Đồ án Côn trụ xích đôi

- - phần thuyết minh - - a _ lời nói đầu Trong các hệ dẫn động cơ khí thường sử dụng các bộ truyền bánh răng hoặc trục vít dưới dạng một tổ hợp đặc biệt gọi là hộp giảm tốc. Hộp giảm tốc là cơ cấu truyền động bằng ăn khớp trực tiếp , có tỉ số truyền không đổi dùng để giảm vận tốc góc và tăng mô men xoắn. Hộp giảm tốc bánh răng côn trụ hai cấp dùng để truyền chuyển động quay và mô men xoắn của hai trục giao nhau,góc giữa các trục thường là 90 0 . Hộp giảm tốc bánh răng côn trụ thường có nhược điểm là : +, Giá thành chế tạo đắt ,do phải có dao và có máy chuyên dùng để chế tạo bánh răng côn, ngoài đảm bảo dung sai về kích thước và răng, còn đảm bảo dung sai về góc giữa các trục. +, lắp ghép khó khăn ,do hộp giảm tốc bánh răng côn trụ rất nhạy cảm với những sai số khi chế tạo. +, khối lượng và khích thước lớn so với hộp giảm tốc bánh răng trụ . b . tính toán động học hệ dẫn động phần I : động học hệ băng tải 1. Chọn động cơ a,Xác định công suất cần thiết của động cơ Công suất tương đương xác định theo công thức : P =b; Trong đó : +,Công suất công tác Pct : P ct = KW Với : v =0.51m/s_vận tốc băng tải; 2F=6100 _Lực kéo băng tải; +, Hiệu suất hệ dẫn động h : h = ế hnib . Theo sơ đồ đề bài thì : h =hk.h4ôl.hbrcôn. hbrtrụ.hx; Tra bảng( 2.3)Ttttkhdđ cơ khí_tập1 , ta được các hiệu suất: hk=1 _ là hiêu suất nối trục. hol= 0,992 _ là hiêu suất một cặp ổ lăn; hbrcôn= 0,97_là hiệu suất một cặp bánh răng côn; hbrtrụ =0.97 _là hiệu suất một cặp bánh răngtrụ; hx = 0,91 _ là hiệu suất bộ truyền xích để hở ; h = 1. 0,9924. 0,97.0,97. 0,912 = 0,7545 ; +, Hệ số truyền đổi b : b = Công suất tương đương Ptđ được xác định bằng công thức: Ptđ =3,834kw; b, Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ điện. Chọn sơ bộ tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống là uc .Theo bảng 2.4, truyền động bánh răng trụ hộp giảm tốc đồng trục2 cấp, truyền động xích (bộ truyền ngoài): Uc= usbh. usbx; usbh _tỉ số truyền sơ bộ hộp giảm tốc ; usbh =(12..20); usbx _ tỉ số truyền sơ bộ của xích ; usbx =(2.5..3); Uc=(12..20).(2.5..3)= 30..60 ; +, Số vòng quay của trục máy công tác là nlv : nlv = = 31.42 vg/ph Trong đó : v : vận tốc băng tải; v = 0,51 m/s ; D : đường kính băng tải ; D=310 mm ; Số vòng quay sơ bộ của động cơ nsbđc: nsbđc = nlv . usb = 31,42(30..60) = (942,6..1885,2) vg/ph ; Ta chọn số vòng quay đòng bộ : nđb=1500 v/ph ; c, Chọn động cơ Chọn động cơ phải thỏa mãn điều kiện : Pđc Ptđ , nđc ằ nsb và _hệ số quá tải; Từ kết quả : ; ; Theo bảng phụ lục P 1.3_ Ttttkhdđ cơ khí_tập1,Ta chọn động cơ kí hiệu:4A112M4Y3 +,Các thông số kĩ thuật của động cơ 4A112M4Y3 như sau : Pđc =5,5 kw ; nđc =1425 vg/ph ; cosj=0,85 ; n %= 85.5 ; ; Tra( bảng 17)_ Ttttkhdđ cơ khí_tập1,có: Đường kính trục động cơ :d T=32 mm ; Khối lượng : m=56 kg; Kết luận động cơ 4A112M4Y3 có kích thước phù hợp với yêu cầu thiết kế. 2. PHÂN PhốI Tỷ Số TRUYềN Ta đã biết: Uc= usbh. usbx _Tỷ số truyền chung +,Chọn uxích = 3 ị uhộp = ; +, Uh= u1. u2 Trong đó : u 1 : Tỉ số truyền cấp nhanh cặp bánh răng côn ; u2 : Tỉ số truyền cấp chậm cặp bánh răng trụ ; Theo kinh nghiệm bộ truyền côn trụ : u1=(0,25..0,28). Uh; +,Chọn : u1 =4.2; u2=3.6; 3, Xác định các thông số trên các trục. a, Công suất tác dụng lên các trục +, Công suất tác dụng trên trục công tác : kw công suất tác dụng lên từng trục công tác : P’ct== 1,55 kw +, Công suất tác dụng lên trục III : P3= = = 3,58 kw +, Công suất tác dụng lên trục II : P2= == 3,72 kw +, Công suất tác dụng lên trục I : P1= = = 3,835 kw b, số vòng quay trên các trục : +, Tốc độ quay của trục I : n1 = nđc = 1425 vg/ph +, Tốc độ quay của trục II : n2 = = = 339 vg/ph +, Tốc độ quay của trục III : n3 = = = 94,2 vg/ph +, Tốc độ quay của trục công tác: nct= =31,4 vg/ph c, Mô men xoắn trên các trục : Ti = 9,55.106. Trục I : T1= 9,55. 106. N.mm. Trục II : T2 = 9,55. 106. N.mm Trục III :T3= 9,55. 106. N.mm. Mô men tác dụng lên 2 đầu trục III : T’3= = 181369 N.mm Mô men tác dụng lên từng trục công tác: Tct = 9,55. 106. = 9,55.106 = 471417 N.mm. 4,bảng tổng kết Trục Thông số Trục động cơ I II III Công tác Khớp U1 = 4,2 U2 = 3,6 Ux =3 P(kW) 3,83 3,72 3,58 1,55 n (vg/ph) 1425 1425 339 94,2 31,4 T(N.mm) . . . . . . . . 25702 104796 181369 471417 Ta lập được bảng kết quả tính toán sau: Phần II : TíNH TOáN THIếT Kế CHI TIếT MáY I,TíNH Bộ TRUYềN BáNH RĂNG TRONG HộP GIảM TốC A.Tính toán bộ truyền cấp nhanh (bánh răng côn). 1.Chọn vật liệu. Để thống nhất hoá vật liệu , chọn vật liệu hai cấp(cấp nhanh và cấp chậm) như nhau ; theo bảng (6.1)tttk hdđ cơ khí tập 1; với chế độ làm việc chịu va đập vừa, ta chọn vật liệu: Bánh nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241 . . 285 Có : sb1 = 850 MPa ; sch 1 = 580 MPa. Bánh lớn : Thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192 . . 240 Có : sb2 = 750 Mpa ; sch 2 = 450 MPa. 2. Xác định ứng suất cho phép . +, ứng suất tiếp xúc cho phép : ; +,ứng suất uốn cho phép : ; Tính sơ bộ chọn : ZRZVKxH = 1 ị ; YRYSKxH = 1 và KFC =1 (do đặt tải một chiều) ị; +, Dựa vào bảng (6.2) tttk hdđ cơ khí tập 1 ,với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn bề mặt 180 . . 350 HB ,ta chọn độ rắn bề mặt : Bánh nhỏ HB = 245 Bánh lớn HB = 230 ị soHlim1 = 2.HB 1+ 70 = 2.245 + 70 = 560 Mpa ; soFlim1 = 1,8.HB1 = 1,8 . 245 = 441 Mpa ; ị soHlim2 = 2.HB1 + 70 = 2. 230 + 70 = 530 Mpa ; soFlim2 = 1,8 . HB1 = 1,8 . 230 = 414 Mpa ; +, KHL, KFL : là hệ số tuổi thọ xác định theo công thức : KHL= KFL= Với : mH ;mF : là bậc đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn ,do HB < 350 đ mH = 6. NHO: Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc. NHO1 =30 . NHO2 =30 . NFO : số chu kì ứng suất cơ sở khi thử về uốn : NFO = 4.106 ; NHE ;NFE : số chu kì thay đổi ứng suất tương đương : ; ; ị NHE1 > NHO1 => KHL1 = 1 NHE2 > NHO2 => KHL2 = 1 ị NFE1 > NFO => KFL1 = 1 NFE2 > NFO => KFL2 = 1 +, SH ;SF : Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn, tra bảng (6.2)@ ,to có SH =1,1. SF =1,75. Thay vào ta được : +, ; ị [sH]1 = ; [sH]2= +,; ị [sF]1 = ; [sF]2= ; +, ứng suất quá tải cho phép : [sH]max=2,8. sch ị [sH]max1=2,8.580 = 1624 Mpa ; [sH]max2=2,8.450 = 1260 Mpa ; [sF]max= 0,8.sch ị [sF]max1= 0,8.580 = 464 Mpa ; [sF]max2=0,8.450 = 360 Mpa ; 3. Tính toán thông số của cấp nhanh Vì bộ truyền là bộ truyền bánh côn răng thẳng nên : a,xác định sơ bộ chiều dài côn ngoài Revà đường kính chia ngoài de Theo công thức (6.52a),ta có chiều dài đường kính chia ngoài của bánh nhỏ (bánh chủ động): Re = ; Trong đó: +, KR : hệ số phụ thuộc bánh răng và loại răng,với bộ truyền bánh côn răng thẳng bằng thép đ KR = 0,5.Kd = 0,5.100 =50 MPa1/3 (do Kd = 100 Mpa1/3 ) ; +, KHb : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng bánh răng côn ; Kbe _hệ số chiều rộng vành răng , Kbe= = 0,25…0,3 ,do u1 = 4,2 > 3 đ Kbe = 0,25 ; Theo bảng 6.21 , với: Kbe.u1/( 2 - Kbe) = 0,25.4,2/(2 – 0,25) = 0,6 ;ổ đũa ; ta được : KHb = 1,13 ; +, T1 =25702 Mpa _mômen xoắn trên trục I ; +, [sH]=481,8 Mpa ; Vậy : Re = +, Đường kính chia ngoài của bánh răng côn chr động là : b, Xác định các thông số ăn khớp : +, Số răng bánh nhỏ : Từ de1 =54,2 mm và tỉ số truyền u1 = 4,2 ,tra bảng (6.22) ,ta có :z1p =15,9 ; Với : HB 1,HB1 < HB 350 ; ị z1 = 1,6.z1p = 1,6.15,9 = 25,44 , chọn z1 =25 răng ; dựa vào bảng (6.22) tttk hdđ cơ khí tập 1 ; chọn hệ số dịch chỉnh đối xứng : x1 =0,3 ; x2 =- 0,3 ; +, Đường kính trung bình và mô đun trung bình : dm1 = ( 1- 0,5.Kbe)de1 = (1- 0,5.0,25).54,2 = 47,425 mm mtb=dm1/z1 = 47,425/25 = 1,9 mm +, Mô đun vòng ngoài ;theo (6.56) : mte = mtb/(1- 0,5Kbe) = 1,9/(1- 0,5.0,25) = 2,17 mm Theo bảng( 6.8) tttk hdđ cơ khí tập 1, lấy theo trị số tiêu chuẩn: mte = 2,25 mm ; Do đó : Mô đun trung bình tính lại là: mtb = mte.(1 – 0,5.Kbe) = 2,25.(1- 0,5.0,25) =1,97 mm Đường kính trung bình tính lại là: dm1= mtb .z1 =1,97.25 =49,25 mm ; Đường kính chia ngoài : dm1= mte .z1 =2,25.25 = 56,25 mm ; +, Số răng bánh lớn : z2 = u1.z1 = 4,2. 25 = 105 . Lấy z2 = 105 răng Tỷ số truyền thực là : u1 = z2/z1 = 105/25 =4,2 +,Góc côn chia: d1 = arctg(z1/z2) = arctg(25/105) = 13023’33’’ d2 = 90 - d1 = 76036’27’’ +, Chiều dài côn ngoài : Re = 0,5.mte 0,5.,2,25. 121,4 mm +,Đường kính chia ngoài của bánh răng côn lớn : d e2 = z2.mte =105. 2,25 = 236,25 mm 4. Kiểm nghiệm bộ truyền răng côn : a, ứng suất tiếp xúc : Theo công thức (6.58) : sH = [sH] ;(1) Trong đó : +, ZM : hệ số kể đến cơ tính của vật liệu bánh răng ăn khớp ,vật liệu thép-thép , tra bảng (6.5 ),ta có : ZM =274 MPa1/3 +, ZH :hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, tra bảng (6.12) ; ta có : ZH =1,76 (với b=0 và x1 + x2 =0 ); +,Ze :hệ số kể đến sự trùng khớp của răng : Theo (6.59a) , bánh răng côn thẳng : Ze = = ; trong đó: theo (6.60) có ; (do ) ea = [1,88 – 3,2(1/z1 + 1/z2)]cosbm = [1,88 – 3,2(1/25 + 1/105)].1 = 1,721 +, KH :hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc ; Theo (6.61) : KH = KHb.KHa.KHn Với : KHb - hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng ; tra bảng (6.21), ta được : KHb =1,13 ; KHa - hệ kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng động thời ăn khớp; bánh răng côn thẳng KHa = 1; KHV – hệ số kể đến tải trọng xuất hiện trong vùng ăn khớp ; KHV =1 + nH .b.dm1 /(2.T1 . KHb . KHa ); Trong đó : Vận tốc vòng : v = p.dm1.n1/60.1000 = 3,14.49,25.1425/60.1000 = 3,675 m/s Theo bảng (6.13) tttk hdđ cơ khí tập 1 ,dùng cấp chính xác 8 . Theo bảng (6.15) tttk hdđ cơ khí tập 1 ,: dH =0,006 (răng thẳng không vát đầu răng ), Theo bảng (6.16) tttk hdđ cơ khí tập 1 ,với cấp chính xác 8, tra được g0 = 56 ; Theo công thức (6.64), ta có: nH =dH.g0.v. tra bảng (6.17) có : nH < nmax ; +, b_chiều rộng vành răng ; b = Kbe.Re = 0,25.121,4 = 30,35 mm , chọn b= 30 mm ; ị Theo công thức (6.63): KHn =1+nH.b.dm1/(2.T1.KHb.KHa) = 1 + 9,642. 30. 49,25/(2.25702.1,13.1) = 1,245 ; Do đó : KH = 1. 1,13. 1,245 = 1,407 Thay các giá trị vừa tính vào (1) ta có : sH = MPa ; +, Tính chính xác ứng suất cho phép v< 5 m/s nên : Zv= 1; Ra = 2,5…1,25 mm nên : ZR= 0,95 da<700 mm nên : KXH= 1 [sH]= 481,8. 0,95. 1. 1 = 457,7 MPa ; Vậy: [sH]<sH ị tăng chiều rộng vành răng b=35 mm ;ta được :sH= 433 Mpa Như vậy : [sH]>sH ị cặp bánh răng côn thỏa mãn bền tiếp xúc ; 5. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn : Theo công thức ( 6.65) : sF1 = ; trong đó : +, T1 = 25702 Nmm_ mômem xoắn trên trục chủ động ; +, mtm = 1,97 mm_ môđun pháp trung bình ; +, b=35 mm _ chiều rộng vành răng ; +,dm1 =49,25 mm_ đường kính trung bình của bánh chủ động ; +,Yb _hệ số kể đến độ nghiêng của răng ; Yb =1(do răng thẳng) ; +, với ea=1,721 đ Ye =1/ea =0,58 ; +, YF1 :hệ số dạng răng ,tra bảng (6.18)@ ,ta có : YF1 =3,57 ; YF2=3,55(với x1 = 0,3); +, KF _hệ số tải trọng khi tính về uốn : KF = KFb .KFa .KFv ; KFb :hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng ; KFb =1,16 KFa: hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp tra bảng (6.14) tttk hdđ cơ khí tập 1 , ta được : KFa = 1,09 ; KFV: hệ số tải trọng động suất hiện trong vùng ăn khớp : KFn =1+nF.b.dm1/(2.T1.KFbKFa ) Theo 6.64 : Trong đó : dF = 0,016 bảng (6.15) g0 = 56 bảng(6.16) ị ; Do đó : KFv = 1 + 25,7.35.49,25/(25702.1,16.1,09 ) =1,68 ; KF = 1,16. 1,09. 1,55 = 2,12 ; ịTa được: sF1 = MPa < [sF1] = 252 Mpa ; sF2 = sF1 .YF2/YF1=82,1. 3,55/3,57= 81,6 Mpa<[sF2] = 236,5 Mpa ; Như vậy:điều kiện bền uốn được đảm bảo . 6. Kiểm nghiệm răng về quá tải : Theo (6.48) ,với hệ số quá tải : Kqt = 1,6 : sHmax = sH. MPa < [sH] max =1260 Mpa Theo (6.49) : sF1max = sF1.Kqt = 82,1. 1,6 = 113,4 MPa < [sF1] max= 464 Mpa sF2max = sF2.Kqt = 81,6. 1,6 = 103,56 MPa < [sF2] max =360 Mpa ị thoả mãn ; 7. Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng côn : Chiều dài côn ngoài Re = 121,4 mm Mô đun vòng ngoài mte = 2,25 mm Chiều rộng vành răng b = 35 mm Tỷ số truyền um= 4,2 Góc nghiêng của răng b = 0 Số răng bánh răng z1 =25 , z2 = 105 Hệ số dịch chỉnh chiều cao x1 = 0,3 , x2 = - 0,3 Theo các công thức trong bảng 6.19 tính được : Đường kính chia ngoài de1 = 56,25 mm , de2 = 236,25 mm Góc côn chia d1 =13023’33’’, d 2 =76036’27’’ Chiều cao răng ngoài he = 4,59 mm Chiều cao đầu răng ngoài hae1 = 2,925 mm , hae2 = 1,575 mm Chiều cao chân răng ngoài hfe1 = 2,025 mm , hfe2 = 3,357 mm Đường kính đỉnh răng ngoài dae1 = 61,94 mm , dae2 = 236,98 mm +, Tính lực ăn khớp: Fr1 = Fa2 = Ft1.tga.cosd1 = 1043,7. tg20o .cos13o 23’33’’= 369,5 N; Fa1 = Fr2 = Ft1.tga.sind1 = 1043,7. tg20o .sin13o 23’33’’= 88 N ; B.Tính bộ truyền cấp chậm bánh răng trụ răng thẳng 1.Chọn vật liệu : Do thống nhất hoá vật liệu nên chọn vật liệu cấp chậm như đối với cấp nhanh ( cặp bánh răng côn) : Bánh nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241 . . 285 Có : sb1 = 850 MPa ; sch 1 = 580 MPa. Bánh lớn : Thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192 . . 240 Có : sb2 = 750 Mpa ; sch 2 = 450 MPa. ă Xác định ứng suất cho phép : +, ứng suất tiếp xúc cho phép : ; +,ứng suất uốn cho phép : ; Tính sơ bộ chọn : ZRZVKxH = 1 ị ; YRYSKxH = 1 và KFC =1 (do đặt tải một chiều) ị; Vì cùng vật liệu và số vòng quay bánh trụ nhỏ bằng số vòng quay bánh côn lớn (vì cùng lắp trên trục).Do đó ta có: NHo3= 1,62.107 NHo4= 1,40.107 NHE3=NHE2= 27,4.107 ---> NHE4= NHE3/u2= 7,61.107 ị KHL3 = 1 KHL4 = 1 NFE3=NFE2=24,2.107 ---> NFE4=NFE3/u2= 6,72.107 (NFO= 4.107 ) ị KFL3 = 1 KFL4 = 1 +, ứng suất tiếp xúc và uốn cho phép : [sH]1=509 Mpa [sF]1= 252 Mpa [sH]2=481,8 Mpa [sF]2=236,5 Mpa +, ứng suất quá tải cho phép : [sH]max1 = 1624 Mpa [sF]max1= 464 Mpa [sH]max2= 1260 Mpa [sH]max2= 360 Mpa 2. tính toán các thông số của cấp chậm Bộ truyền bánh trụ răng thẳng : +, Xác định sơ bộ khoảng cách trục: aw2 = Ka(u2+1) Với: T2: Mômen xoắn trên trục bánh chủ động, N.mm ; T2 = 104796 Nmm Ka: Hệ số phụ thuộc vào vật liệu cặp bánh răng và loại răng . Theo bảng( 6.5) tttk hdđ cơ khí tập 1,ta có : K a= 49,5 KHb : Hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng; Hệ số Yba = bw/aw là hệ số chiều rộng bánh răng theo bảng 6.6 do bộ truyền đặt đối xứng nên chọn Yba = 0,3 ; Theo (6.16) tttk hdđ cơ khí tập 1 : ybd =0,53 yba(u2+1) = 0,53.0,3(3,6 +1 ) = 0,7314 Tra bảng(6.7) tttk hdđ cơ khí tập 1 , ta có: KHb = 1,03 Thay số ta định được khoảng cách trục : aw2= 49,5.(3,6+1). 171,92 mm Lấy aw2 = 170 mm +, Các thông số ăn khớp: Mô đun pháp : m = ( 0,01 á 0,02 ) aw2 = 1,70 á 3,40 mm Theo dãy tiêu chuẩn bảng 6.8 ; chọn m = 2,5 mm Số răng bánh nhỏ (bánh 3) : Z3 = 2 aw2 / m(u2+1) = 2.170/ 3.(3,6 + 1) = 29,56 răng ta lấy Z3 = 30 răng Số răng bánh lớn (bánh 4) : Z4 = u2.Z3 = 3,6. 30 = 108 răng ị Do vậy tỷ số truyền thực : um = Z4/ Z3 = 108/30 = 3,6 Tính lại : aw2= m(Z3+Z4)/2=2,5.(108+30) /2= 172,5 mm Chọn aw2 = 170 mm ,do đó để đảm bảo khoảng cách trục cần dịch chỉnh : ịKY =1000.y/zt =1000(-1)/138=-7,2 dựa vào bảng 6.10a ,được Kx =- 0,35 ịDy = Kx.zt /1000 = - 0,05 Tổng dịch chỉnh : Xt =Y+ Dy = -1,05 vậy hệ số dịch chỉnh : X2 = Xt- X1 =(-1,05)-(-0,5) = - 0,55 Góc ăn khớp : cos atw= Zt .m .cos a/(2. aw)=138. 2,5. cos20o/(2. 170) ịatw =17o 32’20’’ +, Chiều rộng bánh răng : bw = yba .aw = 0,3. 170 = 51 mm ; chọn b =55 mm +, Chiều rộng vành răng : dw3 = m. Z3 = 2,5. 30 = 75 mm dw4 = m .Z4 = 2,5. 108 = 270 mm +, Lực ăn khớp : khi ăn khớp lực ăn khớp được chia làm 2 thành phần : Ft3 = Ft4 =2.T2 /dw3 =2.104796/75 = 2793,8 N Fr3 = Fr4 = Ft3. tgatw /cosb = 2793,8. tg(17o 32’20’’)/cos0o =883 N 3. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc. Yêu cầu cần phải đảm bảo sH [sH] Theo công thức (6.33) : sH = ZM ZH Ze Trong đó : - ZM : Hệ số xét đến ảnh hưởng cơ tính vật liệu;tra bảng 6.5 @, ta có : ZM =274 Mp1/3 ZH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc; ZH = = = 1,865 Ze : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng; ea = [1,88 – 3,2(1/z3 + 1/z4)]cosb ; ea = 1,88 – 3,2(1/30 + 1/108) = 1,74 ị Ze = = = 0,87 - KH : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc; KH = KHb. KHVKHa ; KHb :hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc ;tra bảng 6.7, được KHb = 1,03; KHa =1_hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp KHV : hệ số tải trọng động trong vùng ăn khớp với : m\s vì v < 4 m/s tra bảng 6.13 (trang 106) chọn cấp chính xác 9 (tra bảng 6.15 răng thẳng không vát đầu được :dH =0,006 ) (tra bảng 6.16 cấp chính xác là cấp 9 được :go =73 ) ị ị KH =1,03. 1 . 1,076 = 1,108 - bw : Chiều rộng vành răng.b =55 mm - dw3 : Đường kính vòng chia của bánh chủ động; dw3 =75 mm -TII = 104769 Nmm ; sH = 274.1,865.0,87. = 434 MPa ; +, Tính chính xác ứng suất cho phép v< 5 m/s nên : Zv= 1; Ra = 2,5…1,25 mm nên : ZR= 0,95 da<700 mm nên : KXH= 1 [sH]= 481,8. 0,95. 1. 1 = 457,7 MPa ; Như vậy : sH < [sH] ị Vậy điều kiện tiếp xúc được đảm bảo . 5. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn. Yêu cầu: sF [sF] ; Theo công thức 6.43 (sách tính toán thiết kế ... T1) sF3 = 2.T2 KFYeYbYF3/( bwdw3.m) [sF] ; trong đó : +, T2 = 104769 Nmm +, KF = .KFb.KFa.KFV Theo bảng 6.7 tttk hdđ cơ khí tập 1,ta có KFb = 1,07 Bánh trụ răng thẳng : KFa = 1 Theo bảng 6.15 => dF =0,016 => ị vậy : KF = KFb.KFa.KFV = 1,07.1.1,19 = 1,27 +, Ye :hệ số trùng khớp của răng ; Với ea = 1,74 ị Ye = 1/ea = 1/1,74 = 0,57 +, Yb = 1 +,Tra bảng 6.18 ,ta có: YF3= 3,4 (với Z3 =30 , x1 =- 0,5 ) YF4= 3,52 (với Z4 =108 , x2 =- 0,55 ) ị ứng suất uốn : sF3 = 2.104769.1,27. 0,57.1. 3,4 / (55. 75. 3) = 50 MPa; sF4 = sF3 . YF4 / YF3 = 50. 3,52/3,4 = 51,8 MPa; sF3 < [sF3] = 252 MPa, sF4< [sF4] = 236,5 MPa; Vậy độ bền uốn được thoả mãn 6, kiểm nghiệm răng về quá tải : Hệ số quá tải : Kqt =Tmax/T = 1,6 sHmax = sH. MPa < [sH] max =1260 Mpa Theo (6.49) : sF1max = sF1.Kqt = 50. 1,6 = 80 MPa < [sF1] max= 464 Mpa sF2max = sF2.Kqt = 51,8. 1,6 = 82,9 MPa < [sF2] max =360 Mpa Kết luận : Bộ truyền cấp chậm làm việc an toàn. 6.Các thông số và kích thước của bộ truyền : Khoảng các trục aw2 = 170 mm Mô đun pháp m = 2,5 mm Chiều rộng vành răng bw = 55 mm Tỷ số truyền um = 3,6 Góc nghiêng của răng b =0 Góc ăn khớp : atw =17o 32’20’’ Số răng bánh răng z3 = 30 , z4 = 108 răng Hệ số dịch chỉnh x3 = - 0,5 ; x4= - 0,55 Theo các công thức trong bảng 6.11 ta tính được : Đường kính vòng chia d3 = 75 mm , d4 = 270 mm Đường kính đinh răng da3 =77,7 mm , da4 = 272,5 mm Đường kính đáy răng df3 =71,25 mm , df4 = 261 mm ă Kiểm tra điều kiện bôi trơn của hộp giảm tốc: Điều kiện bôi trơn: -da2: Đường kính của bánh bị dẫn của bộ truyền cấp nhanh. -da4: Đường kính của bánh bị dẫn của bộ truyền cấp chậm. da4 =272,5 mm; dae2 = 236,25 mm ị c = = 1,15 Vậy bộ truyền thoả mãn điều kiện bôi trơn ă Kiểm tra điều kiện kết cấu của hộp giảm tốc: ta có : aw= ++ trong đó d3 là đường kính trục III; là khe hở giữa bánh răng côn lớn và trục III chọn = 15 khi đó d3= = = 39 mm =170 – 236,25/2- 39/2 = 32,375 mm Vậy hộp giảm tốc thỏa mãn điều kiện kết cấu. II. tính bộ truyền xích : Vì trục 3 kéo 2 xích như nhau nên chỉ tính toán cho một xích Các thông số ban đầu : P’= Kw ux = 3 n3 =94,2 vg/ph 1.Chọn loại xích : Vì tải trọng nhỏ , vận tốc thấp nên ta chọn xích ống con lăn .xích ống con lăn có độ bền cao hơn xích ống và chế tạo không phức tạp như xích răng. Do đó được dùng phổ biến . 2.Xác định các thông số của xích và bộ truyền : +, Theo bảng 5.4 tttk hdđ cơ khí tập 1 ,với ux =3, chọn số răng đĩa nhỏ : ị Chọn Z1 = 25 +, Do đó số răng đĩa lớn là : Z2 = ux.Z1 = 3. 25 = 75 < Zmax =120(thoả mãn điều kiện xích ăn khớp đúng) +, 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=50/94,2 = 0,53 _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 = 1,79. 2,194. 1. 0,53 = 2,08 kW Theo bảng 5.5 tttk hdđ cơ khí tập 1 ,với n01=50 vg/ph , chọn bộ truyền xích một dãy có bước xích p = 25,4 mm;dc= 7,95 mm; B = 22,61 mm thoả mản điều kiện bền mòn: Pt < [P] = 3,2 kW đồng thời theo bảng 5.8 ,thoả mãn điêù kiện bước xích: p < pmax _Khoảng các trục sơ bộ : a = 40.p = 40.25,4 = 1016 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. 25,41021 mm Để xích không chịu lực căng quá lớn giảm khoảng cách trục đi một lượng : Da = 0,003a = 0,003. 1021 ằ 3 mm Vậy lấy: a = 1018 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 tttk hdđ cơ khí tập 1, ta có: Q = 56,7 kN ; q1 = 2,6 kg ; Hệ số tải trọng động: kđ = 1,7 do Tmm = 1,6.T1; Ft : lực vòng ; v = = 1 m/s Ft =1000P’/v = 1000.1,79/1 = 1790 N Fv :lực căng do lực li tâm gây ra Fv = q.v2= 2,6. 12 = 2,6 N F0 :lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động gây ra : F0 = 9,81.kf .q.a = 9,81.6.2,6. 1,018 = 156 N (hệ số độ võng: kf = 6 do bộ truyền nằm ngang) Do đó: S = = ị S >[S] = 8,2 (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)] = 25,4.[ 0,5 + cotg(p/25)] = 213,76 mm da2 = p.[0,5 + cotg(p/Z2)] = 25,4.[ 0,5 + cotg(p/75)] = 618,72 mm df1 = d1- 2r = 202,65 –2. 8,0297 = 184,6 mm df2 = 606,55 – 2.8,0297 = 590,5 mm (với r = 0,5025dl + 0,05 = 0,5025.15,88 + 0,05 = 8,0297 mm và dl =15,88 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 = 13.10-7.94,2.25,43.1 = 2 Hệ số tải trọng động : Kđ = 1,7 (bảng5.6) Hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích : Kr = 0,42 ( vì Z1 =25 ) Diện tích bản lề : A = 180 mm2 (tra bảng 5.12 với xích con lăn một dãy ) Môđun đàn hồi : E = 2,1.105 Mpa =440,3 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 =1,15.1790 = 2058,5 N (kx= 1,15 - do bộ truyền nằm ngang ); các thông số bộ truyền xích : Khoảng cách : a=1018 mm ; Bước xích : p = 25,4 mm Số răng : Z1=25 ; Z2 = 75 răng ; Số mắt xích : Xc=132 III. thiết kế trục Chọn khớp nối Do mômen xoắn nhỏ : T1=25702 Nmm và cần bù sai lệch trục : chọn loại nối trục vòng đàn hồi (có khả năng bù sai lệch, giảm va đập, chấn động, cấu tạo đơn giản) +, Tại trục I có mômen xoắn : Tt = k.T1= 1,3. 25702 33,4 Nm tra bảng 16.1, tttk hdđ cơ khí tập 1 : hệ số chế độ làm việc_k =1,2…1,5 ; chọn k = 1,3 +, Trục vào của hộp giảm tốc có đường kính : d = (0,81,2).dđc =(0,81,2).32 = 25,6 38,4 mm chọn đường kính chỗ nối trục vào của hộp giảm tốc : d = 28 mm Tra bảng 16.10a và 16.10b,dựa vào mômen xoắn T1 và đường kính d ta được : Kích thước của nối trục vòng đàn hồi : T = 63 (N.m) d = 28 (mm) D = 100 (mm) dm = 50 (mm) L = 124 (mm) l = 60 (mm) d1 = 48 (mm) Do = 71 (mm) Z = 6 nmax = 5700 B= 4 B1 = 28 l1 = 21(mm) D3 = 20 (mm) l2 = 20(mm) Bảng 16.10b kích thước cơ bản của vòng đàn hồi T = 63 (N.m) dc = 10 (mm) d1 = M8 D2 =15 (mm) l = 42 (mm) l1 = 20 (mm) l2 = 10 (mm) l3 = 15 (mm) h = 1,5 Kiểm tra độ bền của vòng đàn hồi : +Điều kiện về sức bền dập của vòng đàn hồi : với : dc=10 ; l3 =15 ; Do=71 ; z = 6 ; k= 1,3 = N/mm2< [] =(2…4) N/mm2 Vậy vòng đàn hồi thỏa mãn sức bền dập +Điều kiện sức bền của chốt : l0= l1+l2/2=20+10/2 = 25 mm ; suy ra = N/mm2 =(6080)N/mm2 Vậy chốt đủ điều kiện làm việc; 2. Thiết kế trục Số liệu cho trước: Số vòng quay n1= 1425 v/p