Thiết kế trạm dẫn động băng tải với vấn tốc v= 0,77 m/s đường kính tang băng tải 350 mm

CỘNG HÒA XÃ HỘI CHỦ NGHĨA VIỆT NAM độc lập tự do hạnh phúc ĐỀ TÀI THIẾT KẾ ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Sinh viên thiết kế: Đào văn Tùng Lớp: k41ccm6 Giáo viên hướng dẫn: Nguyễn văn Dự nội dung thiết kế:Thiết kế trạm dẫn động băng tải Số liệu cho trước: Lực vòng trên băng tải:Ft=4250 N Thời hạn phục vụ: 7 năm Đường king tang băng tải:D=350mm Tỷ lệ số giờ làm việc/ngày: Vânj tốc vòng băng tải:v=0,77m/s Tỷ lệ số giờ làm việc /năm:4/5 T/chất tải trọng:quay đều,làm việc êm Sơ đồ khai triển hệ dẫn động Sơ đồ tải trọng:Kbd=1.5 THUYẾT MINH ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY PHẦN I/TÍNH CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN –PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN I)Chọn động cơ điện 1)chọn loại động cơ Chọn động cơ điện đẻ dẫn động máy móc hoặc các thiết bị công nghệ là công việc đầu tiên trong quá trình tính toán thiết kế máy.Trong công nghiệp sử dụng nhiều loại động cơ như: Động cơ điện một chiều , động cơ điện xoay chiều.Mỗi loại động cơ có một ưu nhược điểm riêng, tùy thuộc vao các yêu cầu khác nhau mà ta chọn loại động cơ cho phù hợp. Với yêu cầu thiết kế trạm dẫn động băng tải đã cho, dựa vào đặc tính và phạm vi sử dụng của loại động cơ ta chọn động cơ ba pha không đồng bộ rô to lồng sóc (còn gọi là rô to ngắn mạch) vì nó các ưu điểm đó là:Kết cấu đơn gản giá thành thấp , rễ bảo quản,làm việc tin cậy.Tuy nhiên loại này có nhược điểm là hiệu suất thấp , hệ số cos thấp so với động cơ đòng bộ , không điều chỉnh vận tốc được. 2)Chọn công suất động cơ +) Công suất động cơ được chọn theo điều kiện nhiệt độ , đảm bảo cho khi động cơ làm việc nhiệt độ sinh ra không được lớn hơn nhiệt độ cho phép.Muốn vậy cần có: trong đó : công suất định mức của động cơ :công suát đẳng trị của động cơ +)Do tải trọng không đổi nên ta có: : công suất làm việc danh nghĩa trên trục động cơ +) :giá trị công suất làm việc danh nghĩa trên trục công tác: = Ft =4250 N :lực vòng trên băng tải V=0,77 m/s :vận tốc vòng băng tải → kw :hiệu suất truyền động(toàn hệ thống) với hệ thống đã cho: ta có 4 cặp ổ lăn,2 cặp bánh răng,1 khớp nối, 1 bộ truyền xích Tra bảng 2.3(HD) ta có: ,,, →0,994.1.0,972.0,93 =0,84% →công suất làm việc danh ngiã trên trục động cơ kw Vậy công suất đẳng trị trên trục động cơ: kw 3)Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ:ndb 3.1)Số vòng quay trên trục công tác: nct :nct = v/ph +) v:vận tốc vòng băng tải: v =0,77 m/s +)D: dường kính tang băng tải: D=350mm → v/ph +) Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ:ndb = 1500 v/ph như vậy tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống: Usb = .ta thấy tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống nằm trong khoảng tỉ số truyền nên dùng của bộ truyền bánh răng trụ hai cấp(8÷40) Vậy số vòng quay đồng bộ được chọn của động cơ là 1500 v/ph 3.2)Chọn động cơ sử dụng -Động cơ loại 4A có khối lượng nhẹ hơn loại K và DK.Phạm vi công suất lớn và số vòng quay đồng bộ lớn loại Kvà DK -căn cứ vào giá trị công suất đẳng trị và số vòng quay đồng bộ của động cơ ta chọn động cơ sao cho: . Tra bảng P1.3 phụ lục ta chọn động cơ: 4A100L4Y3: Bảng thông số: kiểu động cơ Công suất Vòng quay cos % 4A100L4Y3 4,0 1420 0,84 84 2,2 2,0 4)Kiểm tra điều kiện mở máy điều kiện quá tải cho động cơ a)Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ - Khi khởi động , động cơ cần sinh ra một công suất mở máy đủ lớn để thắng sức ỳ của hệ thống : điều kiện mở máy : kw -) :công suất mở máy của động cơ =Kmm. Kmm==2,0 →=2,0.4=8 kw -) công suất cản banđầu trên trục động cơ Kbd =1,5;hệ số cản ban đầu → kw Vậy →đảm bảo điều kiện mở máy II)PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN tỉ số truyền chung của toàn hệ thống: U U= số vòng quay đã chọn của động cơ =42,01 :số vòng quay trên trục công tác →, Với hệ dẫn động gồm các bộ truyền mắc nối tiếp Ung tỉ số truyền của bộ truyền ngoài hộp Uh = U1 . U2 , tỉ số truyền của hộp giảm tốc U1 tỉ số truyền của cặp bánh răng 2 ( cấp nhanh) U2 tỉ số truyền của xặp bánh răng 3(cấp chậm) 1)Tỉ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp +)Với hệ dẫn động gồm HGT 2 cấp bánh răng nối với bộ truyền xích ngoài hộp ta có Ung===(2,25÷1,83). Ta chọn Ung=1,83 →Uh= 2)Tỉ số truyền của các bộ truyền trong hộp giảm tốc Uh=U1.U2 U1 =0,85=5,76 →U2 = III)XÁC ĐỊNH CÁC THÔNG SỐ TRÊN CÁC TRỤC 1)Tính tốc độ quay của các trục(v/ph) số vàng quay trên trục i-1,và truc i Ui-1→I tỉ số truyền giữa trục i-1 và trục i Vậy: +) Tốc độ quay trục I : nI = ndc =1420 (v/ph) +) Tốc độ quay trên trục II: nII = v/ph +) Tốc độ quay trên trục III; nIII = v/ph +) tốc độ quay trên trục IV : nIV = v/ph 2)Tính công suất danh nghĩa trên các trục (kw) +)trục I : PI = =3,895.1.0,99=3,85 kw +) Trục II : PII =PI .=3,85. =3,85.0,97.0,99=3,7 kw +) Trục III; PIII = PII. = 3,7.0,97.0,99 = 3,55 kw +)Trục IV: PIV = PIII.=3,555.0,93.0,99 =3,273 kw 3)+Tính mô men xoắn trên các trục (N.mm) Ti = -)Pi công suất trên trục i -)ni số vòng quay trên trục i TI= N.mm TII = N.mm TIII = N.mm TIV = N.mm 4)Từ các kết quả tính được ta có bảng số liệu tính toán: Tốc độ quay v/ph Tỉ số truyền Công suất Kw Mômen xoắn(N.mm) Trục đông cơ 1420 1 4,0 26195,25 TrụcI 1420 3,85 25892,6 5,76 TrụcII 246,52 3,7 143335,22 3,2 TrụcIII 77,03 3,55. 440120,73 1,83 TrụcIV 42,1 3,27. 741769,6 PHẦN II/THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG A:THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN I/THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH 1)Chọn loại xích Có ba loại xích:xích ống ,xích con lăn,và xích răng.Trong ba loại xích trên ta chọn xích con lăn để thiết kế vì chúng có ưu điểm: Có thể thay thế ma sát trượt giữa ống và răng đĩa(ở xích ống) bằng ma sát lăn giữa con lăn và răng đĩa (ở xích con lăn).Kết quả là độ bền của xích con lăn cao hơn xích ống chế tạo xích con lăn không khó bằng xích răngNgoài ra: Xích con lăn có nhiều trên thị trường →dễ thay thế Phù hợp với vận tốc yêu cầu Vì công suất sử dụng không quá lớn nên chọn xích một dãy 2) Xác định các thong số của xích và bộ truyền xích a)Chọn số răng đĩa xích -số răng đĩa xĩch càng ít , đĩa bị động quay càng không đều, động năng va đập càng lớn và xích mòn càng nhanh.Vì vậy ta chọn số răng tối thiểu của đĩa xích (thường là đĩa chủ động) là: Z≥ Z=1315 Theo công thức thự ngiệm Z=29-2u =29-2.1,83 = 25,34 Theo bảng 5.4(hd) chọn :Z = 27 (răng) -từ số răng đĩa xích nhỏ : Z =27 răng ta có số răng đĩa xích lớn là: Z = u.Z Zmax =120 đối với xích con lăn →Z =1,83.27 = 56,25 →chọn Z2 =49 ≤Zmax Như vậy tỉ số truyền thực của bộ truyền xích là: Ux ==1,81 b)Xác định bước xich p: -Bước xích p được xác định từ chỉ tiêu về độ bền mòn của bản lề điều kiện đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mòn của bộ truyền xích được viết dưới dạng: Pt = P.k.k.kn ≤ [P] Pt là công suất tính toán (kw) P:công suất cần truyền trên trục ba (kw) :P=PIII =3,55. [P]:công suất cho phép (kw) Kz: hệ số số răng Kz = (Z01 số răng đĩa nhỏ tiêu chuẩn) Kn = :hệ số vồng quay +n01 tra bảng 5.5 (hd) gần nhất với n1 →kn ==0,65 K hệ số sử dụng K=k0.ka.kdc.kbt.kd.kc +k0 :hệ số kể đến vị trí của bộ truyền +k0 =1 (tra bảng 5.6)góc nối hai tâm đĩa xích hợp với phương ngang góc≤600 +ka hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích +ka =1 vì ta chọn a = (30 ÷ 50)p +kdc hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng +kdc=1,25 vị trí trục không điều chỉnh được +kbt hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn +kbt =1,3(có bụi nhưng vẫn đảm bảo bôi trơn) +kd hệ số tải trọng động +kd =1:tải trọng làm việc êm +kc hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền + kc =1 làm việc 1 ca →K =1.1.1,25.1,3.1.1=1,625 Vậy :Pt=3,55..1,625.1.0,.65 =3,05(kw) Tra bảng 5.5(hd) với n01 =50 (v/ph) Chọn bộ truyền xích 1 dãy có bước xích : p= 31,75 (mm) thỏa mãn điều kiện bền: Pt = 3,465 ≤ [p] =5,83 (kw) đồng thời theo bảng 5.8(hd) ta có :p ≤ pmax =50,8 mm c)Khoảng cách trục và số mắt xích +)khoảng cách trục:chọn a =30p = 30. 31,75 =952,5mm +)Số mắt xích x : x = ==98,4 (mắt xích) chọn x = 98 mắt xích +) tính lại khoảng cách trục theo x đã chọn: : a = 0,25p{xc -0,5(Z2 +Z1) +} →a=946mm Để xích không phải chịu lực căng quá lớn giảm a đi một lượng : a = 0,003a = 0,003.946 =2,838 →a = 946-2,838 =943,162 mm Chiều dài xích:L =p.x=31,75.98 =3111,5mm +)Số lần va đập i của bản lề xích trong 1 giây :i = ≤ [i] →i= ≤ [i] =30 (với p=31,75mm) d)Kiểm ngiệm xích về độ bền: Với các bộ truyền xích bị quá tải lớn khi mở máy hoặc thường xuyên chịu trọng va đập trong quá trình làm việc cần tiến hành kiểm ngiệm về quá tải theo hệ số an toàn: : s= Trong đó:Qlà tải trọng phá hỏng,tra bảng 5.2 (hd)Q=88,5 N k:hệ số tải trọng động k= 1,2 (bộ truyền làm việc trung bình) Ft lực vòng:Ft = (v=) →Ft = N +) lực căng ly tâm: Fv =q.v2 =3,8.1,12 =4,6 N (q:khối lượng 1 mét xích tra bảng 5.2) F0 =9,81.kf.qa (kf=4 bộ truyền ngiêng góc < 400) =9,81.4.2,6.0,750 =76,518 N →s= theo bảng 5.10(hd) với n=50v/ph →[s]=7→ s > [s]→bộ truyền xích đảm bảo độ bền e) Đường kính đĩa xích +) Đường kính vòng chia của đĩa xích được xác định: : d1 == mm :d2 = mm +) đường kính vòng đỉnh: :da1 =p[0,5+cotg] = 31,75[0,5+cotg] = 287,51 :da2 = 31,75[0,5+cotg] =510,4 +) đường kính vònh chân: df1 =d1 -2r với r =0,5025.d1 +0,05 =0,5025.15,8+0,05=8,03mm d1 =15,88 tra bảng 5.2(hd) →df1=273,48-2.9,62 =254,2 mm → df2 =d2 -2r =495,55-2.9,62 = 476,31 mm Các kích thước còn lại tính theo bảng13.4 (hd) f)Kiểm ngiệm độ bền tiếp xúc của bộ truyền +) ứng suất tiếp xúc: trên mặt răng đĩa xích phải thỏa mãn điều kiện : Trong đó: ứng suất tieeps xúc cho phép MPa Fvđ lực va đập trên m dãy xích N Fvđ =13.10-7.n1.p3.m = 13.10-7.77,03.31,753.1 = 3,2 N Ft =3555 N [H ] tra bảng 5.11(hd) = [550÷650] MPa *)với đĩa xích nhỏ kd = 1: hệ số phân bố không đều tải cho các dãy(xích một dãy) *)kd = 1 hệ số tải trọng động *)kr : hệ số kể sự ảnh hưởng của số răng đĩa xích , phụ thuộc vào Z Z1 = 27→k = 0,42 *) E = 2,1.105 MPa *)A = 180 mm2 tra bảng 5.12(hd) → = 475,92 Như theo bảng 5.11(hd) dung gang xám tôi ram có độ rắn bề mặt 321÷429HB . Ứng suất tiếp xúc cho phép : MPa lfà vật liệu đảm bảo để chế tạo đĩa xích *)Với đĩa xích lớn :Z2 =55 →kr2 =0,23 Fvd =13.10-7.nct.p3.m +)với nct=42,04 số vòng quay của trục công tác , trục 4 →Fvd =13.10-7.42,1.31,753.1 = 1,75 =362,62 MPa Vật liệu và nhieetj luyện của đĩa xích 2 tương tự của đĩa xích 1 g)Xác định lực tác dụng lên trục Có : Fr = kx.Ft +) kx hệ số kể đến trọng lượng xích : kx=1,15(bộ truyền nằm ngang) →Fr = 1,15.3227,27 =3711,36N II)THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG II)THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG: 2.1)Bộ truyền bánh răng cấp nhanh 1)Chọn vật liệu :theo bảng 6.1(hd) -) Ta chọn vật liệu nhóm I có độ rắn HB<350:cụ thể tra bảng 6.1(hd) ta chọn +)Baánhrăng nhỏ: thép 45 tôi cải thiện, đạt độ rắn HB = 241÷285 Có:, , chọn HB1 =250 +) Bánh răng lớn: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn:192÷240, có: , , chọn HB2 =230 2)T ính ứng suất cho phép : tra bảng 6.2(hd) ta chọn Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở : = 2HB+70 Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc SH = 1,1 Ứng suất ýôn cho phép khi tính về uốn , ứng với số chu kì cơ sở:=1,8.HB Hệ số an toàn khi tinh về uốn SF =1,75 Vậy : Ứng suât tiếp xúc cho phép: [] Ứng suất tiếp xúc cho phép được tính theo công thức: Tính sơ bộ lấy: ZR .ZV .KXH = 1 Bộ truyền quay 1 chiều và tải trọng đặt 1 phía nên hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải : KFC =1 +)KHL hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạnh phuụcvụ và chế độ tải trọng của bộ truyền: KHL = +) NHO là số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc: NHO1 =30.HHB2,4 →NHO1 =30.2502,4 =1,7.107 →NHO2 =30.2302,4 =1,39.107 +) Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương: NHE =60 .c.n.t trong đó : +)n: số vòng quay +)ttổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét +)c số lần ăn khớp trong 1 vòng quay: c=1 +) t=giờ →NHE1 =60.1.282,86.16352 =27,759.107 →NHE2 = 60.1.94,6.16352= 92,81.106. Ta thấy NHE>NHO→KHL=1 +) Bánh nhỏ: [] = +)Bánh lớn: [] = Ta sử dụng bánh răng ngiêng có: <1,25.481,81=602,26 MPa(thỏa mãn) +)Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải: b) Ứng suât uốn cho phép : Ứng suất uốn cho phép được tính theo công thức : với : +)Ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở +) = 1,8.HB1 =1,8.250 =450 MPa +) = 1,8.HB2 =1,8.230 =414 MPa +)KFC hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải bằng 1 (bộ truyền quay 1 chiều) +) số chu kì thay đổi ứng suất khi thử về uốn : NFO1 =NFO2=4.106(mọi loại thép) Vì bộ truyền chịu tải trọng tĩnh:NFE = NHE: NFE1 =NHE1=139,319.107 NFE2 = NHE2 =24,18.107 Ta thấy :NFE >NFO→Lấy NFE= NFo →KFl =1 +)YS hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập chung ứng suất :< _)KXF hệ số xét đến kích thước bánh răng , ảnh hưởng đến độ bền uốn Trong bước tính toán sơ bộ lấy:YR.YS.KXF =1 Do vậy → Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:vìHB=241÷285<350 nên: 3)Tính sơ bộ khoảng cách trục: a)khoảng cách trục được xác định theo công thức: a=K.(u+1). Trong đó +)Khệ số vật lieu của ặpp bánh răng:Ta có+)T1 mô men xoắn trên trục chủ động:trục I +) =500 MPa ứng suất tiếp xúc cho phép +)u tỉ số truyền của bộ truyền +)Khệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc +) Tra bảng 6.6(hd)chọn =0,3 +) Tra bảng 6.5(hd)chọn K=43 (MPa1/3) +)Với hệ số: =0,53Tra bảng(hd), chọn (sơ đồ3) Vậy a=43.(5,76+1).119,86:chọn bằng 120mm b)Xác định các thông số ăn khớp : -) Mô đun :m=(0,01÷0,02)a=(1,2÷2,4) Tra bảng 6.8(hd)ta chọn mô đun pháp m=.1,25 -Chiều rộng vành răng:b Chọn b và để đảm bảo chất lượng ăn khớp ta chọn b=40mm>b -)Xác định số răng Z1, Z2, chọn sơ bộ +) số răng bánh nhỏ: Z1=, chọn Z1 = 27răng +) số răng bánh lớn:Z2 = u.Z1 =5,76.27=155,2 chọn Z2 =155răng →tỉ số truyền thực:ut = Với Z1=27 ta dung dịch chỉnh góc với:x1 = x2 =0,5 Theo bảng 6.10B ta tra được ky =0,21 Góc ngiêng : : cos==→18,57thuộc khoảng:8÷200 (với cặp bánh răng trụ răng ngiêng) 4)Kiểm ngiệm răng về độ bền tiếp xúc. Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiện : Trong đó : +)Zm :hệ số kể đến cơ tính của vật liệu , của các bánh răng ăn khớp , tra bảng 6.5(hd) được: Zm =274 (MPa1/3) +)ZH hệ số kể đến hình dạng tiếp xúc : +) góc ngiêng của bánh răng trên hình trụ cơ sở: ZH = +) tg, đối với bánh răng ngiêng không dịch chỉnh: =arctg(tg/cos)=27,03 cos=0,91932→tg=cos =0,91932.tg18,57=0,933 →=17,4.Vậy ZH = +)Z hệ số kể đến sự trùng khớp của răng: Ta có : =>1→Z= +) hệ số trùng khớp dọc: →Z= +)KH hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc :KH =KH.KH.KHV TRONG ĐÓ: KH =1,06, tra bảng 6.7(hd) ưứngvới sơ đồ 3 KH hệ số kể đến sưựphân bố không đều tải trọng cho các đôi răng +) vận tốc vòng của bánh răng:v= +) d đường kính vòng lăn bánh nhỏ(bánh chủ động) 34,4mm v=<4m/s. tra bảng 6.13(hd) chọn cấp chính xác 9 +) tra bảng 6.14(hd)ta được K=1,13 Tra bảng:p2.3(hd)ta chọn KHV =1,03 KH =1,15.1,16.1,03=1,37 vậy 1,73.0,77. Xác địng chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép: Trong đó ,;- Với v=2,55<5m/s , lấy Zv =1 Đường kính vòng đỉnh da <700→lấy KXH =1 Với cấp chính xác động học là 9 , chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra =2,5÷1,5m, lấy ZR =0,95 .Như vậy: Ta có độ chênh lệch giữa và : Có: Như vậybộ truyền thỏa mãn điều kiện bền về tiếp xúc và vật liệu chế tạo bánh răng dược tiết kiệm tối ưu d)Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn -)để đảm bảo độ bền uốn cho răng , ứng suất sinh ra tại chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép : Trong đó T1 mô men xoắn trên bánh chủ động Nmm M: mô đun pháp mm bw: chiều rộng vành răng : dw1: đường kính vòng lăn bánh chủ động mm (dw = 34,4mm) Y = : là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng với là hệ số trùng khớp ngang : hệ số kể đến độ ngiêng của răng : và aYF2 hệ số dạnh răng của bánh 1 và 2 phụ thuộc vào số răng tương đương và hệ số dịch chỉnh +)số răng tương đương :Zv1 = tương tự ta có : Zv2 ==181,96 Vì dùng răng dịch chỉnh với hệ số dịch chỉnh : x=0,5 Tra bảng 6.18 (hd) ta có: =3,4, YF2 =3,52 KF hệ số tải trọng khi tính về uốn: KF =KF . KF. KFv tra bảng 6.10(hd) : KF = 1,4 (v<5m/s) KF =1,32 KFv là hệ số kể dến tải trọng động xúât hiện trong vùng ăn khớp Trong đó:vH = →KFv=1+ →Hệ số tải trọng khi tính về uốn: KF =1,.2.1,37.1,07 =2 Ứng suất sinh ra tại chân răng bánh chủ động +)Ứng suất sinh ra tại chân răng bánh bị động *)xác định chính xác ứng suất ứng suất uốn cho phép với m=1,25→Ys = 1,08-0,0695.ln1,25=1,06 YR =1, phụ thuộc vào độ nhám KXF =1 vì da <400 Vậy: [> []cx = [].YR.Ys.KXF =236,57.1.1,06.1=250,76> Vậy điều kiện bền uốn đã được thỏa mãn 2.1.b)Kiểm ngiệm răng về quá tải Khi làm việc răng có thể bị quá tải(lúc mở , hãm máy) với hệ số quá tải : Kqt = 1,5 +) ứng suất tiếp xúc cực đại : <[]max =1624 →thỏa mãn điều kiện tránh biến dạng dư hoặc gãy giòn lớp bề mặt. Để đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng, ứng suất uốn cực đại phải thỏa mãn điều kiện : []max =109,87.1,5 =164,8 <464 MPa []max =101,41.1,5 =152,11 <464 MPa Vậy đã thỏa mãn điều kiện phòng biến dạnh dư hoặc phá hủy mặt lượn chân răng Qua phần tính toán ,kết hợp với các công thức tính trong bảng 6.11 (hd) ta có : +) Khoảng cách trục : a=120 mm +)chiều rộng vành răng : b=40 mm, b =34 mm +) góc prôfin gốc = 200 +)Góc ngiêng răng : +)Góc frôfin răng: +) Hệ số trùng khớp ngang +) Hệ số trùng khớp dọ: =1,51 +) đường kính vòng chia: d1 = : d2 = m +)Đường kính vòng lăn: Đường kính đỉnh răng:da1 =35,6+2(1+0,5-0,038).1,25=39,25mm da2 =204,4+2(1+0,5-0,038).1,25=208,05mm Đường kính đáy răng:df1 ==35,6-(2,5-2.0,5).1,25=33,725mm Df2 =204,4-(2,5.-2.0,5)1,25=202525mm 2.2)BỘ TRUYỀN CẤP CHẬM: 1)Chọn vật liệu : -) Ta chọn vật liệu nhóm I có độ rắn HB<350:cụ thể tra bảng 6.1(hd) ta chọn Bánh nhỏ : thép 45 tôi cải thiện +)Giới hạn bền =750MPa, giới hạn chảy = 450MPa độ cứngHB =200 Bánh lớn: thép 45 thường hóa giới hạn chảy = 340MPa độ cứngHB =180, Giới hạn bền =600MPa 2)T ính ứng suất cho phép : a) Ứng suât tiếp xúc cho phép: [] tra bảng 6.2(hd) ta chọn Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở : = 2HB+70 Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc SH = 1,1 Ứng suất ýôn cho phép khi tính về uốn , ứng với số chu kì cơ sở:=1,8.HB Hệ số an toàn khi tinh về uốn SF =1,75 Chọn độ rắn bánh răng nhỏ :HB1 = 275 Chọn độ rắn bánh răng lớn HB2 = 260 Vậy : Bộ truyền quay 1 chiều và tải trọng đặt 1 phía nên hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải : KFC =1 +) số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc: NHO1 =30.HHB2,4 →NHO1 =30.2752,4 =2,145.107 →NHO2 =30.2602,4 =1,875.107 +) Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương: NHE =60 .c.n.t trong đó : +)n: số vòng quay +)ttổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét +)c số lần ăn khớp trong 1 vòng quay: c=1 +) t=giờ →NHE1 =60.1.282,86.16352 =27,759.107 →nhe2 = 60.1.94,6.16352= 92,81.106. Ta thấy NHE>NHO→KHL=1 +)Ứng suât uốn cho phép: []= Tính sơ bộ lấy: ZR .ZV .KXH = 1 +) Bánh nhỏ: [] = +)Bánh lớn: [] = Ta sử dụng bánh răng ngiêng có: <1,25.536,36=670,45 MPa(thỏa mãn) +)Ứng sut tiếp xúc cho phép khi quá tải: b) Ứng suât uốn cho phép : Ứng suất uốn cho phép được tính theo công thức : với : +)Ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở +) = 1,8.HB1 =1,8.200 =360 MPa +) = 1,8.HB2 =1,8.180 =324 MPa +)KFC hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải bằng 1 (bộ truyền quay 1 chiều) +) số chu kì thay đổi ứng suất khi thử về uốn : NFO1 =NFO2=4.106(mọi loại thép) Vì bộ truyền chịu tải trọng tĩnh:NFE = NHE: NFE1 =NHE1=27,7519.107 NFE2 = NHE2 =92,813.106 Ta thấy :NFE >NFO→Lấy NFE= NFo →KFl =1 +)YS hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập chung ứng suất : _)KXF hệ số xét đến kích thước bánh răng , ảnh hưởng đến độ bền uốn Trong bước tính toán sơ bộ lấy:YR.YS.KXF =1 Do vậy → Ứng suất uốn cho phép khi quá tải: 3)Tính sơ bộ khoảng cách trục: a)khoảng cách trục được xác định theo công thức: a=K.(u+1). Trong đó +)Khệ số vật liu của ặpp bánh răng: +)T1 mô men xoắn trên trục chủ động:trục II +)ứng suất tiếp xúc cho phép +)u tỉ số truyền của bộ truyền +)Khệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc +) Tra bảng 6.6(hd)chọn =0,38 +) Tra bảng 6.5(hd)chọn K=43 (MPa1/3) +)Với hệ số: =0,53Tra bảng(hd), chọn (sơ đồ3) Vậy a=43.(3,2+1).137,4:chọn bằng 140mm b)Xác định các thông số ăn khớp : -) Mô đun :m=(0,01÷0,02)a=(1,4÷2,8) Tra bảng 6.8(hd)ta chọn mô đun pháp m=1,5 -Chiều rộng vành răng:b Chọn b và để đảm bảo chất lượng ăn khớp ta chọn b=60mm>b -)Xác định số răng Z1, Z2, chọn sơ bộ +) số răng bánh nhỏ: Z1=, chọn Z1 = 43 răng +) số răng bánh lớn:Z2 = u.Z1 =3,2.43=137,6 chọn Z2 =137răng →tỉ số truyền thực:ut = Góc ngiêng : : cos==0,96→=15,36thuộc khoảng:8÷200 (với cặp bánh răng trụ răng ngiêng) Vì Z1 =43 >30→không cần dung bánh răng dịch chỉnh, vì hiệu quả dịch chỉnh cải thiện chất lượng ăn khớp kém. 4)Kiểm ngiệm răng về độ bền tiếp xúc. Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiện : Trong đó : +)Zm :hệ số kể đến cơ tính của vật liệu , của các bánh răng ăn khớp , tra bảng 6.5(hd) được: Zm =274 (MPa1/3) +)ZH hệ số kể đến hình dạng tiếp xúc : +) góc ngiêng của bánh răng trên hình trụ cơ sở: ZH = +) tg, đối với bánh răng ngiêng không dịch chỉnh: =arctg(tg/cos)=20, 680 cos=0,937→tg=cos =0,937.tg15,36=0,257 →=14,40.Vậy ZH = +)Z hệ số kể đến sự trùng khớp của răng: Ta có : =>1→Z= +) hệ số trùng khớp dọc: →Z= +)KH hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc :KH =KH.KH.KHV TRONG ĐÓ: KH =.1,12, tra bảng 6.7(hd) .ứngvới sơ đồ 3 KH hệ số kể đến sưựphân bố không đều tải trọng cho các đôi răng +) vận tốc vòng của bánh răng:v= +) d đường kính vòng lăn bánh nhỏ(bánh chủ động) 66,66 mm v=<4m/s. tra bảng 6.13(hd) chọn cấp chính xác 9 +) tra bảng 6.14(hd)ta được K=1,13 +) Khệ số kể đến tải trọng động suất hiện trong vùngăn khớp: K Với: Ta cóvH = trong đó hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp. Tra bảng 6.15 ta được ,g0=73 tra bảng 6.16 (hd) K →KH =1,12.1,13.1,1=1,265 vậy 1,71.0,78. Xác địng chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép: Trong đó ,;- Với v=0,92<5m/s , lấy Zv =1 Đường kính vòng đỉnh da <700→lấy KXH =1 Với cấp chính xác động học là 9 , chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra =2,5÷1,5m, lấy ZR =0,95 .Như vậy: Ta có độ chênh lệch giữa và : Có: thỏa mãn điều kiện tiếp xúc 5)Kiểm ngiệm răng về độ bền uốn +)Để đảm bảo điều kiện bền uốn cho răng, ứng suất sinh ra tại chân răng không đwowcj vượt quá một giá trị cho phép: Trong đó T1=143335,22 mô men xoắn trên bánh chủ động Nmm M: mô đun pháp mm bw: chiều rộng vành răng : dw1: đường kính vòng lăn bánh chủ động mm (dw = 66,66mm) Y = : là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng với là hệ số trùng khớp ngang : hệ số kể đến độ ngiêng của răng : và aYF2 hệ số dạnh răng của bánh 1 và 2 phụ thuộc vào số răng tương đương và hệ số dịch chỉnh +)số răng tương đương :Zv1 = tương tự ta có : Zv2 ==152,79 Vì dùng răng không dịch chỉnh nên hệ số dịch chỉnh : x=0 Tra bảng 6.18 (hd) ta có: =3,7, YF2 =3,6 KF hệ số tải trọng khi tính về uốn: KF =KF . KF. KFv tra bảng 6.10(hd) : KF = 1,37 (v<2,5m/s) KF =1,37 KFv là hệ số kể dến tải trọng động xúât hiện trong vùng ăn khớp Trong đó:vH = →KFv=1+ →Hệ số tải trọng khi tính về uốn: KF =1,32.1,4.1,17 =2,16 Ứng suất sinh ra tại chân răng bánh chủ động +)Ứng suất sinh ra tại chân răng bánh bị động *)xác định chính xác ứng suất ứng suất uốn cho phép với m=2→Ys = 1,08-0,0695.ln1,5=1,03 YR =1, phụ thuộc vào độ nhám KXF =1 vì da <400 Vậy: [> []cx = [].YR.Ys.KXF =185,143.1.1,03.1=190,69> Vậy điều kiện bền uốn đã được thỏa mãn 2.1.b)Kiểm ngiệm răng về quá tải Khi làm việc răng có thể bị quá tải(lúc mở , hãm máy) với hệ số quá tải : Kqt = 1,5 +) ứng suất tiếp xúc cực đại : <[]max =1624 →thỏa mãn điều kiện tránh biến dạng dư hoặc gãy giòn lớp bề mặt. Để đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng, ứng suất uốn cực đại phải thỏa mãn điều kiện : []max =165,54.1,5 = 248,31<464 MPa []max =156,82.1,5 =235,23 <464 MPa Vậy đã thỏa mãn điều kiện phòng biến dạnh dư hoặc phá hủy mặt lượn chân răng Qua phần tính toán ,kết hợp với các công thức tính trong bảng 6.11 (hd) ta có : +) Khoảng cách trục : a=140 mm +)chiều rộng vành răng : b=53 mm, +) góc prôfin gốc = 200 +)Góc ngiêng răng : Góc ăn khớp : = 20,68 0 +) đường kính vòng chia: d1 = : d2 = m Đường kính vòng cơ sở: db1 = d1cos = 66,89.cos20 =69,89mm db2 =d2.cos20 = 213,11.cos20 =200,25 mm Đường kính vòng đỉnh: da1 = d1 +2m =66,89+2.1,5=69,89mm da2 =d2 + 2m =213,11+2.1,5=216,11mm Đường kính vòng chân: df1 = d1 -2,5m =66,89-2,5.1,5=63,14mm df2 = d2 -2.5m = 213,11-2,5.1,5=209,36mm B)KIỂM TRA CÁC ĐIỀU KIỆN : I)KIỂM TRA ĐIỀU KIỆN TRẠM TRỤC Kiểm tra điều kiện trạm trục: Ta có:D D D Vậy: a1 =a.- a2 =a Vậy điều kiện trạm trục được đảm bảo 2)kiểm tra điều kiện bôi trơn Để giảm mất mát công suất vì ma sát, gỉm mài mòn răng, đảm bảo thoát nhiệt tốtvà đề phòng các chi tiết máy bị han gỉ cần phải bôi trơn liên tục các bộ truyền trong hộp giảm tốc. *)đối với hộp giảm tốc đang thiết kế ta dung phư