Đồ án Thiết kế động cơ 123S4Y3 với hộp giảm tốc công suất 7,5 W và tốc độ vòng quay 1445 vòng/phút

Mục lục Trang Phần I: Tính toán hệ dẫn động 1 I. Chọn động cơ 1 II. Phân phối tỉ số truyền 3 III. Xác định công suất động cơ 3 Phần II: Tính bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc 5 I.Tính bộ truyền cấp chậm 5 II. Tính bộ truyền cấp nhanh 8 III. Xác định các thông số bộ truyền 9 A-Tính toán cấp chậm 9 B-Tính toán cấp nhanh 16 Phần III: Tính toán bộ truyền ngoài 20 1. Chon loại xích 20 2. Xác định các thông số bộ truyền 20 3. Kiểm nghiệm độ bền xích 22 4. Tính đường kính đĩa 22 5. Xác định ứng suất trên trục 23 Phần IV: Tính toán thiết kế trục 24 I.Thiết kế trục 24 II. Xác định sơ bộ đường kính trục 26 III. Xác định khoảng các gối đỡ 27 IV. Xác định phản lực tác dụng lên trục 30 V. Kiểm nghiệm độ bền trục 32 A-Trục vào của hộp giảm tốc 32 B-Trục trung gian của hộp giảm tốc 36 C-Trục ra của hộp giảm tốc 40 VI. Chọn loại khớp nối 44 VII. Chọn loại ổ lăn 46 1. Chọn ổ lăn cho trục vào 46 2. Chọn ổ lăn cho trục trung gian 47 3. Chọn ổ lăn cho trục ra 48 Phần V:Kết cấu vỏ hộp 50 I.Phần vỏ hộp 50 II:Bôi trơn hộp giảm tốc 55 III:Xác định và chọn kiểu lắp 57 Phần VI:Phương pháp lắp ráp hộp giảm tốc 60 I.Lắp ráp các chi tiết máy trên trục 60 II. Điều chỉnh sự ăn khớp của bộ truyền 61 III. Điều chỉnh khe hở ổ lăn 61 Tài liệu tham khảo 63 Phần 1: TíNH TOáN Hệ DẫN ĐộNG I. Chọn động cơ. Xác định công suất cần thiết của động cơ Công suất cần thiết Pct của động cơ: Ta có: P t = KW Hiệu suất hệ dẫn động h : h = ế hnib Theo sơ đồ đề bài thì : h = hmổ lăn. hkbánh răng. hkhớp nối.hxích.. m : Số cặp ổ lăn (m = 4); k : Số cặp bánh răng (k = 2). Tra bảng 2.3 (tr 94), ta được các hiệu suất: hol= 0,99 ( vì ổ lăn được che kín), hbr= 0,98 , hk=0.99, hx= 0,93 (bộ truyền xíchđể hở ) h = 0,994. 0,982.0,99. 0,93 = 0,85 Công suất tương đương Ptđ được xác định bằng công thức: Pct (KW) B. Xác định số vòng quay đồng bộ của động cơ. Chọn sơ bộ tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống là usb . Theo bảng 2.4(tr 21): Chọn tỉ số truyền HGT răng trụ 2 cấp, truyền động xích (bộ truyền ngoài): Uh =12; Ux =2,2. usb= uh. ux = 12.2,2 = 26,4. Số vòng quay của trục máy công tác là nlv : nlv = = 45 ( vg/ph) Trong đó : v : vận tốc băng tải (m/s) D: Đường kính tang (mm) Số vòng quay sơ bộ của động cơ nsbđc: nsbđc = nlv . usb = 26,4.45 = 1188 vg/ph Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ là nđb = 1500 vg/ph. Chọn động cơ phải thỏa mãn đồng thời : Pđc Pct ; nđc ằ nsb và . Ta có : ; ; Theo bảng phụ lục P 1.1 ( tr 234- sách hệ dẫn động cơ khí ). Ưu tiên chọn dộng cơ 4A Ta chọn được kiểu động cơ là : 123S4Y3 Các thông số kĩ thuật của động cơ như sau : ; ; Kết luận động cơ 123S4Y3 có kích thước phù hợp với yêu cầu thiết kế. II. PHÂN PhốI Tỷ Số TRUYềN 1>Xác định tỉ số truyền thực của hệ thống dẫn động Tỷ số truyền thực 2>Phân phối Ut cho cac bộ truyền: Chọn ux ích = 2,2 ị uhộp = ; Ta có: Trong đó : unh : Tỉ số truyền cấp nhanh uch : Tỉ số truyền cấp chậm Nhưng do trong bộ truyền có dùng hộp giảm tốc là đồng trục thì rất khó phân tỷ số truyền để dùng hết khả năng tải của cấp nhanh (đảm bảo đồng trục ) , cho nên dùng tỷ số truyền cấp nhanh bằng tỷ số truyền cấp chậm Kết luận : uh = 14,68 ; uch = 3,83; unh = 3,83 ; uxích =2,2. III.Xác định công xuất, momen và số vòng quay trên các trục. Tính công suất, mô men, số vòng quay trên các trục (I, II, III, IV) của hệ dẫn động. a.Trục 1 Công suất, số vòng quay : Pct =7,5 kW ; n1 = n đc = 1455 vg/ph. PI =Pđc . hkh . h1 =7,5.0,99. 0,99 = 7,3557 KW ; = 0,994 T1 = 9,55.10 6 =48280 (Nmm) b.Trục2 P2 =P1 . hbr . hol =7,3557 . 0,98 . 0,99 = 7,1365 KW; n2 = = 380 ( vg/ph) T2 = 9,55.10 6 =179350 (Nmm) c.Trục 3 P3 =P2 . hbr . hol =7,1365.0,98 . 0,99 = 6,9238 KW; n3 = = 100 (vg/ph) T3 = 9,55.10 6 =667900 (Nmm) d.Trục 4 P4 =P3 . hxich . hol = 6,9238.0,93.0,99 = 6,3747 (K W) n4 = = 45 (vg/ph) T4 = 9,55.10 6 =1352853 (Nmm) => Như vậy ta được: T1 = 48280 N. mm. T2 = 179350 N. mm. T3 = 667900 N. mm. T4 = 1352853 N. mm. Trục Thông số Trục động cơ I II III IV Unh = 3,83 Uch = 3,83 Uxich =2,2 P (kW) 7,5 7,3557 7,1365 6,9238 6,3747 n(vg/ph) 1455 1455 380 100 45 T(N.mm) 48280 179350 667900 1352853 Ta lập được bảng kết quả tính toán sau: PH ần i i :TíNH Bộ TRUYềN BáNH RĂNG TRONG HộP GIảM TốC I>Tính toán bộ truyền cấp chậm (bánh trụ răng nghiêng). 1.Chọn vật liệu. Hộp giảm tốc có bộ truyền bánh răng trụ 2 cấp,làm việc trong điều kiện: -Công suất nhỏ: Pct =7,5 K W -Kông có yêu cầu đặc biệt về điều kiện làm việc,không yêu cầu kích thước nhỏ gọn. Chọn vật liệu chế tạo bánh răng thuộc nhóm 1 (HB<=350) * Bánh nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241 á 285 có: sb3 = 850 MPa ; sch 3 = 580 MPa. Chọn HB3 = 245 (HB) * Bánh lớn : Thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn MB 192...240 có: sb4 = 750 Mpa ; sch 4 = 450 MPa. Chọn HB4 = 230 (HB) 2. Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép. ; ZR :Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc. ZV : Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng. KxH : Hệ số xét đến ảnh hưởng kích thước bánh răng. KHL : Hệ số tuổi thọ. Trong bước tính thiết kế chọn sơ bộ ZRZVKxH = 1 ị SH : Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc. SH =1,1. : ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở; = 2.HB + 70 ị s°H lim3 = 560 MPa; s°H lim4 = 530 MPa; KHL= mH: Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc. (mH = 6). NHO: Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc. NHO = 30. H HHB : độ rắn Brinen. NHE: Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương. Với bộ truyền chịu tảI trọng tinh: C: Số lần ăn khớp trong một vòng quay. c,n,: Lần lượt là số lần ăn khớp trong một vòng quay, số vòng quay trong một phút và tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét Với = 6.300.8=14400 (h) ta có : NHE3 > NHO3 => KHL3 = 1 ị[sH]3 = [sH]4= Vì bộ truyền là bộ truyền bánh trụ răng nghiêng nên trị số [sH] được tính theo giá trị nhỏ nhất trong các giá trị sau: và [sH]=1,18[sH]4=1,18.481,8=568,5Mpa Chọn [sH]= 495,4Mpa ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải của mỗi bánh răng Bánh 3 : [sH3 ]Max = 2,8 . sch3 = 2,8 . 580 = 1624 Mpa Bánh 4 : [sH4 ]Max = 2,8 . sch4 = 2,8 . 450 = 1260 Mpa Vậy ta chọn [sH ]Max = 1260 Mpa 3>Xác định ứng suất uốn cho phép: Y-Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng. Y-Hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất. K-Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn. Tính toán sơ bộ ta chọn: YsYRKxF = 1 ị Tra bảng (6.2): s°F lim = 1,8HB; Hệ số an toàn SF = 1,75 - bảng 6.2 (sách tính toán thiết kế ... T1) s°F lim1 = 1,8.245 = 441Mpa. s°F lim2 = 1,8 230 = 414 Mpa. KFL= với mF = 6. mF: Bậc của đường cong mỏi khi thử về uốn. NFO: Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn. NFO = 4.vì vật liệu là thép 45, NFE: Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương. Với bộ truyền chịu tải trọng tĩnh: c,n,: Lần lượt là số lần ăn khớp trong một vòng quay, số vòng quay trong một phút và tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét. Ta có : NFE3 > NFO3 => KFL3 = 1 [sF3] = 441.1.1 / 1,75 = 252 MPa, [sF4] = 414.1.1 / 1,75 = 236,5 MPa, ứng suất uốn cho phép khi qúa tải Bánh 3 : [sF3 ]Max = 0,8 . sch3 = 0,8 . 580 = 464 MPa Bánh 4 : [sF4 ]Max = 0,8 . sch4 = 0,8 . 450 = 360 Mpa II>Với bộ truyền cấp nhanh: 1.Chọn vật liệu. Hộp giảm tốc có bộ truyền bánh răng trụ 2 cấp,làm việc trong điều kiện: -Công suất nhỏ: Pct =7,5 K W -Kông có yêu cầu đặc biệt về điều kiện làm việc,không yêu cầu kích thước nhỏ gọn. Chọn vật liệu chế tạo bánh răng thuộc nhóm 1 (HB<=350) * Bánh nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241 á 285 có: sb3 = 850 MPa ; sch 3 = 580 MPa. Chọn HB3 = 241 (HB) * Bánh lớn : Thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn MB 192...240 có: sb4 = 750 Mpa ; sch 4 = 450 MPa. Chọn HB4 = 192 (HB) 2.Xác định ứng suất tiếp cho phép: Các bước tính toán giống như bộ truyền cấp chậm ta được: ị[sH]1 [sH]2 Vì bộ truyền là bộ truyền bánh trụ răng nghiêng nên trị số [sH] được tính theo giá trị nhỏ nhất trong các giá trị sau: và [sH]=1,18[sH]2=1,18.412=486.16Mpa Chọn [sH]= 456Mpa. 3.Xác định ứng suất uốn cho phép: Vì chọn cùng loạI vật liệu với cấp chậm nên các bước tính toán và kết quả nhận được cũng giống như bộ truyền cấp chậm. [sF1] = 441.1.1 / 1,75 = 252 MPa, [sF2] = 414.1.1 / 1,75 = 236,5 MPa, ứng suất uốn cho phép khi qúa tải Bánh 3 : [sF1 ]Max = 0,8 . sch3 = 0,8 . 580 = 464 MPa Bánh 4 : [sF2 ]Max = 0,8 . sch4 = 0,8 . 450 = 360 Mpa III. xác định các thông số bộ truyền A.Tính toán cho BT cấp chậm: 1. Xác định sơ bộ khoảng cách trục: aw2 = Ka(u2+1) Với: T2: Mômen xoắn trên trục bánh chủ động,N.mm ;T2=179350 Nmm Ka : hệ số phụ thuộc vào loại răng . Theo bảng 6.5 ta chọn với bánh răng nghiêng Ka=43 Hệ số Yba = bw/aw là hệ số chiều rộng bánh răng. Theo bảng 6.6 chọn yba = 0,4 Theo công thức 6.16 : ybd = yba(u2+1)/ 2=0,4(3,83+1 )/ 2 =1 Tra theo ybd ứng với bảng 6.7 Ta có: KHB = 1,11 [sH]=495,4 MPa Thay số ta định được khoảng cách trục : aw2= 43.(3,83+1). mm Lấy aw2 =1680 mm 2. Các thông số ăn khớp: Theo 6.17:Mô đun pháp m = ( 0,01 á 0,02 ) aw2 = 1,68á 3.36 mm Theo dãy tiêu chuẩn bảng 6.8, ta chọn m = 2,5 Chọn sơ bộ góc nghiêng của răng: b = 100 => cosb = 0,9848 số răng bánh nhỏ (bánh 3): Z3 = 2 aw2 . cosb/ m(u+1) = 2.168.0,9848/ 2.5.(3,83+1) ằ27.4 Ta lấy Z3 = 27 ( răng) số răng bánh lớn (bánh 4): Z4 = u.Z3 = 3,83.27 = 103 Ta lấy Z4 = 103 ( răng) Tỷ số truyền thực: um = Z4/ Z3 = 103/ 27 = 3,815 Xác định lạI góc nghiêng b : cosb = m ( Z3 + Z4 ) / 2 aw2= = 2,5.( 27+ 103 )/ 2.168 = 0,967 b ằ14,7o Theo các công thức trong bảng 6.11 ta có: *Đường kính vòng chia : d3 = dw3 = m . Z3/ cosb = 2,5 . 27 / 0,967 ằ 69,78 mm d4 = dw4 = m . Z4/ cosb = 2,5 .103 / 0,967 ằ266,21 mm *Đường kính vòng đỉnh răng : da =74,78 mm. da =271,21 mm. *Đường kính đáy răng: df=63,53 mm. df=264,96 mm. *Chiều rộng vành răng: bw = ya . aw = 0,4 .168= 67,2 mm. 3. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc. Yêu cầu cần phải đảm bảo sH [sH] Ưng suất tiếp xúc tính theo CT: sH = ZM ZH Ze ; (*) Trong đó : - ZM : Hệ số xét đến ảnh hưởng cơ tính vật liệu; - ZH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc; - Ze : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng; - KH : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc; - bw : Chiều rộng vành răng. - dw : Đường kính vòng chia của bánh chủ động; T2 = 179350 Nmm ; bw = 67,2 mm ; ZM = 274 MPa (tra bảng 6.5 ) ; Góc prôfin răng bằng góc ăn khớp : at = atw = arctg(tga/cosb) = arctg(tg200/ cos14,7) ằ20,62o tgbb = cos at.tgb = cos(20,62o).tg(14,7o) = 0,2455 ị bb = 13,8o ZH = = = 1,716 ; ea = =1,67 Ze = = ằ 0,77. Theo 6.39: KH = KHb. KHVKHa ; KHb = 1,11 (Tính ở trên); Theo 6.40: Vận tốc bánh dẫn : v = m/s; Với v =1,39 (m/s) theo bảng 6.13 chọn cấp chính xác 9 ; Trị số của hệ số phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời không ăn khớp KHa = 1,13 (tra bảng 6.14). Theo bảng 6.15 => Trị số của các hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp dH =0,002. Tra bảng 6.16 chọn trị số của hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng go= 73 , Theo công thức 6.42 Do đó theo 6.41: Theo 6.39: KH = KHb. KHVKHa ; KHb = 1,11 (Tính ở trên); KH = KHb . KHV . KHa = 1,11.1,014.1,13 ằ 1,27 Thay số vào công thức (*): sH = 274.1,716.0,77. ằ 480 MPa Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép : [sH] = [sH]. ZRZVKxH. Với v = 0,54 m/s ị ZV = 1 (vì v < 5m/s ) , Cấp chính xác động học là 9, chọn mức chính xác tiếp xúc là 8. Khi đó cần gia công đạt độ nhám là RZ = 2,5...1,25 mm. Do đó ZR = 0,95, với da< 700mm ị KxH = 1 Theo 6.1 và 6.1a ta có. ị [sH] =480.1.0,95.1 ằ 470,07 MPa. = (- [ ] )/= ằ0,02 Do đó có thể cháp nhận vừa tính. 4. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn. Yêu cầu sF [sF] ; Theo công thức 6.43 : sF3 = 2.T2.KFYeYbYF3/( bwdw3.m) Tính các hệ số : Tra theo yd ứng với bảng 6.7 , ta có KFb = 1,23 ; với v KFa = 1,37. Tra bảng 6.16 chọn go= 73 Theo bảng 6.15 => dF =0,006 . Theo CT 6.47: => Theo CT 6.46: KF = KFb.KFa.KFV = 1,23.1,37.1,03 = 1,736 Với ea = 1,67 ị Ye = 1/ea = 1/1,67 = 0,6; b = 14,7o ị Yb = 1 - b/1400 = 1 – 14,7°/1400 = 0,895; Số răng tương đương: Ztđ3 = Z3/cos3b = 27 /cos3 14,7 =29,835 Ztđ4 = Z4/cos3b = 103/cos3 14,7= 113,814 Với Ztđ3 = 29,835 , Ztđ4 = 113,814 Tra bảng 6.18 thì ta có YF3= 3,8 ; YF4= 3,60; Thay các kết quả vừa tính vào CT trên ta được ứng suất uốn : sF3 = =108,4 MPa; sF4 = sF3 . =102,7 MPa; Với m=2,5 mm.Y=1,08-0,0695ln(2,5) = 1,022 Y=1 ; K=1(da<400mm).Do đó theo 6.2 và 6.2a ta có: []=[]’. Y. Y. K=252.1.1,022.1=257,5 MPa []=[]’. Y. Y. K=241,7 MPa Ta thấy độ bền uốn được thoả mãn vì sF3 < [sF3] =257,5 MPa, sF4< [sF4] = 241,7 MPa; 5. Kiểm nghiệm răng về quá tải. Kqt = Tmax/ T = 1,4. sH4max = sH . MPa < [sH4]max = 1260 MPa; Theo 6.49: sF3max = sF3. Kqt = 108,4. 1,4 = 151.76 MPa ; sF4 max = sF4. Kqt = 102,7. 1,4 =143,78 MPa; Như vậy : sF3max < [sF3]max = 464 MPa, sF4max < [sF4]max = 360 MPa nên răng thoả mãn về điều kiện quá tải. Kết luận : Bộ truyền cấp chậm làm việc an toàn. Các thông số và kích thước bộ truyền. + Bộ truyền cấp chậm : Khoảng cách trục aw=168 mm Mô đun pháp m=2,5 mm Chiều rộng vành răng bw=67,2 mm Tỉ số truyền um=3,815 Góc nghiêng của răng 0 Số răng bánh răng z1= 27; z2=103 Hệ số dịch chỉnh x1=0; x2= 0 Đường kính vòng chia d1=69,78 mm; d2=266,21 mm Đường kính đỉnh răng da1=74,78 mm; da2=271,21mm Đường kính đáy răng df1=63,53 mm; df2=264,96 mm Góc ăn khớp =20,62 B.tính toán với cấp nhanh Đối với hộp giảm tốc đồng trục thì thông số của bộ truyền cấp nhanh lấy gần bằng toàn bộ thông số của bộ truyền cấp chậm . 1.Khoảng cách trục cấp nhanh lấy bằng cấp chậm. a=a=168 (mm) Chọnnhanh nh ỏ h ơn cấp chậm khoảng 30 =>nhanh lấy bằng 0,25 =>=0,5.0,25.(3,83+1) =0,6 =>Bảng 6.7 tra được: K =1,03 K =1,08 Theo quan điểm thống nhất hoá trong thiết kế,ta chọn mođun tiêu chuẩn của bánh răng cấp nhanh bằng môđun của bánh răng cấp chậm:m=2,5 Z =27 ; Z =103 Góc nghiêng răng lấy=14,7 2.Ta tiến hành kiểm nghiệm độ bền của bộ truyền cấp nhanh a. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc. Yêu cầu cần phải đảm bảo sH [sH] sH = ZM ZH Ze ; Trong đó : - ZM : Hệ số xét đến ảnh hưởng cơ tính vật liệu; - ZH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc; - Ze : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng; - KH : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc; - bw : Chiều rộng vành răng. - dw : Đường kính vòng chia của bánh chủ động; T1 = 48280 Nmm ; bw = 42 mm ; ZM = 274 MPa (tra bảng 6.5 ) ; Góc prôfin răng bằng góc ăn khớp : at =atw = arctg(tga/cosb) = arctg(tg200/ cos14,7) ằ20,62o tgbb = cos at.tgb = cos(20o).tg(12,5o) =0,2455 ị bb = 13,8o ZH = = = 1,716 MPa ; ea = 1,67 Ze = = ằ 0,77 KH = KHb. KHVKHa ; KHb = 1,05 (Tính ở trên); Vận tốc bánh dẫn : v = m/s; Với v =5,316m/s tra bảng 6.13 (trang 106) chọn cấp chính xác 8 ; Trị số của hệ số phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời không ăn khớp KHa = 1,13 (tra bảng 6.14). K =1,37 Theo bảng 6.15 => Trị số của các hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp dH =0,002 Tra bảng 6.16 chọn trị số của hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng go= 73 , Theo công thức 6.42: KH = KHb . KHV . KHa = 1,03.1,13.1,13 ằ 1,32 Thay số : sH = 274.1,72.0,77. = MPa Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép : [sH] = [sH]. ZRZVKxH. Với v = 5,316 m/s ị ZV = 1 (vì v < 5m/s ) , Cấp chính xác động học là 9, chọn mức chính xác tiếp xúc là 8. Khi đó cần gia công đạt độ nhám là RZ = 2,5...1,25 mm. Do đó ZR = 0,95, với da< 700mm ị KxH = 1 Theo 6.1 và 6.1a ta có. ị [sH] =456.0,95.1=433,2 MPa ; Do đó sH [sH] nên răng thoả mãn độ bền tiếp xúc. b. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn. Yêu cầu sF [sF] ; Theo công thức 6.43 sF1 = 2.T1.KFYeYbYF1/( bw1dw1.m) Tính các hệ số : Tra theo yd ứng với bảng 6.7 (sách tính toán thiết kế ... T1), ta có KFb = 1,08 ; với v =5 m/s tra bảng 6.14 (sách tính toán thiết kế ... T1, trang 107) cấp chính xác 9 thì KFa = 1,40. Tra bảng 6.16 chọn go= 73 Theo bảng 6.15 => dF =0,006 => KF = .KFb.KFa.KFV = 1,08.1,40.1,3 = 1,96 Với ea = 1,67 ị Ye = 1/ea = 1/1,67 = 0,6; b = 14,7o ị Yb = 1 - b/1400 = 1 – 14,7°/1400 = 0,895; Số răng tương đương: Ztđ3 = Z3/cos3b = 27 /cos3 14,7 =29,835 Ztđ4 = Z4/cos3b = 103/cos3 14,7= 113,814 Với Ztđ3 = 29,835 , Ztđ4 = 113,814 Tra bảng 6.18 thì ta có YF3= 3,8 ; YF4= 3,60; Thay các kết quả vừa tính vào CT trên ta được ứng suất uốn : sF1 = =47 MPa; sF2 = sF3 . =44,6 MPa; Với m=2,5 mm.Y=1,08-0,0695ln(2,5) = 1,022 Y=1 ; K=1(da<400mm).Do đó theo 6.2 và 6.2a ta có: []=[]’. Y. Y. K=252.1.1,022.1=257,5 MPa []=[]’. Y. Y. K=241,7 MPa Ta thấy độ bền uốn được thoả mãn vì sF3 < [sF3] =257,5 MPa, sF4< [sF4] = 241,7 MPa; c. Kiểm nghiệm răng về quá tải. Kqt = Tmax/ T = 1,4. sH2max = sH . =512,6 MPa < [sH1]max = 1260 MPa; sF1max = sF1. Kqt = 47. 1,4 = 65,8 MPa ; sF2 max = sF2. Kqt = 44,6. 1,4 = 62,44 MPa Do đó sF1max < [sF1]max = 464 MPa, sF2max < [sF2]max = 360 MPa nên răng thoả mãn về điều kiện quá tải. Kết luận : Bộ truyền cấp nhanh làm việc an toàn. Các thông số và kích thước bộ truyền. + Bộ truyền cấp nhanh: Khoảng cách trục aw=168 mm Mô đun pháp m=2,5 mm Chiều rộng vành răng bw=42 mm Tỉ số truyền um=3,815 Góc nghiêng của răng 0 Số răng bánh răng z1= 27; z2=103 Hệ số dịch chỉnh x1=0; x2= 0 Đường kính vòng chia d1=69,78 mm; d2=266,21 mm Đường kính đỉnh răng da1=74,78 mm; da2=271,21mm Đường kính đáy răng df1=63,53 mm; df2=264,96 mm Góc ăn khớp =20,62 Phần III. tính toán bộ truyền ngoàI (bộ truyền xích) Bộ truyền xích nối từ trục 3 ra bộ phạn công tác là hệ thống băng tải. Trục 3 có các số liệu: P =6,9238 (kw); n =100 (v/f) ; U =2,2 1.Chọn loại xích: Vì tảI trọng nhỏ ,vận tốc thấp =>Ta chọn loạI xích ống con lăn. 2.Xác định các thông số của bộ truyền xích: -Theo bảng 5.4 với U=2,2 , chọn số răng đĩa nhỏ Z =25. Do đó số răng đĩa lớn : Z =U.Z =25.2,2 = 55 (răng) < Z =120 -Theo CT 5.3 công suất tính toán: P =P.k.k.k Trong đó: -Z =25 ->k =25/Z =1 -n =100 ->k =200/100 = 2 -Theo CT 5.4 và bảng 5.6: k=k.k.k.k.k.k Trong đó: + k=1 (Đường tâm đĩa xích làm với phương ngang một góc <60); + k=1 (Ch ọn a = 30p); + k=1(Điều chỉnh băng một trong các đĩa xích); + k=1(Chịu tảI trọng tĩnh); + k=1(Bộ truyền làm việc một ca); +k=1,3(MôI trường có bụi ,chất lượng bôI trơn II); =>k = 1.1.1.1.1.1,3 = 1,3 Như vậy: P = 6,9238.1,3.2 = 18 (KW); -Theo bảng 5.5 với n = 100 (v/f) , chọn bộ truyền xích một dãy có bước xích p = 31,75 mm.Thoả mãn điều kiện bền mòn:P < [P] = 19,3 (KW); -Khoảng cách trục a = 30.p = 30.31,75 = 952,8 (mm) -Theo CT 5.12 số mắt xích : x = 20.a/p + 0,5.(Z+Z) +( Z – Z ).p/4a =20.30 + 0,5(25+55) + (55-25 )31,75/4.3,14.952,8= =100 -Tính lạI khoảng cách trục theo CT 5.13: a = 0,25.p[x – 0,5(Z + Z2 ) + ] = 940,28 mm. -Để xích không chịu lực căng quá lớn, ta giảm a một lượng: 0,003.a = 2,82 mm. -Số lần va đập của xích : i = Z.n/15x = < [i] = 25 (Theo bảng 5.9). 3.Tính kiểm nghiệm xích về độ bền: -Theo 5.15 S= -Theo bảng 5.2 , tảI trọng phá hỏng Q=88,5 (KN) -Khối lượng một mét xích q = 3,8 (kg) +k = 1,2 (T = 1,4T) +v = (m/s) =>F= (N) +F =q.v= 3,8.1,323= 6,65 (N) +F =9,81.k.q.a = 9,81.6.3,8.0,9375 = 209,68 (N) +k = 6 (Bộ truyền nằm ngang) =>Do đó : S= S>[S]=8,5(Bảng 5.10). Đảm bảo đủ bền. 4.Tính đường kính đĩa xích. Theo CT 5.17 : d = p/sin(/Z) = 31,75/sin(3,14/25) = 252,658 (mm) d =p/sin(/Z) = 31,75/sin(3,14/55) = 555,849 (mm) da = p[0,5 + cotg(/Z)] = 268,53 (mm) da= p[0,5 + cotg(/Z)] = 571,72 (mm) r = 0,5025d+0.05 = 0,5025.19,05 = 9,623 (mm) Với d = 19,05(Bảng 5.2) df = d –2r = 252,658-2.9,623 = 233,412 (mm) df = d - 2r = 536,603 (mm) -kiểm nghệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích theo CT 5.18: H = 0,47. [H] [H] -ứng suất tiếp xúc cho phép,MPa(Bảng 5.11) F -Lực va đập trên m dãy xích, N k -Hệ số phân bố không đều tảI trọng cho các dãy k -hệ số tảI trọng động,Bảng 5.6 E = 2.E.E/(E+E)-Mođun đàn hồi A-Diện tích chiếu của bản lề ,mm.Bảng 5.12 => H = 624 (MPa) H= 461,768 (MPa) *Bánh lớn dùng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB210 có ứng suất tiếp xúc cho phép [H] = 600 MPa =>Đảm bảo đủ bền. *Bánh nhỏ dùng thép 45 tôI, ram đạt HRC45 có ứng suất tiếp xúc cho phép 800 MPa =>Đảm bảo đủ bền. 5.Xác định ứng suất trên trục(lực tác dụng lên trục). -Theo CT 5.20 : F = k.F=5233,4.1,15 = 6018,41 (N) +k= 1,15 _với bộ truyền có góc nghiêng nhỏ hơn 40 phần IV: tính toán thiết kế trục . I.Thiết kế trục. Số liệu cho trước: Công suất trên trục vào của hộp giảm tốc: N = 7,5KW Số vòng quay n1= 1455 v/ph Tỷ số truyền unh= 3,83 uch= 3,83 Góc nghiêng của cặp bánh răng b =14,70 Chọn vật liệu chế tạo bằng thép C45, tôi có sb= 800Mpa , ứng suất xoắn cho phép [t]= 12...20 MPa a. Ta có sơ đồ lực tác động vào bộ truyền như sau Fk Ftg b. Tính các lực tác dụng lên trục: Lực do khớp nối, lực tác dụng lên bánh răng, Lực do tang . Các thành phần lực trong thiết kế được biểu diễn như hình vẽ phần trên. Theo phần trên đã tính lực tác dụng của bộ truyền xích lên trục 3 có giá trị: Fx = 6018,41 (N) Lực tác dụng của khớp nối: FK = (0,2 á 0,3).2TI /D0 , Với : TI = 48280 N.mm , D0 = 95 mm. ị 203,28 á305 (N). Lờy F=254 N Lực tác dụng khi ăn khớp trong các bộ truyền được chia làm ba thành phần: Ft: Lực vòng; Fr: Lực hướng tâm; Fa: Lực dọc trục; Trong đó: Ft1 = (N) = Ft 2 Fr1 = (N) = Fr 2 Ft3 = (N) = Ft4 ; Fr3 = 2000 (N) = Fr4 ; Fa1 = Ft1.tgb = 1383,78.tg14,7o = 363,03 (N) = Fa2 ; Fa3 = Ft3.tgb = 15140,44.tg14,7o = 1348,57(N) = Fa4 ; II. Xác định sơ bộ đường kính trục. Theo ct 10.9 đường kính trục thứ k với k =1..3; (mm) ăTrục I : Với TI= 48280 Nmm ;[t] =12 => (mm) L ấy d=30mm Với d1 = 30mm, tra bảng 10.2 , ta được chiều rộng ổ lăn b0 = 19 mm. ăTrục II : Với T2= 179350 ;[t] =20 => (mm) Với d2 = 35, tra bảng 10.2, ta được chiều rộng ổ lăn b0 = 21 mm. ăTrục III : Với TIII= 667900 ;[t] =20 => (mm) Với d3= 55, tra bảng 10.2, ta được chiều rộng ổ lăn b0 = 29 mm. III.Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực. Chọn : + Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay: K1 = 10 (mm) +Khoảng cách từ mặt cạnh ổ đến thành trong của hộp : K2 = 7 (mm) +Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến nắp ổ: K3 = 15 (mm) + Chiều cao nắp ổ và đầu bu lông : h = 20 (mm). Chiều dài mayơ bánh xích , bánh răng ,nối trục : lnt = lm12 = (1,4 … 2,5).d1 = 45 (mm). lm13 = (1,2 … 1,5).d1 = 45 (mm). lm22 =( 1,2 … 1,5).d2 = 42 (mm). lm23 =( 1,2 … 1,5).d2 = 42 (mm). lm33 =( 1,2 … 1,5).d3 = ( 1,2 … 1,5).55 = 68 (mm). lc33 =0,5(l+b)+h+k = 83,5 (mm). lm32 =( 1,2 … 1,5).d3 = 1,2.55 = 70 (mm). Khoảng cách l trên các trục : Trục I l12 = - lc12 = -[0,5.(lm12+ b0 )+k3 +hn ]= -67 (mm). l13 = 0,5.(lm13+ b0 )+k1 +k2 = 53 (mm). l11 = 2 l13 = 106 ( mm). Trục II l22 = 0,5.(lm22+ b0 )+k1 +k2 = 48,5 (mm). l23 = l11 + l32 + k1 + b0 = 203,5 mm l21 = l23 + l32 = 270 (mm) Trục III l32 = 0,5.(lm32+ b0 )+k1 +k2 = 66,5 (mm) l31 = 2.l32 = 133 (mm) l33 = l31 + lc33 = 216,5 (mm) Sơ đồ (sơ bộ) khoảng cách của hộp giảm tốc: IV. Xác định phản lực tác dụng lên các trục: Đối với trục I ta có sơ đồ và biểu đồ mô men như sau *Ta đi xác định các phản lực lên ổ đỡ Flx10 Fly10 Fx12 Fly11 Flx11 Fy13 Ft1 Fz13 Chiếu các lực theo trục oy : Giải hệ này ta được Fly11 =-112,78 (N), Fly10 = -425,52 (N) Vậy chiều của Fly11 và Fly10 cùng với chiều trên hình vẽ Theo trục ox: Giải hệ này ta được Flx11 = 880(N), Flx10 =249,78 (N) Vậy chiều của Flx11 và Flx10 cùng với chiều trên hình vẽ Từ đó ta có sơ đồ đặt lực, biểu đồ mômen và kết cấu của trục vào như sau: Trục 2: Sơ đồ lực như hình vẽ: Theo trục ox: Thay số vào hệ này ta được: Fl=42,51 (N) Fl=3714,15 (N) Như vậy chiều các lực đúng như hình vẽ Chiếu các lực theo trục oy : GiảI hệ này ta được: Fl=877,4 (N) ; Fl=1660,9 (N) Chiều các lực đúng như hình vẽ. Trục 3: Sơ đồ lực như hình vẽ: Theo trục ox: Thay số vào hệ này ta được: Fl=Fl=2570,22 (N) Chiếu các lực theo trục oy : Giải hệ này ta được: Fl= 10199,2 (N); Fl= 6180,8 (N) V.Kiểm nghiệm trục: A.Trục vào của hộp giảm tốc Theo ct 10.15 tính mômen uốn tổng tại các tiết diện trên trục : Theo ct 10.16 tính mômen tương đương tại các tiết diện trên trục : Với các số liệu đã tính toán thay vào ta được : M12 = 0 (Nmm). Mtđ12 =41811,7 (Nmm). M10 =15240 (Nmm). Mtđ10 =44502,54 (Nmm M13 =39587 (Nmm). Mtđ13 =57580 (Nmm) M11 = 0 (Nmm). 0 (Nmm). Đường kính từng đoạn trục: di Đường kính trục tại chỗ lắp bánh răng: Lấy d13 =38 (mm) Tiết diện trục đi qua ổ lăn chọn tiêu chuẩn (ngõng trục) d10 = d11= 35 (mm). Tiết diện trục lắp khớp