Đồ án Thiết kế hệ thống trộn liệu

Lời nói đầu Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nội dung không thể thiếu trong chương trình đào tạo kỹ sư cơ khí đặc biệt là đối với kỹ sư nghành chế tạo máy. Đồ án môn học Chi Tiết Máy là môn học giúp cho sinh viên có thể hệ thống hoá lại các kiến thức của các môm học như: Chi tiết máy, Sức bền vật liệu, Dung sai, Chế tạo phôi, Vẽ kỹ thuật .... đồng thời giúp sinh viên làm quen dần với công việc thiết kế và làm đồ án chuẩn bị cho việc thiết kế đồ án tốt nghiệp sau này. nội dung của đồ án được chia làm 5 phần. Phần I: Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền : I. Chọn động cơ. II. Phân bố tỉ số truyền. Phần II: Tính toán thiết kế các bộ truyền.trong hộp giảm tốc: 1 I. Chọn vật liệu làm bánh răng II. Tính toán ứng suất cho phép. III. Thiết kế các bộ truyền trong hộp giảm tốc IV. Tính bộ truyền đai PhầnIII: Tính toán trục I-Chọn vật liệu. II-Tính thiết kế trục. III- Tính toán ổ lăn. IV-Bôi trơn và điều chỉnh ăn khớp. Phần IV: Thiết kế vỏ hộp giảm tốc Phần V: Thống kê các kiểu lắp ,trị số sai lệch giói hạn và dung sai các kiểu lắp Trong quá trình tính toán và thiết kế các chi tiết máy cho hộp giảm tốc phân đôi cấp chậm em đã sử dụng và tra cứu các tài liệu sau: - tập 1 và 2 chi tiết máy của GS.TS-nguyễn trọng hiệp. - tập 1 và 2 Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí của PGS.TS-Trịnh chất và TS-lê văn uyển. - Dung sai và lắp ghép của GS.TS ninh đức tốn. Do lần đầu tiên làm quen thiết kế với khối lượng kiến thức tổng hợp còn có những mảng chưa nắm vững cho nên dù đã rất cố gắng tham khảo các tài liệu và bài giảng của các môn có liên quan song bài làm của em không thể tránh được những sai sót. Em rất mong được sự hướng dẫn và chỉ bảo thêm của giáo để em cũng cố và hiểu sâu hơn , nắm vững hơn về những kiến thức đã học hỏi được. Một lần nữa em xin chân thành cảm ơn ! Phần I: CHọN Động cơ và phân phối tỉ số truyền I- Chọn động cơ Xác định công suất của động cơ cần thiết . Công suất trên trục động cơ đIện xác định theo công thức : Pct = Trong đó : - Pct : công suất cần thiết trên trục động cơ Pt : công suất tính toán trên trục máy công tác,khi tải trọng thay đổi Pt = Plv = 5 (kw). h hiệu suất truyền động h = h1 . hôlă2n . h2 với h1 hiệu suất của bộ truyền đai .Tra bảng 2.3 h1 = 0,95 hôlă2n hiệu suât ổ lăn ,tra bảng 2.3 hôlă2n = 0,99 . h2 hiệu suất của hộp giảm tốc ,tra bảng 2.3 h2  = 0,96 Vây hiệu suất truyền động : h= 0,95.(0,99)3.0,96 = 0,8849 Pct = = 5,65 (kw) 2 - Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ Ta có công thưc tính P: n sb = nlv. ut vói : - nlv số vòng quay cua truc may công tác . nlv = 26 v/ph ut tỉ cố truyền của từng bộ truyền ut = u1.u2 ( u1 tỉ số truyền của hộp giảm tốc ,tra bảng 2.4 tadược u1 =14 u2 tỉ số truyền của bộ truyền đai , tra bảng 2,4 ta có u2= 4 ) Vậy số vòng quay sơ bộ nsb= 56.26 = 145 (v/ph) Tra bảng (p.11) ta xác định dược động cơ cần thết Động cơ 4A với nsb = 1500 (v/ph) Các chỉ số của động cơ : Số hiệu động cơ : 4A132S4Y3 Công suất Pđc = 7,5 kw Số vòng quay n đc = 1455 ( v/ph) Hệ số công suất cosj = 0,86 Hiệu suất làm việc h = 0,875 Kiểm tra động cơ : Với động cơ 4A132S4Y3 trên thì : > Vậy động cơ dã chọn đạt yêu cầu. II- Xác định tỉ số truyền cho toàn bộ hệ thống ( ut). Phân phối tỉ số truyền cho từng bộ truyền . Lập bảng công suất mô men xoắn ,số vòng quay cho từng trục. Tỉ số truyền của hộp giảm tốc đã chọn uh = 14 Với hệ thống bánh răng đồng trục 2 cấp ,ta có : aw1 = aw2 Nên ta có thể phân phối tỉ số truyền cho từng trục theo công thức; u1 = u2 = = = 3,74ìI Phần II Thiết kế bộ truyền trong hộp giảm tốc I . Chọn vật liệu làm bánh răng Bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc đồng trục 2 cấp làm việc trong đIều kiện : Công xuất nhỏ ( P = 5 KW) Không có yêu cầu đặc biệt về điêu kiện làm việc, không yêu cầu kích thước nhỏ gọn Nên ta chọn vật liệu cho bộ trụyền có HB < 350, vì bộ truyền cấp chậm và bộ truyền cấp nhanh làm việc với mô men xoắn chênh lệch rất lớn , cho nên ta chọn vật liệu cho hai bộ truyền là khác nhau . Với bộ truyền cấp chậm ta chọn thép là thép C45 tôI cảI thiện. thép C45 tôI cảI thiện có đặc điêm thép : Thép Nhiệt luyện Độ rắn Giới hạn bền sb Giới hạn chảy sc Bánh răng nhỏ C45 Tôi cải thiện 245 850 Mpa 580 MPa Bánh răng lớn C45 Tôi cải thiện 230 750MPa 450Mpa Với bộ truyền cấp nhanh ,do làm việc trong điều kiện tải trọng nhẹ cho nên để giảm giá thành chế tạo ta chọn loại thép C45 thường hoá ,với các đặc đểm thép : Thép Nhiệt luyện Độ rắn Giới hạn bền sb Giới hạn chảy sc Bánh răng nhỏ 45X TôI cải thiện 180 750 Mpa 500MPa Bánh răng lớn C45 Tôi cải thiện 165 MPa 450Mpa II- Xác định ứng xuất cho phép 1-ứng suất cho phép của bộ truyền cấp chậm. a-ứng xuất tiếp xúc cho phép [ sH ] đối với bộ truyền cấp chậm. [ s0H ] = (sH lim/SH)*ZR* ZV * KXH * KHL Với : ZR : Hệ số xét đến ảnh hưởng độ nhắm bề mặt răng ZV : Hệ số xét tới ảnh hưởng vận tốc vòng KXH : Hệ số xét tới ảnh hưởng kích thước bước răng KHL : Hệ số tuổi thọ về độ bền tiếp xúc Khi tình toán sơ bộ ta chọn : ZR* ZV * KXH = 1 Nên ta có : [ sH ] =(s0H lim /SH)*KHL s0H lim : ứng xuất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở Theo bảng 6.2 s0H lim = 2HB +70 SH : Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc Theo bảng 6.2 SH = 1,1 KHL = + mH : Bậc đường cong mỏi khi thử về ứng xuất tiếp xúc mH = 6 + NHO : Số chu kì thay đổi ứng suắt cơ sở khi thử về tiếp xúc. NHO = 30* Với bánh răng nhỏ HB = 245 ị = 30*(245)2,4 = 1.6 * 107 Với bánh răng lớn HB2 = 230 ị = 30(230)2,4 1.39 *107 +NHE : Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương ứng với ứng suất tiếp. với bộ chuyền chịu tải không đổi: NHE = 60*c*n*t n: số vòng quay n= 26V/ph c: số lần ăn khớp trong 1 vòng quay ( c= 1) t: tổng thời gian làm việc t= 6*300*8 = 14400(h) ị NHE = 60*1*26*14400 = 22464000 Vậy KHL - Của bánh răng nhỏ : - Của bánh răng lớn : ứng suấ tiếp xúc cho phép của các bánh răng: + Bánh răng nhỏ : [ = + Bánh răng lớn : b- ứng suất uốn cho phép [sF] của bộ truyền cấp chậm. với: Y r hệ số xét đến ảnh hưởng độ nhám mặt lượn chân răng . Y s ………………………..tập trung ứng suất . K xf:……………………….kích thước bộ truyền bánh răng Kfc :. . . . ………………hệ số xet đến ảnh hưởng đặt tảI Khi tính toán sơ bộ : Y r.Y s .Kfx = 1 Nên : : ứng suất uốn cho phép với chu kì cơ sở theo bảng (6.2) = 1,8.HB :hệ số an toàn khi tính ứng suất uốn. Theo bảng (6.2) =1,75 Khi bộ truyền quay một chiều hệ số tuổi thọ . với :bậc đường cong mỏi khi thử về ứng suất uốn . với HB < 350 = 6 :số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn. = 4.106 ==60.c.n.f=22464000 ta thấy > Do đó ứng suất uốn cho phép : Của bánh nhỏ : Của bánh lớn : ứng suất tiếp cho phép của bánh răng nhỏ và bánh răng lớn : Bánh nhỏ : [] = 509 Mpa [] = 252 Mpa : Bánh lớn : [] = 481,2 Mpa [] = 237 Mpa Ta chọn ứng suất cho phép chung cho cả hai bánh rằng : [] = 481,2 Mpa [] = 237 Mpa 2- ứng suất cho phép của bộ truyền cấp nhanh. a-ứng suất tiếp xúc cho phép : [ s0H ] = (soH lim/SH)*ZR* ZV * KXH * KFL các hệ số ZR, ZV,KXH, SS được xác định như đối với cấp chậm. Theo bảng 6.2 s0H lim = 2HB +70 KHL = + mH : Bậc đường cong mỏi khi thử về ứng xuất tiếp xúc mH = 6 + NHO : Số chu kì thay đổi ứng suắt cơ sở khi thử về tiếp xúc. NHO = 30* Với bánh răng nhỏ HB = 180 ị = 30*(180)2,4 = 2,5 * 106 Với bánh răng lớn HB2 = 165 ị = 30(165)2,4 =2 *106 +NHE : = 22464000( theo phần tính câp nhanh) ta thấy rằng NHo1<NHE NHO2< NHE Do đó ta lấy KHL= 1. Vậy ứng suấ tiếp xúc cho phép của các bánh răng của bộ truyền cấp nhanh : + Bánh răng nhỏ : [ = + Bánh răng lớn : b- ứng suất uốn cho phép [sF] của bộ truyền cấp chậm. Với các hệ số YR,Ye,KXF,KFC,SF tính như cấp nhanh. Ta có : : ứng suất uốn cho phép với chu kì cơ sở theo bảng (6.2) = 1,8.HB với :bậc đường cong mỏi khi thử về ứng suất uốn . với HB < 350 = 6 :số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn. = 4.106 ==60.c.n.f=22464000 ta thấy > Do đó ứng suất uốn cho phép : Của bánh lớn : Của bánh nhỏ : ứng suất tiếp cho phép của bánh răng nhỏ và bánh răng lớn : Bánh nhỏ : [] = 391Mpa [] = 185Mpa : Bánh lớn : [] = 363,6Mpa [] =169,7 Mpa Ta chọn ứng suất cho phép chung cho cả hai bánh rằng : [] = 481,2 Mpa Vậy ta chọn ứng suất cho phép của bộ truyền cấp nhanh là: [] = 363,6Mpa [] =169,7 Mpa B- III -Thiết kế các bộ truyền trong hộp giảm tốc: A-cấp chậm 1-khoảng cách trục của bộ truyền cấp chậm. Công thức xác định khoảng cách trục aw của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng bằng thép ăn khớp ngoài như sau: aw1 =49,5 (u1 + 1) Trong đó: - T1 là mômen xoắn trên trục bánh chủ động (là trục II) - Yd = bw/dw1 = 0,5.Ya.(u+1) là hệ số chiều rộng bánh răng. - KHb là hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc. - KHv là hệ số kể ảnh hưởng của tải trọng động. - u1 là tỉ số truyền của cặp bánh răng. ở đây ta đã có: - T1 = 505010,3 (N.mm); u1 = 3,742; yba = 0,4 và [s] = 481,2 (MPa) -Ybd = 0,5.Yba.(u+1) = 0,5.0,4.(3,742+1) = 0,948 Tra Bảng 6.7 (Trang 98-Tập 1: Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ta xác định được KHb = 1,065 (Sơ đồ 5). - Chọn sơ bộ KHv = 1. Thay số vào công thức ta sẽ xác định được khoảng cách giữa 2 trục aw1: aw1³ 49,5.(5+1). (mm) 2. Xác định các thông số ăn khớp * Môđun của bánh răng trụ răng thẳng (m) được xác đinh như sau: m = (0,01 á 0,02).aw1 = (0,01 á 0,02).271,7 = 2,71 á 5,42. Theo dãy tiêu chuẩn hoá ta sẽ chọn m = 3 mm. * Số răng trên bánh lớn và bánh nhỏ lần lượt là Z1và Z2 ta có : Chọn Z1 = 38 răng. ị Z2 = U1 Z1 = 3,742.38,2 = 142 (răng). Khoảng cách trục thưc tế là: aw=m(Z1+Z2)/2 = 270( mm) ta không phải dịch chỉnh bánh răng ăn khớp góc ăn khớp atw = Zt = Z1 + Z2 = 38+142 = 1 80 (răng); Tỉ số truyền thưc tế khi đó là : Ut = Z2/Z1 = 142/38 = 3,737 3. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc. Yêu cầu cần phải đảm bảo điều kiện sH Ê [sH] = 481,2 MPa. Do sH = ; 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. - dw1 : Đường kính vòng chia của bánh chủ động; Ta đã biết được các thông số như sau: - T1 = 505010,3 (N.mm). - bw = ya . aw = 0,4.270 = 108 mm ; - Unh = 3,737 và dw1 = m.Z1 = 3.38 = 114 (mm). - ZM = 274 Mpa1/3 vì bánh răng làm thép tra Bảng 6.5 (Trang 96-Tập 1: Tính toán ...). - ZH = - Ze = Vì hệ số trùng khớp : ea = 1,88 – 3,2 . - Hệ số KH được xác định bởi công thức: KH = KHb.KHV. Do Ybd = 0,948 tiến hành tra Bảng 6.7 (Trang 98 – Tập 1: Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ta có KHb = 1,065 (Sơ đồ 5). Còn Vận tốc bánh dẫn: v = m/s < 2 m/s theo Bảng 6.13 (Trang 106-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn...) ta có cấp chính xác động học là 9. Bảng 6.15 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ị dH = 0,006. Bảng 6.16 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ị go = 73. ị KH = KHb.KHV = 1,025.1,065 = 1,09. Thay số vào ta xác định được ứng suất tiếp xúc tác dụng trên bền mặt răng như sau: sH = (Mpa). Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép của cặp răng: [sH] = [sH]. ZRZVKxH. Với v = 0,58 m/s ị ZV = 1 (vì v < 5m/s ).Với cấp chính xác động học là 9 và chọn mức chính xác tiếp xúc là 9. Khi đó độ nhám bề mặt là Ra = 10á40 mm ị ZR = 0,9 với da< 700mm ị KxH = 1. Vậy [sH] = 481,2*1.0,9.1 = 433,08MPa. Ta thấy rằng o/o<4o/o thoả mãn về điều kiện bền về tiếp xúc và giá thành sản phẩm. 4-Kiểm nghiệm răng cấp châm về độ bền uốn. Để bảo đảm bánh răng trong quá trình làm việc bị gãy răng thì ứng suất uấn tác dụng lên bánh răng sF phải nhỏ thua giá trị ứng suất uấn cho phép [sF] hay: sF Ê [sF]. Do ị sF2 = sF1 . YF2 / YF1 Trong đó : - T1 : Mômen xoắn tác dụng trên trục chủ động. - KF : Hệ số tải trọng khi tính về uốn. KF = KFb.KFa KFv.- KFb : Hệ số kể đến sự phân bố phân bố không đều trên chiều rộng răng. - KFv : Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp. - KFa : Hệ số kể đến sự phân bố không đều trên chiều rộng răng. - YF : Hệ số dạng răng. - bw : Chiều rộng vành răng. - dw1 : Đường kính vòng chia của bánh chủ động; - m : Môdum của bánh răng. Do Theo Bảng 6.18 (Trang 109-Tâp1: Tính toán ...). Còn Bảng 6.15 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ị dF = 0,016. Bảng 6.16 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ị go = 73. Bảng 6.7 (Trang 98-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ị KFb = 1,11. Do đây là bánh răng thẳng lên KFa =1. ị KF = KFb.KFa KFv = 1,1496*1,06*1 = 1,22 Vậy ta có: (MPa). ị sF2 = sF1 . YF2 / YF1 = 147,45*3,6/3,82= 138,95 (MPa). Do ứng suất uốn thực tế bánh răng có thể chịu được khi làm việc xác định như sau. [sF1]= [sF1].YS .YxF.YR và [sF2]= [sF2].YS .YxF. YR. Với m = 3 mm ị YS = 1,08 – 0,0695.Ln(3) ằ 1. Còn YR = 1 và KxF = 1 ị [sF1] = [sF1].1.1.1 =252 MPa. ị [sF2] = [sF2].1.1.1 = 237MPa. Nhận thấy rằng cả hai bánh răng đều đáp ứng được điều kiện bền uấn vì : 5. Kiểm nghiệm răng về quá tải. Để bộ truyền khi quá tải (xảy khi mở máy hoặc hãm máy... Lúc đó momen xoắn tăng đột ngột) không bị biến dạng dư, gẫy dòn lớp bề mặt của răng hoặc biến dạng dư, phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng thì ứng suất tiếp xúc cực đại sHmax và ứng suất uốn cực đại sF1max luôn luôn phải nhỏ hơn ứng suất quá tải cho phép [sH]max và [sF1]max. * Ta có ứng suất quá tải cho phép [sH]max và [sF1]max được xác định như sau: . Vậy suất quá tải cho phép [sH]max và [sF1]max của mỗi bánh răng xác định như sau: * Còn ứng suất quá tải phát sinh khi chạy máy được xác định như sau: (*) Ta có hệ số quá tải Kqt = Tmax/ T = 1,5. Thay số vào công thức (*) ta có: Kết luận: Vậy cặp bánh răng ta đã tính toán được ở trên hoàn toàn đảm bảo được rằng bộ truyền cấp chậm làm việc an toàn. * Thông số cơ bản của bộ truyền cấp chậm : - Khoảng cách trục: aw = 270 mm. - Môđun bánh răng: m = 3 mm. - Chiều rộng bánh răng: b1 = 108 mm - Số răng bánh răng: Z1 = 38 và Z1 = 142 răng. - Đường kính chia : d1 = m. Z1 = 3.38 = 114 mm; d2 = m.Z2 = 3.142 = 426 mm; -Đường kính đỉnh răng: bánh nhỏ: da1=120 mm bánh lớn : da2= 429 mm - Đường kính đáy răng : df1 = d1 - (2,5-2.x1).m = 55,848 mm. df2 = d2 - (2,5-2.x2).m = 309,172mm - Góc prôfin răng gốc: a = 200. - hệ số dịch chỉnh : x = 0 B -cấp nhanh 1-khoảng cách trục của bộ truyền cấp nhanh. Vì hộp giảm tốc đồng trục cho nên cấp nhanh cũng có khoảng cách trục bằng với khoảng cách trục củabộ truyền cấp chậm aw=270 mm 2. Xác định các thông số ăn khớp * Môđun của bánh răng trụ răng thẳng (m) được xác đinh như sau: m = (0,01 á 0,02).aw1 = (0,01 á 0,02).271,7 = 2,71 á 5,42. Theo dãy tiêu chuẩn hoá ta sẽ chọn m = 3 mm. Tương tự như bộ truyền cấp chậm ta cũng có số răng ăn khớp ở hai bánh răng : Z1=38 ; Z2 =142 góc ăn khớp atw = Zt = Z1 + Z2 = 38+142 = 1 80 (răng); Tỉ số truyền thưc tế khi đó là : Ut = Z2/Z1 = 142/38 = 3,737 3. 3-Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc. Yêu cầu cần phải đảm bảo điều kiện sH Ê [sH] = 363,6MPa. Do sH = ; Các hệ số ZM,ZH,Ze chọn như đối với bộ truyền cấp chậm . Ta đã biết được các thông số như sau: T1 = 139147,8 (N.mm). Với yba=0,25 -Ybd = 0,5.Yba.(u+1) =0,59 - bw = yba . aw = 0,25.270 = 67,5 mm ; - Unh = 3,737 và dw1 = m.Z1 = 3.38 = 114 (mm). - Hệ số KH được xác định bởi công thức: KH = KHb.KHV. Do Ybd = 0,59 tiến hành tra Bảng 6.7 (Trang 98 – Tập 1: Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ta có KHb = 1,03 (Sơ đồ 5). Còn Vận tốc bánh dẫn: v = m/s < 10m/s theo Bảng 6.13 (Trang 106-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn...) ta có cấp chính xác động học là 7. Bảng 6.15 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ị dH = 0,006. Bảng 6.16 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ị go = 73. ị KH = KHb.KHV = 1,03*1,22 = 1,26. Thay số vào ta xác định được ứng suất tiếp xúc tác dụng trên bền mặt răng như sau: sH = (Mpa). Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép của cặp răng: [sH] = [sH]. ZRZVKxH. Với v = 8,04 m/s ị ZV = 0,92.v0,05=0,92.8,040,05=1,02(vì v < 10m/s) Với cấp chính xác động học là 7 và chọn mức chính xác tiếp xúc là 9. Khi đó độ nhám bề mặt là Ra = 10á40 mm ị ZR = 0,9 với da< 700mm ị KxH = 1. Vậy [sH] = 363,3*1,02.0,9.1 = 333,8MPa. Ta thấy rằng o/o > 4 o/o thoả mãn về điều kiện bền về tiếp xúc nhưng không thoả mãn về giảm chi phí do thừa bền do đó ta cần giảm bề rộng vành răng của bộ truyền cấp nhanh Gọi y’ba là bề rộng vành răng khi đã giảm bề rộng .Ta có : y’ba = []2*yba = []2*67,5=44,2 mm ta chọn y’ba =45 mm khi đó ta kiểm tra lại ứng suất của bộ truyền cấp nhanh: sH = Mpa khi đó o/o<4o/othoả mãn . Vởy bộ truyền cấp nhanh được kiểm nghiệm về ứng suất tiếp xúc. 4- Kiểm nghiệm răng nhanh về độ bền uốn. Để bảo đảm bánh răng trong quá trình làm việc bị gãy răng thì ứng suất uấn tác dụng lên bánh răng sF phải nhỏ thua giá trị ứng suất uấn cho phép [sF] hay: sF Ê [sF]. Do ị sF2 = sF1 . YF2 / YF1 Trong đó : T1 : Mômen xoắn tác dụng trên trục chủ động. Các hệ số được tính như đối với bộ truyền câp chậm. Do Theo Bảng 6.18 (Trang 109-Tâp1: Tính toán ...). Còn Bảng 6.15 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ị dF = 0,016. Bảng 6.16 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ị go = 73. Bảng 6.7 (Trang 98-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) . Với Ybd = 0,59 ta có KFb=1,079 Do đây là bánh răng thẳng lên KFa =1. ị KF = KFb.KFa KFv = 1,079*2,36*1 = 2,54 Vậy ta có: (MPa). ị sF2 = sF1 . YF2 / YF1 = 165,34*3,6/3,82= 155,8 (MPa). Do ứng suất uốn thực tế bánh răng có thể chịu được khi làm việc xác định như sau. [sF1]= [sF1].YS .YxF.YR và [sF2]= [sF2].YS .YxF. YR. Với m = 3 mm ị YS = 1,08 – 0,0695.Ln(3) ằ 1. Còn YR = 1 và KxF = 1 ị [sF1] = [sF1].1.1.1 = 185MPa. ị [sF2] = [sF2].1.1.1 = 169,7MPa. Nhận thấy rằng cả hai bánh răng đều đáp ứng được điều kiện bền uấn vì : 5. Kiểm nghiệm răng về quá tải. Để bộ truyền khi quá tải (xảy khi mở máy hoặc hãm máy... Lúc đó momen xoắn tăng đột ngột) không bị biến dạng dư, gẫy dòn lớp bề mặt của răng hoặc biến dạng dư, phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng thì ứng suất tiếp xúc cực đại sHmax và ứng suất uốn cực đại sF1max luôn luôn phải nhỏ hơn ứng suất quá tải cho phép [sH]max và [sF1]max. * Ta có ứng suất quá tải cho phép [sH]max và [sF1]max được xác định như sau: . Vậy suất quá tải cho phép [sH]max và [sF1]max của mỗi bánh răng xác định như sau: * Còn ứng suất quá tải phát sinh khi chạy máy được xác định như sau: (*) Ta có hệ số quá tải Kqt = Tmax/ T = 1,5. Thay số vào công thức (*) ta có: Kết luận: Vậy cặp bánh răng ta đã tính toán được ở trên hoàn toàn đảm bảo được rằng bộ truyền cấp nhanh làm an toàn. * Thông số cơ bản của bộ truyền cấp nhanh : - Khoảng cách trục: aw = 270 mm. - Môđun bánh răng: m = 3 mm. - Chiều rộng bánh răng: b1 = 45 mm - Số răng bánh răng: Z1 = 38 và Z1 = 142 răng. - Đường kính chia : d1 = m. Z1 = 3.38 = 114 mm; d2 = m.Z2 = 3.142 = 426 mm; -Đường kính đỉnh răng: bánh nhỏ: da1=120 mm bánh lớn : da2= 429 mm - Đường kính đáy răng : df1 = d1 - (2,5-2.x1).m = 55,848 mm. df2 = d2 - (2,5-2.x2).m = 309,172 mm - Góc prôfin răng gốc: a = 200. - hệ số dịch chỉnh : x = 0 IV – thiết kế bộ truyền ngoài (bộ truyền đai) : 1 -chọn loại đai va tiết diện đai: Chọn loại đai trong bộ truyền đai là đai thang thường . Theo tiêu chuẩn Gost 12841-80;2-80-3-80 ,và hình (4.1) trang 59 ta chọn loại đai là đai b .Với các thông số của đai dưới đây: Loại đai: thang thường Kí hiệu : b Kích thước tiết diện: bt = 14 mm b = 17 mm h = 10,5 mm yo = 4 diện tích tiết diện : 138 mm đường kính đai nhỏ : 200 mm chiều dàI đai : 3000 mm 2– Xác định các thông số của bộ truyền : a-đường kính đai nhỏ: theo bảng 4.13 ta đã chọn được đường kính bánh đai nhỏ; d 1 = 200 mm từ đó xác định được vận tốc đai theo công thức : đường kính bánh đai lớn : d2=d1*u(1-e) , với u là tỉ số truyền cua bộ truyền đai ,u= 4 e = 0,1..0,2 chọn e = 0,15 khi đó d2= 200* 4 /(1-0,15) = 812,2 mm theo đúng tiêu chuẩn bảng (4.21) ta chọn đường kính banh ssai lớn: d2 = 800 mm b-khoảng cach trục a trị số a được tính thoả mãn về điều kiện sau : h + 0,55(d1+d2)<= â<= 2(d1+d2) 10,5 + 0,55(200+800) <= a <= (200+800) 560,5<= a <= 2000 chọn a = 1000 mm chiều dài đai l xác định theo công thức : l = 2a + p(d1+ d2)/2 + 1/4a( d2-d1)2 =2 .1000+p.(200+800) + 1/4.1000(800-200)2 = 3660,79 mm theo tiêu chuẩn bảng 4.13 ta chọn l = 3750 mm khi đó khoảng cách trục chính xác sẽ là : a = ;với vậy a = chọn khoảng cách trục a = 1089 mm c- góc ôm a1 trên bánh đai nhỏ xác định theo công thức : a1 = 180o-(d2-d1).57o/a= 180o-(800-200).57/1089=148,6o. 3- xác định số đai Số đai được xác định theo công thức : Z=p1.kđ/([po].ca.c1.cu.cz) Trong đó : - p1 công suất trên trục bánh công tác chủ động p1= pđc.nđc = 7,5.0,875=6,56(kw) kđ hệ số tảI động .Theo bảng (4.7) ta có kđ=1 ca: hệ số kể tới ảnh hưởng của góc ôm a1 ca= 1-0,0025(180-148,6) = 0,9215 c1= hệ số kể tới ảnh hưởng của chiều dàI đai theo bảng (4.16) c1= 1,015 cu = hệ số kể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền ;cu = 1,14 cz = hệ số kể đén sự phân bố không đồng đèu về tảI trọng cho cac dây đai .Tính qua z’=p1/[po] với [po]tra theo bảng 4.19 [po]= 5,1 do đó z’= p1/[po]=6,56/5,1=1,28vậy cz=0,947 vậy số đai trong bộ truyền đai : z= 7,5.1/(5,1.0,92.1,105.1,14.0,94)=1,42 chọn số đai là z=1 *-chiều rộng bánh đai B = (z-1)t+2.e t=19 ê=1,25 theo bảng 4.21 vậy B = (1-1).15 + 2.12,5= 25 mm *-đường kính ngoàI của đai da= d +2.ho hp=4,2 (tra bảng 4.21) vậy đường kính bánh đai lớn : da1=800+2.4,2=808,4 mm bánh đai nhỏ : da2=200+2.4,2 = 208,4 mm 4-Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục Lực căng trên đai được xác định theo công thức sau : Fo=780.p1.kđ/ ca.v.z+ Fv Trong đó Fv:lực căng do lực li tâm sinh ra . Fv=qm.v2 ( với qm: khối lượng 1m chiều dàI đai .Theo bảng 4.22 qm = 0,1178 kg/m) Vậy Fv = 0,178(15,2)2 = 41,125 (N) Do đó Fo= 780.6,56.1/(15,2.0,9215.1)+41,125 = 406,43N Lực tác dụng lên trục : Fr = 2.Fo.z.sin(a1/2) = 2.406,43.1.sin(148,6/2)=782,53(N) Phầniii: tính toán trục I) Chọn vật liệu Đối với các trục dùng trong hộp giảm tốc ta chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 tôI cảI thiện có =750Mpa sch= 450Mpa và ứng suất xoắn cho phép []=1220Mpa. II) Tính thiết kế trục : Tính thiết kế trục nhằm xác đinh đường kính và chiều dàI các đoạn trục đáp ứng yêy cầu về độ bền, kết cấu lắp ghép và công nghệ .Tính trục và thiết kế trục ta tiến hành theo các bước sau . 1-Xác định tảI trọng tác dụng lên trục: lực tác dụng từ bộ truyền bánh bánh răng rụ . khi ăn khớp các bộ truyền sẽ tác dụng các lực -lực vòng Ft : + đối vơI cấp nhanh Ft1 Ft1 =Ft2 = 2443,3 N + đối với cấp chậm: Ft3 Ft4= Ft3 = 8867,6 N -Lực hướng tâm: + đối với cấp nhanh Fr1 = Ft1.tgatw = 2443,3.tg20o = 889,3 N Fr2 = Fr1 = 889,3 N + đối với cấp chậm: Fr3 = Ft3.tgatw = 8867,6.tg20o= 3227,5 N Fr4 = Fr3 = 3227,5 N -Với bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng , lực doc trục Fa = 0 ; -*,Phương chiều của các lực được xác định sơ bộ như hình vẽ : 2) Xác định sơ bộ kích thước đường kính trục: Theo công thức 10.9 ta có : di = . Với Trục I : T1 = 139147,8Nmm. Trục II : T2 = 505010,3Nmm. Trục III: T3 = 1832865,4Nmm. Chọn []1 =15Mpa ta có : d1 => chọn d1= 40 mm Chọn []2= 20 Mpa ta có : d2= > chọn d2= 55 mm Chọn []3 = 20 Mpa ta co : d3 => chọn d3= 80 mm 3) Xác định khoang cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực: các kích thước được biểu diễn trên hình sau : *- Với trục I: chiều dàI mayo bánh đai và bánh răng trụ : lm1= (1,2…1,5)d1 = (1,2..1,5) . 40 = (48..60) mm; chọn lm1 =50 mm; *- Với trục II : chiều dàI mayo bánh răng trụ lắp trên trục : lm2= (1,2…1,5)d2 = (1,2..1,5) . 50 = (60..75) mm; chọn lm2 =70 mm; *-Với trục III: chiều dàI mayo bánh răng trụ lắp trên trục : lm3= (1,2…1,5)d3 = (1,2..1,5) . 80 = (96..120) mm; chọn lm3 =110 mm; Chọn khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp giảm tốc hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay là : k1 =10 mm Chọn khoảng cách từ mặt cạnh ổ đến thành trong của hộp : k2 =8 mm Chọn khoảng cách từ mặt cạnh chi tiết quay đén nắp ổ k3 = 15 mm Chiều cao nắp ổ và bu lông hn = 16 mm a-Tính các khoảng cách của trục I : khoảng cách từ gối đỡ O đến tiết diện nắp bánh đai : l12= - lc12 với lc12 khoảng cấch công xôn trên trục I lc12 = 0,5.(lm12 + bo1) + k3 + hn ;lm12 =50 mm; Vậy lc12 = 0,5.(50 + 23) + 15 + 16 = 67,5 mm -khoảng cách từ goói đỡ O đến bánh răng 1 l13 = = 0,5.(lm13 + bo) + k1 + k2 ; với lm13 = 50 mm Vậy l13 = 0,5.(50 + 23) + 10 + 8 = 54,5 mm; Khoảng cách từ gối đỡ O đến gối đỡ 1 : l11 = 2.l13= 2.54,5 =109 mm b-Tính các khoảng cách của trục II : khoảng cách từ gối đỡ O đến tiếtdiện nắp bánh răng 2 trên trục II : lc22 = 0,5.(lm22 + bo) + k1 + k2 ;lm22 =70 mm; Vậy l22 = 0,5.