Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí

là thiết kế hệ dẫn động băng tải gồm có hộp giảm tốc phân đôi cấp chậm và bộ truyền đai dẹt. Hệ được dẫn động bằng động cơ điện thông qua bộ truyền đai, hộp giảm tốc và khớp nối sẽ truyền chuyển động tới băng tải. nội dung của đồ án được chia làm 3 phần. Phần I: Tính toán hệ thống dẫn động: 2. I. Chọn động cơ. 2 II. Phân bố tỉ số truyền. 3. III. Xác định công suất, tốc độ quay và mômen trên các trục. 3. Phần II: Tính toán thiết kế các bộ truyền. 4. I. Tính toán thiết kế bộ truyền ngoài bằng đai dẹt. 4. II. Tính toán thiết kế bộ truyền trong hộp giảm tốc. 8. - II.A. Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng thẳng. 8. - II.B. Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng nghiêng. 14. III. Tính toán thiết kế trục truyền cho hộp gỉam tốc. 20. IV. Tính toán chọn kiểu then lắp trên trục. 26. V. Tính toán ổ lăn cho hộp giảm tộc. 27. VI. Thiết kế vỏ hộp giảm tốc chọn điều kiện bôi trơn và ăn khớp. 32. VII. Tính kết cấu các chi tiết. 34. VIII. Bảng thống kê các kiểu lắp lắp ghép. 36. Phần III: Các bản vẽ gồm có. I. Bản vẽ lắp Ao. II. Bản vẽ chế tạo A3. Trong quá trình tính toán và thiết kế các chi tiết máy cho hộp giảm tốc phân đôi cấp chậm em đã sử dụng và tra cứu các tài liệu sau: - tập 1 và 2 chi tiết máy của GS.TS-nguyễn trọng hiệp. - tập 1 và 2 Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí của PGS.TS-Trịnh chất và TS-lê văn uyển. - Dung sai và lắp ghép của GS.TS ninh đức tốn. 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 của các môn có liên quan song bài làm của em không thể tránh được những sai sót. Em rất mong được sự hướng dẫn và chỉ bảo thêm của các thầy trong bộ môn để em cũng cố và hiểu sâu hơn , nắm vững hơn về những kiến thức đã học hỏi được. Một lần nữa em xin chân thành cảm ơn ! ! ! Phần 1: TíNH TOáN Hệ DẫN ĐộNG Với phương án thiết kế hộp giảm tốc hai cấp phân đôi ở cấp chậm ta sẽ gặp phải những ưu điểm và nhược điển như sau: * Ưu điểm: - Tải trọng sẽ được phân bố đều cho các ổ. - Giảm được sự phân bố không đồng đều tải trọng trên chiều rộng vành răng nhờ các bánh răng được bố trí đối xứng đối với các ổ. - Tại các tiết diện nguy hiểm của các trục trung gian và trục ra mômen xoắn chỉ tương ứng với một nửa công suất được truyền so với tường hợp không khai triển. Nhờ đó mà hộp giảm tốc loại này nói chung có thể nhẹ hơn 20% so với hộp giảm tốc khai triển dạng bình thường. * Nhược điểm: của hộp giảm tốc khai triển là bề rộng của hộp giảm tốc tăng do ở cấp khai triển làm thêm một cặp bánh răng so với bình thường. Do vậy cấu tạo bộ phận ổ phức tạp hơn, số lượng các chi tiết và khối lượng gia công tăng lên có thể làm tăng giá thành của động cơ lên. I. Chọn động cơ. I. Chọn động cơ a.Xác định công suất cần thiết của động cơ Công suất trên trục động cơ điện được xác định bằng công thức: Ptđ =b . Plv / h. Trong đó: Plv: Công suất trên trục công tác Pct = 5800.0,55/1000 =4,675 (kW); h: Hiệu suất hệ dẫn động, Theo sơ đồ đề bài thì : h = hmổ lăn. hkbánh răng. hkhớp nối.hxích.. m : Số cặp ổ lăn (m = 4); k : Số cặp bánh răng (k = 2), Tra bảng 2.3 (tr 94), ta được các hiệu suất: hol= 0,99, hbr= 0,97, hk= 1, hd= 0,97 (bộ truyền xích để hở ) Thay số : h = 0,994. O,972. 1.0,97.= 0,876, b : hệ số xét đến chế độ tải trọng b = Công suất tương trên trục của động cơ là : Ptđ = Plv .b /h =4,675 . 0,964 / 0,876 = 5,14 (kW) b.Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ. Theo công thức (2.8) nsbđc = nlv. usb + usb: là tỉ số truyền sơ bộ Theo Bảng 2.4 (Trang 21-Tập 1:Tính toán hệ dẫn động cơ khí) ta sẽ xác định được tỉ số chuyền sơ bộ mà cơ cấu cần phải có để đáp ứng được nhu cầu của bộ phận kéo tải. usb= usbh. usbx usbx: là tỉ số truyền bộ truyền xích, chọn usbx= 3 usbh: là tỉ số truyền hộp giảm tốc, chọn usbh= 16 usb= 3.16=48 + nlv: là tốc độ cần có cuối bộ truyền nlv = 60000v/z.p = 60000.0,55/11.100 = 30 (v/p) nsbđc = 30.48 = 1440 () Ta chọn số vòng quay sơ bộ của trục động cơ là 1400 (vg/ph). c. chọn động cơ Việc chọn động cơ làm việc với bộ truyền phải thỏa mãn đồng thời các điều kiện sau: Ptđ Ê Pđc ; nđc ằ nsb và Tmm/T Ê TK/Tdn. Các thông số kỹ thuật yêu cầu đối với động cơ ta đã tính toán được như sau: Pyc = 4,84 (kW); nsb = 1400(vg/ph); Tmm/T = 1,4. Theo Bảng phụ lục P1.1 ( Trang 234 - Tập 1: Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) Ta chọn được động cơ có ký hiệu là : K132M4 đáp ứng nhu cầu làm việc của bộ truyền. Các thông số kĩ thuật của động cơ K132M4 như sau : Pđc = 5,5(kW); nđc = 1445(vg/ph); Tmm/T = 2. II. PHÂN PhốI Tỷ Số TRUYềN Ta đã biết rằng tỉ số chuyền của toàn bộ cơ cấu Usbđc = Usbh.Usbx Mặt khác tỷ số truyền chung của toàn bộ cơ cấu được xác định như sau: Chọn Uxich = 3 ị Uhộp = 48,16/3 = 16,05 ; Mặt khác đây là hộp giảm tốc cấp 2 nên ta có: Trong đó - U1 là tỉ số truyền cấp nhanh - U2: Tỉ số truyền cấp chậm. Tra bảng 3.1 ta có Unh= 4,91; Uch = 3,12 Kết luận: Tỉ số chuyền được phân phối giữa các cấp như sau: Uh = 16,05 ; U1 = 4,91 ; U2 = 3,12; Uxích = 3. III. Xác định công xuất, mômen, số vòng quay trên các trục: Ta có : Pct = 4,675; nlv= 30 (v/p). * Ta có công suất trên các trục lần lượt được xác định như sau : PIII = Pct/hx .hol= 4,675/0,97.0,99 = 4,87 (kW). PII = PIII/hbr.hol= 4,87/0,97.0,99 = 5,07 (kW). PI = PII/hbr.hol= 5.07/0,97.0,99 = 5,28 (kW); * Số vòng quay trên các trục lần lượt như sau: nI = nđc = 1445 (vg/ph); nII =(vg/ph).s nIII = (vg/ph) * Còn giá trị Mô men được xác định như sau: (N. mm). Tđc = 9,55. 106. (N.mm). TI = 9,55. 106. (N. mm). TII = 9,55. 106. (N. mm). TIII = 9,55. 106. (N. mm). Tlv = 9,55. 106. (N. mm). Trục Thông số Trục động cơ I II III Làm việc Uk =1 u1 = 4,91 u2 = 3,26 ux= 3 P (kW) 5,5 5,28 5,07 4,87 4,675 N(vg/ph) 1445 1445 294,3 90 30 T(Nmm) 36400 34900 164500 T ’2 = T/2 = 82250 516800 1488200 Phần 2 : TíNH TOáN THIếT Kế các CHI TIếT MáY II. TíNH toán các TRUYềN bên trong HộP GIảM TốC. Do bộ truyền trong của hộp giảm tốc đều là các cặp bánh răng ăn khớp với nhau trong điều kiện che kín và được bôi trơn đầy đủ. Cho nên dạng hỏng chính mà bộ truyền thường gặp phải là tróc mỏi bề mặt bánh răng ăn khớp làm cho tuổi thọ của cơ cấu giảm xuống rất nhiều. Vậy ta phải chọn vật liệu làm bánh răng để xác định giá trị ứng suất giới hạn [sH] cho phép. Để thiết kế và tính toán ra các thông số hình học của cặp bánh răng vừa đáp ứng được yêu cầu về tỉ số truyền lại để cho ứng suất tiếp xúc sinh ra trong quá trình làm việc trên bề mặt bánh răng trong quá trình ăn khớp là sH không được lớn hơn giá trị [sH] cho phép. a.Thiết kế cặp bánh bánh răng thẳng ở cấp nhanh: 1.Chọn vật liệu. Căn cứ vào các tiêu chuẩn đó và Bảng 6.1 (Trang 92-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ta chọn vật liệu làm cặp bánh răng như sau: Bánh nhỏ: Chọn vật liệu thép C50 thường hoá có các thông số kỹ thuật (độ cứng,giới hạn bền và giới hạn bền chảy) lần lượt như sau: HB = 179 á 228; sb1 = 640 MPa ; sch 1 = 350 Mpa Vậy ta chọn độ cứng của bánh răng 1 là HB1 = 180. Bánh lớn: Chọn vật liệu thép C45 thường hoá có các thông số về vật liệu (độ cứng, giới hạn bền và giới hạn bền chảy) lần lượt như sau: HB = 170 á 217 ; sb2 = 600 MPa ; sch2 = 340 Mpa Vậy ta chọn độ cứng của bánh răng 2 là: HB2 = 170 . 2. Xác định ứng suất tiếp xúc [sH] và ứng suất uấn [sf] cho phép. a. ứng suất tiếp xúc cho phép được xác đinh bởi công thức như sau: . Chọn sơ bộ ZR.ZV.KLKxH = 1 nên ta có Do giới hạn bền mỏi tiếp xúc ứng với chu kỳ chịu tải NHE được xác định như sau: . Theo Bảng 6.2 (Trang 94 - Tập 1: Tính toán thiết kế hệ thông dẫn động cơ khí) ta có công thức xác định và SH như sau: = 2.HB + 70 (MPa) còn SH = 1,1. Vậy ta có giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bánh răng nhỏ và bánh răng lớn như sau: s°H lim1 = 2.HB1 + 70 = 2.180 + 70 = 430 (Mpa). s°H lim2 = 2.HB2 + 70 = 2.170 + 70 = 410 (Mpa). Hệ số chu kỳ làm việc của bánh răng được xác định như sau: KHL= Số chu kỳ cơ sở NHO được xác định bởi công thức như sau: NHO = 30.HB2,4. ị Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương NHE được xác định như sau: Vậy với bánh lớn (lắp với trụcII) ta có: Thay số vào các giá trị tương ứng của công thức ta có: Ta lại có : Thay số vào ta sẽ xác định được ứng suất cho phép của bánh răng như sau: (MPa). (MPa). Do đây là cặp bánh trụ răng thẳng ăn khớp cho nên ứng suất tiếp xúc cho phép xác định như sau: (MPa). b. ứng suất tiếp xúc cho phép được xác đinh bởi công thức như sau: Trong đó: - [sFlim] là giới hạn bền mỏi uấn ứng với chu kỳ chịu tải NEF. - SF là hệ số an toàn lấy bằng 1,7 do bề mặt được tôi cải thiện. - YS = 1,08 – 0,16.lgm là hệ số xét đén ảnh hưởng của kích thước răng. - YR ằ1 là hệ số xét đén ảnh hưởng độ nhám mặt lượn chân rằng. - KxF là hệ số xét đén ảnh hưởng của kích thước bánh răng. Chọn sơ bộ YR.YS.KxF = 1 ị . Do giới hạn bền mỏi tiếp xúc ứng với chu kỳ chịu tải NHE được xác định như sau: . Theo Bảng 6.2 (Trang 94-Tập 1: Tính toán thiết hệ dẫn động cơ khí) ta có công thức xác định và SF như sau:= 1,8.HB và SF =1,75. Vậy ta có giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bánh răng nhỏ và bánh răng lớn như sau: s°F lim1 = 1,8.HB1 = 1,8.180 = 324 (Mpa). s°F lim2 = 1,8.HB2 = 1,8.170 = 306 (Mpa). Hệ số chu kỳ làm việc của bánh răng được xác định như sau: KFL= Mà số chu kỳ cơ sở NFO =6.106 được xác định cho mọi loại thép. Còn số chu kì thay đổi ứng suất tương đương NFE được xác định như sau: Với mF = 6. Vậy với bánh răng lớn (lắp với trụ II) ta có: Tiến hành thay các giá trị băng số vào công thức ta có. Ta có : Thay số vào ta sẽ xác định được ứng suất cho phép của bánh răng như sau: (MPa). (MPa). c - ứng suất quá tải cho phép: +ứng suất tiếp: [sH1]max =2,8 . sch1=2,8.350= 980 MPa [sH2]max =2,8 . sch2=2,8.340=952 MPa + ứng suất uốn quá tải cho phép . [sF1]max = 0,8 . sch1= 0,8.350= 280MPa [sF2]max = 0,8 . sch2= 0,8.340= 272MPa 3. Xác định sơ bộ khoảng cách trục: Công thức xác định khoảng cách trục aw của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng bằng thép ăn khớp ngoài như sau: aw1 ³ 49,5 (u1 + 1) ở đây ta đã có: - T1 = 34900 (N.mm); u1 = Unh = 4,91; ya = 0,4 và [s] = 373 (MPa) -Yd = 0,5.Ya.(u+1) = 0,5.0,4.(4,91+1) = 1,25 Tra Bảng 6.7 (Trang 98-Tập 1: Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ta xác định được KHb = 1,202 (Sơ đồ 3). Thay số vào công thức ta sẽ xác định được khoảng cách giữa 2 trục aw1: aw1³ 49,5.(4,91+1). (mm) Vậy ta chọn sơ bộ aw1 = 160 (mm). 4. Xác định các thông số ăn khớp * Môđun của bánh răng trụ răng thẳng (m) được xác đinh như sau: m = (0,01 á 0,02).aw1 = (0,01 á 0,02).160 = 1,6 á 3,2. Theo dãy tiêu chuẩn hoá ta sẽ chọn m = 2,5 mm. * Số răng trên bánh lớn và bánh nhỏ lần lượt là Z1và Z2 ta có : Chọn Z1 = 21 răng. ị Z2 = U1 Z1 = 4,91.21 = 103 (răng). Vậy Zt = Z1 + Z2 = 21 +103= 124 ; Tỷ số truyền thực : um = 103/21 = 4,9 tính lại khoảng cách trục : aw = m.Zt/2 = 2,5.124/2 = 155 mm theo công thức 6.27 góc ăn khớp : cos = Zt.m.cos/2.aw1 = 124.2,5.cos200/2.155 = 0,9396 . Vậy = 20 0 5. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc. Do sH = ; Ta đã biết được các thông số như sau: - T1 = 34900 (N.mm). - bw = ya . aw = 0,4.155 = 62 mm ;chọn bw =70 mm ; dw1 = 2. aw/(um + 1) =2.155/(4,9 + 1) = 52,5 mm - ZM = 274 Mpa1/3 vì bánh răng làm thép tra Bảng 6.5 (Trang 96-Tập 1: Tính toán ...). - ZH = - Ze = Vì hệ số trùng khớp ea = 1,88 – 3,2 . - Hệ số KH được xác định bởi công thức: KH = KHb.KHV. Còn Vận tốc bánh dẫn: v = m/s < 6 m/s theo Bảng 6.13 (Trang 106-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn...) ta có cấp chính xác động học là 8 . Bảng 6.15 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ị dH = 0,004. Bảng 6.16 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ị go = 73. ị KH = KHb.KHV = 1,202.1,26 = 1,51 Thay số vào ta xác định được ứng suất tiếp xúc tác dụng trên bền mặt răng như sau: sH = (Mpa) Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép của cặp răng: [sH] = [sH]. ZRZVKxH. Với v = 4,6 m/s ị ZV = 1 (vì v < 5m/s ).Với cấp chính xác động học là 8 và chọn mức chính xác tiếp xúc là 9. Khi đó độ nhám bề mặt là Ra = 1,25á0,63 mm ị ZR = 1 với da< 700mm ị KxH = 1. Vậy [sH] = 373.1.1.1 = 373 MPa. Do sH = 298 < [sH] =335 nên bánh răng thoả mãn điều kiện bền tiếp xúc. 6. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn. Để bảo đảm bánh răng trong quá trình làm việc bị gãy răng thì ứng suất uấn tác dụng lên bánh răng sF phải nhỏ thua giá trị ứng suất uấn cho phép [sF] hay: sF Ê [sF]. Do ị sF2 = sF1 . YF2 / YF1 KF = KFb.KFa KFv. Do Theo Bảng 6.18 (Trang 109-Tâp1: Tính toán ...). Còn Bảng 6.15 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ị dF = 0,011. Bảng 6.16 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ị go = 73. Bảng 6.7 (Trang 98-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ị KFb = 1,222. Do đây là bánh răng thẳng lên KFa =1. ị KF = KFb.KFa KFv = 1,222.1.2,13 = 2,6 . Vậy ta có: (MPa). ị sF2 = sF1 . YF2 / YF1 = 63.3,6/4= 57 (MPa). Do ứng suất uốn thực tế bánh răng có thể chịu được khi làm việc xác định như sau. [sF1]= [sF1].YS .YxF.YR và [sF2]= [sF2].YS .YxF. YR. Với m = 2,5 mm ị YS = 1,08 – 0,0695.Ln(2,5) = 1,02. Còn YR = 1 và KxF = 1: ị [sF1] = [sF1].1.1,02.1 = 189 MPa. ị [sF2] = [sF2].1.1,02.1 = 179 MPa. Nhận thấy rằng cả hai bánh răng đều đáp ứng được điều kiện bền uốn vì : 7. Kiểm nghiệm răng về quá tải. Để bộ truyền khi quá tải (xảy khi mở máy hoặc hãm máy... Lúc đó momen xoắn tăng đột ngột) không bị biến dạng dư, gẫy dòn lớp bề mặt của răng hoặc biến dạng dư, phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng thì ứng suất tiếp xúc cực đại sHmax và ứng suất uốn cực đại sF1max luôn luôn phải nhỏ hơn ứng suất quá tải cho phép [sH]max và [sF1]max. * Còn ứng suất quá tải phát sinh khi chạy máy được xác định như sau: (*) Ta có hệ số quá tải Kqt = Tmax/ T = 1,5. Thay số vào công thức (*) ta có: Kết luận: Vậy cặp bánh răng ta đã tính toán được ở trên hoàn toàn đảm bảo được rằng bộ truyền cấp nhanh làm an toàn. * Thông số cơ bản của bộ truyền cấp nhanh : - Khoảng cách trục: aw = 190 mm. - Môđun bánh răng: m = 2,5 mm. - Chiều rộng bánh răng: b1 = 76 mm. - Số răng bánh răng: Z1 = 22 và Z1 = 130 răng. - Đường kính chia : d1 = m. Z1 = 2,5.22 = 55 mm; d2 = m.Z2 = 2,5.130 = 325 mm; - Đường kính đỉnh răng: da1 = d1 + 2.m = 60 mm. da2= d2 + 2.m = 330 mm. Đường kính đáy răng : df1 = d1 - 2,5m = 48,75 mm. df2 = d2 - 2,5.m = 318,75 mm Đường kính cơ sở : db1 = d1. cos a = 55.cos 20° = 51,68 mm db2 = d2. cos a = 325.cos 20° = 305,4 mm - Đường kính lăn : dw1 = 60,8 mm ; dw2 = dw1.um = 60,8.5,91 = 359,3 mm . - Góc prôfin răng gốc: a = 200. - Góc ăn khớp : atw = 200 . B. Thiết kế cặp bánh trụ răng nghiêng ở cấp chậm: 1.Chọn vật liệu. Căn cứ vào các tiêu chuẩn đó và Bảng 6.1 (Trang 92-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ta chọn vật liệu làm cặp bánh răng như sau: Bánh nhỏ: Chọn vật liệu thép C50 thường hoá có các thông số kỹ thuật (độ cứng,giới hạn bền và giới hạn bền chảy) lần lượt như sau: HB = 179 á 228; sb1 = 640 MPa ; sch 1 = 350 Mpa Vậy ta chọn độ cứng của bánh răng 1 là HB1 = 180. Bánh lớn: Chọn vật liệu thép C45 thường hoá có các thông số về vật liệu (độ cứng, giới hạn bền và giới hạn bền chảy) lần lượt như sau: HB = 170 á 217 ; sb2 = 600 MPa ; sch2 = 340 Mpa Vậy ta chọn độ cứng của bánh răng 2 là: HB2 = 170 . 2. Xác định ứng suất tiếp xúc [sH] và ứng suất uấn [sf] cho phép. a. ứng suất tiếp xúc cho phép được xác đinh bởi công thức như sau: . Chọn sơ bộ ZR.ZV.KLKxH = 1 nên ta có Do giới hạn bền mỏi tiếp xúc ứng với chu kỳ chịu tải NHE được xác định như sau: . Theo Bảng 6.2 (Trang 94 - Tập 1: Tính toán thiết kế hệ thông dẫn động cơ khí) ta có công thức xác định và SH như sau: = 2.HB + 70 (MPa) còn SH = 1,1. Vậy ta có giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bánh răng nhỏ và bánh răng lớn như sau: s°H lim1 = 2.HB1 + 70 = 2.180 + 70 = 430 (Mpa). s°H lim2 = 2.HB2 + 70 = 2.170 + 70 = 410 (Mpa). Hệ số chu kỳ làm việc của bánh răng được xác định như sau: KHL= Số chu kỳ cơ sở NHO được xác định bởi công thức như sau: NHO = 30.HB2,4. ị Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương NHE được xác định như sau: Vậy với bánh lớn (lắp với trụcII) ta có: Thay số vào các giá trị tương ứng của công thức ta có: Ta lại có : Thay số vào ta sẽ xác định được ứng suất cho phép của bánh răng như sau: (MPa). (MPa). Do đây là cặp bánh trụ răng thẳng ăn khớp cho nên ứng suất tiếp xúc cho phép xác định như sau: 382 (MPa). b. ứng suất tiếp xúc cho phép được xác đinh bởi công thức như sau: Trong đó: - [sFlim] là giới hạn bền mỏi uấn ứng với chu kỳ chịu tải NEF. - SF là hệ số an toàn lấy bằng 1,7 do bề mặt được tôi cải thiện. - YS = 1,08 – 0,16.lgm là hệ số xét đén ảnh hưởng của kích thước răng. - YR ằ1 là hệ số xét đén ảnh hưởng độ nhám mặt lượn chân rằng. - KxF là hệ số xét đén ảnh hưởng của kích thước bánh răng. Chọn sơ bộ YR.YS.KxF = 1 ị . Do giới hạn bền mỏi tiếp xúc ứng với chu kỳ chịu tải NHE được xác định như sau: . Theo Bảng 6.2 (Trang 94-Tập 1: Tính toán thiết hệ dẫn động cơ khí) ta có công thức xác định và SF như sau:= 1,8.HB và SF =1,75. Vậy ta có giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bánh răng nhỏ và bánh răng lớn như sau: s°F lim1 = 1,8.HB1 = 1,8.180 = 324 (Mpa). s°F lim2 = 1,8.HB2 = 1,8.170 = 306 (Mpa). Hệ số chu kỳ làm việc của bánh răng được xác định như sau: KFL= Mà số chu kỳ cơ sở NFO =6.106 được xác định cho mọi loại thép. Còn số chu kì thay đổi ứng suất tương đương NFE được xác định như sau: Với mF = 6. Vậy với bánh răng lớn (lắp với trụ II) ta có: Tiến hành thay các giá trị băng số vào công thức ta có. Ta có : Thay số vào ta sẽ xác định được ứng suất cho phép của bánh răng như sau: (MPa). (MPa). c - ứng suất quá tải cho phép: +ứng suất tiếp: [sH1]max =2,8 . sch1=2,8.350= 980 MPa [sH2]max =2,8 . sch2=2,8.340=952 MPa + ứng suất uốn quá tải cho phép . [sF3]max = 0,8 . sch3= 0,8.350= 280MPa [sF4]max = 0,8 . sch4= 0,8.340= 272MPa 3. Xác định sơ bộ khoảng cách trục: Công thức xác định khoảng cách trục aw của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng bằng thép ăn khớp ngoài như sau: aw2 ³ 43. (u2+ 1) (mm) - Ya = bw/aw2 = 0,25 là hệ số chiều rộng bánh răng. ở đây ta đã có: - T2 = T’2 = 82250 (N.mm). (Vì đây là hộp phân đôi cấp chậm). - u1 = Unh = 3,26; ya = 0,25 và [s]H = 382 (MPa) - Yd = 0,5.Ya .(u+1) = 0,5.0,25.(3,26 +1) = 0,532. Tra Bảng 6.7 (Trang 98-Tập 1: Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ta có KHb = 1,025 (Sơ đồ 5). ị aw1 ³ 43.(3,26+1). (mm) Vậy ta chọn aw1 = 210 (mm) 165 4. Xác định các thông số ăn khớp của bánh răng nghiêng là. * Môđun pháp của bánh răng trụ răng nghiêng (m) được xác đinh như sau: m = (0,01 á 0,02).aw1 = (0,01 á 0,02).165 = 1,65 á 3,3 mm. Theo dãy tiêu chuẩn hoá ta sẽ chọn môdun pháp m = 2,5 mm. * Số răng trên bánh nhỏ và bánh lớn lần lượt là Z1 và Z2: Đối với hộp giảm tốc phân đôi có sử dụng bánh răng nghiêng thì góc nghiêng của mỗi bánh răng là b = 30 á 40. Vậy chọn sơ bộ b = 350 ị cos b = 0,8191 khi đó ta có: . Chọn Z1 = 26 (răng). Z2 = U1 Z1 = 3,26.25 = 84,76 (răng). Chọn Z2 = 85 ị Zt = Z1 + Z2 = 26 + 85 = 111. Tỷ số truyền thực : Z2/Z1 = 85/26 = 3,27 Khi đó góc nghiêng răng thực tế có giá trị xác định như sau: b = arccos[(m.Zt)/(2.aw)] = arccos[(2,5.115/(2.210)] = 34,770. 5. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc. Yêu cầu cần phải đảm bảo điều kiện sH Ê [sH] = 490,9 (MPa). Do sH = ; Trong đó : - ZM : Hệ số xét đến ảnh hưởng cơ tính vật liệu; - 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, với KH= KHb.KHV. KHa. - bw : Chiều rộng vành răng. - dw1 : Đường kính vòng chia của bánh chủ động. Ta đã tính được các thông số: - T1 = 217433 (N.mm). - bw = 0,3.aw = 0,3.210 = 62 mm . - dw1 = 2.aw/(u+1) = 2.210/(4+1) = 84(mm). Và u = Uch = 4. - ZM = 274 Mpa1/3 Vì bánh răng là thép tra Bảng 6.5 (Trang 96-Tập 1). - ZH = .(atw = actg(tgaw/cosb)ằ 23,89730 - Ze = . Vì ea = [1,88 – 3,2 (1/Z1 +1/Z2 )].cosb =[1,88 – 3,2 (1/23 +1/92 )].cos340 =1,4 Do vận tốc bánh dẫn: v = m/s < 4 m/s tra Bảng 6.13 (Trang 106-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ta được cấp chính xác động học là 9 tra Bảng 6.14 (Trang 107-Tập 1:Tính toán...) ta xác định được : KHa = 1,13. Còn Bảng 6.15 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ị dH = 0,002. Bảng 6.16 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ị go = 73. Bảng 6.7 (Trang 98-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ị KHb = 1,1075. ị KH = KHb.KHV. KHa =1,1075.1,005. 1,13 = 1,26. Thay số : sH = (Mpa). Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép : [sH] = [sH]. ZRZVKxH. Với v =0,387 m/s ị ZV = 1 (vì v < 5m/s ), Với cấp chính xác động học là 9, chọn mức chính xác tiếp xúc là 9. Khi đó cần gia công đạt độ nhám là Ra = 10á40 mm. Do đó ZR = 0,9 với da< 700mm ị KxH = 1. ị [sH] = 490,9.1.0,9.1 = 441,81 MPa. Nhận thấy rằng sH = 431,36 (MPa) < [sH] = 441,81 (MPa) do đó bánh răng nghiêng ta tính toán đã đáp ứng được điều kiện bền do tiếp xúc. 6. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn. Để bảo đảm bánh răng trong quá trình làm việc không bị gãy răng thì ứng suất uấn tác dụng lên bánh răng sF phải nhỏ hơn giá trị ứng suất uấn cho phép [sF] hay: sF Ê [sF]. Mà còn sF2 = sF1 . YF2 / YF1 Trong đó : - T1 : Mômen xoắn tác dụng trên trục chủ động. - KFb : Hệ số tập trung tải trọng. - KFv : Hệ số tải trọng động - YF : Hệ số dạng răng. - bw : Chiều rộng vành răng. - dw1 : Đường kính vòng chia của bánh chủ động; Do Bảng 6.18(Trang 109-Tập1: Tính toán...). Còn Vận tốc bánh dẫn : v = (m/s) < 4 (m/s) tra Bảng 6.13 (Trang 106-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ta có cấp chính xác động học 9. Tra Bảng 6.14 (Trang 107-Tập 1: Tính toán thiết kế...) ta được KFa =1,37. Bảng 6.15 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ị dF = 0,006. Bảng 6.16 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ị go = 73. Bảng 6.7 (Trang 98-Tập 1:Tính toán thiết thiết ...) ị KFb = 1,2225. ị KF = KFa KFb KFv = 1,37.1,2225.1,009 = 1,69. - ea = 1,4 ị Ye = 1/ea = 0,714. - b =34,770 ị Yb = 1 - b/140 = 0,752. Vậy ta có: (MPa). ị sF2 = sF1 . YF2 / YF1 = 93,45.3,6/3,7 = 90,92 (MPa). Do ứng suất uốn thực tế bánh răng có thể chịu được được xác định như sau. [sF1]= [sF1].YS .YxF.YR và [sF2]= [sF2].YS .YxF. YR. Với m = 3 mm ị YS = 1,08 – 0,0695.Ln(3) ằ 1. Còn YR = 1 và KxF = 1: ị [sF1] = [sF1].1.1.1 = 257,14 MPa. ị [sF2] = [sF2].1.1.1 = 226,29 MPa. Nhận thấy rằng cả hai bánh răng đều đáp ứng được điều kiện bền uấn vì : 7. Kiểm nghiệm răng về quá tải. Để bộ truyền khi quá tải mà làm việc bình thường thì ứng suất tiếp xúc cực đại sHmax và ứng suất uốn cực đại sF1max phải nhỏ hơn ứng suất quá tải cho phép [sH]max và [sF1]max. * Ta có ứng suất quá tải cho phép [sH]max và [sF1]max được xác định như sau: . Vậy suất quá tải cho phép [sH]max và [sF1]max của mỗ bánh được xác định như sau: * Còn ứng suất quá tải phát sinh khi chạy máy được xác định như sau: (*) Ta có hệ số quá tải Kqt = Tmax/ T = 1,4. Thay số vào công thức (*) ta có: Kết luận: Vậy cặp bánh răng ta đã tính toán được ở trên hoàn toàn đảm bảo được rằng bộ truyền cấp nhanh làm an toàn. * Thông số cơ bản của bộ truyền cấp chậm : - Khoảng cách trục: aw = 210 mm. - Môđun pháp bánh răng: m =3 mm. - Chiều rộng bánh răng: bw = 62 mm. - Số răng bánh răng: Z1 = 23 và Z2 = 92. - Góc nghiêng của răng: b = 34,770. - Góc prôfin gốc : a = 20°. - Góc ăn khớp: at = atw = arctg(tga/cosb) = 23,89730. - Đường kính chia : d1 = m.Z1/cosb = 3.23/0,8214 = 83,998 mm. d2 = m.Z2/cosb =3.92/0,8214 = 335,992 mm. - Đường kính đỉnh răng : da1 = d1 + 2.m = 83,998 + 2.3 = 89, 992 mm. da2 = d2 + 2.m = 335,992 + 2.3 = 341,992 mm. - Đường kính đáy răng : df1 = d1 – 2,5. m = 83,998 - 2,5.3 = 76,492 mm. df2 = d2 - 2,5.m = 335,992 - 2,5.3 = 328,482 mm, - Đường kính cơ sở : db1 = d1. cos a = 83,998.cos 20° = 78,932 mm; db2 = d2. cos a = 335,992. cos 20° = 315,729 mm III. tính toán thiết kế trục . Vật liệu dùng để chế tạo trục cần có độ bền cao, ít nhạy cảm với sự tập trung ứng suất dễ gia công và có thể nhiệt luyện dễ dàng. Cho nên thép cacbon và thép hợp kim là những vật liệu chủ yếu để chế tạo trục. Việc lựa chọn thép hợp kim hay thép cacbon tuy thuộc điều kiện làm việc trục đó có chịu tải trọng lớn hay không. Đối với trục của hộp giảm tốc làm việc trong điều kiện chịu tải trọng trung bình thì ta chọn vật liệu làm trục là thép C45 thường hoá có cơ tính như sau sb= 600 Mpa; sch= 340 Mpa; Với độ cứng là 200 HB. ứng suất xoắn cho phép [t] = 12 á 30 Mpa tuỳ thuộc vào vị trí đặt lực ta đang xét. Sơ đồ sơ bộ bộ truyền trong hộp giảm tốc phân đôi cấp chậm (Hình 1). 1. Xác định sơ bộ đường kính trục. Trục sử dụng trong các hộp giảm tốc thường trục được chế tạo có hình dạng trụ tròn nhiều bậc (gồm nhiều đoạn có đường kính khác nhau) có như vậy mới phù hợp với sự phân bố áp suất trong trục,tạo điều kiện cho việc lắp giáp và sửa chữa được thuận lợi hơn. Tại các tiến diện thay đổi đường kính có mối quan hệ với nhau qua biểu thức sau: di ± 1 = di ± Dd (mm). Trong đó: - Dấu (+) ứng với trường hợp từ tiết nhỏ lên tiết diện lớn hơn. - Dấu (-) ứng với trường hợp từ tiết lớn xuống tiết diện nhỏ hơn. - Dd = 5á10 mm. Đối với vai trục thì Dd =10 còn không thì Dd =5. Do mômen T có ảnh hưởng rất lớn đến khả năng làm việc của trục. Vì trục cũng là bộ trực tiếp tham gia vào qúa trình truyền mômen giữa các trục. Cho nên giữa đường kính trục với mômen T trục đó phải truyền có mối liên hệ bởi công thức. (mm). Trong đó: - T là mômen xoắn tác dụng lên trục. - [t]= 12 á30 (MPa) là ứng suất xoắn cho phép. Vì trong quá trình tính toán trục không xét đến ảnh hưởng của ứng suất uốn cho nên để bù lại ảnh hưởng của ứng suất uốn tới tuổi bền của trục ta phải hạ thấp [t] xuống * Đường kính ngõng trục vào của hộp giảm tốc: mm. Vậy ta chọn sơ bộ đường kính ngõng trục vào là dn = 30 mm * Đường kính trục trung gian của hộp giảm tốc: Đường kính trục tại vị trí lắp bánh răng thẳng bị động được xác định sơ bộ như sau: d = (0,3 á 0,35).aw1 =(0,3 á 0,35).190 = 57 á 66 mm Vậy ta chọn sơ bộ đường kính trục lắp bánh răng thẳng bị động là d = 55 mm. * Đường kính trục ra của hộp giảm tốc: Vậy ta chọn đương kính trục lắp bánh răng nghiêng bị động là d = 70 mm Căn cứ vào đường kính của ngõng trục cần lắp ổ lăn ta tiến hành tra bảng 10.2 (Trang 189-Tập1 tính toán hệ dẫn động cơ khí) ta sẽ xác định được gần đúng chiều rộng của ổ lăn cần lắp như sau: ị Do trong hộp giảm tốc phân đôi thì trục trung gian có cấu tạo là phức tạp nhất quyết định kích thước của các trục khác khi truyền chuyển động cho nhau, nên ảnh hưởng tới kích thước của hộp giảm tốc. Do đó khi tính toán kích thước hình học của các trục thì ta phải xác định kích thước của trục trung gian trước hết căn cứ vào đó để định các thông số hình học cho các trục khác. Sơ đồ (sơ bộ) kết cấu của trục trung gian trong hộp giảm tốc: Ta xác định các khoảng cách từ trục trung gian: l22 = 0,5(b1 + b0) + k1 + k2. l23 = l22 + 0,5(l m22 + l m23) + k1. l24 = l23 + 0,5(l m23 + l m24) + k1. l21 = l23 + 0,5(b3 + b0) + k1+ k2. Tính các thành phần trong công thức: lm23 = (1,2 á 1,5) d2 = (1,2 á 1,5).50 = 60 á 75 mm ; chọn lm23 = 75 mm. lm22 = lm24 = (1,2 á 1,5)d2 = (1,2 á1,5).45 = 54 á 67,5 mm ; chọn lm23 = 62 mm. l22 = 0,5(25 + 62) + 10 + 10 = 63,5 mm. l23 = 63,5 + 0,5(62 + 75) + 10 = 142 mm. l24 = 142 + 0,5.(75 + 62) +10 = 220,5 mm. l21 = 220,5 + 0,5.(62 + 25)= 284 mm. Trong đó: - b0 = 25 là chiều rộng của ổ lăn lắp với trục trung gian. - b1,b3 lần lượt là chiều rộng của bánh răng nghiêng. - lm23 là chiều rộng của mayơ lắp trên bánh răng thẳng. - k1 là khoảng cách từ chi tiết chuyển động tới thành trong của hộp hoặc giữa các chi tiết với nhau. - k2 là khoảng cách từ ổ lăn tới thành trong của hộp. - k3 là khoảng cách từ chi tiết quay tới nắp ổ hộp. - hn là chiều cao nắp ổ và đầu bulông. Tiến hành tra Bảng 10.3 (Trang 189-Tập 1 Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ta xác định được k1 = 10 và k2 = 10 mm; k3 = 10 và hn = 20 mm. Còn lm11 = (1,2 á 1,5).d = (1,2 á 1,5).30 = 42 á 45 mm ị lm11 = 45 mm. lm33 = (1,4 á 2,5).d = (1,4 á 2,5).60 = 84 á 150 mm ị lm11 = 127 mm. Nhưng do chiều rộng của bánh đai bị động lắp vào trục vào của hộp giảm tốc B = 71 mm. Cho nên chiều rộng của mayơ lm11 nên chọn = 70 mm. Vậy khoảng côngxôn để lắp bánh đai trên trục vào là: lc11 = 0,5.(bo1 + lm11 ) + k3 + hn = 0,5( 19 + 70 ) + 10 + 20 = 74,5 mm. Còn khoảng côngxôn để lắp nối trục đàn hồi trên trục ra là: lc11 = 0,5.(bo1 + lm33 ) + k3 + hn = 0,5( 33+127 ) + 10 + 20 = 110 mm. 2. Xác định các lực qua bánh rằng tác dụng lển trục. Căn cứ vào sơ đồ làm việc ta có sơ đồ lực đặt lên các chi tiết trong HGT (Hình 2) * Lực tác dụng khi ăn khớp bánh răng được chia làm ba thành phần: Ft: Lực vòng; Fr: Lực hướng tâm; Fa: Lực dọc trục; Trong đó các giá trị lực được xác định như sau: Ft2 = Ft1 = N. Fr2 = Fr1=N. Ft4 =Ft3 = N Fr4 =Fr3 = N . Fa4 = Fa3 = Ft3.tgb = 5177.tg34,770 = 3594 N . Do mômen truyền từ bánh răng nghiêng chủ động sang trục bị động chỉ bằng một nửa giá trị mômen trục lắp bánh răng phải chịu trong quá trình truyền động. * Do góc nghiêng của bộ truyền đai là 00 cho nên lực tác dụng từ bộ truyền đai dẹt sẽ hướng vào tâm trục theo phương oy Fry = Fr = 2.Fo.sin(a1/2) = 1136 N.(Tính toán ở trên). * Lực tác dụng của nối trục đàn hồi: FKr =(0,2 á 0,3).Fr ; Fr = 2T/D0 tra bảng 16.10a (Trang 68-Tập 2:Tính toán...)ứng với dn = 65 mm ta chọn D0 = 200 mm. ị Ft = 2.1671250/200 = 16712 N ị FKr = 0,25.16712 = 4178 N Có phương chiều sao cho tăng ứng suất và biến dạng do lực vòng trên chi tiết quay khác lắp trên cùng một trục trên trục đó gây ra. Vậy FKr có chiều nghược với chiều Ft4. 3. Xác định các thành phần phản lực của ổ lăn và biểu đồ mômen của các trục. Đối với trục vào (Trục I). Để xác định các thành phần phản lực ta xét sự cân bằng theo phương oy và ox ta có hệ phương trình: T._.