 2.aw2/(u+1) =2.202/(3,8+1) =84,17 6. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc. + Yêu cầu cần phải đảm bảo: Ê [] theo CT 6.33[1]: w Trong đó: ZM : Hệ số xét đến ảnh hưởng cơ tính vật liệu, ZM = 274 Mpa (theo bảng 6.5[1]) ZH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc theo CT 6.34[1] = = 1,72 w Trong đó: Góc profin răng bằng góc ăn khớp: = 20,4° tgbb = cosat.tgb = cos20%.tg(0)= 0ị bb = 0° Ze : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, theo CT 6.36[1] KH: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc, theo công thức 6.39[1]: KH=KHb. KHV. KHa. KHb=1,15 KHa: Hệ số xét đến sự phân bố không đều của tải trọng, được xác định từ vận tốc vòng v. Vận tốc bánh dẫn theo công thức 6.40[1]: Vì v < 2 m/s , tra bảng 6.13[1] ta chọn cấp chính xác là 9 ị KHa=1,13 ( theo bảng 6.14[1] KHV : Theo công thức 6.4[1] w Trong đó: = 0,47 (, tra theo bảng 6.15[1] và bảng 6.16[1] ta có =0,002 và =73 ) ị KH=KHb. KHV. KHa=1,15.1.1,13 ằ1,3 * Vậy thay số: Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép: =.ZR.ZV.KXH Với v = 0,44 m/s ị ZV =1 (vì v < 2 m/s) Cấp chính xác động học là 9, chọn mức chính xác tiếp xúc là 8. Khi đó cần gia công đạt độ nhám là RZ = 2,5 …1,25 mm. Do đó ZR = 0,95 Với da < 700 mm ị KXH = 1 ị [ ]= 472,5.1.0,95.1 ằ 448,88 Mpa Do đó Ê nên răng thoả mãn độ bền tiếp xúc 7. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn. Yêu cầu : Ê , ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không được vượt quá giá trị cho phép. Theo công thức 6.43[1]: = 2.T2.KF.Ye. Yb. YF3 / (bw.dw3.m) w Trong đó: T3 = 116229,20 N.mm bw= 50,50 mm dw3= 84,17 mm m = 2,5 Ye= 1/ea = 1/1,66 = 0,6: Hệ số xét đến sự trùng khớp Yb=1- b/140° = 1- 14,98° / 140° = 0,89 : Hệ số kể đến độ nghiêng của răng YF3: Hệ số dạng răng của bánh 3, tính theo số răng tương đương Ztđ3 Ztđ3 = = 33 /cos314,98 = 36,6 Tra bảng 6.18[1] ta có YF3 = 3,8 Ztđ4 = = 125 /cos14,980 = 138,66 Tra bảng 6.18[1] ta có YF4 = 3,6 KF : Hệ số tải trọng khi tính về uốn theo CT 6.45[1]: KF = KFb.KFa.KFV Tra theo ứng với bảng 6.7[1] ta có KFb=1,12 Với v < 2,5 m/s, tra bảng 6.14[1] , cấp chính xác 9 thì KFa=1,37 1,02 (theo CT 6.46[1]) 1,41 (theo CT 6.47[1]) Tra theo bảng 6.16[1] chọn = 73, theo bảng 6.15[1] chọn =0,006 KF = KFb.KFa.KFV = 1,13.1,37.1,02 = 1,60 = 2. 116229,20.1,60.0,6. 0,89. 3,8 / 50,50.84,17.2,5 = 71,02 Mpa =. YF4/ YF3 = 71,02 . 3,6/3,8 = 67,28 Mpa Ta thấy độ bền uốn được thoả mãn vì: < [] = 278 Mpa < [] = 226 Mpa Để đảm bảo sự ăn khớp khoảng cách trục a ta dịch chỉnh âm: xT(Dịch chỉnh) = - 2,25 8. Kiểm nghiệm răng về quá tải. ² Ta có: Kqt = Tmm / T = 1,4 = 343,68Mpa < []Max = 1260 Mpa = = 71,02.1,4 = 99,43 Mpa == 76,28.1,4 = 94,19 Mpa Vì < []Max = 464 Mpa, < []Max = 360 Mpa, Nên răng thoả mãn về điều kiện quá tải. Kết luận: Bộ truyền cấp chậm làm việc an toàn. ỹ Đường kính vòng chia: d3 = dw3 = m.Z3/cosb = 2,5.33/cos00 = 82,50 mm d4 = dw4 = m.Z4/cosb = 2,5.125/cos00 = 312,50 mm ỹ Đường kính đỉnh răng: da3 = d3 + 2.m = 82,50 + 2.2,5 = 87,50 mm da4 = d4 +2.m = 312,50 + 2.2,5 = 317,50 mm ỹ Đường kính đáy răng: df3 = d3 - 2.m = 82,50 - 2.2,5 = 77,50 mm df4 = d4 - 2.m = 312,50 - 2,5.2,5 = 307,50 mm ỹ Hệ số trùng khớp: eb = bw.sinb/(p.m) = 50,50.sin00/3,14.2,5 = 3,93 THÔNG Số CƠ BảN CủA Bộ TRUYềN CấP CHậM ỉ Môdun pháp: m = 2,5 ỉ Khoảng cách trục: aw = 202 ỉ Đường kính vòng chia: d3 = 82,50 mm d4 = 312,50 mm ỹ Đường kính đỉnh răng: da3 = 87,50 mm da4 = 317,50 mm ỹ Đường kính đáy răng: df3 = 77,50 mm df4 = 307,50 mm ỹ Chiều rộng vành răng bw3 = 50,50 mm bw4 = 45 mm ỹ Hệ số trùng khớp: eb =3,93 ỹ Tỉ số truyền: u = 3,79 ỹ Số răng bánh dẫn: Z3 = 33 ỹ Số răng bánh bị dẫn: Z4 =125 B. TíNH TOáN Bộ TRUYềN CấP NHANH (Bánh răng trụ răng nghiêng) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc. F Chọn vật liệu: Vì là bộ truyền bánh răng trụ năng nghiêng nên có khả năng chịu tải cao hơn bánh răng thẳng, làm việc êm hẳn. Nên ta chỉ cần chọn vật liệu bằng với vật liệu của bộ truyền cấp chậm bánh răng trụ răng thẳng đã tính ở trên. Do hộp đồng trục bộ truyền cấp nhanh không dùng hết khả năng tải cho nên ta lấy một số thông số cơ bản như bộ truyền cấp chậm. Ÿ Khoảng cách trục: aw1 =202 mm Ÿ Tỷ số truyền: u =3,79 Ÿ Mô đun pháp: m =2,5 Ÿ Chiều rộng vành răng lấy bằng 2/3 chiều rộng bánh răng cấp chậm bw1 =2bw/3 =2.50,50/3 =33,67 Lấy : bw1 =34 F Chọn sơ bộ: =100 =0,9848 Số răng bánh dẫn: Z1 =2.aw2.cos/m(u+1) =2.202.0,9848/2,5(3,79+1) =33,21 @ Ta lấy Z1 =33 răng @ Số răng bánh bị dẫn: Z2 = u.Z3 =3,79 .33 =125,07 @ Ta lấy Z2 =125 răng @ Tính lại : Cos = m (Z1 +Z2)/2aw1 = 2,5 (33+125)/2.202 =0,98 10,1400 = 10008’30’’ Với các thông số như vậy ta đi đến tiến hành kiểm nghiệm bộ truyền cấp nhanh. Yêu cầu cần phải đảm bảo: Ê [] theo CT 6.33[1]: w Trong đó: ZM : Hệ số xét đến ảnh hưởng cơ tính vật liệu, ZM = 274 Mpa (theo bảng 6.5[1]) ZH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc theo CT 6.34[1] = = 1,74 w Trong đó: Góc profin răng bằng góc ăn khớp: tgbb = cosat.tgb = cos(20,290).tg(10,142°) = 0,1682 ị bb = 9,52° Ze : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, theo CT 6.36[1] 1,70 Đường kính vòng lăn của bánh chủ động(bánh 1): 2.202/(3,79+1) = 84,34 mm KH: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc, theo CT 6.39[1]: KH=KHb. KHV. KHa. F Chọn = 0,15 Từ đó ta có: = 0,53. (u2 + 1) = 0,53.0,15.(3,79 + 1) = 0,38 Tra theo ứng với bảng 6.7[1] Ta có: KHb = 1,01 KHa: Hệ số xét đến sự phân bố không đều của tải trọng, được xác định từ vận tốc vòng v. Vận tốc bánh dẫn theo CT 6.40[1]: 6,38 m/s Tra bảng 6.13[1], ta chọn cấp chính xác là 8 ị KHa= 1,13 (tra bảng 6.14[1]) KHV: Theo CT (6.41[1]) 1,25 w Trong đó: =5,11 = 235,52 Mpa (, tra theo bảng 6.15[1] và bảng 6.16[1] ta có =0,002 và =56 ) ị KH = KHb. KHV. KHa =1,01.0,15.1,13 ằ0,17 Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép: =.ZR.ZV.KXH Với v = 6,38 m/s ị ZV =1 Cấp chính xác động học là 8. Khi đó cần gia công đạt độ nhám là: RZ = 2,5…1,25 mm. Do đó ZR = 0,95 Với da < 700 mm ị KXH = 1 ị = 509,1.1.0,95.1 ằ 483,64 Mpa Do đó Ê nên răng thoả mãn độ bền tiếp xúc 2. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn. Yêu cầu : Ê , ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không được vượt quá giá trị cho phép. Theo công thức 6.43[1]: = 2.T2.KF.Ye. Yb. YF3 / (bw.dw3.m) w Trong đó: T2 = 116229,20 N.mm bw= 34 mm dw3= 84,34 mm m = 2,5 Ye= 1/ea = 1/1,70 = 0,6: Hệ số xét đến sự trùng khớp Yb=1-b/140° = 1- 10,142° / 140° = 0,93: Hệ số kể đến độ nghiêng của răng. YF3: Hệ số dạng răng của bánh 3, tính theo số răng tương đương Ztđ3 Ztđ3 = = 33/998482 = 35,10 Tra bảng 6.18[1] ta có YF3 = 3,9 Ztđ4 = = 125 / 0,98482 = 132,97 Tra bảng 6.18[1] ta có YF4 = 3,6 KF : Hệ số tải trọng khi tính về uốn theo công thức 6.45[1]: KF = KFb.KFa.KFV Tra theo ứng với bảng 6.7[1] ta có KFb=1,3 Với v < 10 m/s, tra bảng 6.14[1] thì KFa=1,37 0,51 (theo CT 6.46[1]) 20,36 m/s (theo CT 6.47[1]) Tra theo bảng 6.16[1] chọn = 73, theo bảng 6.15[1] chọn =0,006 KF = KFb.KFa.KFV = 1,3.1,37.0,29 = 0,52 = 2. 116229,20.90.0,6.0,9.3,9/ (34.84,34.2,5) = 63,50 Mpa =. YF4/ YF3 = 63,50.3,6/3,9 = 58,61 Mpa Ta thấy độ bền uốn được thoả mãn vì: < [] = 278 Mpa < [] = 226 Mpa 3. Kiểm nghiệm răng về quá tải. v Ta có: Kqt = Tmm / T = 1,4 =570,70 Mpa < []Max = 1260 Mpa =63,50.1,4 = 88,90Mpa = 58,61.1,4 = 82,05 Mpa Vì < []Max , < []Max Nên răng thoả mãn về điều kiện quá tải. Kết luận: Bộ truyền cấp nhanh làm việc an toàn. * Các thông số của bộ truyền: ỹ Đường kính vòng chia: d1 = dw1 = m.Z1/cosb = 2,5.33/0,98= 84,18 mm d2 = dw2 = m.Z2/cosb = 2,5.125/0,98 = 318,87 mm ỹ Đường kính đỉnh răng: da1 = d1 + 2.m = 84,18 + 2.2,5 = 89,18 mm da2 = d2 +2.m = 318,87 + 2.2,5 = 323,87 mm ỹ Đường kính đáy răng: df1 = d1 - 2.m = 84,18 - 2.2,5 = 79,8 mm df2 = d2 - 2.m = 318,87 - 2.2,5 = 313,87 mm ỹ Chiều rộng vành răng: bw1 = 34 mm THÔNG Số CƠ BảN CủA Bộ TRUYềN CấP nhanh ỹ Môdun pháp: m = 2,5 ỹ Khoảng cách trục: aw1 = 202 mm ỹ Đường kính vòng chia: d1 = 84,18 mm d2 = 318,87 mm ỹ Đường kính đỉnh răng: da1 = 89,18 mm da2 = 323,87 mm ỹ Đường kính đáy răng: df1 = 79,18 mm df2 = 313,87 mm ỹ Chiều rộng vành răng bw1 = 34 mm bw2 = 30 mm ỹ Góc nghiêng của răng: b ằ10,140° = 10o 08’30’’ ỹ Góc profin răng bằng góc ăn khớp: = arctg (tga/cosb) = arctg (tg20o/cos10,140) ằ 20,29 ° ỹ Hệ số trùng khớp eb = bw.sinb / p.m = 34.0,347/3,14.2,5 = 1,50 ỹ Hệ số dịch chỉnh x2 = 0, x1 = 0 ỹ Tỉ số truyền: u = 3,8 ỹ Số răng bánh dẫn: Z3 = 33 ỹ Số răng bánh bị dẫn: Z4 =125 CHƯƠNG III: THIếT Kế TRụC Số liệu cho trước: Công suất trên trục vào của hộp giảm tốc: P = 4,95 KW n1 = 1455 v/ph ; u1 =u2 =3,8 ; b1 =34b2 =30.b3 =50,50; b4= 45 Góc nghiêng của cặp bánh răng: b ằ10o 08’30’’ 1. Chọn vật liệu chế tạo. Chọn vật liệu chế tạo bằng thép C45 Có : sb=600 Mpa ; sch=340 Mpa ứng suất xoắn cho phép [t] = 12.... 20 Mpa. 2. Lực tác dụng từ các bộ truyền lên trục. Đĩa xích Trục số III Bánh bị dẫn 4 Bánh dẫn 1 Bánh bị dẫn 2 Trục số I Trục số II Bánh dẫn 3 Khớp nối với trục ĐC 0 Y X Z Hệ toạ độ: 0XYZ Y 1 X 1 Z 1 X 2 Y 2 Z 2 Y 3 X 3 Y 4 X 4 Fx Fk Ta có sơ đồ phân tích lực chung như hình vẽ: * Tính các lực tác dụng lên trục Các thành phần lực trong thiết kế được biểu diễn như hình vẽ phần trên. Lực tác dụng của khớp nối: FK = (0,2á 0,3) 2.T / D0 Với T = 31833,33 N.mm D0 : Đường kính vòng tròn qua tâm các chốt. Tra theo bảng 16.10 ta có D0 = 63 mm ị = 202,11 ... 303,17 N Chọn FK = 243 N Lực tác dụng khi ăn khớp trong các bộ truyền được chia làm ba thành phần: Ft : Lực vòng Fr : Lực hướng tâm Fa : Lực dọc trục w Trong đó Ft1 = Ft2 = 2.T1/ dw1 = 2. 31833,33/ 84,18 = 756,31 N Ft3 = Ft4 = 2.T2/ dw3 = 2. 116229,20/ 84,18 = 2761,44 N Fr1 = Fr2 = = = 279,64 N Fr3 = Fr4 = = = 103,69 N Fa1 = Fa2 = Ft1.tgb = 756,31.tg10,142° =135,29 N Fa3 = Fa4 = Ft3.tgb = 3661,19tg18°30’ = 1225 N Lực do bộ truyền xích tác dụng lên trục là: FX = 6995,7 N 3. Xác định sơ bộ đường kính trục. Theo CT 10.9[1] , đường kính trục thứ k với k = 1...3. với [T] = 15...30 Mpa Thay số vào ta chọn sơ bộ đường kính trục như sau: Đường kính trục thứ 1 là: = = 16,64 mm Đường kính trục thứ 2 là: = = 33,8 mm Đường kính trục thứ 3 là: = = 52,0 mm Chọn: d1 = 20 mm d2 = 35 mm d3 = 52 mm 4. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực. Ta chọn sơ bộ chiều rộng của ổ lăn (theo bảng 10.2[1]): ỹ ổ lăn trên trục I: b0 = 17 mm ỹ ổ lăn trên trục II: b0 = 23 mm ỹ ổ lăn trên trục III: b0 = 35 mm Chọn k1 = 10 mm, k2 = 10mm, k3 = 14 mm, hn = 16 mm k1 : Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay. k2 : Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp (lấy giá trị nhỏ khi bôi trơn ổ bằng dầu trong hộp giảm tốc). k3 : Khoảng cách từ mặt mút ổ đến nắp ổ. hn : Chiều cao nắp ổ và đầu bulông. Theo công thức 10.10[1] ta có chiều dài mayơ nối trục, bánh răng, đĩa xích: Trục I: lm12 = (1,2á1,5)d1 = (1,2á1,5).20 = 24 á 30 mm Chọn lm12 = 28 Trục II: lm22 = lm13 = (1,2á1,5)d2 = (1,2á1,5).52 = 42 á 52,5 mm Chọn lm22 = lm13 = 50 mm Trục III: lm32 = (1,2á1,5)d3 = (1,2á1,5).52 = 62 á 78mm Chọn lm32 = 80 mm lm33 = (1,4á2,5)d3 = (1,4á2,5).52 = 72 á 130 mm Chọn lm33 = 90 Ê Khoảng cách trên các trục: Trục I: l12 = -lc12 = -[0,5.(lm12 + b0)+k3 +hn] = - [0,5.(28 + 17)+14 +16] = -52,50 mm l13 = 0,5.(lm13 + b0)+ k1 +k2 = 0,5.(50 + 23)+10 +10 = 56,50 mm l11 = 2.l13 = 2. 56,50 = 113 Trục II: l22 = 0,5.(lm22 + b0)+ k1 +k2 = 0,5.(50 + 23)+10 +10 = 56,5 mm l23 = l11 + l32 + k1+ b0 = 113 + 76,5 + 10 + 23 = 222,5 mm l21 = l23 + l32 = 222,5 + 76,5 =299 mm Trục III: l32 = 0,5.( lm32 + b0) + k1 + k2 = 0,5.(75 + 35) +10 +10 = 75 mm l31 = 2.l32 =2. 75 = 150 mm l33 = l31 + lc33 = l31 +0,5(lm33 + b0) + k3 + hn = 150 + 0,5(90+35) +14 +16 = 242,50 mm 5. Tính toán kiểm nghiệm trục I: A O1 O2 B F X11 FAY F AX F Y2 F X2 F Z2 F BX F BY 28 56,50 56,50 v Ta có: FX2 = 756.31 N FY2 = 279,64 N FZ2 = 31833,33 N R = 30,45 mm Lực khớp nối : FX1 = (0,2…0,3)2.T/ D Ê Trong đó: T = 39707,9 Nmm Đường kính vòng tròn qua tâm các chốt. Tra theo bảng 16.10[1] ta có D = 63 mm., Suy ra: FX1 = (0,2…0,3)2.T/ D = (0,2…0,3) 2. 31833,33/ 63 = 202,11 …303,17 N Chọn FX1 = 180 N 5.1. Tính lực ị 171,75 N ịFAY = FY2 - FBY = 279,64 – 171,75= 107,89 ị 422,75 N ị FAX = FX2 – FX1 – FBX = 756,31-150 -422,75 = 153,56 5.2. Tính các mômen MX11 = FX1.AO1 = 180.28= 5040 N.mm MX22 = FBX.BO2 = 422,75.56,50 =23885,37 N.mm MY22 = FBY.BO2 = 171,75.56,50 = 9703,87 N.mm MY22 = MY22 – FZ2.R = 9703,87 -135,20 .26,27 = 6149,81 5.3. Xác định đường kính các đoạn trục. Mu11 = 5040 N.mm M1 = = = 28025,38 N.mm Theo công thức: dx ≥ ị d11 ≥ = 17,8 mm Mu22 = = = 46330,3 N.mm ị M2 = = = 57697,7 N.mm ị d22 ≥ = 20,9 mm ê Chọn: dkhớp = 18 mm dổ = d11 = 20 mm d22 = 25 mm ỉ Dựa vào kết cấu của trục I đã chọn sơ bộ như trên và biểu đồ mômen tương ứng, ta thấy tiết diện nguy hiểm cần được kiểm tra về độ bền mỏi đó là tiết diện lắp bánh răng. ỉ Xác định hệ số an toàn tại tiết diện nguy hiểm nhất (tiết diện lắp BR): ỉ Trong đó: [s]: Hệ số an toàn cho phép, [s] = 1,5 …2,5 Khi cần tăng độ cứng thì [s] = 2,5 …3. Ss, St : Hệ số an toàn chỉ xét riêng cho trường hợp ứng suất pháp hoặc ứng suất tiếp, được tính theo công thức sau đây: ; ỉ Trong đó: ; : Giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng Vật liệu là thép C45 nên: ằ 0,58. ,,, là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện đang xét. = 0,436. Tra bảng 10.5, trục làm bằng thép C45 có = 600 MPa. ị = 0,436. = 0,436. 600 = 261,6 MPa. ị = 0,58. = 0,58. 261,6 = 151,73 MPa. Theo bảng (9.1) ta chọn loại then là: b x h x t = 6 x 6 x 3,5 Các trục của hộp giảm tốc đều quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng do đó tính theo CT(10.22) mm3 = 0 = = M2/ W2 = 37745,15/ 1339 = 28,18 N/ mm2 Vì trục quay một chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động, do đó , tính theo CT(10.23) = = 2872,4 mm3 = 0 = T/ 2.WO2 = 31833,33 / 2. 2872,4= 5,54 N/ mm2 Phương pháp gia công trên máy tiện, tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt Ra = 2,5…0,63 mm, do đó theo bảng(10.8), hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt là KX = 1,06. Không dùng các phương pháp tăng bề mặt do đó hệ số tăng bền: KY = 1 Theo bảng (10.12) khi dùng dao phay ngón, hệ số tập trung ứng suất tại rãnh then ứng với vật liệu = 600 MPa là: Ks = 1,76 và Kt = 1,54 Từ bảng (10.10) với d = 19 mm, lấy: es = 0,91; et = 0,87 Ta xác định được tỉ số : Ks/ es = 1,76/ 0,91 = 1,93 Kt/ et = 1,54/ 0,87 = 1,77 Xác định các hệ số Ksd và Ktd theo CT(10.25) và CT(10.26): = 1,99 = 1,83 Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp theo CT (10.20): = 4,66 Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp theo CT (10.21) =14,97 Hệ số an toàn S theo CT(10.19): = 2,9 Trục tại tiết diện(2-2) thoả mãn về độ bền mỏi với hệ số an toàn S = 3,37 6. Tính toán kiểm nghiệm trục II : F AX F Y1 O1 A B O2 n 2 F x2 F Y2 F BY F BX F X1 F Z1 F AY 56,50 76.50 vTa có: FX1 = 756,31 N FY1 =279,64 N FZ1 =135,29N R1 =133,33mm Fx2 =2761,44N FY2 =103,69N 6.1. Tính lực ị = 69,67 N ị FAY = FY1 + FY2 – FBY = 279,64 +103,69 -69,67 =313,66 N Vậy: FBY = 6,679 N FAY = 313,66 N ị -1912 N ị FAX = FX2 – FX1 – FBX = 2761,44- 756,31 - 1912 = 93,13 N FBX = 1912 N FAX = 93,13 N 6.2. Tính các mômen MX11 = FAX. AO1 = 93,13.56,50 =5261,84 N.mm MX22 = FBX.BO2 = 1912 .76,50 = 146268 N.mm MY22 = FBY.BO2 = 69,67.76,50 = 5329,75 N.mm MY11T2 = FAY. AO1 = 313,66 .56,50 =17721,79 N.mm MY11 = MY11T - FZ1.R1 = 17721,79 -135,29 -133,33 = 316,42 N.mm 6.3. Xác định đường kính các đoạn trục. Tại tiết diện 1-1 Mu11 = = 18486,44 N.mm M1 = = = 102340,94N.mm Theo công thức: dx ≥ d11 ≥ =25,32 mm Tại tiết diện 2-2 Mu22 = = = 146589,59 N.mm M2 = ị d22 ≥ = 25,18 mm ả Chọn: d11 = d22 = 34 mm dổ = 30 mm 6.4. Kiểm nghiệm về độ bền mỏi. Dựa vào kết cấu của trục II đã chọn sơ bộ như trên và biểu đồ mômen tương ứng, ta thấy tiết diện nguy hiểm cần được kiểm tra về độ bền mỏi đó là tiết diện lắp bánh răng. Xác định hệ số an toàn tại tiết diện nguy hiểm nhất: Trên trục II, tiết diện nguy hiểm nhất là tiết diện lắp BR dẫn 3 Kết cấu trục thiết kế phải thoả mãn điều kiện: ỉ Trong đó: [s]: Hệ số an toàn cho phép, [s] = 1,5 …2,5 Khi cần tăng độ cứng thì [s] = 2,5 …3. Ss, St : Hệ số an toàn chỉ xét riêng cho trường hợp ứng suất pháp hoặc ứng suất tiếp, được tính theo các công thức sau đây: ; ỉ Trong đó: ; : Giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng Vật liệu là thép C45 nên: ằ 0,58. ,,, là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện đang xét. = 0,436. Tra bảng 10.5 trục làm bằng thép C45 có = 600 MPa. ị = 0,436. = 0,436. 600 = 261,6 MPa. ị = 0,58. = 0,58. 261,6 =151,73 MPa. Theo bảng (9.1) ta chọn loại then là: b x h x t = 10x8x5 Các trục của hộp giảm tốc đều quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng do đó tính theo CT(10.22) = 20.576,62 mm3 = 0 = = M2/ W2 = 146589,53 / 20576,62 = 7,2 N/ mm2 Vì trục quay một chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động, do đó , tính theo CT(10.23) = = 7095,03 mm3 = 0 = T/ 2.WO2 = 116229,20/ 2. 7095,03 = 8,19 N/ mm2 Phương pháp gia công trên máy tiện, tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt Ra = 2,5…0,63 mm, do đó theo bảng(10.8), hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt là KX = 1,06. Không dùng các phương pháp tăng bề mặt do đó hệ số tăng bền: KY = 1 Theo bảng (10.12) khi dùng dao phay ngón, hệ số tập trung ứng suất tại rãnh then ứng với vật liệu = 600 MPa là: Ks = 1,76 và Kt = 1,54 Từ bảng (10.10) với d = 60 mm, lấy: es = 0,82; et = 0,77. Ta xác định được tỉ số : Ks/ es = 1,76/ 0,82 = 2,15 Kt/ et = 1,54/ 0,77 = 2 Xác định các hệ số Ksd và Ktd theo CT(10.25) và CT(10.26): = 2,21 = 2,06 Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp theo CT (10.20): = 16,44 Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp theo CT (10.21) = 25,2 Hệ số an toàn S theo CT(10.19): Trục tại tiết diện(2-2) thoả mãn về độ bền mỏi với hệ số an toàn S = 13,77 50 50 F O2 2 n X1 Z1 F F Y1 A B x2 F BY AY F O1 Y2 F BX F AX F M X 5261,84 14626,8 T 5329,75 17721,79 M Y 316,42 116229,20 7. Tính toán kiểm nghiệm trục III 75 75 F AX F X1 F Y1 O1 A B O2 F AY F BX F BY F n 3 92,50 ỉ Ta có: FX1= 2761,44 N FY1 = 103,69 N R = 133,33 mm FX2 = Fxich. sin 300 = 5711,6. sin 300 = 2855,8N FY2 = Fxich. cos 300 =5711,6. cos 300 = 4946,36 N 7.1. Tính lực ị = 4894,54 N ịFAY = FY1 + FBY - FY2 = 103,69 + 4894,._.