Đề tài Thiết kế hệ thống dẫn động xích tải

Thiết kế hệ thống dẫn động xích tải ( đề số : 9 /2 cH-11) Phần I. Chọn động cơ. Để cho việc tìm kiếm và sử dụng được đơn giản, giá thành rẻ, ta chọn loại động cơ điện không đồng bộ ba pha là loại động cơ dễ tìm và được sử dụng rộng rãi ở trên thị trường. Theo như yêu cầu của thiết kế, động cơ làm việc với chu kỳ tải trọng thay đổi theo thời gian. Khi đó coi động cơ làm việc với công suất tương đương Ptđ 1-Xác định công suất của động cơ. Do động cơ làm việt lâu dài chịu tác dụng của tải trọng thay đổi Có : =P1 (Công thức 2.14). Ta có : P1 = Trong đó : h hiệu suất chung của hệ thống.tttttttttttt h = hk. hol3. hbr. hx . hot hk _ Hiệu suất khớp nối trục mềm , chọn hk = 0,99. hol _ Hiệu suất 1 cặp ổ lăn , chọn hol = 0,99 (bảng 2.3) hbr _ Hiệu suất 1 cặp bánh răng , chọn hbr= 0,97 (bảng 2.3) hx _ Hiệu suất bộ truyền xích , chọn hx= 0,92 (bảng 2.3) ị h = 0,993. 0,97. 0,972. 0,99.0,99 = 0,877 Vậy : P1= = 4,35 Kw ị Ptđ = Kw công suất cần thiết: PCT = 4,0006 (KW) 2-Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ . Ta có số vòng quay sơ bộ của động cơ được xác định bởi công thức: nsb=nlv . ut (Công thức 2.18) Với + nsb : Số vòng quay sơ bộ của động cơ. + nlv: Số vòng quay của trục công táckhi làm việc,có: ( vòng/ phút) (Công thức 2.16). + ut: Tỉ số truyền của toàn bộ bộ truyền, có ut = uh . ung uh: Tỉ số truyền của hộp giảm tốc. ung: Tỉ số truyền ngoài hộp giảm tốc. Từ bảng 2.4 trang 21, chọn: uh= 8 - 40 . ung= 2 - 5 (bộ truyền xích) ịSố vòng quay sơ bộ là: nsb= 28,66 . (8-40). (2 -5) = 458,6 -5732 (vòng/phút) 3-Chọn động cơ. Theo các điều kiện 2.19 trang 22 và 2.6 trang 17 và dựa vào bảng P1.3 trang 237 ta chọn loại động cơ 4A00L4Y3 có Pđc= 4 kW ; nđc= 1420 vòng/phút . ; ; cos; Kiểm nghiệm điều kiện quá tải: + động cơ ta chọn Pđc= 4 (Kw) > PCT = 4,006 (KW) Và nđc=1420 (vòng/phút) nsb. + đồng thời ta có 1,7 Vậy động cơ có nhãn hiệu 4A100L4Y3 thoả mãn yêu cầu của bộ truyền động cơ khí Vậy mô men của động cơ lúc này là: T= 4-Phân bố tỉ số truyền. Có nđc= 1420 vòng/phút ị tỉ số truyền thực tế của bộ truyền là: Do cơ cấu đồng trục và thiết kế theo điều kiện bôi trơn là chính cho nên ta phân phối tỷ số truyền : utt= uh . ux Trong đó : chọn ux= 2,5 ị uh= ta có : uh= 1,3 . u2 mà uh= u1. u2 = 19,82 ị u2 = 3,9 ; u1= 5,07 5-Tính công suất P, số vòng quay n, mômen xoắn trên các trục. a-công suất: Plv= TrụcIII:(là trục bánh răng nối bộ truyền xích) TrụcII: TrụcI: b-số vòng quay trên các trục: Trục I: n1=nđc= 1420 ( vòng \ phút) Trục II: n2= n1\ u1= 1420 \ 5,07 = 280,08 (vòng \ phút) Trục III: n3=n2\ u2= 280,08 \ 3,9 = 71,82 (vòng \ phút) Tốc độ quay của trrục công tác :nct = n3/ux= 71,82/2,5 = 28,73(vg/ph) c-mô men trên các trục: Mômen xoắn trục 1: T1= Mômen xoắn trục 2: T2= Mômen xoắn trục 3: T3= Mômen xoắn trục Công tác : Tct= Bảng thống kê Thông số Trục Động Cơ Trục I Trục II Trục III Công tác Công suất P(Kw) 4,39 4,3 4,13 3,97 3,81 Tỉ số truyền U Ukhớp = 1 u1=5,07 u2=3,9 ux=2,5 Số vòng quay n(vòng/phút) 1420 1420 280,08 71,82 28,73 Mômen xoắn T(Nmm) 29524,3 28919 140822,3 527896,1 1266463,6 Phần ii. Tính hộp giảm tốc. A. TíNH TOáN CấP chậm Bộ TRUYềN BáNH RĂNG TRụ RĂNG nghiêng GIữA TRụC 2 Và TRụC 3. I- Chọn vật liệu. Từ đặc tính làm việc của hộp giảm tốc là va đập nhẹ, theo bảng 6.1 trang 92 chọn: +Với bánh nhỏ : Chọn thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB 140...217, có . +Với bánh lớn : Chọn thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192..240, có . II-Tỉ số truyền. +Tỉ số truyền bộ truyền bánh răng u2= 3,9 III-Xác định ứng suất cho phép ứng suất tiếp súc cho phép được xác định theo công thức: ZR.Zv.Kxh.KHL ZR :Hệ số xét đến độ nhám của răng làm việc . Zv: Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng. Kxh :Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răng . KHL:Hệ số tuổi thọ. :ứng suất tiếp súc cho phép ứng với chu kỳ cơ sở. +Căn cứ vào bảng 6.2 trang 94, với thép 45 tôi cải thiện, đạt độ rắn HB 180..350 có: , SH = 1,1. , SF = 1,75. : ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với chu kỳ cơ sở. SH,SF: Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn . +Chọn độ rắn bánh lớn(bánh 2) HB = 175Mpa +Chọn độ rắn bánh nhỏ(bánh 1) HB = 190Mpa + Có: = 2HB1+70 = 2 . 190 + 70 = 450 MPa. = 2HB2+70 = 2 . 175 +70 = 420 MPa. = 1,8 . 190 = 342MPa. = 1,8 .175= 315 MPa. a-Xác định ứng suất cho phép: - Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc: NHO = 30 . H (Công thức 6.5 trang 93) - Có số chu kỳ ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc của bánh 1: NHO1 = 30 . 1902,4 = 0.88 . 107 MPa - Có số chu kỳ ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc của bánh 2: NHO2 = 30 . 175 = 0,725 . 107 MPa - Số chu kỳ ứng suất tương đương: NHE = Trong đó: + c : Số lần ăn khớp trong một vòng quay, có c = 1. + Ti,ni,ti : Lần lượt là Mômen xoắn, số vòng quay, số giờ làm việc ở chế độ thứ i của bánh răng đang xét. - Số chu kỳ thay đổi ứng suất tiếp xúc tương đương của bánh 2: NHE2 = NHE2 = Ta nhận thấy NHE2>NHO2 ị KHL2=1. (hệ số tuổi thọ) Tương tự suy ra NHE1>NHO1 ị Chọn KHL1 = 1 Ta có ứng suất tiếp xúc cho phép sơ bộ là : = (Công thức 6.1a) (SH - hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc - tra bảng 6.2) Vậy có ứng suất tiếp xúc của bánh nhỏ: = ==381,8 MPa. Do bộ truyền là bộ truyền bánh răng thẳng răng nghiêng nên theo( 6.12) = ==395,95 MPa < 1,25 [sH2] . b-Xác định ứng suất uốn cho phép: + Số chu kỳ ứng suất uốn tương đương: NFE = 60 . c . mF : Bậc của đường cong mỏi khi thử về uốn, có độ rắn mặt răng HB350, từ đó suy ra mF = 6. Các thông số còn lại có ý nghĩa như các thông số ở công thức tính ứng suất tiếp xúc cho phép ở phần trên. Có số chu kỳ ứng suất tương đương của bánh 2 NFE2 = NFE2 = Có NFE2 > NFO2 =4.106 ị Chọn KFL2 = 1 (NF02=4.106 với tất cả loại thép) Suy ra NFE1> NFO1ị Chọn KFL1=1 (KFL hệ số tuổi thọ) Có ứng suất uốn cho phép: [sF] = (Công thức 6.2a) KFC : Hệ số xét ảnh hưởng hệ đặt tải, do bộ truyền quay một chiều ị KFC = 1. Có ứng suất cho phép của bánh 1: [sF]1 = Có ứng suất cho phép của bánh 2: [sF]2 = c-ứng suất quá tải cho phép: Độ bền tiếp xúc khi quá tải: [sH]max = 2,8 .sch (Công thức 6.13) [sF]max = 0,8 . sch (Công thức 6.14) Có độ bền tiếp xúc cho phép khi quá tải: [sH]max = 2,8 .sch = 2,8 . 450 = 1260 MPa. Có độ bền uốn cho phép khi quá tải: Bánh răng 1: [sF1]max = 0,8 sch1 = 0,8 . 580 = 464 MPa Bánh răng 2: [sF2]max = 0,8 sch1 = 0,8 . 450 = 360 MPa. IV - Tính toán bộ truyền bánh răng nghiêng. a-Xác định sơ bộ khoảng cách trục: Do bộ truyền ăn khớp ngoài nên theo công thức 6.15a trang 96 ta có: aw= Ka(u +1) Trong đó : Ka _ hệ số phụ thuộc vật liệu của cặp bánh răng và loại răng, với răng nghiêng ta có : Ka= 43 MPa1/3 ( theo bảng 6.5 trang 96) Do vị trí của bánh răng đối với các ổ trong hộp giảm tốc không đối xứng , ta chọn theo bảng 6.6 trang 97 ta có Yba = 0,3. Theo công thức 6.16 trang 97 ta có : Ybd= 0,53Yba(u + 1) = 0,53 . 0,3 . (3,9 + 1) = 0,779 Theo bảng 6.7 trang 98 ta có : KHb= 1,08 :Hệ số xét đến sự phân bố không đều Tải trọng trên bề rộng vành răng. ị aw= 43( 3,9 + 1) 198,1 ( mm) Lấy aw= 200 mm. b-Xác định các thông số ăn khớp: + Xác định môđun : m = (0,01 á0,02) . aW (Công thức 6.17) ị m = 1,9 á 3,8. Theo quan điểm thống nhất hoá trong thiết kế chọn môđun tiêu chuẩn mn = 3. + Xác định góc nghiêng, chọn sơ bộ : b = 100, có cosb = 0,9848. * Số răng bánh nhỏ : z1 = (Công thức 6.31) ị z1 = = 26,8 (răng). Lấy z1 = 27 răng. * Số răng bánh lớn : z2 = z1 . u = 27 . 3,9 = 105,3 (răng) . Lấy z2= 106 răng. Từ đó ta có: Tỷ số truyền thực tế là : u1= um= z2/z1= 106 / 27 = 3,925 aw= mm # aw= 200 mm Do đó ta phải dịch chỉnh bằng cách ta thay đổi góc nghiêng b : cosb = m . (Công thức 6.18) = 2,5= 0,9975 ị Góc nghiêng của răng: b = 12,63 0 Xác định hệ số dịch chỉnh Nhờ có góc nghiêng nên không cần dịch chỉnh để đảm bảo khoảng cách trục cho trước do đó theo công thức 6.9 (Tính toán thiết kế 1) ta có hệ số dịch chỉnh x1 =x2 =0. c-Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: Điều kiện để bánh răng trụ răng nghiêng đảm bảo bền khi làm việc là ứng suất tiếp xúc trên mặt răng khi làm việc: theo 6.33 sH = ZM*ZH*ZeÊ [sH] (Công thức 6.33). Trong đó: + ZM : Hệ số kể đến cơ tính của vật liệu bánh ăn khớp. Theo bảng 6.5 trang 96, vật liệu của hai bánh răng đều là thép ị ZM = 274 (MPa)1/3 +ZH : Hệ số kể đến hình dạng của bề mặt tiếp xúc, có : ZH = (Công thức 6.34) Trong đó : bb: Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở, có : tgbb =cosat . tgb (Công thức 6.35) đối với bánh răng nghiêng không dịch chỉnh, có : at == arctg( với a = 200.(TCVN) at = arctg( = 20,450 tgbb = cos20,450 . tg12,630 = 0,209 bb =11,80. ZH = = 1,66. Có KHb = 1,08. Từ đó ta có: + bW : Chiều rộng vành răng, có bW = yba . aW = 0,3 .200 = 60 (mm). Lấy bw= 60 mm. + Ze : Hệ số xét đến sự trùng khớp. Có hệ số trùng khớp dọc: eb = = = 1,4 >1. Như vậy: Ze = (Công thức 6.36c trang 105). ea : Hệ số trùng khớp. Có : ea = (Công thức 6.38). ea = = 1,7. ịZe = = 0,766 +dW1 : Đường kính vòng lăn bánh nhỏ, có: dW1 = (Công thức trong bảng 6.11). dW1 = = 81,6 (mm). Vận tốc dài của vành răng. Có : v = (CT 6.40) v = Theo bảng 6.13, dùng cấp chính xác 9.Chọn cấp chính làm việc êm là 8. + KH : Hệ số xét đến tải trọng khi tính về tiếp xúc. Theo 6.39 ta có: KH = KHb . KHa . KHV. *KHb : Hệ số xét tới sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng, KHb = 1,08. *KHa : Hệ số xét tới sự phân bố không đều của tải trọng trên các đôi răng ăn khớp. Với v <2,5 cấp chính xác 9 , theo bảng 6.14 có KHa = 1,13. KHV : Hệ số xét đến ảnh hưởng của tải trọng động xuất hiện trên vùng ăn khớp. Có: KHV = 1+ (Công thức 6.41). Với nH = dH . go . v . ( Công thức 6.42) Theo bảng 6.15 và 6.16 ta có : dH = 0.002, go = 73. nH = 0,002 . 73 . 0,96 . = 1,02 < nHmax = 380. Trong đó nHmax = 380 là giá trị có được khi tra bảng 6.17. Từ các giá trị trên có : KHV = = 1,01. KH = KHb . KHa . KHV = 1,08 .1,13 .1,01 = 1,27. Có ứng suất tiếp xúc trên mặt răng: sH = 274 .1,66 .0,769 = 377,02 (MPa). + [sH] : ứng suất tiếp xúc cho phép. Có [sH] = 395,95Mpa Vậy sH < [sH] . Bánh răng đảm bảo độ bền tiếp xúc. d-Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn: Điều kiện bền uốn đối với bánh răng trụ: Công thức 6.43 và 6.44 ta có : sF1 = Ê [sF1] ; sF2 = sF1 Ê [sF2]. + KF : Hệ số tải trọng khi tính về uốn, ta có : KF = KFb . KFa . KFV (Công thức 6.45 trang 109). KFb : Hệ số xét đến sự phân bố tải trọng không đều trên vành răng khi tính về uốn. Theo bảng 6.7 : KFb=1,17. KFa : Hệ số xét đến sự phân bố tải trọng không đều cho một đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn. Theo bảng 6.14 ta có : KFa = 1,37. KFV : Hệ số xét đến ảnh hưởng của tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn. Có : KFV = 1+ (Công thức 6.46) Với : nF = dF . go . v . (Công thức 6.47) Theo bảng 6.15 và 6.16, có dF = 0,006 ; go = 73. ị nF = 0,016 .73 . 1,19 . = 9,92 Từ đó ta có: KFV = 1+ . Từ các giá trị tìm được, ta có KF = 1,17 . 1,37 . 1,107 = 1,77. + Y: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng. Có Y = với ea = 1,7. ị Y = = 0,592. + YF1,YF2 : Hệ số xét đến dạng răng, có số răng tương đương: zvn1 = ; zvn2 = ; ị zvn1 = ; zvn2 = Hệ số dịch chỉnh: x1 = 0 và x2=0 Theo bảng 6.18 có : YF1 = 3,80 ; YF2 = 3,60. + Có Yb : Hệ số kể đến độ nghiêng của răng, có : Yb = 1- Từ các giá trị tìm được ở trên có: sF1= ị sF2 = . Vậy sF1=67,7 MPa < [sF1] =195.5 MPa và sF2=66.03 MPa < [sF2] =180 MPa. Như vậy bánh răng thiết kế thoả mãn điều kiện bền uốn. e-Kiểm tra điều kiện quá tải: ứng suất tiếp xúc cực đại: sHmax = sH .Ê [sH]max. (Công thức 6.48). sFmax = sF . Kqt Ê [sF]max . (Công thức 6.49). Có Kqt: Hệ số quá tải, có: Kqt = Tmax/ T= 1,4 . Từ đó ta có sHmax= 395.45 x= 515,6 (MPa) < [sH]max= 1260 MPa. sF1max = sF1 . Kqt = 67.7 x1,7 = 118,4 MPa < [sF1]max = 272 MPa. sF2max = sF2 . Kqt = 66.03x 1,7 = 112.25 MPa < [sF2]max = 272 MPa. Như vậy bánh răng đảm bảo điều kiện quá tải. Các thông số và kích thước của bộ truyền Thông số Ký hiệu Giá trị Khoảng cách trục aW aW=200 mm. Môđun pháp m m = 3 Chiều rộng vành răng bW bW = 60 mm. Tỉ số truyền u u = 3,9 Góc nghiêng của răng b b = 12,630 Số răng bánh răng Z Z1 = 27 răng, z2 = 106 răng Hệ số dịch chỉnh x x1= 0 x2= 0 đường kính chia d d1 = 83 mm, d2 = 325.88 mm Đường kính lăn dW dW1 = 81,6 mm , dW2 = 318,7 mm Đường kính đỉnh răng da da1 = 89mm, da2 = 348,88 mm Đường kính đáy răng df df1 = 75,5 mm, df2 = 295,96 mm Góc prôfin gốc a a = 200 Góc prôfin răng at at = 20,450 Góc ăn khớp aW aW = 20,450 Hệ số ăn khớp ngang ea ea = 1,7 B. tính toán bộ truyền cấp nhanh bánh răng trụ răng Nghiêng Giữa trục 1 và trục 2 I- Chọn vật liệu. Từ đặc tính làm việc của hộp giảm tốc là va đập nhẹ, theo bảng 6.1 trang 92 chọn: +Với bánh nhỏ : Chọn thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241…285 có . +Với bánh lớn : Chọn thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192..240, có . II-Tỉ số truyền. +Tỉ số truyền bộ truyền bánh răng u2= 5,07 III-Xác định ứng suất cho phép ứng suất tiếp súc cho phép được xác định theo công thức: ZR.Zv.Kxh.KHL ZR :Hệ số xét đến độ nhám của răng làm việc . Zv: Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng. Kxh :Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răng . KHL:Hệ số tuổi thọ. :ứng suất tiếp súc cho phép ứng với chu kỳ cơ sở. +Căn cứ vào bảng 6.2 trang 94, với thép 45 tôi cải thiện, đạt độ rắn HB 180..350 có: , SH = 1,1. , SF = 1,75. : ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với chu kỳ cơ sở. SH,SF: Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn . +Chọn độ rắn bánh lớn(bánh 2) HB = 230 MPa. +Chọn độ rắn bánh nhỏ(bánh 1) HB = 245 MPa. + Có: = 2HB1+70 = 2 . 245+70=560 MPa. = 2HB2+70 = 2 . 230+70=530 MPa. = 1,8 . 245=441Mpa = 1,8 .230=414Mpa a-Xác định ứng suất cho phép: - Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc: NHO = 30 . H (Công thức 6.5 trang 93) - Có số chu kỳ ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc của bánh 1: NHO1 = 30 . 2452,4 = 1.7x 107 MPa - Có số chu kỳ ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc của bánh 2: NHO2 = 30 . 230 = 1.39x 107 MPa - Số chu kỳ ứng suất tương đương: NHE = Trong đó: + c : Số lần ăn khớp trong một vòng quay, có c = 1. + Ti,ni,ti : Lần lượt là Mômen xoắn, số vòng quay, số giờ làm việc ở chế độ thứ i của bánh răng đang xét. - Số chu kỳ thay đổi ứng suất tiếp xúc tương đương của bánh 2: NHE2 = NHE2 = Ta nhận thấy NHE2>NHO2 ị KHL2=1. (hệ số tuổi thọ) Tương tự suy ra NHE1>NHO1 ị Chọn KHL1 = 1 Ta có ứng suất tiếp xúc cho phép sơ bộ là : = (Công thức 6.1a) (SH - hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc - tra bảng 6.2) Vậy có ứng suất tiếp xúc của bánh nhỏ: = ==481,81 MPa. Do bộ truyền là bộ truyền bánh răng thẳng răng nghiêng nên theo( 6.12) = ==495,4 MPa < 1,25 [sH2] . b-Xác định ứng suất uốn cho phép: + Số chu kỳ ứng suất uốn tương đương: NFE = 60 . c . mF : Bậc của đường cong mỏi khi thử về uốn, có độ rắn mặt răng HB350, từ đó suy ra mF = 6. Các thông số còn lại có ý nghĩa như các thông số ở công thức tính ứng suất tiếp xúc cho phép ở phần trên. Có số chu kỳ ứng suất tương đương của bánh 2 NFE2 = NFE2 = Có NFE2 > NFO2 =4.106 ị Chọn KFL2 = 1 (NF02=4.106 với tất cả loại thép) Suy ra NFE1> NFO1ị Chọn KFL1=1 (KFL hệ số tuổi thọ) Có ứng suất uốn cho phép: [sF] = (Công thức 6.2a) KFC : Hệ số xét ảnh hưởng hệ đặt tải, do bộ truyền quay một chiều ị KFC = 1. Có ứng suất cho phép của bánh 1: [sF]1 = Có ứng suất cho phép của bánh 2: [sF]2 = c-ứng suất quá tải cho phép: Độ bền tiếp xúc khi quá tải: [sH]max = 2,8 .sch (Công thức 6.13) [sF]max = 0,8 . sch (Công thức 6.14) Có độ bền tiếp xúc cho phép khi quá tải: [sH]max = 2,8 .sch = 2,8 . 450 = 1260 MPa. Có độ bền uốn cho phép khi quá tải: Bánh răng 1: [sF1]max = 0,8 sch1 = 0,8 . 580 = 464 MPa Bánh răng 2: [sF2]max = 0,8 sch1 = 0,8 . 450 = 360 MPa. IV - Tính toán bộ truyền bánh răng nghiêng. a-Xác định sơ bộ khoảng cách trục: Do bộ truyền ăn khớp ngoài nên theo công thức 6.15a trang 96 ta có: aw= Ka(u +1) Trong đó : Ka _ hệ số phụ thuộc vật liệu của cặp bánh răng và loại răng, với răng nghiêng ta có : Ka= 43 MPa1/3 ( theo bảng 6.5 trang 96) Do vị trí của bánh răng đối với các ổ trong hộp giảm tốc không đối xứng , ta chọn theo bảng 6.6 trang 97 ta có Yba = 0,4. Theo công thức 6.16 trang 97 ta có : Ybd= 0,53Yba(u + 1) = 0,53 . 0,4 . (5,07 + 1) = 1,214 Theo bảng 6.7 trang 98 ta có : KHb= 1,13 :Hệ số xét đến sự phân bố không đều Tải trọng trên bề rộng vành răng. ị aw= 43( 5,07 + 1) 105,4( mm) Lấy aw= 110 mm. b-Xác định các thông số ăn khớp: + Xác định môđun : m = (0,01 á0,02) . aW (Công thức 6.17) ị m = 1,1 á 2,2. Theo quan điểm thống nhất hoá trong thiết kế chọn môđun tiêu chuẩn mn = 2,5. + Xác định góc nghiêng, chọn sơ bộ : b = 100, có cosb = 0,9848. * Số răng bánh nhỏ : z1 = (Công thức 6.31) ị z1 = = 24,5 (răng). Lấy z1 = 24 răng. * Số răng bánh lớn : z2 = z1 . u =24x5.07 = 121.68(răng) . Lấy z2= 121 răng. Từ đó ta có: Tỷ số truyền thực tế là : u1= um= z2/z1= 121/ 24 = 5.042 aw= mm # aw= 110mm Do đó ta phải dịch chỉnh bằng cách ta thay đổi góc nghiêng b : cosb = m . (Công thức 6.18) = 1,5= 0,988 ị Góc nghiêng của răng: b = 8,6 0 Xác định hệ số dịch chỉnh Nhờ có góc nghiêng nên không cần dịch chỉnh để đảm bảo khoảng cách trục cho trước do đó theo công thức 6.9 (Tính toán thiết kế 1) ta có hệ số dịch chỉnh x1 =x2 =0. c-Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: Điều kiện để bánh răng trụ răng nghiêng đảm bảo bền khi làm việc là ứng suất tiếp xúc trên mặt răng khi làm việc: theo 6.33 sH = ZM*ZH*ZeÊ [sH] (Công thức 6.33). Trong đó: + ZM : Hệ số kể đến cơ tính của vật liệu bánh ăn khớp. Theo bảng 6.5 trang 96, vật liệu của hai bánh răng đều là thép ị ZM = 274 (MPa)1/3 +ZH : Hệ số kể đến hình dạng của bề mặt tiếp xúc, có : ZH = (Công thức 6.34) Trong đó : bb: Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở, có : tgbb =cosat . tgb (Công thức 6.35) đối với bánh răng nghiêng không dịch chỉnh, có : at == arctg( với a = 200.(TCVN) at = arctg( = 20,220 tgbb = cos20,220 . tg8,60 = 0,142 bb =8,10. ZH = = 1,75. Có KHb = 1,13. Từ đó ta có: + bW : Chiều rộng vành răng, có bW = yba . aW = 0,4 .110 = 44 (mm). Lấy bw= 44 mm. + Ze : Hệ số xét đến sự trùng khớp. Có hệ số trùng khớp dọc: eb = = = 1,39 >1. Như vậy: Ze = (Công thức 6.36c trang 105). ea : Hệ số trùng khớp. Có : ea = (Công thức 6.38). ea = = 1,7. ịZe = = 0,766 +dW1 : Đường kính vòng lăn bánh nhỏ, có: dW1 = (Công thức trong bảng 6.11). dW1 = = 36,2 (mm). Vận tốc dài của vành răng. Có : v = (CT 6.40) v = Theo bảng 6.13, dùng cấp chính xác 9.Chọn cấp chính làm việc êm là 8. + KH : Hệ số xét đến tải trọng khi tính về tiếp xúc. Theo 6.39 ta có: KH = KHb . KHa . KHV. *KHb : Hệ số xét tới sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng, KHb = 1,13. *KHa : Hệ số xét tới sự phân bố không đều của tải trọng trên các đôi răng ăn khớp. Với v <2,5 cấp chính xác 9 , theo bảng 6.14 có KHa = 1,16. KHV : Hệ số xét đến ảnh hưởng của tải trọng động xuất hiện trên vùng ăn khớp. CóKhv =1.02 (tra bảng p.23 tính toán thiết kế 1ứng với CCX9 Vận tốc v=2.7 (m/s) KH = KHb . KHa . KHV = 1,16 .1,13 .1,02 = 1,34. Có ứng suất tiếp xúc trên mặt răng: sH = 274 .1,75 .0,769 = 467.8 (MPa). + [sH] : ứng suất tiếp xúc cho phép. Có [sH] = 495,95Mpa Vậy sH < [sH] . Bánh răng đảm bảo độ bền tiếp xúc. d-Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn: Điều kiện bền uốn đối với bánh răng trụ: Công thức 6.43 và 6.44 ta có : sF1 = Ê [sF1] ; sF2 = sF1 Ê [sF2]. + KF : Hệ số tải trọng khi tính về uốn, ta có : KF = KFb . KFa . KFV (Công thức 6.45 trang 109). KFb : Hệ số xét đến sự phân bố tải trọng không đều trên vành răng khi tính về uốn. Theo bảng 6.7 : KFb=1,3. KFa : Hệ số xét đến sự phân bố tải trọng không đều cho một đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn. Theo bảng 6.14 ta có : KFa = 1,4. KFV : Hệ số xét đến ảnh hưởng của tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn có Kfv=1,04 (tra bảng p.23 tính toán thiết kế 1ứng với CCX9 Vận tốc v=2.7 (m/s) Từ các giá trị tìm được, ta có KF = 1,3. 1,4 . 1,04 = 1,893. + Y: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng. Có Y = với ea = 1,7. ị Y = = 0,592. + YF1,YF2 : Hệ số xét đến dạng răng, có số răng tương đương: zvn1 = ; zvn2 = ; ị zvn1 = ; zvn2 = Hệ số dịch chỉnh: x1 = 0 và x2=0 Theo bảng 6.18 có : YF1 = 3,9; YF2 = 3,6. + Có Yb : Hệ số kể đến độ nghiêng của răng, có : Yb = 1- Từ các giá trị tìm được ở trên có: sF1= ị sF2 = . Vậy sF1=98,6 MPa < [sF1] =360 MPa và sF2=91.3 MPa < [sF2] =1220 MPa. Như vậy bánh răng thiết kế thoả mãn điều kiện bền uốn. e-Kiểm tra điều kiện quá tải: ứng suất tiếp xúc cực đại: sHmax = sH .Ê [sH]max. (Công thức 6.48). sFmax = sF . Kqt Ê [sF]max . (Công thức 6.49). Có Kqt: Hệ số quá tải, có: Kqt = Tmax/ T= 1,4 . Từ đó ta có sHmax= 320 x= 417.2 (MPa) < [sH]max= 1260 MPa. sF1max = sF1 . Kqt =98.6x1,7 = 167,3 MPa < [sF1]max = 360MPa. sF2max = sF2 . Kqt = 91.3x 1,7 = 154.7 MPa < [sF2]max = 1260 MPa. Như vậy bánh răng đảm bảo điều kiện quá tải. Các thông số và kích thước của bộ truyền Thông số Ký hiệu Giá trị Khoảng cách trục aW aW=110 mm. Môđun pháp m m = 1.5 Chiều rộng vành răng bW bW = 44 mm. Tỉ số truyền u u = 5,07 Góc nghiêng của răng b b = 8,60 Số răng bánh răng Z Z1 = 24 răng, z2 =121 răng Hệ số dịch chỉnh x x1= 0 x2= 0 đường kính chia d d1 = 36.2 mm, d2 = 183.5 mm Đường kính lăn dW dW1 = mm , dW2 = mm Đường kính đỉnh răng da da1 = mm, da2 = mm Đường kính đáy răng df df1 = mm, df2 = mm Góc prôfin gốc a a = 200 Góc prôfin răng at at = 20,220 Góc ăn khớp aW aW = 20,220 Hệ số ăn khớp ngang ea ea = 1,7 C . Thiết kế bộ truyền ngoài – bộ truyền xích . i. chọn loại xích : Vì tải trọng nhỏ , vận tốc thấp , chọn xích con lăn . Nhờ có con lăn biến ma sát trượt giũa ống và răng đĩa bằng ma sát lăn giũa con lăn và răng đĩa do đó cho kết quả độ bền mòn của con lăn cao hơn xích ống. ii. xác định các thông số của xích và của bộ truyền . 1. Chọn số răng đĩa xích. Theo bảng 5.4 , với u = 2,5 , chọn z1= 25, do đó số răng đĩa lớn: z2 = u . z1= 2,5 . 25 = 62,5 . Chọn z2= 63 < zmax= 120 2. Xác định bước xích t: Theo công thức (5.3) , công suất tính toán: Pt= P . K . Kz . Kn Trong đó , Kz _ hệ số răng, với z01= 25 Kn _ hệ số số vòng quay , với n01= 50 vg/ph Ta có: K= K0KaKđcKbtKđKc (công thức 5.4). Theo bảng 5.6 ta có : - K0 _hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền, K0=1 (do góc tạo ra 00) - Ka _ hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích, Ka=1 (chọn a= (30-50).p - Kđc _hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích, Kđc= 1 ( trục không điều chỉnh được ). - Kbt _hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn , Kbt= 1,3 (môi trường có bụi , chất lượng bôi trơn II – bảng 5.7). - Kđ _ hệ số tải trọng động , Kđ= 1,5 (tải trọng va đập nhẹ ). - Kc _hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền , Kc=1,45 (làm việc 3 ca). Vậy : K = 1 . 1 . 1 . 1,3 . 1,5 . 1,45 = 2,83 . Ta có : Pt= 3,83 x 1,74 x 2,83 = 18,76 Kw Theo bảng 5.5 với n01=50 vg/ph , chọn xích 1 dãy có bước xích p= 50,8 mm thoả mãn điều kiện bền mòn : Pt < [P] = 22,9 Kw ; đồng thời theo bảng 5.8, t < tmax . 3. Xác định khoảng cách trục và số mắt xích. - Ta có khoảng cách trục : a = 30 . p = 30 . 50,8 = 1524 mm. - Theo công thức 5.12 , số mắt xích : x= Lấy số mắt xích chẵn x= 106 , tính lại khoảng cách trục theo công thức (5.13) : mm Để xích không chịu lực căng quá lớn , giảm a một lượng bằng mm, do đó a= 1540 mm. - Số lần va đập của xích : Theo (5.14) i= z1n1/(15x) = 25 . 28,73/(15 . 106) = 0,45 < [i] =15 bảng 5.9. iii. kiểm nghiệm về độ bền xích . Theo (5.15) : s = Q/ (kđFt + F0 + Fv). - Theo bảng 5.2, tải trọng phá hỏng Q = 226,8 KN = 226800 N, kđ= 1,2 ( tải trọng mở máy bằng 1,4 lần tải trọng danh nghĩa); v = z1pn1/ 60000 = 25 x50,8x28,73/ 60000 = 0,61m/s. q :trọng lượng một met xích Chọn q =9.7 Lực vòng Ft= 1000 P/v = 1000 x3.81 / 0.61 =6245.9 N. Lực căng do lực ly tâm sinh ra, Fv= q1v2 = 9.7 x 0,612 = 3.61 N. Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra, F0 Do bộ truyền nằm ngang , kf = 6 F0= 9,81 . kf . q1 . a = 9,81 x 6 x97 x1,540 = 879.3 N. Do đó : s = 226800 / ( 1,2 x6245.9 + 897.3 +3.61) = 27,07 Theo bảng 5.10 với n = 50 vg/ph , [s] = 7. Vậy s > [s] : bộ truyền xích đảm bảo đủ bền . iv. xác định các thông số của đĩa xích và lực tác đụng lên trục . 1. Xác định các thông số đĩa xích . Theo công thức (5.17) và bảng 14.4_b và bảng 5.2: Các thông số và kích thước của đĩa xích Thông số Ký hiệu Giá trị Đường kính vòng chia D d1=405,32 mm ; d2= 1019.14 mm Đường kính vòn