Đồ án Môn học chi tiết máy tính toán thiết kế hệ dẫn động tời kéo

BẢN THUYẾT MINH ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG TỜI KÉO -------------------------- ----------- Số liệu cho trước: 1.Lực kéo băng tải F = 8800 (N) 2. Vận tốc băng tải V = 0.65(m/s) 3. Đường kính tang D = 350 (mm) 4. Thời gian phục vụ lh = 20000 giờ 5. Số ca làm việc soca = 2 ca 6. Góc nghiêng đường nối tâm với bộ truyền ngoài: 30o 7. Đặc tính làm việc va đập êm. I. Tính thông số động học của hệ dẫn động: 1.Chọn động cơ điện : a. Xác định công suất: Công suất động cơ phải thoả mãn Pđ/c > Py/c Trong đó: Py/c  là công suất yêu cầu của động cơ Với *Pct Công suất trên trục công tác, theo CT(2.8)(2.10) và (2.11) (TL1) ta có Pct 5,72(kw) *β: Hệ số tải trọng tương đương, tính theo công thức: Thay số các giá trị Tmm = 1,4 T1 t1 = 4 h T2 = 0,7 T1 t2 = 4 h tCk=8 h => *η: Hiệu suất bộ truyền Tra bảng ta có: ηot hiệu suất của ổ trượt = 0,98 – 0,99 Chọn ηot = 0,98 ηol hiệu suất của ổ lăn = 0,99 – 0,995 ηol = 0,99 ηx hiệu suất của bộ truyền xích = 0,95 ηx = 0,95 ηbr hiệu suất của bánh răng trụ = 0,96 – 0,98 ηbr = 0,96 ηk = 0,99 – 1 ηk = 0,99 => η = 0,98 . 0,95 . 0,993 . 0,962 . 0,99 = 0,83 => vậy công suất yêu cầu là :Py/c = b. Xác định tốc độ đồng bộ: nđb nsb nsb = nct . usb Với * nct =nct :tốc độ trục công tác, tính theo công thức : D= 350 (mm): Đường kính tang. *usơ bộ = usbh . usbng +, usbng: tỷ số truyền bộ truyền ngoài(Bộ truyền xích) usbNg = 2—4, chọn Usbng = 3; +, usbh: tỷ số truyền sơ bộ của hộp. Theo bảng2.4, với truyền động bánh răng trụ hai cấp usbh = (8 – 40) , chọn usbh = 10 => usơ bộ = usbh . usbng = 10.3 =30 (Vòng/phút) =>nsb = 35,5.30 =1065(vòng/phút) =>Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ thuộc dải 1000 (Vòng/phút) Từ bảng 1-3[TL1] Chọn động cơ có ký hiệu : 4A132M6Y3 với các chỉ số như sau: 4A132M6Y3 2. Phân phối tỷ số truyền: a. Xác định tỷ số truyền chung: Mà Ta có Uh = U1.U2 U1,U2 là tỷ số truyền cặp bánh răng 1 và 2(cấp nhanh và cấp chậm)thường chọn U1>U2 b. Phân phối tỷ số truyền: Theo yêu cầu về bôi trơn chỗ ăn khớp của các cặp bánh răng trong hộp giảm tốc. Cụ thể là hai bánh răng lớn của hai cấp đều phải được bôi trơn, nhưng chú ý là bánh răng lớn của cấp nhanh do tốc độ quay lớn hơn nên phải ngập trong dầu ít hơn tránh lãng phí do tổn thất khuấy dầu. Theo kinh nghiệm ta chọn U1 = (1,2-1,3)U2 Với Uh = U1.U2 = 9,09 Do đó dựa vào đồ thị 3.18(Tl1) ta có thể phân phối sơ bộ tỷ số truyền như sau => 3. Tính toán các thông số động học : a. Công suất: Công suất Pi tính từ trục công tác về trục động cơ . Với hộp khai triển thường ta có : b. Tốc độ quay: Tốc độ quay tính từ trục động cơ đến trục công tác: n1 = nđc = 968(vòng/ phút) c. Mômen xoắn trên trục: Mômen xoắn trên trục động cơ: Mômen xoắn trên trục 1: Mômen xoắn trên trục 2: Mômen xoắn trên trục 3: Mômen xoắn trên trục công tác: Bảng thông số động học: Động cơ 1 2 3 Công tác P (kW) 6,94 6,8 6,46 6,14 5,72 u uk = 1 u1 = 3,4 u2 = 2,6 uxich =3,08 n (Vg/p) 968 968 284,71 109,5 35,55 T (N.mm) 68467,98 67086,78 216687,16 535497,72 1526596,34 II. Tính toán bộ truyền ngoài Bộ Truyền xích Ta có: Công suất làm việc: P = P3 = 6,14 (kW) Tốc độ quay: n = n3 = 109,5 (Vg/p) Tỉ số truyền: u = uxích = 3,08 Mômen xoắn trên trục động cơ: Bộ truyền làm việc 2 ca, tải trọng va đập êm, góc nghiêng đường nối tâm với bộ tryền ngoài là 30o. 1)Chọn loại xích : Dựa vào yêu cầu của bộ truyền ngoài, tải trọng nhỏ, vận tốc thấp, ta chọn dùng xích con lăn 1 dãy. 2)Xác định thông số của bộ truyền xích : a.Chọn số răng đĩa xích: Với u = 3,08 , tra bảng 5.4(TL1) chọn số răng đĩa xích nhỏ z1 = 25(răng) => z2 = u.z1 = 3,08.25 = 77(răng) chọn z2 =77(răng) < zmax =120(răng) b.Xác định bước xích p: Công suất tính toán Pt = P.k.kz.ksn + kz = 25/z1 = 25/25 = 1: hệ số răng. + kn = n01/n = 50/109,5 =0,46 với n01 = 50 (bảng 5.5(TL1)) + k = ko.ka.kđc.kbt.kđ.kc = 1.1.1.1,3.1,25.1,25 =2,03125 với kết quả tra bảng(5.6(TL1)) ko = 1 :góc nghiêng 30o < 40o ka = 1 :chọn a = 40p kđc= 1 :xích điều chỉnh được kđ =1 :tải trọng va đập êm kc =1,25 :bộ truyền làm việc 2 ca kbt =1 :môi trường làm việc có bụi, chất lượng bôi trơn II Thay số vào ta được : =>Pt = P.k.kz.kn = 6,14.1,25 .1 .0,46 3,53 < Theo bảng 5.5(TL1) với n01 = 50(v/p) ,chọn bộ truyền xích con lăn 1 dãy có bước xích p= 31,75(mm) c.Khoảng cách trục và số mắt xích : Chọn sơ bộ a= 40p =40 .31,75 = 1270(mm) Số mắt xích x : Lấy số mắt xích chẵn xc = 132(mắt xích) Theo công thức (5.13) ta tính lại khoảng cách trục Thay số ta được Để xích không chịu một lực căng quá lớn , ta giảm bớt một lượng: chọn a = 1265(mm) Số lần va đập của xích : Bảng 5.9(TL1) 3)Kiểm nghiệm xích về độ bền : Theo công thức (5.15) về hệ số an toàn s = Q/(kđ .Ft + Fo + Fv) với các thành phần như sau : +Q :Tải trọng phá hỏng = 88,5(kN) (bảng 5.2(TL1)) +q = 14,35(kg) khối lượng 1 mét xích (bảng 5.2(TL1)) +kđ= 1,2 : Làm việc trung bình +Ft : Lực vòng với +Fv Lực căng do lực ly tâm gây ra: +Fo Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động gây ra Fo = 9,81. kf .q .a =9,81 .6.14,35.1258,44.10(-3) =1062,93(N) với kf =6 :hệ số phụ thuộc độ võng f của xích và vị trí bộ truyền khoảng cách trục tính bằng m Vậy hệ số an toàn Theo bảng 5.10(TL1) => = 7 với n01 =50(v/p) s > => Bộ truyền xích đảm bảo bền . 4)Xác định các thông số đĩa xích và lực tác dụng lên đĩa xích : +> Đường kính đĩa xích Theo công thức (5.17) và bảng (13.4)(TL1): Đường kính vòng chia : với r= 0,5025d1 +0,05 = 0,5025. 19,05 +0,5 = 9,62(mm) với d1=19,05(bảng 5.2(TL1)) +)Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích với kr = 0,42 (Phụ thuộc z1 =25) Ft = 4234,5(N) kđ = 1 hệ số tải trọng động Fvđ = 13.10-7.n.p3.m = 13. 10-7. 109,5. 31,753. 1 =4,56(N) m=1 dãy xích mômen đàn hồi là môđun đàn hồi của vật liệu con lăn và răng đĩa E(Mpa) A= 262(mm2) bảng 5.12(TL1) Kd =1( 1 dãy) => với ứng suất tiếp xúc cho phép => Đảm bảo độ bền cho răng đĩa 1 Tương tự với (Với kr = 0,24) => Đảm bảo độ bền cho răng đĩa 2 => Vậy bộ truyền đảm bảo độ bền tiếp xúc . +)Lực tác dụng lên trục Fr =kx.Ft = 1,15.4234,5 = 4973,175(N) với kx = 1,15 (góc nghiêng <40o) III. THIẾT KẾ HÔP GIẢM TỐC Số liệu tính toán: Công suất : P1 = 6,8 (kW) Tốc độ quay : n1 = 968 (vòng/phút) Momen xoắn : T1 =67086,78(Nmm) Tỷ số truyền : u1 = 3,4 Thời gian phục vụ : Lh = 20000 (giờ) T ÍNH TOÁN: 1. Chọn vật liệu : Theo bảng 6.1 [TL1] chọn : - Bánh nhỏ : Thép C45 tôi cải thiện có : Độ cứng : HB = 241 … 285 HB Giới hạn bền : = 850 Mpa Giới hạn chảy : = 580 Mpa - Bánh lớn : Thép C45 tôi cải thiện : Độ cứng bền : = 750 Mpa Giới hạn chảy : = 450 Mpa 2. Xác định ứng suất cho phép : Đối với thép không hoá bền bề mặt nhiệt luyện bề mặt, theo bảng 17.7 [giáo trình CTM1] ta có : - Giới hạn bền mỏi tiếp xúc : Theo bảng 6.2 [TL1] : Hệ số an toàn tiếp xúc : SH = 1,1 - Giới hạn bền uốn : Hệ số an toàn uốn : SF = 1,75 Suy ra : Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1 = 260 (HB) Bánh lớn HB2 = 230 (HB) các giới hạn bền mỏi tiếp xúc và uốn : Bánh nhỏ : = 2.260 + 70 = 590 (Mpa) = 1,8.260 = 441 (Mpa) Bánh lớn : = 2.230 + 70 = 530 (Mpa) = 1,8.260 = 414 (Mpa) * Theo công thức 6.5 [TL1] : Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở : NHO = 30. NHO1 = 30.2452,4 = 1,6.107 NHO2 = 30.2302,4 = 1,39.107 Ta lại có : * Theo công thức 6.7 [TL1] : Số chu kỳ thay đỏi ứng suất tương dương NHE = 60.c. Hay : NHE = 60.c. NHE2 = 60.c.n2. trong đó c - số lần ăn khớp trong 1 vòng quay Thay số : NHE2 = 60.1.20000. = 81,67.106 > NHo2 KHL2 = 1 Tương tự NHE1 > NHo1 KHL1 = 1 Theo công thức 6.1a [TL1] : Xác định sơ bộ ứng suất : (Mpa) (Mpa) (Mpa) Theo công thức 6.12 [TL1] với cấp nhanh sử dụng răng nghiêng : (Mpa) Mpa < 1,25. = 602,25 (Mpa) thoả mãn Với cấp chậm dùng bánh răng trụ răng thẳng, tương tự cấp nhanh ta cũng tính được NHE > NHo suy ra KHL = 1 Ứng suất tiếp xúc cho phép của bộ truyền : = 481,8 Mpa * Theo công thức 6.7 [TL1] ta có : Số chu kỳ thay đổi ứng suất uốn : NFE = 60.c. Trong đó : c - Số lần ăn khớp trong 1 vòng quay c = 1 mF - Bậc của đường cong mỏi khi thử về uốn mF = 6 NFE2 = 60.n2. Thay số : NFE2 = 60.105.883.17000. = 6,8.107 > NFo = 4.106 KFL2 = 1 Tương tự ta có : NFE1 > NFo KFL1 = 1 Bộ truyền quay 1 chiều KFC = 1 Theo công thức 6.2a [TL1] : Thay số : (Mpa) (Mpa) Theo công thức 6.13 và 6.14 [TL1] : Ứng suất quá tải cho phép : Thay số : = 2,8.450 = 1260 (MPa) = 0,8.580 = 464 (MPa) = 0,8.450 = 360 (MPa) 3. Tính toán cấp nhanh : Bánh răng trụ răng nghiêng a. Xác định sơ bộ khoảng cách trục : Theo công thức 6.15a [TL1] : = Ka.(u1 + 1). Trong đó : = 0,3 (Chọn theo bảng 6.6 [TL1]) Ka = 43 (Chọn theo bảng 6.5 [TL1] đối với răng nghiêng) Theo công thức 6.16 [TL1] : Hệ số = 0,53. .(u1 + 1) Thay số : = 0,53.0,3.(3,4 + 1) 0,6996 Theo bảng 6.7 [TL1] (ứng với sơ đồ 3) Chọn = 1,1 * Khoảng cách trục (Sơ bộ) : = 43.(3,4 + 1). = 123,65 (mm) Chọn =130 (mm) b. Xác định các thông số ăn khớp : - Modun : Theo công thức 6.17 [TL1] : m = (0,01 0,02). = (0,01 0,02).130 = 1,3 2,6 Theo bảng 6.8 [TL1] chọn modun theo thiêu chuẩn m = 2 - Góc nghiêng : Chọn sơ bộ góc nghiêng = 10o cos = 0,9848 Theo công thức 6.31 [TL1] Số răng bánh nhỏ : Z1 = = = 29,1 răng Chọn Z1 = 29 Số răng bánh lớn Z2 : Z2 = u . Z1 = 3,4. 29 = 99 răng Chọn số răng Z2 = 99 răng Do đó tỷ số truyền thực tế : Ut = = 3,41 Tính lại chính xác : Cos = = = 0,985 = 10,06 o = 10o3’48’’ Hệ số dịch chỉnh =0(Không dịch chỉnh ) c. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc : Theo công thức 6.33 [TL1] : Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc : = ZM.ZH. Với : * ZM : Hệ số xét đến cơ tính của vật liệu Theo bảng 6.5 [TL1] : ZM = 274 Mpa1/3 *ZH : Hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc Theo công thức 6.34 [TL1] : ZH = :góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở Theo bảng 6.35 [TL1] : = cos với : = = arctg = arctg = 20,25o = cos. = cos(20,25o).tg(10,060) = 0,166 = 9,450 Suy ra : ZH = = 1,74 * : Hệ số xét đến tổng chiều dài tiếp xúc Theo công thức 6.38 [TL1] : = Vì : Hệ số trùng khớp dọc (Theo ct 6.37 [TL1]) = = = = 1,08 > 1 Trong đó : : Hệ số trùng khớp ngang Theo công thức 6.38b [TL1] : = = = 1,43 Thay vào ct 6.38 [TL1] : = = 0,84 * Đường kính vòng lăn bánh nhỏ : = = 58,96 (mm) * v : vận tốc vòng Theo công thức 6.40 [TL1] : v = m/s thay số : v = = 2,99 (m/s) Với v = 3,42 m/s dùng cấp chính xác 8 (Theo bảng 6.13 [TL1]) Theo bảng 6.14 [TL1] với cấp chính xác 8 và vận tốc vòng v < 5 m/s Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng : = 1,09 Theo công thức 6.42 [TL1] : Cường độ tải trọng động : = .go.v. với : go = 56 (Hệ số kể đến sai lệch bước răng - Bảng 6.16 [TL1]) = 0,002 (Hệ số kể đến sai lệch ăn khớp - Bảng 6.15 [TL1]) Suy ra : = 0,002.73.3,42. = 2,07 N/mm Theo công thức 6.41 [TL1] : Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp : = 1 + = a. = 130.0,3 = 39 mm chọn = 39 mm Thay vào công thức : = 1 + = 1,03 Theo ct 6.39 [TL1] : Hệ số KH : Kh = KH = 1,1.1,09.1,03 = 1,23 Thay các giá trị KH , ZM , ZH , vào công thức 6.33 [TL1] ta được : = 274.1,706.0,782. = 412,75(MPa) *Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép : Theo ct 6.1 [TL1] với vận tốc vòng v = 2,88m/s < 5 m/s Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng : Zv = 1 Với cấp chính xác động học là 8 chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8 cần gia công đạt độ nhám : Ra = 2,5 1,25 Do đó : ZR = 0,95 Với đường kính da < 700 mm, hệ số xét đến ảnh hưởng kích thước bánh răng KxH = 1 Theo công thức 6.1 [TL1] và công thức 6.1a [TL1] : Thay số : = 509,.1.0,95.1 = 483,645 Mpa = 412,75 Mpa < = 483,645 Mpa Thoả mãn điều kiện tiếp xúc d. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn : Theo ct 6.43 [TL1] ta có : Ứng suất uốn tại chân răng : = 2.T1.KF. Trong đó : KF : Hệ số tải trọng tính theo độ bền uốn : Hệ số trùng khớp : Hệ số kể đến độ nghiêng của răng : Hệ số dạng răng Theo bảng 6.7 [TL1] : = 1,2 Theo bảng 6.14 [TL1] và với v = 2,88 m/s < 5 m/s, với cấp chính xác 8 ta có : = 1,22 Theo ct 6.47 [TL1] : Cường độ tải trọng động : = .go.v. = 0,006 (Hệ số kể đến sai lệch ăn khớp - Bảng 6.15 [TL1]) go = 56 (Hệ số kể đến sai lệch bước răng - Bảng 6.16 [TL1]) Suy ra : = 0,006.56.2,88. = 5,87 N/mm - Hệ số tải trọng động khi tính theo độ bền uốn : = 1 + = 1 + = 1,066 Do đó : Hệ số : = = 1,2.1,22.1,066 = 1,56 - Với = 1,72 = = = 0,58 - Với = 10,060 = 1 - = 0,928 - Số răng tương đương : Zv1 = = = 28,7 =29 (răng) Zv2 = = = 98,34 =99(răng) Theo bảng 6.18 [TL1] ta có : Các hệ số dạng răng : Với m = 2 , Hệ số kể đến độ nhạy của vật liệu với sự tập trung ứng suất : = 1,08 - 0,0695.ln(m) = 1,032 với mođun m=2 YR : Hệ số xét đến độ nhám mặt lượn chân răng YR = 1 KxF = 1 (Hệ số ảnh hưởng kích thước bánh răng với da < 400 mm) Do đó theo ct 6.2 [TL1] và ct 6.2a [TL1] Ứng suất uốn cho phép : = 252.1.1,032.1 = 260,064 (MPa) = 236,5.1.1,032.1 = 244,068 (MPa) Thay , vào công thức 6.43 [TL1] ta được : = 2.67087.1,56.0,58.0,95.3,8. = 98,88 (MPa) = . = 98,88. = 93,68 (MPa) Thoả mãn điều kiện bền uốn e. Kiểm nghiệm về quá tải : Ta có : Hệ số quá tải : Kqt = = 1,4 Theo ct 6.48 [TL1] : = = 483,645. = 592,34(MPa) < =1260 (MPa) Theo ct 6.49 [TL1] : = = 102,84.1,4 = 154,26 (MPa) = = 97,43.1,4 = 146,145(MPa) Thoả mãn điều kiện về quá tải *Các thông số và kích thước bộ truyền cấp nhanh bánh răng trụ răng nghiêng: *Bảng các thông số : Tên gọi Kí hiệu Kích thước Đơn vị Khoảng cách trục = 130 mm Modun pháp m m = 2 mm Chiều rộng vành răng = 39 mm Tỷ số truyền ut ut = 3,41 mm Góc nghiêng của răng = 10o3’48’’ Độ Số răng bánh răng Z Z1 = 29 Z2 = 99 Răng Hệ số dịch chỉnh x x1 = x2 = 0 mm Đường kính chia d d1 = 58,88 d2 = 201,02 mm mm Đường kính đỉnh răng da da1 = 62,88 da2 = 205,02 mm mm Đường kính đáy răng df df1 = 53,88 df2 = 196,02 mm mm Trong đó : - Đường kính chia : d1 = = = 58,88 (mm) d2 = = = 201,02 (mm) - Đường kính đỉnh răng : da1 = d1 + 2.m = 58,88 + 2.2 = 62,88 (mm) da2 = d2 + 2.m = 201,02 + 2.2 = 205,02 (mm) - Đường kính đáy răng: df1 = d1 – 2,5.m = 58,88 – 2,5.2 = 53,88 (mm) df2 = d2 – 2,5.m = 201,012– 2,5.2 = 196,02 (mm) 5. Tính toán cấp chậm : Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng a. Xác định sơ bộ khoảng cách trục : Theo công thức 6.15 [TL1] : = Ka.(u2 + 1). Với : = 0,3 (Chọn theo bảng 6.6 [TL1]) Ka = 49,5 (Chọn theo bảng 6.5 [TL1] - Đối với răng thẳng) = .0,53.(u + 1) = 0,3.0,53.(2,6 + 1) = 0,5724 Theo bảng 6.7 [TL1] Chọn = 1,06 (Sơ đồ 5) - Tỷ số truyền cấp chậm : u2 = (uh , ucn tỷ số truyền của hộp và cấp nhanh) Suy ra : u2 = = 2,6 Vận tốc quay n trên trục : n2 = = 284,71 (vòng/phút) Momen xoắn trên trục chủ động của cấp chậm : T1 = 9,55.106. = 9,55.106. = 216687(Nmm) Thay vào công thức 6.15 [TL1] ta được : Sơ bộ khoảng cách trục : = 49,5.(2,98 + 1). = 192,91 (mm) Chọn = 192 (mm) b. Xác định các thông số ăn khớp : - Môđun : m = (0,01 0,02) = 1,9 3,8 Theo quan điểm thống nhất trong thiết kế, chọn môđun tiêu chuẩn của bánh răng cấp chậm bằng môđun của cấp nhanh : vậy : m = 2 - Số răng bánh nhỏ : z1 = = = 53,33 (răng) Chọn z1 = 53 răng - Số răng bánh lớn : z2 = u.z1 = 2,6.53 = 137,8 Chọn z2 = 138 răng Khi đó khoảng cách trục : a = = = 191 (mm) Lấy a = 195 (mm) Hệ số dịch tâm : y = = - 0,5.(53 + 138) = 2 Theo công thức (6.23) ky = Theo bảng (6.10a) , tra nội suy ta dược kx = 0,77 => Hệ số giảm đỉnh răng (theo công thức (6.24) ) ∆y = Theo công thức (6.25) ) tổng hệ số dịch chỉnh xt = y + ∆y = 2 + 0,147 = 2,147 Hệ số dịch chỉnh bánh 1 : x1 =0,5. Hệ số dịch chỉnh bánh 2 : x2 = xt –x1 = 2,147 – 0,63 =1,517 - Góc ăn khớp : cos = (Công thức 6.27 [TL1]) Thay số : Cos = = 200 c. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc : Theo công thức 6.33 [TL1] : - Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc : = ZM.ZH. Trong đó : u2 : Tỷ số truyền thực của bộ truyền cấp chậm u2 = = = 2,604 :chiều rộng vành răng = =0,3 .195 =58,5(mm) chọn =59 (mm) Theo bảng 6.5 [TL1] : ZM = 274 MPa1/3 ZH : Hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc : ZH = = (răng thẳng = 0 ) ZH = = 1,76 Với bánh răng thẳng, Hệ số xét đến tổng chiều dài tiếp xúc : = (Công thức 6.36a [TL1]) với : = = = 1,8 = = = 0,86 - Đường kính vòng lăn bánh nhỏ : = = = 108,22 mm - Vận tốc vòng v : v = = = 1,61 m/s Theo bảng 6.13 [TL1] ta chọn cấp chính xác 9, do đó theo bảng 6.16 [TL1] : Go = 73 (Hệ số kể đến sai lệch bước răng) = 0,006 (Hệ số kể đến sai lệch ăn khớp - Bảng 6.15 [TL1]) Suy ra : - Cường độ tải trọng động (Công thức 6.42 [TL1]): = 0,006.73.1,61. = 6,11 Do đó : Hệ số kể đến tải trọng động quy xuất hiện trong vùng ăn khớp : = 1 + (Công thức 6.41 [TL1]) = 1,04 = 1,1 (Bảng 6.14 [TL1]) = 1 + Theo công thức 6.39 [TL1] : Hệ số : = .. = 1,04.1,1.1,08 = 1,23 Thay các giá trị tính được vào ct 6.33 [TL1] ta được : = ZM.ZH. = 274.1,730.0,862. = 430,36 (MPa) Theo công thức 6.1 [TL1] với vận tốc vòng v = 1,61 m/s < 5 m/s Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng : Zv = 1 - Với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 9, khi đó cần gia công đạt độ nhám : RZ = 10 40 Do đó ZR = 0,9 - Với đường kính bánh dẫn da < 700 mm Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng KxH = 1 Do đó theo công thức 6.1 và ct 6.1a [TL1] : = .Zv.ZR.KxH = 481,8.1.0,9.1 = 433,6 (MPa) = 430,36 MPa < = 433,62 Mpa Thoả mãn điều kiện tiếp xúc d. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn : Theo ct 6.43 [TL1] ta có : Ứng suất uốn tại chân răng : = 2.T2.KF. Trong đó : KF : Hệ số tải trọng tính theo độ bền uốn : Hệ số trùng khớp : Hệ số kể đến độ nghiêng của răng : Hệ số dạng răng Theo bảng 6.7 [TL1] : = 1,06 Theo bảng 6.14 [TL1] và với v = 1,61 m/s < 2,5 m/s, với cấp chính xác 9 ta có = 1,37 Theo ct 6.47 [TL1] : Cường độ tải trọng động : = .go.v. = 0,006 (Hệ số kể đến sai lệch ăn khớp - Bảng 6.15 [TL1]) go = 73 (Hệ số kể đến sai lệch bước răng - Bảng 6.16 [TL1]) Suy ra : = 0,006.73.1,61. = 6,06 N/mm - Hệ số tải trọng động khi tính theo độ bền uốn : = 1 + = 1 + Do đó : Hệ số : = = 1,06.1,37.1,061 = 1,54 - Với = 1,8 = = = 0,56 Theo bảng 6.18 [TL1] ta có : Các hệ số dạng răng : Với m = 2 , Hệ số kể đến độ nhạy của vật liệu với sự tập trung ứng suất : = 1,08 - 0,0695.ln(m) = 1,032 với mođun m=2 YR : Hệ số xét đến độ nhám mặt lượn chân răng YR = 1 KxF = 1 (Hệ số ảnh hưởng kích thước bánh răng với da < 700 mm) Do đó theo ct 6.2 [TL1] và ct 6.2a [TL1] Ứng suất uốn cho phép : = 252.1.1,03.1 = 259,56 (MPa) = 236,6.1.1,03.1 = 243,698 (MPa) Thay , vào công thức 6.43 [TL1] ta được : = 2.216687.1,54..0,56.1.3,6. = 59 (MPa) = . = 59. = 58,67 (MPa) Thoả mãn điều kiện bền uốn e. Kiểm nghiệm về quá tải : Hệ số quá tải :Kqt = = 1,4 Theo ct 6.48 [TL1] : = = 343,95. = 407(MPa)< =1260 (MPa) Theo ct 6.49 [TL1] : = = 59.1,4 = 82,6 (MPa) = = 58,67.1,4 = 82,138(MPa) Thoả mãn điều kiện về quá tải *Các thông số và kích thước bộ truyền cấp nhanh bánh răng trụ răng nghiêng: *Bảng các thông số : Tên gọi Kí hiệu Kích thước Đơn vị Khoảng cách trục = 195 mm Modun pháp m m = 2 mm Chiều rộng vành răng = 58,5 mm Tỷ số truyền ut ut = 2,604 mm Góc nghiêng của răng = 00 Độ Số răng bánh răng Z Z1 = 53 Z2 = 138 Răng Hệ số dịch chỉnh x x1 = 0,63 x2 = 1,517 mm mm Đường kính chia d d1 = 106 d2 = 276 mm mm Đường kính đỉnh răng da da1 = 108,56 da2 = 279,467 mm mm Đường kính đáy răng df df1 = 101,56 df2 = 272,476 mm mm Trong đó : - Đường kính chia : d1 = = = 106 (mm) d2 = = = 276 (mm) - Đường kính đỉnh răng : da1 = d1 + 2.(1+x1)m = 106 + 2.(1+0,14-0,5).2 = 108,56(mm) da2 = d2 + 2.( 1+x2)m = 238 + 2.(1+0,380).2 = 279,476 (mm) - Đường kính đáy răng: df1 = d1 – (2,5-2.x1).m = 80 – (2,5 - 2.0,14).2 = 101,56 (mm) df2 = d2 – (2,5-2.x2).m = 238 – (2,5 - 2.0,369).2 = 272,476 (mm) IV. THIẾT KẾ KẾT CẤU TRỤC Sơ đồ dặt lực trong hộp giảm tốc 1,Chọn vật liệu Thép 45 thường hoá có HB =170…127 2, trình tự thiết kế : a, Xác định sơ đồ đặt lực +, Cặp bánh răng trụ răng nghiêng (1)và (2) ta có : T1 =67087(Nmm) =10,06o lực vòng tính theo công thức (10.1) ta có : Ft1= Ft2= ==2275,68(N) Lực hướng tâm Fr1 =Fr2 =Ft1. Lực dọc trục Fa1 =Fa2 = Ft1.tg =2275,68 .tg10,06o =403,72 (N) +, Cặp bánh răng trụ răng thẳng (3)và (4) ta có : T2 =535498(Nmm) =0 lực vòng tính theo công thức (10.1) ta có : Ft3= Ft4= = Lực hướng tâm Fr3 =Fr4 =Ft3.tg =9896,5 .tg 20o = 3602(N) Lực dọc trục Fa3 =Fa4 = Ft3.tg =9896,5 .tg0o =0 b,Tính sơ bộ đường kính trục Theo công thức 10.9(Tl1) =8…20 là ứng suất xoắn cho phép, lấy trị số nhỏ đối với trục vào của hộp giảm tốc, trị số lớn đối với trục ra +) Trục động cơ :động cơ là 4A132M6Y3 tra bảng ta có đường kính trục =38 mm +) Trục 1 Đối với trục nối khớp với động cơ thì chọn theo kinh nghiệm, d1 =(0,8…1,2) dd/c => ch ọn d1 =35(mm) +) Trục 2 chọn sơ bộ d2 =50 (mm) +) Trục 3 chọn sơ bộ d3 =65 (mm c,Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực Theo bảng 10.2(TL1), từ các giá trị sơ bộ di , ta chọn được gần đúng chiều rộng ổ lăn: b01 =21 b02 =27 b03 = 33 +) Chiều dài nửa khớp nối (trục vòng đàn hồi) lm11 =(1,4 … 2,5)d1 =(1,4 … 2,5).30 =(42 … 75) => Chọn lm11 =50 (mm) +) Theo công thức 10.10(Tl1), chiều dài mayơ của các bánh răng trụ Lm =(1,2 … 1,5)d -Trục I : lm12 =(1,4 … 2,5)35 =(49 … 87,5) => Chọn lm12 =69 (mm) -Trục II : lm23 =(1,2 … 1,5)50 =(60 … 75) => Chọn lm23 =67 (mm) Chọn lm24 =68 (mm) -Trục III : lm35 =(1,2 … 1,5)65=(78 …97,5) => Chọn lm35 =87 (mm) +) Chiều dài mayơ đĩa xích lmx =(1,2 … 1,5)d3=(78 …97,5) => Chọn lmx =80 (mm) +)Các trị số ki chọn theo bảng 10.3(TL1) k1 =8 … 15 Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay k2 =5 … 15 Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp . k3 =10 …20 Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ . hn =15 … 20 chiều cao nắp ổ và đầu bulông +) Chiều dài các đoạn trục lki của các trục : Theo bảng 10.4(TL1) ta có các thong số của trục II: chọn k1 =10 k2 =10 (bôi trơn bằng dầu trong hộ giảm tốc) l21 = lm23+ lm24 +3.k1 +2.k2 +b02 =67+73+3.10+2.10+27 = 217 (mm) l22 =0,5.(lm23+b02 +k1 +k2 =0,5.(73+27) +10+10 =70 (mm) l23 = l22 +0,5.( lm23+ lm24 )+k1 =70 +0,5.(73+67)+10 = 150 (mm) Theo các vị trí tương đối trên hình vẽ ta có trị số của + Trục I: l12 =l22 =70 (mm) l11 =l21 =217(mm) + Trục II: l31 =l21 =217 (mm) l32 =l23 =150(mm) *)Xác định phản lực tại các gối đỡ 1,Xét sơ đồ trục I: Lực của khớp nối tác dụng lên trục, hướng theo phương x và tra bảng 16.10a(Tl1) ta có khớp nối trục vòng đàn hồi Fk =(0,2 … 0,3)(N) Ta chọn =400 (N) với Dt =90 đường kính vòng tròn qua tâm các chốt của nối trục vòng đàn hồi . Áp dụng các hệ phương trình lực và mômen ta có: *) (2)=> (1)=> *) (4)=> (3)=> 2,Xét sơ đồ trục II: Ta có hệ phương trình: *) Từ phương trình (2) ta có: (1)=> *) Từ phương trình (4) ta có: (3) => 3,Xét sơ đồ trục III: Ta có hệ phương trình: *) Từ phương trình (2) ta có: (1)=> *) Từ phương trình (4) ta có: (3) => 2.4>Tính chính xác đường kính các đoạn trục Theo công thức (10.15) và (10.16) ta lần lượt tính được các momen uốn tổng Mj và momen tương đương Mtdj tại các tiết diện j trên chiều dài trục. Tra bảng 10.5 ta có =63 () Đối với trục I: Chọn =23 (mm) Chọn =25(mm) Chọn Đối với trục II: Chọn = 40(mm Chọn =45(mm) Chọn Đối với trục III: Chọn = 50(mm) Chọn =55(mm) Kiểm nghiệm về độ bền mỏi Trục I Với Đối với trục quay ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng Trục có một rãnh then hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt.tra bảng 10.8 ta có =1 hệ số tăng bền tra bảng 10.9 ta có =1,6 hệ số tập trung ứng suất thực tế tra bảng 10.12 ta có =1,55 hệ số kích thước tra bảng 10.10 ta có =0,9 Tra bảng 10.7 ta có Với Tra bảng 10.7 ta có Tra bảng 10.12 ta có =1,54 Tra bảng 10.8 ta có =1 Tra bảng 10.9 ta có Tra bảng 10.10 ta có =0,85 Trục thỏa mãn điều kiện về độ bền mỏi. Trục II Với Đối với trục quay ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng Trục có 2 rãnh then hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt.tra bảng 10.8 ta có =1 hệ số tăng bền tra bảng 10.9 ta có =1,6 hệ số tập trung ứng suất thực tế tra bảng 10.12 ta có =1,55 hệ số kích thước tra bảng 10.10 ta có =0,9 Tra bảng 10.7 ta có Với Tra bảng 10.7 ta có Tra bảng 10.12 ta có =1,54 Tra bảng 10.8 ta có =1 Tra bảng 10.9 ta có Tra bảng 10.10 ta có =0,77 Trục thỏa mãn điều kiện về độ bền mỏi. Tr