Thiết kế quy trình công nghệ gia công vỏ HGT

của mình mới có thể đứng vững được trong cơ chế mới, ngành cơ khí cũng đang từng bước khẳng định vị thế của mình trong nền kinh tế mở cưả của đất nước và đã đóng góp rất nhiều vào việc công nghiệp hoá hiện đại hoá đất nước. Xuất phát từ điều kiện đó việc sữa chữa tân trang các máy móc thiết bị đã bị cũ hoạc đang sử dụng là rất cần thiết và đem lại hiệu quả cao .Vì vậy các nhà máy tư nhân không ngừng phát triển để đáp ứng được nhu cầu .Vì vậy em mong muốn đem những gì đã được học đóng góp vào nền cơ khí nước nhà ,trong đó việc hoàn thành đồ án này đã phần nào thực hiện được mơ ước của em . Thuyết Minh đồ án tốt nghiệp Chương I tính toán thiết kế hộp giảm tốc khai triển hai cấp Phần I . Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền. 1.Chọn động cơ. Tính công suất cần thiết. Chọn động cơ điện là công việc đầu tiên của qúa trình tính toán, thiết kế máy. Nó có ảnh hưởng lớn đến việc lựa chọn và thiết kế hộp giảm tốc cũng như các bộ truyền ngoài hộp. Để chọn được động cơ phải dựa trên các đặc tính và phạm vi sử dụng của chúng cùng với yêu cầu thiết kế từ đó lựa chọn động cơ động cơ phù hợp và kinh tế nhất. Muốn vậy ta phải tính được công suất cần thiết của động cơ. Công suất cần thiết của động cơ được xác định theo công thức (2.8): Trong đó: Pct (kW): là công suất cần thiết trên trục động cơ . Pt (kW): là công suất tính toán trên trục máy công tác. h : là hiệu suất truyền động. Để xác định được công suất Pct cần xác định được công suất tính toán Pt. Công suất tính toán được xác định dựa vào chế độ làm việc của hệ thống dẫn động và tính chất của tải trọng. Theo yêu cầu thiết kế, hệ thống dẫn động băng tải được tính toán trong điều kiện làm việc lâu dài và tải trọng tác dụng thay đổi theo chu kỳ. Do đó ta coi động cơ làm việc với công suất tương đương không đổi (thay thế cho quá trình làm việc của động cơ lúc quá tải, lúc non tải) được tính theo công thức (2.14) Pt = Ptd với Trong đó: Ptd (kW) là công suất tương đương của động cơ. P1 (kW) là công suất lớn nhất trong công suất tác dụng lâu dài trên trục máy công tác. Pi (kW) là công suất tác dụng lâu dài trong thời gian (ti) . Theo biểu đồ tải trọng ta thấy thời gian mở máy là rất nhỏ (3s) do đó không coi là công suất tác dụng lâu dài trên trục máy công tác, nên ta có: Từ biểu đồ tải trọng ta có: T2=0,75T1 => P1>P2 Vậy ta có theo công thức (2.11): Với : F = 3000(N) là lực kéo băng tải. v = 1,0(m/s) là vận tốc băng tải. => Ta lại có: Và t1 = 5(h); t2 = 2,5(h); tck = 8(h); Vậy ta có công suất tương đương là: Pt = Ptd= 2,684(kW) Mà hiệu suất truyền động (h) được tính dựa trên hiệu suất các bộ truyền trong hệ thống dẫn động theo công thức (2.9): h=hk.hol.hbr1.h br2.hx Trong đó trị số hiệu suất của các loại bộ truyền và ổ được tra trong bảng 2-3 (Tr.19 ) hk ằ1 là hiệu suất bộ truyền khớp nối trục từ trục động cơ sang trục I. hol=(0,993)4 là hiệu suất các cặp ổ lăn được làm việc trong điều kiện che kín đủ dầu bôi trơn. ở đây, sử dụng 4 cặp ổ lăn trên các trục, mỗi cặp ổ có hiệu suất riêng là (h*ol=0,993) hbr1=0,97 là hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng làm việc trong điều kiện che kín đủ dầu bôi trơn (cấp nhanh) h br2=0,97 là hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng làm việc trong điều kiện che kín đủ dầu bôi trơn (cấp chậm) hx= 0,96 là hiệu suất bộ truyền xích làm việc trong điều kiện che kín đủ dầu bôi trơn. Vậy ta có: h=hk.hol.hbr1.h br2.hx= 1. 0.9934. 0,97. 0,97. 0,96 = 0,878. => h= 0,878 => Pct= 3,057 (kW) Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ. Số vòng quay trên trục băng tải tính theo công thức (2.16): Trong đó: v = 1,0(m/s) vận tốc băng tải. D = 350 (mm) đường kính tang quay của băng tải. => ; Tỷ số truyền sơ bộ: usb = usbh.usbng = (14á20).(2,5á3) = (35á60) Chọn usb = 45. Vậy số vòng quay sơ bộ của trục động cơ là: nsb = nlv.usb = 54,57.45 = 2456(v/p) =>nsb = 3000(v/p) Chọn được số vòng quay đồng bộ của động cơ là: nđb= 3000(v/p) Chọn động cơ. Dựa trên các yêu cầu của động cơ về momen mở máy và công suất cần thiết để đảm bảo động cơ làm việc tốt là: Pđc ³ Pct Nđbằ nct Với T là momen tải trọng lớn nhất T=T1. Tra trong các bảng P 1.2; P 1.2; P 1.3 với động cơ đồng bộ là 1500(v/p) ta chọn được động cơ điện 4A do nhà máy Động cơ Việt-Hung chế tạo với kiểu động cơ 4A100S2Y3 có các thông số sau: Công suất (kW) Vận tốc (v/p) Cosj Tmax/Tdn TK/Tdn Đ/k trục động cơ (mm) Khối lượng (kg) 4,0 2880 0,89 2,2 2 28 36 Phân phối tỷ số truyền. Tính toán hệ thống dẫn động cơ khí theo các thông số của động cơ điện chọn được *)-Xác định tỉ số truyền ut của hệ thống dẫn động. Tỉ số truyền của hệ thống dẫn động được xác định bằng tỉ số của số vòng quay đầu vào của bộ truyền và số vòng quay đầu ra của bộ truyền (lần) Với: ndc = 2880(v/p) là số vòng quay của động cơ điện chọn được. nlv = 92(v/p) là số vòng quay trên trục băng tải. => (lần); *)-Phân phối tỉ số truyền ut của hệ thống dẫn động cho các bộ truyền. Tỉ số truyền của hệ thống dẫn động được phân phối cho bộ truyền trong hộp giảm tốc và bộ truyền ngoài (bộ truyền xích & bộ truyền khớp). ut = uh.un = 48,167 (lần) Tỉ số truyền của bộ truyền khớp là: uk ằ 1(lần) Chọn tỉ số truyền của bộ truyền xích là: ux = 2,93(lần) Vậy ta có tỉ số truyền của hộp giảm tốc là: (lần) Đây là hộp giảm tốc khai triển, tính toán theo điều kiện bôi trơn và yêu cầu thể tích hộp nhỏ nhất có thể được. Do đó chọn tỉ số truyền của cấp nhanh (u1) lớn hơn tỉ số truyền của cấp chậm (u2). Theo bảng 3.1(trang 43 tttkhddck-t1): u1 = 5,66; u2 = 3,18. Vậy ta có tỉ số truyền thực của hộp giảm tốc là: uh = u1.u2 = 5,66 . 3,18 = 17,99 (lần) Tỉ số truyền thực của bộ truyền xích là: (lần) Vậy tỷ số truyền là: U1= 5,66 U2= 3,18 Ux= 2,93 Xác định công suất, momen và số vòng quay trên các trục. Dựa trên sơ đồ thiết kế và công suất cần thiết Pct của động cơ ta tính được công suất, momen, và số vòng quay trên các trục của hệ thống dẫn động như sau: Số vòng quay Số vòng quay trên trục động cơ: n = 2880(v/p) Số vòng quay trên trục 1: Số vòng quay trên trục 2: Số vòng quay trên trục 3: Công suất : Công suất trên trục công tác: Plv = FV/1000 = 3000./1000 = 3,0 (kw) Công suất trên trục 3: P3 = Plv /(hol. hx) = 3,0/(0,993.0,96) = 3,15 (kw) Công suất trên trục 2: P2 = P3 /(hbr2.hol ) = 3,15/(0,993.0,97) = 3,27 (kw) Công suất trên trục 1: P1 = P2 /(hbr1.hol ) = 3,27/(0,97.0,993) = 3,39 (kw) Công suất trên trục động cơ: P = P1 /(hk ) = 3,39/1 = 3,39 (kw) Từ kết quả tính toán ở trên ta có bảng thông số sau: Mô mem xoắn: Momen xoắn trên trục động cơ: Momen xoắn trên trục 1: Momen xoắn trên trục 2: Momen xoắn trên trục động cơ: Momen xoắn trên trục công tác: Bảng thông số : Trục đc I II III Trục ct Khớp U1=5,66 U2=3,18 Ux=2,93 P 3,39 3,39 3,27 3,15 3,0 N 2880 2880 508,83 160,01 54,57 T 11241 11241 61373,15 188004 525013 Phần II . Thiết kế các bộ truyền. Bộ truyền trong hộp. Chọn vật liệu. Theo yêu cầu thiết kế và tính toán động cơ ở trên thì đây là hộp giảm tốc bánh răng hai cấp công suất trung bình. Do cặp bánh răng cấp nhanh chịu tải nhỏ hơn cặp bánh răng cấp chậm, nên ta phải chọn vật liệu chế tạo bánh răng cấp nhanh có cơ tính kém hơn vật liệu cặp bánh răng cấp chậm, để tránh lãng phí. Tuy nhiên, do chỉ sản xuất loạt nhỏ, để đơn giản cho việc cung cấp vật liệu chế tạo, cũng như công nghệ chế tạo bánh răng ta có thể chọn chung loại vật liệu cho cả hai cấp như nhau. Theo yêu cầu thiết kế với vận tốc băng tải v = 1(m/s) và tải F= 4000(N) ta chọn vật liệu thông thường (nhóm I) có độ rắn HB Ê 350. Bánh răng được thường hoá hoặc tôi cải thiện. Theo bảng 6.1(Tr. 92,TTTKHTDĐCK-T1) ta chọn được loại vật liệu cho cả bánh dẫn và bánh bị dẫn như sau: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241 … 285 Giới hạn bền: sb = 850(MPa) Giới hạn chảy: sch = 580(MPa) Xác định các loại ứng suất cho phép.(sơ bộ) Đây là hộp giảm tốc bánh răng trụ răng thẳng và răng nghiêng làm việc trong điều kiện che kín đủ dầu bôi trơn, do đó dạng hỏng chủ yếu là tróc rỗ bề mặt răng. Đó là các phá hỏng mỏi do tác dụng dài hạn của ứng suất tiếp xúc thay đổi có chu kỳ gây ra. Ngoài ra, răng có thể bị biến dạng dư gẫy dòn lớp bề mặt hoặc phá huỷ tĩnh ở chân răng do quá tải. Do vậy ta xác định ứng suất cho phép và kiểm nghiệm nó. ứng suất tiếp xúc cho phép [ sH ]. ứng suất tiếp xúc cho phép [ sH ] được xác định theo công thức (6.1): 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. soHlim – ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở SH – Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc KHL – Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền. Với bước tính sơ bộ lấy ZR.Zv.KxH = 1 Hệ số KHL được xác định theo công thức (6.3): Trong đó: mH – Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc, với độ rắn mặt răng HB Ê 350 ta có mH= 6 NHO – Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc. NHO=30.(HHB)2,4 HHB – Độ rắn Brinen NHE – Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương. ứng với trường hợp tải trọng thay đổi theo chu kì NHE được tính theo công thức (6.7) : Trong đó: Ti , ni , ti : lần lượt là momen xoắn số vòng quay và số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét. Tmax : momen xoắn lớn nhất. c : số lần ăn khớp trong một vòng quay(c=1) Với vật liệu đã chọn thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn (HB 241 … 285) Theo bảng 6.2 (TR.94,TTTKHTDĐCK-T1) ta có: soHlim=2.HB+70 ; SH=1,1 Do bánh răng dẫn quay nhanh, nên số chu kì chịu tải lớn dẫn đến mòn nhanh, theo thuyết sức bền đều ta nhiệt luyện bánh dẫn có độ rắn lớn hơn bánh bị dẫn. H1³H2 +(10á15)HB Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1=265 ,độ rắn bánh lớn HB2=255 ứng suất tiếp xúc cho phép: soHlim1=2.HB1+70=2.265+70=600(MPa) soHlim2=2.HB2+70=2.255+70=580(MPa) Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở: NHO1=30.(HHB1)2,4=30.(265)2,4=1,96.107 NHO2=30.(HHB2)2,4=30.(255)2,4=1,79.107 Do cơ tính vật liệu bánh dẫn tốt hơn vật liệu bánh bị dẫn => NHE1 > NHE2 Vậy ta chỉ cần xác định NHE2 : = 60.1.276,29.16000= 2,167.108 => NHE2>NHO2 =1,79.107 => NHE1>NHO1 =1,96.107 Do đường cong mỏi từ sau số chu kì thay đổi ứng suất NHO có dạng gần đúng là một đường thẳng song song với trục hoành tức là trên khoảng này giới hạn mỏi tiếp xúc không thay đổi.Vì vậy ta lấy NHE=NHO để tính, do đó KHL=1. => NHE2= NHO2 ; NHE1 = NHO1 => KHL= KHL1= KHL2=1 Thay các giá trị KHL,ZR.Zv.Kx vào công thức tính ứng suất tiếp xúc cho phép ta có: (MPa) (MPa) Cấp nhanh sử dụng cặp bánh răng trụ răng thẳng do đó ứng suất tiếp xúc cho phép là: [sH]n = [sH]2 = 527,27(MPa) ứng suất tiếp xúc quá tải cho phép là: [sH]max=2,8.sch=2,8.580=1624(MPa) ứng suất uốn cho phép [ sF ]. ứng suất uốn cho phép [ sF ] được xác định theo công thức (6.2): Trong đó: Y – Hệ số xét đến độ nhám của mặt lượn chân răng. Ys – Hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất . Kx – Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng tới độ bền uốn. KFC – Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải bộ truyền quay một chiều KFC=1 soFlim – ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở SF – Hệ số an toàn khi tính về uốn KFL– Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền. Với bước tính sơ bộ lấy YR.Ys.KxF = 1 Hệ số KHL được xác định theo công thức (6.4): KFL = Trong đó: mF – Bậc của đường cong mỏi khi thử về uốn, với độ rắn mặt răng có HB Ê 350 ta có mF=6 NFO – Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn. NFO=4.106 NFE – Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương. ứng với trường hợp tải trọng thay đổi theo chu kì NHE được tính theo công thức (6.8): NFE = 60.c.S(Ti/Tmax)mF.ni.ti Trong đó: Ti , ni , ti: lần lượt là momen xoắn số vòng quay và số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét. Tmax: momen xoắn lớn nhất. c: số lần ăn khớp trong một vòng quay (c=1) Với vật liệu đã chọn thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn (HB 241 … 285) Theo bảng 6.2 (TR.94,TTTKHTDĐCK-T1) ta có: soFlim = 1,8HB; SF = 1,75 ứng suất uốn cho phép. soFlim1 = 1,8.HB1 = 1,8.265 = 477(MPa) soFlim2 = 1,8.HB2 = 1,8.255 = 459(MPa) Do cơ tính vật liệu bánh dẫn tốt hơn vật liệu bánh bị dẫn => NFE1 > NFE2 Vậy ta chỉ cần xác định NFE2 : NFE2 = 60.c.n2.th.S NFE = 60.1.508,83.16000. => NFE2>NFO2 = 4.106 => NFE1>NFO1 = 4.106 Do đường cong mỏi từ sau số chu kì thay đổi ứng suất NFO có dạng gần đúng là một đường thẳng song song với trục hoành tức là trên khoảng này giới hạn mỏi uốn không thay đổi. Vì vậy ta lấy NFE=NFO để tính, do đó KFL=1. => NFE2= NFO2 ; NFE1 = NFO1 => KFL= KFL1= KFL2=1 hay các giá trị KFL,KFC, YR.Ys.KxF vào công thức tính ứng suất uốn cho phép ta có: ứng suất uốn quá tải cho phép là: [sF]max = 0,8.sch = 0,8.580 = 464(0MPa) A, Tính toán cho cấp nhanh (bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng) Xác định sơ bộ khoảng cách trục. Khoảng cách trục aw được xác định theo công thức(6.15a): (1) Trong đó: Ka – Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng . T – Momen xoắn trên trục bánh chủ động (Nmm). [sH] – ứng suất tiếp xúc cho phép của cấp nhanh (MPa). u – Tỉ số truyền. KHb – Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc. yba – Hệ số quan hệ giữa chiều rộng vành răng bw và khoảng cách trục aw: yba = bw/aw Theo bảng 6.5 (TR.96,TTTKHTDĐCK-T1) ứng với vật liệu của cặp bánh răng (thép-thép) và loại răng thẳng ta có: Ka = 49,5 Theo bảng 6.6 (TR.97,TTTKHTDĐCK-T1) ứng với vị trí bánh răng đối với các ổ trong hộp giảm tốc không đối xứng và độ rắn mặt răng làm việc H1 và H2 Ê350HB chọn yba1= 0,25. Với u = u1= 5,66 => ybd1 = 0.53yba1.(u1+1) = 0,53.0,25.(5,66+1) = 0,882 theo bảng 6.7 (TR.98,TTTKHTDĐCK-T1) ứng với ybd1 = 0,825 và sơ đồ 3 chọn KHb = 1,07. T = T1 = 11241(Nmm) [sH] = [sH]n = 527,27(MPa) Thay các giá trị trên vào công thức (1) ta có: Lấy aw1 = 110(mm). Xác định các thông số ăn khớp. Chọn mođun. Từ khoảng cách trục aw1 ta xác định được mođun theo công thức (6.17): m1 = (0,01á0,02).aw1 = (0,01á0,02).110 = (1,1á2,2) (mm) Theo bảng 6.8 (TR.99,TTTKHTDĐCK-T1) chọn được mođun theo tiêu chuẩn là: m1= 1,5 Xác định số răng và tỉ số truyền thực. Số răng z1, z2 : (răng) lấy z1 = 22 (răng) lấy z2 = 125 Suy ra tỉ số truyền thực là: um1 = z2/z1 = 125/22 ằ 5,68 (lần) Tổng số răng: Zt = z1+z2 = 22+125 = 147 aw = = 110,25(mm) lấy aw = 110(mm) Do đó cần dịch chỉnh để tăng khoảng cách trục từ 110,25 xuống 110(mm) Tính hệ số dịch tâm theo (6.22): Y = aw/m – 0,5.(z1+z2) = 110/1,5 – 0,5.(22+125) = -0,167 Theo (6.23): ky = 1000.y/zt = -1000.0,167/147 = -1,13 Theo (6.10a) và sử dụng phương pháp nội suy ta có: kx = 0,012 Dy = kx.zt/1000 = 0,012.147/1000 = 0,0018 Tổng hệ số dịch chỉnh: Xt = y + Dy = - 0,167 + 0,0018 = - 0,165. ị Lấy hệ số: X1 = 0,5.(- 0,165 – (125 - 22).(-0,167/147)) = -0,0228 X2 = Xt – X1 = - 0,165 + 0,0228 = -0,142. Góc ăn khớp: cosatw = 147.1,5.cos200/(2.110) = 0,9418 ị atw = 19,390 3, Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc: Yêu cầu cần phải đảm bảo sH [sH] , sH = ZM ZH Ze (1.1); Trong đó : - ZM: Hệ số xét đến ảnh hưởng cơ tính vật liệu, ZM = 274 Mpa1/3 . - ZH: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc; - Ze : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng; - KH: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc; - bw: Chiều rộng vành răng: bw = Yba. aw = 0,25. 110 = 27,5 mm ; - dw: Đường kính vòng lăn của bánh nhỏ (bánh chủ động); - T2 = 11241 Nmm ; Góc prôfin răng bằng góc ăn khớp: ZH = = ; ea ; Như vậy hệ số kể đến ảnh hưởng của sự trùng khớp răng: Ze = . Đường kính vòng lăn bánh nhỏ: dw = 2aw /(um+1) = 2.110/(5,68 + 1) = 32,9 mm. Vận tốc vòng: v = . Theo bảng 6.14 ta chọn cấp chính xác 9, khi đó theo trị số tra được tại bảng 14 ta có: KHa = 1,13. với các trị số: -: trị số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp, tra bảng ta có: = 0,004 - g0: hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng, tiến hành tra bảng (6.16) ta có:go =73 Tính KHv: KHv: hệ số kể đến ảnh hưởng của tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp: Khi đó hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc: KH = KHb.KHVKHa = 1,06.1,107.1,13 = 1,33 Thay số vào (1.1): sH = 274.1,76.0,874.Mpa Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép : [sH] = [sH]. ZRZVKxH. Với v = 0,88 m/s ị ZV = 1 (vì v < 5m/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 Ra = 2,5...1,25mm. Do đó ZR = 0,90. Với da <700 mm ị KxH = 1. [sH] = [sH]. ZRZVKxH = 527.1.0,90.1 = 474,3MPa , Như vậy sH > [sH] nhưng do sai lệch này nhỏ hơn 4% (3,92%). Do đó ta có thể lấy chiều rộng răng là: 4. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn: Yêu cầu sF [sF] ; sF = 2.T1.KF.Ye.Yb.YF1/( bw.dw3.m) Tính các thông số: Theo bảng 6.7 ta có KFb = 1,20; với v < 2,5 m/s tra bảng 6.14 (trang 107) cấp chính xác 9 thì KFa = 1,37. Tra bảng 6.16 chọn go= 73 Theo bảng 6.15 => dF =0,011 => KF = KFb.KFa.KFV = 1,2.1,37.1,07 = 1,76 Với ea = 1,71 ị Ye = 1/ea = 1/1,71 = 0,58; Với ZV1 = 22, ZV2 = 125 Tra bảng trị số của hệ số dạng răng (6.18 trang 109) ta nhận được các giá trị: YF1= 3,8; YF2= 3,6; Với m = 3, ta có: YS = 1,08- 0,0695ln(1,5) = 1,052 Chế tạo bánh răng theo phương pháp phay: YR = 1 Do da < 400mm nên KxF = 1 khi đó: Thay vào công thức: sF = 2.T1.KF.Ye.Yb.YF /(bw.dw.m), ta có: sF1 = 2.11241.1,76.0,58.1.3,8/ (26,5.32,9.1,5) =70,74Mpa sF1 < [s1]1 =272,6 Mpa; sF2 = sF1.YF2/YF1 = 70,74.3,6/3,8= 67,01 MPa; sF4 < [s2]2 =263,3 Mpa. 5. Kiểm nghiệm răng về quá tải. ứng suất quá tải cho phép : [sH]max = 2,8 sch2 = 2,8. 450 = 1260 MPa; [sF1]max = 0,8 sch1 = 2,8. 580 = 464 MPa; [sF2]max = 0,8 sch2 = 0,8. 450 = 360 MPa; Để đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng ta kiểm nghiệm: sF1max = sF1. Kqt = 70,74.1,3 = 91,96MPa; sF2max = sF2. Kqt = 67,01.1,3 = 87,11MPa vì: sF1max < [sF1]max, sF2max < [sF2]max Nên răng thoả mãn điều kiện bền khi quá tải. Từ đó lập được bảng các giá trị cơ bản của hai bộ truyền như sau: Các thông số cơ bản của hệ truyền động bánh răng. Kí hiệu Bộ truyền cấp nhanh Bánh răng nhỏ Bánh răng lớn Modul. Số răng. Hệ số chiều rộng vành răng Chiều rộng vành răng. Đường kính lăn. Đường kính đỉnh răng. Đường kính đáy răng. Đường kính cơ sở. Góc profile gốc. Hệ số dịch chỉnh. Cấp chính xác. m z bw dw da df db xt ccx 1,5 22 0,3 70 33 35,92 29,18 31,0 19,390 0 9 1,5 125 0,3 65 187,5 190 183,4 176,2 19,390 0 9 B, Tính toán cho cấp chậm (bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng) 1, Xác định sơ bộ khoảng cách trục. Khoảng cách trục aw được xác định theo công thức(6.15a): (1) Trong đó: Ka – Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng . T – Momen xoắn trên trục bánh chủ động (Nmm). [sH] – ứng suất tiếp xúc cho phép của cấp nhanh (MPa). u – Tỉ số truyền. KHb – Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc. yba – Hệ số quan hệ giữa chiều rộng vành răng bw và khoảng cách trục aw: yba = bw/aw Theo bảng 6.5 (TR.96,TTTKHTDĐCK-T1) ứng với vật liệu của cặp bánh răng (thép-thép) và loại răng thẳng ta có: Ka = 49,5 Theo bảng 6.6 (TR.97,TTTKHTDĐCK-T1) ứng với vị trí bánh răng đối với các ổ trong hộp giảm tốc không đối xứng và độ rắn mặt răng làm việc H1 và H2 Ê350HB chọn yba1= 0,25. Với u = u2 = 3,391 => ybd1 = 0.53yba2.(u2+1) = 0,53.0,25.(3,18+1) = 0,554 theo bảng 6.7 (TR.98,TTTKHTDĐCK-T1) ứng với ybd1 = 0,554 và sơ đồ 3 chọn KHb = 1,06. T = T2 = 61373,15(Nmm) [sH] = [sH]n = 527,27(MPa) Thay các giá trị trên vào công thức (1) ta có: Lấy aw1 = 140(mm). 2, Xác định các thông số ăn khớp. Chọn mođun. Từ khoảng cách trục aw1 ta xác định được mođun theo công thức (6.17): m1 = (0,01á0,02).aw1 = (0,01á0,02).140 = (1,4á2,8) (mm) Theo bảng 6.8 (TR.99,TTTKHTDĐCK-T1) chọn được mođun theo tiêu chuẩn là: m2 = 2 Xác định số răng và tỉ số truyền thực. Số răng z1, z2 : (răng) lấy z1 = 33 (răng) lấy z2 = 105 Suy ra tỉ số truyền thực là: um2 = z2/z1 = 105/33 ằ 3,18 (lần) Tổng số răng: Zt = z1 + z2 = 33 + 105 = 138 aw = = 138(mm) lấy aw = 140(mm) Do đó cần dịch chỉnh để tăng khoảng cách trục từ 138 lên 140(mm) Tính hệ số dịch tâm theo (6.22): Y = aw/m – 0,5.(z1+z2) = 140/2 – 0,5.(33+105) = 1,0 Theo (6.23): ky = 1000.y/zt = 1000.1/138 = 7,25 Theo (6.10a) và sử dụng phương pháp nội suy ta có: kx = 0,375 Dy = kx.zt/1000 = 0,375.138/1000 = 0,052 Tổng hệ số dịch chỉnh: Xt = y + Dy = 1+ 0,052 = 1,052. ị Lấy hệ số: X1 = 0,5.(1 – (105 - 33).(1/138)) = 0,261 X2 = Xt – X1 = 1,052 - 0,261 = 0,791. Góc ăn khớp: cosatw = 138.2.cos200/(2.140) = 0,926 ị atw = 22,140 3, Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc: Yêu cầu cần phải đảm bảo sH [sH] , sH = ZM ZH Ze (1.1); Trong đó : - ZM: Hệ số xét đến ảnh hưởng cơ tính vật liệu, ZM = 274 Mpa1/3 . - ZH: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc; - Ze : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng; - KH: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc; - bw: Chiều rộng vành răng: bw = Yba. aw = 0,25. 140 = 35 mm ; - dw: Đường kính vòng lăn của bánh nhỏ (bánh chủ động); - T2 = 61373,15 Nmm ; Góc prôfin răng bằng góc ăn khớp: ZH = = ; ea ; Như vậy hệ số kể đến ảnh hưởng của sự trùng khớp răng: Ze = . Đường kính vòng lăn bánh nhỏ: dw = 2aw /(um+1) = 2.140/(3,18 + 1) = 66,98 mm. Vận tốc vòng: v = . Theo bảng 6.14 ta chọn cấp chính xác 9, khi đó theo trị số tra được tại bảng 14 ta có: KHa = 1,13. với các trị số: -: trị số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp, tra bảng ta có: = 0,004 - g0 :hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng, tiến hành tra bảng (6.16) ta có:go =73 Tính KHv: KHv: hệ số kể đến ảnh hưởng của tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp: Khi đó hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc: KH = KHb.KHVKHa = 1,06.1,017.1,13 = 1,218 Thay số vào (1.1): sH = 274.1,76.0,865.Mpa Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép : [sH] = [sH]. ZRZVKxH. Với v =0,34 m/s ị ZV = 1 (vì v < 5m/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 Ra = 2,5...1,25mm. Do đó ZR = 0,95. Với da <700 mm ị KxH = 1. [sH] = [sH]. ZRZVKxH = 527.1.0,9.1 = 474,3 MPa , Như vậy sH > [sH] nhưng do sai lệch này nhỏ hơn 4% (0,21%). Do đó ta có thể lấy chiều rộng răng là: nhưng ta lấy theo dãy tiêu chuẩn: bw2 = 35 (mm). 4. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn: Yêu cầu sF [sF] ; sF = 2.T1.KF.Ye.Yb.YF1/( bw.dw3.m) Tính các thông số: Theo bảng 6.7 ta có KFb = 1,20; với v < 2,5 m/s tra bảng 6.14 (trang 107) cấp chính xác 9 thì KFa = 1,37. Tra bảng 6.16 chọn go= 73 Theo bảng 6.15 => dF =0,011 => KF = KFb.KFa.KFV = 1,2.1,37.1,034 = 1,70 Với ea = 1,752 ị Ye = 1/ea = 1/1,752 = 0,57; Với ZV1 = 33, ZV2 = 105 Tra bảng trị số của hệ số dạng răng (6.18 trang 109) ta nhận được các giá trị: YF1= 3,8; YF2= 3,6; Với m = 2, ta có: YS = 1,08- 0,0695ln(2) = 1,032 Chế tạo bánh răng theo phương pháp phay: YR = 1 Do da < 400mm nên KxF = 1 khi đó: Thay vào công thức: sF = 2.T1.KF.Ye.Yb.YF /(bw.dw.m), ta có: sF1 = 2.61373,15.1,70.0,57.1.3,8/ (35.66.2) = 97,8 Mpa sF1 < [s1]1 = 260,57 Mpa; sF2 = sF1.YF2/YF1 = 97,8.3,6/3,8= 92,7 MPa; sF4 < [s2]2 =245 Mpa. 5. Kiểm nghiệm răng về quá tải. ứng suất quá tải cho phép : [sH]max = 2,8 sch2 = 2,8. 450 = 1260 MPa; [sF1]max = 0,8 sch1 = 2,8. 580 = 464 MPa; [sF2]max = 0,8 sch2 = 0,8. 450 = 360 MPa; Để đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng ta kiểm nghiệm: sF1max = sF1. Kqt = 97,8.1,3 = 127,14 MPa; sF2max = sF2. Kqt = 92,7.1,3 = 120,51 MPa vì: sF1max < [sF1]max, sF2max < [sF2]max nên răng thoả mãn điều kiện bền khi quá tải. Từ đó lập được bảng các giá trị cơ bản của hai bộ truyền như sau: Các thông số cơ bản của hệ truyền động bánh răng. Kí hiệu Bộ truyền cấp chậm Bánh răng nhỏ Bánh răng lớn Modul. Số răng. Hệ số chiều rộng vành răng Chiều rộng vành răng. Đường kính chia. Đường kính đỉnh răng. Đường kính đáy răng. Đường kính cơ sở. Góc profile gốc. Hệ số dịch chỉnh. Cấp chính xác. m z bw d da df db xt ccx 2 33 0,25 35 66 70,84 62,04 61,13 22,140 0 9 2 105 0,25 35 210 216,96 208,16 194,52 22,140 0 9 Bộ truyền xích. Chọn loại xích. Trước hết ta phải tính lại tỉ số truyền của bộ truyền xích : ux = = 2,93 Theo tính toán ở trên ta có công suất, số vòng quay và tỉ số truyền trên trục 3 và trục công tác: Trục 3: n3 = 54,57(v/p) ; P3 = 3,98 (kW) Trục công tác: nlv = 30(v/p) ; Plv = 3,98(kW) Vận tốc tang quay v = 1,0(m/s), lực kéo băng tải F = 3000(N) Từ đó ta thấy bộ truyền ngoài làm việc với vận tốc, tải trọng không lớn. Xét về tính kinh tế ta chọn bộ truyền xích con lăn mà vẫn đảm bảo các yêu cầu kĩ thuật. 2. Xác định các thông số của xích và bộ truyền : + Theo bảng 5.4 tttk hdđ cơ khí tập 1, với ux =2,93 chọn số răng đĩa nhỏ: ị Chọn Z1 = 25 + Do đó số răng đĩa lớn là: Z2 = ux.Z1 = 2,93. 25 = 73,25 < Zmax = 120 (thoả mãn điều kiện xích ăn khớp đúng) ta chọn Z2 = 73 Như vậy tỷ số truyền thực tế của bộ truyền này là: ux = 73/25 = 2,92 Và sai số tỷ số truyền là: + Theo công thức( 5.3 ) công suất tính toán : Pt=P.k.kn. .kz Trong đó : P : là công suất cần truyền qua bộ truyền xích kz: là hệ số số răng, với Z1 = 25 đ kz = 25/Z1 = 1 kn: Hệ số số vòng quay, số vòng quay của đĩa cơ sở, chọn: n01 = 50vg/ph đ kn = n01/n1 = 50/54,57 = 0,916 Theo công thức (5.3) và bảng 5.6: k = kđ.k0.ka.kđc.kb.kc : tích các hệ số thành phần Trong đó: k0 : hệ số kể đến ảnh hưởng của kích thước bộ truyền ; k0=1 (đường nối tâm các đĩa xích làm với phương nằm ngang một góc < 60o) ka: hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích; ka =1(chọn a = 40p) kđ: hệ số tải trọng động kđ = 1,35 (tải trọng va đập vừa) kđc: hệ số kể đến việc điều chỉnh lực căng xích ; kđc =1 (điều chỉnh bằng một trong các đĩa xích) kc : hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền ; kc = 1,25 (làm việc 2 ca) kbt =1,3 (có bụi bôi trơn II) ị k = 1. 1. 1. 1,3. 1,35. 1,25 = 2,194 Như vậy : Pt = 3,98. 2,194. 1. 0,916 = 8,0 kW Theo bảng 5.5 cơ khí tập 1, với n01 = 50 vg/ph, chọn bộ truyền xích một dãy có bước xích. p = 38,1 mm;dc= 11,12 mm; B = 35,46 mm thoả mản điều kiện bền mòn: Pt < [P] = 10,5 kW đồng thời theo bảng 5.8 ,thoả mãn điêù kiện bước xích: p < pmax Khoảng các trục sơ bộ : a = 40.p = 40.38,1 = 1524 mm Theo công thức 5.12 số mắt xích : X= Lấy số mắt xích chẵn: Xc = 132 Tính lại khoảng cách trục theo công thức 5.13: a* = a* = 0,25. 38,11554 mm Để xích không chịu lực căng quá lớn giảm khoảng cách trục đi một lượng: Da = 0,003a = 0,003. 1554 ằ 4,4 mm Vậy lấy: a = 1550 mm Số lần va đập của xích theo công thức (5.14): i = < imax=30 (bảng 5.9) 3,Tính kiểm nghiệm xích về độ bền Kiểm nghiệm về quá tải theo hệ số an toàn do (chịu tải trọng lớn khi mở máy và thường chịu tải trọng va đập) Theo công thức (5.15) : S = [S] Trong đó: Theo bảng 5.2 cơ khí tập 1, ta có: Q = 127,0 kN ; q1 = 5,5 kg ; Hệ số tải trọng động: kđ = 1,3 do Tmm = 1,3.T1; Ft : lực vòng ; v = = 1 m/s Ft =1000P/v = 1000.3,98/1 = 3980 N Fv: lực căng do lực li tâm gây ra Fv = q.v2= 5,5. 12 = 5,5 N F0: lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động gây ra : F0 = 9,81.kf .q.a = 9,81.6.5,5. 1,018 = 323,73 N (hệ số độ võng: kf = 6 do bộ truyền nằm ngang) Do đó: S = = ị S >[S] = 8,5 (theo bảng 5.10) Vậy bộ truyền xích làm việc đủ bền 4, Đường kính đĩa xích : Theo công thức 5.17 và bảng 13.4 ; đường kính vòng chia : d1 = mm d2 = mm đường kính đĩa xích: da1 = p.[0,5 + cotg(p/Z1)] = 38,1.[ 0,5 + cotg(180/25)] = 320,64 mm da2 = p.[0,5 + cotg(p/Z2)] = 38,1.[ 0,5 + cotg(180/73)] = 903,81 mm df1 = d1- 2r = 320,64 – 2. 11,22 = 298,2 mm df2 = 903,81 – 2.11,22 = 881,37 mm (với r = 0,5025dl + 0,05 = 0,5025.22,23 + 0,05 = 11,22 mm và dl =22,23 mm (bảng 5.2) các kích thước còn lại tính theo bảng 13.4) + Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích: theo công thức(5.18) : H1= 0,47 trong đó: [sH ]: ứng suất tiếp xúc cho phép. Chọn vật liệu là thép 45, tôi cải thiện; ta được: [sH] = 600 Mpa Lực va đập : Fvd = 13.10-7.n1.p3.m = 13.10-7.54,57.38,13.1 = 3,92 Hệ số tải trọng động: Kđ = 1 (bảng5.6) Hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích: Kr = 0,42 (vì Z1 =25). Diện tích bản lề: A = 395 mm2 (tra bảng 5.12 với xích con lăn một dãy ) Môđun đàn hồi: E = 2,1.105 Mpa = 305,9 Mpa sH1 < [sH] : vậy đảm bảo độ bền tiếp xúc . Tương tự cho răng đĩa 2 với cùng vật liệu và nhiệt luyện 5, Lực tác dụng lên trục : theo công thức (5.20): Fr = kx.Ft =1,15.3980 = 4577 N (kx= 1,15 - do bộ truyền nằm ngang ); các thông số bộ truyền xích: Khoảng cách: a = 1550mm; Bước xích: p = 38,1 mm Số răng: Z1 = 25; Z2 = 75răng; Số mắt xích: Xc=132 Phần III. Thiết kế trục và chọn ổ lăn. Thiết kế trục Sơ đồ phân tích lực của hệ dẫn động. Xem hình vẽ 1 Giá trị của các lực ăn khớp. Để truyền chuyển động, mô men từ động cơ vào trục 1 ta trọn loại nối trục vòng đàn hồi vì đơn giản dễ chế tạo, làm việc tin cậy, có khả năng bù sai lệch trục. Vậy trước hết ta phải thiết kế nối trục đàn hồi: Với trục động cơ dđc = 28 (mm), mô men tính toán: Tk = k.Tđc = 1,8.11,241 = 20,23 (Nm) (tra bảng 16.1 tập 2, ta có k = 1,8 cho xích tải) tra bảng 16-10.a ta được: Đường kính lỗ lắp với trục động cơ: d = 28 (mm) Mô men xoắn cho phép: [T] = 31,5(Nm) Đường kính ngoài: D= 71 (mm) Đường kính tâm lỗ chốt : D0 = 63 (mm) Chiều dài phần lắp trên trụcđộng cơ: l1 = 30 (mm) Chiều dài phần lắp trên trục 1: l2 = 20 (mm) Trục I có: Số vòng quay n1 = 2880v/p) Momen xoắn T1 = 11241(Nmm) Công suất P1 = 3,39(kW) Trục II có: Số vòng quay n2 = 508,83(v/p) Momen xoắn T2 = 61373(Nmm) Công suất P2 = 3,27(kW) Trục III có: Số vòng quay n3 = 160,01(v/p) Momen xoắn T3 = 188004(Nmm) Công suất P3 = 3,15(kW) Lực ăn khớp trên trục I: Trên trục I có bánh răng thẳng 1và khớp nối trục. Bánh răng 1 có các lực ăn khớp: Lực vòng: Lực hướng tâm._.