Tính toán thiết kế hệ dẫn động xích tải

ng bị đầy đủ về mặt lý thuyết đồng thời được sự giúp đỡ tận tình của các thầy giáo nhưng do trình độ còn yếu kém đồng thời thiếu hụt kiến thức thực tế do vậy đồ án của em chắc chắn còn nhiều thiếu xót, em rất mong được các thầy chỉ bảo thêm để em có thể chuẩn bị tốt hơn kiến thức của mình nhằm phục vụ cho những năm học tập sau này. Em xin chân thành cảm ơn tất cả các thầy giáo trong bộ môn đặc biệt là thầy giáo TS Nguyễn Tiến Dũng đãn tận tình hướng dẫn em thực hiện đồ án này. Phần 1: TíNH TOán động học - 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: ă 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 trường hợp không khai triển phân đôi. - 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. ă Nhược điểm: - Nhược điểm của hộp giảm tốc phân đôi là bề rộng của hộp giảm tốc tăng do ở cấp phân đôi 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 bộ truyền. I. Chọn động cơ. - Các thông số cần biết của động cơ điện: - Công suất động cơ -Tốc độ quay động cơ - Tỷ số Tk/Tdn và một số yếu tố khác 1. Xác định công suất đặt trên trục của động cơ. - Để chọn được động cơ đạt được những yêu cầu cần thiết cho việc thiết kế. Ta cần xác định được công suất yêu cầu trên trục của động cơ (1.1) (kw) Ghi chú: + là công suất làm việc trên trục công tác. + là hiệu suất truyền động của toàn bộ cơ cấu. + - Công suất làm việc trên trục công tác là. (kw) - Theo sơ đồ đề bài thì. (1.2) Ghi chú: + m là số cặp ổ lăn (m = 4) + k là số cặp bánh răng (k = 2) - Tra bảng 2.3[1] ta được các giá trị hiệu suất ứng với mỗi chi tiết như sau. + + + + -Thay các giá trị trở lại công thức (1.2) ta tính được. - Thay các giá trị ; ; vào (1.1) ta tính được công suất yêu cầu của động cơ là. (kw) 2. Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ. - Do cơ cấu dùng để biến đổi tỉ số truyền giữa động cơ với xích tải gồm có bộ truyền xích và hộp giảm tốc. Tra bảng 2.4[1] ta sẽ chọn tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống để có thể đáp ứng được nhu cầu của các bộ phận làm việc. - Số vòng quay của bộ phận công tác là (v/phút) - Với (v/ph); ta tính số vòng quay sơ bộ của động cơ. (v/phút) - Ta chọn số vòng quay sơ bộ của trục động cơ là 1000 (vg/phút) ăChọn động cơ. -Việc chọn động cơ làm việc với bộ truyền phải thoả mãn các điều kiện sau - Tra bảng phụ lục P1.1[1] ta chọn được động cơ là Kiểu động cơ Công suất Vận tốc quay (v/ph) h% Cosj Khối lượng (kg) kW Mã lực 50Hz 60Hz K112M4 3,0 4,0 1445 1732 82,0 0,83 5,9 2,0 41 II. PHÂN PhốI Tỷ Số TRUYềN. - Ta đã biết rằng tỉ số truyền của toàn bộ cơ cấu: Ghi chú: + : Tỉ số truyền toàn bộ hệ thống dẫn động. + : Tỉ số truyền bên trong của hộp giảm tốc. + : Tỉ số truyền ngoài của bộ truyền xích. - Mặt khác tỷ số truyền thực của toàn bộ cơ cấu được xác định như sau: - Chọn - Đồng thời đây là hộp giảm tốc hai cấp nên ta có Ghi chú: + : Tỉ số truyền của cấp nhanh + : Tỉ số truyền của cấp chậm - Việc phân phối tỉ số truyền trong hộp giảm tốc cần thoả mãn nhiều yêu cầu khác nhau như: + Phân phối theo yêu cầu gia công vỏ hộp. + Phân phối theo yêu cầu bôi trơn. + Phân phối theo yêu cầu gọn nhẹ. - Để có thể phân phối tỉ số truyền đồng thời thoả mãn các yêu cầu trên ta Tra bảng 3.1[1]. ă Kết luận: - Vậy thông số về tỉ số truyền cho toàn bộ hệ thống dẫn động được thể hiện qua bảng sau: Tỷ số truyền chung () Trong hộp () Ngoài hộp (Bộ truyền xích) Cấp nhanh () Cấp chậm () 60,21 6,42 3,74 2,51 III. Xác định công xuất, mômen, số vòng quay trên các trục. ăTa có công suất trên các trụ lần lượt được xác định như sau: (kw) (kw) (kw) (kw) ăSố vòng quay trên các trục lần lượt như sau: (v/phút) (v/phút) (v/phút) (v/phút) ă Giá trị Mô men được xác định như sau: - Từ công thức (N.mm) (N.mm) (N.mm) (N.mm) (N.mm) (N.mm) ă Bảng kết quả tính công suất, mômen xoắn và tỉ số truyền. Trục Thông số Động cơ 1 2 3 Công tác Công suất P (kw) 3 3 2,96 2,84 2,7 Tỷ số truyền u 1 6,42 3,74 2,51 Số vòng quay n (v/phút) 1445 1445 225 60 24 Mômen xoắn T (N.mm) 19827 19827 62818 226017 1074375 Phần 2: TíNH TOáN THIếT Kế CHI TIếT MáY I. TíNH toán thiết kế bộ truyền 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, do đó 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 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 cho phép. A. Thiết kế cặp bánh bánh răng thẳng ở cấp nhanh. 1.Chọn vật liệu. - Vật liệu làm bánh răng phải thoả mãn các yêu cầu về độ bền bề mặt để tránh hiện tượng tróc mỏi, mài mòn, dính răng… và độ bền uốn trong quá trình làm việc. Do vậy vật liệu làm bánh răng thường là thép có chế độ nhiệt luyện hợp lý hoặc được làm bằng gang hay các vật liệu kim loại khác. - Theo yêu cầu của đề bài thì bộ truyền bánh răng thẳng phải truyền được công suất tối đa chính là công suất truyền lớn nhất của trục I là 3 (kw) ứng với chế độ trung bình cho nên vật liệu làm bánh răng thuộc nhóm I có độ cứng đạt HB Ê 350. - Để đảm bảo chỉ tiêu kinh tế ta phải chọn vật liệu và phương pháp gia công hợp lý để cho cặp bánh răng có thời gian sử dụng không được chênh lệch nhau không quá nhiều. - Căn cứ vào các tiêu chuẩn đó và Bảng 6.1[1] ta xác định sơ bộ vật liệu làm cặp bánh răng như sau: ă Bánh nhỏ: - Chọn vật liệu thép C45 và chế độ nhiệt luyện là tiến hành tôi cải thiện sau khi gia công có các thông số kỹ thuật như sau: Mác thép Nhiệt luyện Kích thước S (mm) không lớn hơn Độ rắn Giới hạn bền (MPa) Giới hạn chảy (MPa) 45 Tôi cải thiện 60 HB 241 á 285 850 580 - Vậy ta chọn độ cứng của bánh răng 1 là: HB1 = 250 ă Bánh lớn: - Chọn vật liệu thép C45 cũng tiến hành tôi cải thiện sau khi gia công có các thông số kỹ thuật về vật như sau: Mác thép Nhiệt luyện Kích thước S (mm) không lớn hơn Độ rắn Giới hạn bền (MPa) Giới hạn chảy (MPa) 45 Tôi cải thiện 100 HB 192 á 240 750 450 - Vậy ta chọn độ cứng của bánh răng 2 là: HB2 = 230 2. Xác định ứng suất cho phép. a. Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép. -ứng suất tiếp xúc cho phép được xác định theo công thức sau Ghi chú: + : ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở. + SH : hệ số an toàn. + ZR : hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt. + ZV : hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng. + ZL : hệ số xét đến ảnh hưởng của bôi trơn. + KXH : hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng. + KHL : hệ số xét đến ảnh hưởng của chu kỳ làm việc (hệ số tuổi thọ). - Chọn sơ bộ nên ta có - Tra bảng 6.2[1] ta có công thức xác định và SH như sau: (MPa) - Vậy ta có giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bánh răng nhỏ và bánh răng lớn như sau: (MPa) (MPa) - Hệ số chu kỳ làm việc của bánh răng được xác định như sau: - Số chu kỳ cơ sở được xác định bởi công thức như sau: đ - Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương NHE được xác định như sau: Ghi chú: + c : là số lần ăn khớp trong một vòng quay đ ta có c =1. + Ti : là mômen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét. + ni : là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét. + ti : là tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét. - 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. Xác định ứng suất uốn cho phép: -ứng suất uốn cho phép được xác định theo công thức sau: Ghi chú: + : là giới hạn bền mỏi uốn ứng với chu kỳ cơ sở. + : là hệ số an toàn khi tính về uốn (). + : là hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất. + : là hệ số xét đến độ nhám của mặt lượn chân răng. + : là hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn. + : là hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của chu kỳ làm việc. - Trong tính toán sơ bộ lấy khi đó ta có - Tra bảng 6.2[1] ta được: Suy ra: (do đặt tải một phía) - Hệ số chu kỳ làm việc của bánh răng được xác định như sau: Trong đó: được xác định cho mọi loại thép. - Còn số chu kì thay đổi ứng suất tương đương được xác định như sau: Ghi chú: + c : là số lần ăn khớp trong một vòng quay đ ta có c =1. + Ti : là mômen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét. + ni : là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét. + ti : là tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét. - Vậy với bánh lớn (lắp với trụcII) ta có: Ta lại có : - Thay số vào ta sẽ xác định được ứng suất cho phép của bánh răng như sau: (MPa) (MPa) 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: - Do loại răng thẳng và cả hai bánh răng đều là thép nên ta có Ghi chú: + : là mô men xoắn trên trục bánh chủ động (là trục I). + : là ứng suất tiếp xúc cho phép. + : hệ số được tra theo bảng 6.6[1]. + : hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc. + u : tỷ số truyền của cặp bánh răng. -Sau khi tra ra ta được các thông số: (sơ đồ 6) tra theo (Tra bảng 6.7[1]) - Thay số vào công thức ta sẽ xác định được khoảng cách giữa 2 trục . (mm) - Vậy ta chọn sơ bộ khoảng cách trục là (mm) 4. Xác định các thông số của bộ truyền. ă Xác định môđun. - Môđun của bánh trụ răng thẳng (m) được xác định theo công thức sau: (mm) - Theo dãy tiêu chuẩn hoá ta chọn m=2 (mm) ă Xác định số răng. - Số răng trên bánh lớn và bánh nhỏ lần lượt là và khi đó ta có: đ Chọn răng. đ Chọn răng. - Vậy ta tính được tổng số răng là răng. đ Tính lại khoảng cách trục (mm) đ Tỷ số truyền thực sự là 5. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc. - ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thoả mãn điều kiện sau đây: Ghi chú: + 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; + bw : Chiều rộng vành răng. + dw1 : Đường kính vòng chia của bánh chủ động; ă Ta đã biết được các thông số như sau. (N.mm) (mm) (mm) (mm) (Tra bảng 6.5[1]) (MPa1/3) (a=200 theo TCVN) (Vì hệ số trùng khớp) - Hệ số được xác định bởi công thức sau: (do vì bánh răng thẳng) ã Trong đó ta đã có (Tra bảng 6.1[1] sơ đồ 6) ã Xác định + Theo 6.41[1] ta có: (*) +Trong đó: (m/s) +Với v=2,57 (m/s) ta tra ra các thông số sau đ Tra bảng 6.13[1] ta có: Cấp chính xác động học: 8 đ Tra bảng 6.15[1] ta có: đ Tra bảng 6.16[1] ta có: + Vậy suy ra ta tính được: + Với thay trở lại phương trình (*) ta được: + Với ta tính được - Thay tất cả các hệ số vào phương trình trên ta tính được ứng suất tiếp xúc tác dụng lên bề mặt răng là: (MPa) ăTính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép. - Trong trường hợp tính chính xác ta có: - Với v=2,57 < 5 (m/s) đ - Với cấp chính xác động học là 8, chọn mức chính xác tiếp xúc là 8 khi đó độ nhãn bề mặt là - Với (mm) suy ra đ Vậy ta tính được: (MPa) - Vậy ta có nên bánh răng thoả mãn điều kiện bền tiếp xúc. Tuy nhiên trong trường hợp này ta có thể giảm chiều rộng bánh răng thành: (mm) 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 phải nhỏ hơn giá trị ứng suất uấn cho phép ă Tính ứng suất uốn tác dụng lên bánh răng. - Theo công thức 6.43[1] ta có (6.1) Ghi chú: + : Mômen xoắn tác dụng lên trục chủ động + : Hệ số tải trọng khi tính về uốn () do bánh răng thẳng. + : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng. + : Hệ số dạng răng của bánh 1. + : Chiều rộng vành răng + : Đường kính vòng lăn của bánh chủ động + m : Môđun của bánh răng (m=2) à Tính : - Tra bảng 6.7[1] với ứng với sơ đồ 6 ta có - (6.2) Trong đó: Mà ta lại có: v=2,57 (m/s); ; ; ; u=6,41 đ - Thay các giá trị tìm được vào (6.2) ta được - Thay lên trên ta được à Tính : - Ta có hệ số kể đến sự trùng khớp của răng được tính theo công thức à Tính : - Ta có số răng tương đương là nên tra bảng 6.18[1] ta có được đ Thay các giá trị đã tìm được vào (6.1) ta có: (MPa) đ Với (MPa) suy ra ta có: (MPa) ă Tính chính xác ứng suất uốn cho phép. - Ta có thể tính chính xác ứng suất uốn cho phép như sau: + Với m=2 (mm) suy ra + Do ta có nên + Thông thường ta cũng có - Vậy suy ra ta có (MPa) (MPa) - Từ kết quả tính được suy ra đ Cặp bánh răng thoả mãn điều kiện độ bền uốn. 7. Kiểm nghiệm răng về quá tải. - Để bộ truyền khi quá tải (xảy khi mở máy hoặc hãm máy... Lúc đó mômen 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 và ứng suất uốn cực đại luôn luôn phải nhỏ hơn ứng suất quá tải cho phép và ă Xác định ứng suất quá tải cho phép. - ứng suất quá tải cho phép được xác định theo công thức sau: + Tính ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải: Với bánh răng thường hoá và tôi cải thiện ta có: + Tính ứng suất uốn cho phép khi quá tải: Với vật liệu có độ cứng HB Ê 350 ta có: - Vậy ứng suất quá tải cho phép của mỗi bánh răng là: (7.1) (7.2) ă Xác định ứng suất quá tải phát sinh khi máy chạy. - ứng suất quá tải sinh ra khi chạy máy được xác định theo công thức sau: (7.3) - Trong đó là hệ số quá tải thay trở vào phương trình (7.3) ta tính được: (7.4) (MPa) (7.5) (MPa) (7.6) (MPa) - Đối chiếu (7.4); (7.5); (7.6) với (7.1) và (7.2) ta kết luận cặp bánh răng đã chọn đảm bảo độ bền quá tải khi làm việc. 8. 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. 9. Thông số cơ bản của bộ truyền cấp nhanh. + Khoảng cách trục : (mm) + Môđun bánh răng : m=2 (mm) + Chiều rộng bánh răng : (mm) + Số răng của các bánh : ; (răng) + Đường kính vòng chia : ; (mm) + Đường kính vòng lăn : ; (mm) + Đường kính đỉnh răng : ; (mm) + Đường kính đáy răng : ; (mm) + Đường kính cơ sở : ; (mm) + Hệ số dịch chỉnh : ; (mm) + Góc Prôfin răng gốc : + Hệ số trùng khớp ngang : + Lực ăn khớp : (N) B. Thiết kế cặp bánh trụ răng nghiêng ở cấp chậm 1.Chọn vật liệu. - Tiến hành chọn vật liệu giống như vật liệu của cặp bánh răng thẳng ở cấp nhanh. Cho nên ta không cần chọn lại vật liệu nữa. 2. Xác định ứng suất cho phép. a. Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép. - ứng suất tiếp xúc cho phép được xác định bởi công thức sau: Ghi chú: + : ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở. + SH : hệ số an toàn. + ZR : hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt. + ZV : hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng. + ZL : hệ số xét đến ảnh hưởng của bôi trơn. + KXH : hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng. + KHL : hệ số xét đến ảnh hưởng của chu kỳ làm việc (hệ số tuổi thọ). - Chọn sơ bộ nên ta có - Tra bảng 6.2[1] ta có công thức xác định và SH như sau: (MPa) - Vậy ta có giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bánh răng nhỏ và bánh răng lớn như sau: (MPa) (MPa) - Hệ số chu kỳ làm việc của bánh răng được xác định như sau: - Số chu kỳ cơ sở được xác định bởi công thức như sau: đ - Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương NHE được xác định như sau: Ghi chú: + c : là số lần ăn khớp trong một vòng quay đ ta có c =1. + Ti : là mômen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét. + ni : là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét. + ti : là tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét. - Vậy với bánh lớn (lắp với trụcIII) 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 nghiêng ăn khớp cho nên ứng suất tiếp xúc cho phép xác định như sau: (MPa) b. Xác định ứng suất uốn cho phép: - ứng suất uốn cho phép được xác định theo công thức sau: Ghi chú: + : là giới hạn bền mỏi uốn ứng với chu kỳ cơ sở. + : là hệ số an toàn khi tính về uốn (). + : là hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất. + : là hệ số xét đến độ nhám của mặt lượn chân răng. + : là hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn. + : là hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của chu kỳ làm việc. - Trong tính toán sơ bộ lấy khi đó ta có - Tra bảng 6.2[1] ta được: Suy ra: (do đặt tải một phía) - Hệ số chu kỳ làm việc của bánh răng được xác định như sau: Trong đó: được xác định cho mọi loại thép. - Còn số chu kì thay đổi ứng suất tương đương được xác định như sau: Ghi chú: + c : là số lần ăn khớp trong một vòng quay đ ta có c =1. + Ti : là mômen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét. + ni : là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét. + ti : là tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét. - Vậy với bánh lớn (lắp với trụcIII) ta có: Ta lại có : - Thay số vào ta sẽ xác định được ứng suất cho phép của bánh răng như sau: (MPa) (MPa) 3. Xác định sơ bộ khoảng cách trục. - Công thức xác định khoảng cách trục của bộ truyền bánh răng nghiêng bằng thép xác định từ điều kiện bôi trơn ngâm dầu như sau: Ghi chú: + + (mm) + - Thay số ta được: (mm) - Vậy ta chọn (mm) 4. Xác định các thông số ăn khớp của bộ truyền. ă Xác định Môđun. - Môđun pháp của bánh răng trụ răng nghiêng (m) được xác đinh như sau: (mm) - Theo dãy tiêu chuẩn hoá ta sẽ chọn môđun pháp m=2,5 (mm) ăXác định số răng. - Số răng trên bánh nhỏ và bánh lớn lần lượt là và khi đó ta có: + 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: đ Chọn răng đ Chọn răng - Vậy ta tính được tổng số răng là: - Khi đó góc nghiêng răng thực tế có giá trị xác định như sau: đ Tỉ số truyền thực sự là: 5. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc. - ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thoả mãn điều kiện sau đây: Ghi chú: + 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; + bw : Chiều rộng vành răng. + dw1 : Đường kính vòng chia của bánh chủ động; ă Tính toán các thông số như sau. (N.mm) - Với cặp bánh răng ở cấp chậm ta chọn đ Chọn đ (mm) đ ( Vì với hệ bánh răng phân đôi nên ta phải lấy ) (mm) (Tra bảng 6.5[1]) (MPa1/3) (a=200 theo TCVN) Trong đó: + + đ đ - Ta lại có hệ số trùng khớp dọc tính theo Công thức 6.37 [1] + Vậy suy ra nên ta có: Trong đó: + đ - Hệ số được xác định bởi công thức sau: ã Trong đó ta đã có (Tra bảng 6.7[1] sơ đồ 3) ã Ta cũng có (Tra bảng 6.14[1]) ã Xác định + Theo 6.41[1] ta có: (*) +Trong đó: (m/s) +Với v=0,8 (m/s) ta tra ra các thông số sau đ Tra bảng 6.13[1] ta có: Cấp chính xác động học: 9 đ Tra bảng 6.15[1] ta có: đ Tra bảng 6.16[1] ta có: + Vậy suy ra ta tính được: + Với thay trở lại phương trình (*) ta được: + Với ta tính được - Thay tất cả các hệ số vào phương trình trên ta tính được ứng suất tiếp xúc tác dụng lên bề mặt răng là: (MPa) ăTính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép. - Trong trường hợp tính chính xác ta có: - Với v=0,8 < 5 (m/s) đ - Với cấp chính xác động học là 9, chọn mức chính xác tiếp xúc là 9 khi đó độ nhãn bề mặt là - Với (mm) suy ra đ Vậy ta tính được: (MPa) - Vậy ta có nên bánh răng thoả mãn điều kiện bền tiếp xúc. Tuy nhiên trong trường hợp này ta có thể giảm chiều rộng bánh răng thành: (mm) 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 uốn tác dụng lên bánh răng sF phải nhỏ hơn giá trị ứng suất cho phép [sF]. ă Tính ứng suất uốn tác dụng lên bánh răng. - Theo công thức 6.43[1] ta có (6.1) Ghi chú: + : Mômen xoắn tác dụng lên trục chủ động + : Hệ số tải trọng khi tính về uốn. + : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng. + : Hệ số dạng răng của bánh 1. + : Chiều rộng vành răng + : Đường kính vòng lăn của bánh chủ động + m : Môđun của bánh răng (m=2,5) à Tính : - Tra bảng 6.7[1] với ứng với sơ đồ 3 ta có - (6.2) Trong đó: Mà ta lại có: v=0,8 (m/s); ; ; ; u=3,73 đ - Thay các giá trị tìm được vào (6.2) ta được - Thay lên trên ta được à Tính : - Ta có hệ số kể đến sự trùng khớp của răng được tính theo công thức à Tính : - Ta có số răng tương đương là vậy nên ta Tra bảng 6.18[1] được: đ Thay các giá trị đã tìm được vào (6.1) ta có: (MPa) đ Với (MPa) suy ra ta có: (MPa) ă Tính chính xác ứng suất uốn cho phép. - Ta có thể tính chính xác ứng suất uốn cho phép như sau: + Với m=2,5 (mm) suy ra + Do ta có nên + Thông thường ta cũng có - Vậy suy ra ta có (MPa) (MPa) - Từ kết quả tính được suy ra đ Cặp bánh răng thoả mãn điều kiện độ bền uốn. 7. Kiểm nghiệm răng về quá tải. - Để bộ truyền khi quá tải (xảy khi mở máy hoặc hãm máy... Lúc đó mômen 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 và ứng suất uốn cực đại luôn phải nhỏ hơn ứng suất quá tải cho phép và . ă Xác định ứng suất quá tải cho phép. - ứng suất quá tải cho phép được xác định theo công thức sau: + Tính ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải: Với bánh răng thường hoá và tôi cải thiện ta có: + Tính ứng suất uốn cho phép khi quá tải: Với vật liệu có độ cứng HB Ê 350 ta có: - Vậy ứng suất quá tải cho phép của mỗi bánh răng là: (7.1) (7.2) ă Xác định ứng suất quá tải phát sinh khi máy chạy. - ứng suất quá tải sinh ra khi chạy máy được xác định theo công thức sau: (7.3) - Trong đó là hệ số quá tải thay trở vào phương trình (7.3) ta tính được: (7.4) (MPa) (7.5) (MPa) (7.6) (MPa) - Đối chiếu (7.4); (7.5); (7.6) với (7.1) và (7.2) ta kết luận cặp bánh răng đã chọn đảm bảo độ bền quá tải khi làm việc. 8. 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. 9. Thông số cơ bản của bộ truyền cấp chậm. + Khoảng cách trục : (mm) + Môđun bánh răng : m=2,5 (mm) + Chiều rộng bánh răng : (mm) + Số răng của các bánh : ; (răng) + Đường kính vòng chia : ; (mm) + Đường kính vòng lăn : ; (mm) + Đường kính đỉnh răng : ; (mm) + Đường kính đáy răng : ; (mm) + Đường kính cơ sở : ; (mm) + Hệ số dịch chỉnh : ; (mm) + Góc Prôfin răng gốc : + Hệ số trùng khớp ngang : + Lực ăn khớp : (N) - Để bộ truyền đảm bảo tính chính xác đến giá trị cuối cùng của toàn hệ thống, ta phải tính toán lại các thông số lúc đầu. Sau khi tính toán lại ta được bảng sau: ă Bảng thông số cuối cùng: Trục Thông số Động cơ 1 2 3 Công tác Công suất P (kw) 3 3 2,96 2,84 2,7 Tỷ số truyền u 1 6,41 3,73 2,52 Số vòng quay n (v/phút) 1445 1445 225 60 24 Mômen xoắn T (N.mm) 19827 19827 62818 226017 1074375 II. tính toán thiết kế Bộ TRUYềN XíCH 1. Chọn loại xích. - Bộ truyền xích trong trường này có vận tốc thấp n = 60 (vg/ph), tải trọng không lớn, làm việc trong điều kiện được che kín. Cho nên ta chọn loại xích con lăn 2. Xác định các thông số của xích và bộ truyền. - Theo Bảng 5.4[1], với u = 2,52 ta chọn số răng đĩa xích nhỏ . Do đó số răng đĩa xích lớn ta chọn răng. - Theo công thức 5.3[1]. Công suất tính toán được tính như sau: Ghi chú: + : Công suất cần truyền + [P] : Công suất cho phép + : Hệ số số răng + : Hệ số số vòng quay + k : Được tính từ các hệ số thành phần + : Hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền. + : Hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích + : Hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích + : Hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn + : Hệ số tải trọng động, kể đến tính chất của tải trọng + : Hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền. - Các thông số trên được tra trong Bảng 5.6[1] + : Do đường nối tâm đĩa xích so với đường nằm ngang là 600 + : Do khoảng cách trục + : Do vị trí trục được điều chỉnh bằng một trong các đĩa xích + : Chế độ bôi trơn đạt yêu cầu + : Chế độ làm việc va đập nhẹ + : Làm việc hai ca đ - Vậy ta tính được (kW) - Theo Bảng 5.5[1] với (v/phút), ta chọn bộ truyền xích 1 dãy có bước xích p=31,75 (mm) thoả mãn điều kiện bền mòn: (kW) - Khoảng cách trục (mm) - Vậy số mắt xích được tính theo công thức sau: đ Chọn số mắt xích là x=130 - Tính lại khoảng cách trục - Để xích không chịu lực căng quá lớn ta giảm khoảng cách trục a một lượng: (mm) - Số lần va đập của xích được tính theo công thức sau: (Trong đó [i] là số lần va đập cho phép ta tra Bảng 5.9[1]) 3. Tính kiểm nghiệm xích về độ bền. - Theo Công thức 5.15[1] ta tính được hệ số an toàn. Ghi chú: + s : Hệ số an toàn tính toán + [s] : Hệ số an toàn cho phép tra Bảng 5.10[1] ta có [s]=7 + Q : Tải trọng phá hỏng tra Bảng 5.1[1] ta được (N) + : Hệ số tải trọng động, do chế độ làm việc trung bình nên + : Lực vòng (N) + : Lực căng do lực li tâm sinh ra (N) ( Tra Bảng 5.2[1] ta được khối lượng 1 mét xích q=3,8 kg) + : Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra (N) đ Vậy suy ra ta có: - Dễ dàng nhận thấy do vậy bộ truyền đảm bảo đủ bền. 4. Xác định các thông số của đĩa xích và lực tác dụng lên trục. ă Xác định các thông số của đĩa xích: - Đường kính vòng chia của đĩa xích (mm) (mm) (mm) (mm) (mm) (mm) Trong đó: - - tra Bảng 5.2[1] ă Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích theo công thức. - Theo Công thức 5.18[1] ta có: Ghi chú: + : Là ứng suất tiếp xúc cho phép + : Là lực vòng, theo trên ta có (N) + : Hệ số tải trọng động, theo trên ta có + : Hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy, vì xích 1 dãy nên + : Hệ số kể đến sự ảnh hưởng của số răng đĩa xích, vì + E : Mônđun đàn hồi (MPa) + A : Diện tích chiếu của bản lề, tra Bảng 5.12[1] ta được A=262 mm2 + : Lực va đập trên m dãy xích, tính theo Công thức 5.19[1] - Vậy thay số vào công thức trên ta tính được: - Vậy tra Bảng 5.11[1] ta chọn thép C45 tôi cải thiện đạt độ cứng HB200 sẽ đạt ứng suất tiếp xúc cho phép (MPa), đảm bảo độ bền tiếp xúc cho răng đĩa 1. - Với cùng vật liệu và phương pháp nhiệt luyện thì ta cũng có: ă Xác định lực tác dụng lên trục. - Theo Công thức 5.20[1] ta có: (N) III. Tính toán thiết kế trục và chọn ổ lăn. A. phần tính toán chung. 1. Chọn vật liệu chế tạo 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 tuỳ 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: Mác thép Giới hạn chảy Độ bền kéo Độ dãn dài tương đối Độ thắt tương đối y Độ dai va đập Kg.m/cm2 Kg/mm2 % Không nhỏ hơn C45 36 61 16 40 5 - ứng suất xoắn cho phép (MPa) tuỳ thuộc vào vị trí đặt lực ta đang xét. 2. Các sơ đồ phục vụ tính toán. ă Sơ đồ truyền động trong bộ truyền phân đôi cấp chậm. I II III IV Hình 1 Trong đó: 1. Động cơ 3.Hộp giảm tốc 5.Xích tải 2. Nối trục đàn hồi 4. Bộ truyền xích ă Sơ đồ lực chung. Hình 2 ă Sơ đồ tính toán khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực. Hình 3 3. Tính toán trục. ă Tính sơ bộ đường kính trục. - Trục sử dụng trong các hộp giảm tốc thường 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 tiết diện thay đổi đường kính có mối quan hệ với nhau qua biểu thức sau: (mm) Ghi chú: + Dấy (+) ứng với trường hợp từ tiết diện nhỏ lên tiết diện lớn hơn. + Dấu (-) ứng với trường hợp từ tiết diện lớn xuống tiết diện nhỏ hơn. - 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 quá trình truyền Mômen giữa các trục. Do đó giữa đường kính trục với Mômen T trục đó phải truyền có mối liên hệ bởi công thức. (mm) Ghi chú: + T : Là mômen xoắn tác dụng lên trục. + [t] : Là ứng suất xoắn cho phép (MPa) - 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. à Đường kính ngõng trục vào của hộp giảm tốc. (mm) - Do đầu vào của hộp giảm tốc được nối với trục động cơ bằng khớp đàn hồi cho nên ta phải quan tâm đến đường kính của trục động cơ. đ Dựa vào Bảng P1.4[1] ta chọn sơ bộ đường kính ngõng trục vào là: (mm) à Đường kính trục trung gian của hộp giảm tốc. - Chọn sơ bộ đường kính trục lắp bánh răng nghiêng chủ động là: (mm.) à Đường kính trục ra của hộp giảm tốc. - Chọn sơ bộ đường kính trục lắp bánh răng nghiêng bị động là: (mm) à Chọn sơ bộ chiều rộng ổ lăn. - Căn cứ vào đường kính của ngõng trục cần lắp ổ lă._.