ĐỀ TÀI: Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải

Chia sẻ: Vutnanh Dac | Ngày: | Loại File: DOC | Số trang:65

Thêm vào BST

Báo xấu

412
lượt xem 107
download

Download Vui lòng tải xuống để xem tài liệu đầy đủ

Tham khảo luận văn - đề án 'đề tài: thiết kế hệ thống dẫn động băng tải', luận văn - báo cáo, cơ khí - chế tạo máy phục vụ nhu cầu học tập, nghiên cứu và làm việc hiệu quả

Chủ đề:

Bình luận(0) Đăng nhập để gửi bình luận!

Lưu

Nội dung Text: ĐỀ TÀI: Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải

TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP TP HỒ CHÍ MINH ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ TÀI Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải Giáo viên hướng dẫn : Họ tên sinh viên: VŨ THÀNH ĐẮC 10340421 :HỒ TIẾN ĐẠT 10332341 Trang: - 1 -
MỤC LỤC NỘI DUNG TRANG PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN 2 I. CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN 2 II. PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN 3 THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN 4 PHẦN II: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI 4 PHẦN III:THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG 8 II.1. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP NHANH 8 II.2. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP CHẬM 13 PHẦN IV: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN 17 A. THIẾT KẾ TRỤC 17 B. CHỌN VÀ TÍNH THEN 29 PHẦN V: THIẾT KẾ GỐI ĐỠ TRỤC 32 PHẦN VI: CHỌN NỐI TRỤC 37 PHẦN VII: THIẾT KẾ CẤU TẠO CÁC CHI TIẾT MÁY, BÔI TRƠN VÀ LẮP GHÉP HỘP GIẢM TỐC 38 PHẦN VIII: DUNG SAI LẮP GHÉP, CHỌN CÁC KIỂU LẮP TRONG MỐI GHÉP 43 PHẦN IX: TÍNH VÀ CHỌN DUNG SAI CHẾ TẠO TRỤC 44 TÀI LIỆU THAM KHẢO 50 Trang: - 2 -
LỜI NÓI ĐẦU Đối với nhiều ngành trong trường Đại học Kỹ thuật, sau khi h ọc xong phần lý thuyết học sinh sẽ bước qua giai đoạn thiết kế đồ án môn h ọc. Đ ối v ới môn học Chi Tiết Máy cũng vậy. Thiết kế chi tiết máy là một bước ngoặc cho việc nghiên c ứu c ơ s ở tính toán và thiết kế các bộ truyền động cơ khí cũng như các chi ti ết máy. Đây là đ ề tài thiết kế chính xác đầu tiên đối với mỗi sinh viên ngành cơ khí. Nhi ệm v ụ chung là thiết kế hệ thống dẫn động từ động cơ điện đến cơ cấu chấp hành. Đề tài:”Thiết kế hộp giảm tốc hai cấp, có cấp nhanh phân đôi ” có các ưu điểm là bộ truyền làm việc êm, truyền được công suất lớn, l ực d ọc tr ục được triệt tiêu, kết cấu hộp giảm tốc tương đối đơn giản dễ chế tạo, dễ bôi trơn, các bánh răng và ổ bố trí đối xứng, vì vậy trục chịu tải tương đối đồng đều. Nhưng bên cạnh đó hộp giảm tốc có cấp tách đôi có nh ược đi ểm là chi ều rộng của hộp lớn ,cấu tạo bộ phận ổ phức tạp , số lượng chi tiết và khối lượng gia công tăng . Khi thiết kế đồ án Chi Tiết Máy sinh viên lần đầu tiên bắt tay vào một công việc mới mẽ, rèn luyện, vận dụng nhiều kiến th ức đ ể gi ải quy ết các v ấn đề có liên quan đến thực tế. Đồ án này là sản phẩm thiết kế đầu tay, tuy còn mang nặng tính lý thuyết nhưng có tính chất đào sâu chuyên ngành giúp cho m ỗi sinh viên có ý thức sâu sắc về công việc cũng như nghiên cứu và tính toán. Trong đồ án vấn đề sai sót là không thể tránh khỏi, kính mong quý th ầy cô tận tình chỉ bảo để giúp em bổ sung những khuyết điểm, nh ững khúc mắc còn tồn tại và có thêm kiến thức để tiếp tục thực hiện các đề tài sau này. Xin chân thành cảm ơn quý thầy cô. Trang: - 3 -
1. Sơ đồ động: Gồm: 1. Động cơ điện 2. Nối trục 3. Hộp giảm tốc 4. Bộ truyền xích 2. Số liệu ban đầu: a. Công suất truyền trên trục công tác (P): 7,0 (kW). b. Số vóng quay của trục công tác (n): 55 (vòng/phút). c. Số năm làm việc (a): 6 (năm). 3. Đặc diểm của tải trọng: Tải trọng va đập nhẹ, quay 1 chiều. 1. Ghi chú: Năm làm việc (y) 300 ngày, ngày làm việc 2 ca, mỗi ca 8 giờ. A. KHỐI LƯỢNG CỤ THỂ: 1. Một bản thuyết minh về tính toán. 2. Một bản vẽ lắp hộp giảm tốc (Khổ A0). SVTH : GVHD : Trang: - 4 -
PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIÊN ̣ I.Chọn động cơ điện: - Ta có công suất truyền tính toán trên các trục máy công tác: Pt =7 (kW). Pt - Công suất cần thiết trên trục động cơ điện: Pct = η Với η = η nt .η xη olηbr : hiệu suất truyền động. 4 3 - Qua số liệu tra bảng 2.13ta được: Hiệu suất khớp nối : η nt = 1 Hiệu suất 1 cặp ổ lăn : η ol = 0,995 Hiệu suất 1 cặp bánh răng : η br =0.97 Hiệu suất bộ truyền xích : η x = 0.97 Pt 7 => η =1.0,97.0,995 4 .0,97 3 = 0.89 => Pct = = = 7,865 (kW). η 0,89 - Ta cần chọn động cơ có Pđm Pct = 7,865(kW). - Dựa vào bảng P1.2 ta chọn được động cơ K160M8 có: Pđm = 11(kW). nđc = 1450 (vòng/phút). II. Phân phối tỷ số truyền: a. Tỷ số truyền: U = Trong đó: nđc : vận tốc quay của đông cơ. n : số vòng quay của trục công tác. => U = = 26,3 - Mặt khác ta có: U = Un.Uc.Ux = Uh.Ux => Uh = Với Ux : là tỉ số truyền của bộ truyền xích. Trang: - 5 -
Chọn ux = 2 U 26,3 => U h = = = 13,15. Ux 2 Mà Uh = Un.Uc ( với Un = 1,2Uc). 2 => Uh =1,2 U c = 13,15 => Uc = 3,31. => Un = 13,15/ Uc = 3,97 b. Công suất trên các trục: - Ta có: Pct = 7 (kW). Pct 7 Trục III : PIII = = = 7,3(kW ). η x .ηol 0,95.0,99 PIII 7,3 Trục II : PII = = = 7.6(kW ). ηbr .η ol 0,97.0,99 PII 7, 6 Trục I : PI = = = 7,9(kW ). ηbr .η ol 0,97.0.99 c. Vòng quay trên các trục: Trục3: = . =55.2=110 (vòng/phút). Trục 2: n2 = . U = 110.3,31 =364,1 (vòng/phút). C Trục 1: n1 = n2 . U =364,1.3,97= 1445,5(vòng/phút). N Bảng số liệu: Thông số Động cơ I II III IV U Unt = 1 Un = 3,97 Uc = 3,31 Ux = 2 n(vòng/phút) 14500 1445,5 364,1 110 55 P(kW) 11 7,9 7,6 7,3 7 T (N.mm) 52193 52193 199341 633773 1215454 Với momen xoắn: T(N.mm) = . PHẦN II: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH Trang: - 6 -
I. Chọn loại xích: Vì tải trọng xích va đập nhẹ và vận tốc thấp nên ta chọn xích con lăn,dễ chế tạo,độ bền mòn cao. II. Xác định các thông số của xích và bộ truyền: - Theo bảng 5.4, với ux = 2 ta chọn số răng của đĩa xích nhỏ z1 = 29 - 2 .ux = 25 > 19 =>Số răng của đĩa xích lớn: z2 = ux.z1 = 25.2= 50 < zmax = 120. - Theo công thức 5.3 ta có công thức tính toán: Pt = P3.k.kz.kn Trong đó: + kz = 25/z1 = 25/25= 1 : hệ số bánh răng. Chọn n01 = 200 (vg/ph) => kn = n01/n3 = 200/110= 1,8 : hệ số số vòng quay. + Theo công thức 5.4 và bảng 5.6 ta có: K = k0.ka.kđc.kbt.kđ.kc Trong đó: K0 = 1,25 : hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền (đường tâm đĩa xích so với phương ngang >600). Ka = 1 : hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích(chọn a = 40p). Kđc = 1: hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích(điều chỉnh bằng 1 trong 2 đĩa xích). Kbt = 1,5 : hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn (môi trường làm việc có bụi,chất lượng bôi trơn đạt yêu cầu). Kđ = 1,2 : hệ số tải trọng động, kể đến tính chất của tải trọng (tải trọng va đập nhẹ). Kc = 1,12 : hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền (làm việc 2 ca). => k = 1,25.1.1.1,51,2.1,12 = 2,7 + P3 = 7,3 (kW) : công suất bộ truyền xích. Như vậy: Pt = 7,3.2,71,8.1 = 36,45 (kW). Trang: - 7 -
Theo bảng 5.5 với n01 = 200 vg/ph, chọn bộ truyền xích 1 dãy có bước xích. p = 25,4 thỏa mãn điều kiện mòn: Pt < [P] = 11 (kW) : công suất cho phép, đồng thời theo bảng 5.8, p < pmax - Khoảng cách trục: a = 40.p = 40.25,4 = 1016 (mm). Theo công thức 5.12 ta có số mắt xích: 2a z1 + z 2 ( z 2 − z1 ) 2 . p x= + + p 2 4π 2 .a 2.1016 (27 + 67) (67 − 27) 2 .25,4 x= + + = 128 25,4 2 4.3,142.1016 - Lấy số mắt xích chẵn: xc = 128, tính lại khoảng cách trục theo công thức a* = 0, 25 p{ X c − 0,5( Z 2 + Z1 ) + [ X c − 0,5( Z 2 + Z1 )]2 − 2[(Z 2 + Z1 ) / π ]2 } (5.13): a* = 0, 25.25, 4.{128 − 0,5(50 + 25) + [128 − 0,5(50 + 25)]2 − 2[(50 + 25) / 3,14)]2 } a* = 1076(mm) Để xích không chịu lực căng quá lớn, ta giảm a một lượng bằng: ∆a = 0,003.a* = 0,003.1076 3(mm) do đó a = 1076 – 3 = 1073 (mm) - Số lần va đập của xích: Theo công thức (5.14) i = z1.n3/(15.xc) =25.110/(15.128) = 1,43 < [i] = 30 ( bảng 5.9) III. Kiểm nghiệm xích về độ bền: - Theo công thức (5.15): Q s= k đ .Ft + F0 + Fv -Theo bảng 5.2, tải trọng phá hỏng Q = 56700 (N), khối lượng 1 mét xích q = 2,6 kg. Kđ = 1,7 : hệ số tải trọng động (chế độ làm việc nặng). z1. p.n3 25.25, 4.110 v= = = 1,16(m / s ) 60000 60000 1000.P3 1000.7,3 � Ft = = = 4290( N ) : lực vòng trên trục. v 1,16 Trang: - 8 -
Fv = q.v2 = 2,6.1,162 = 3,5 (N) : lực căng do lực li tâm sinh ra. F0 = 9,81.kf.q.a :lực căng do nhánh xích bị động sinh ra. Với kf = 4 :hệ số phụ thuốc độ vòng f của xích va vị trí bộ truyền(bộ truyền nghiêng 1 góc > 600) => F0 = 9,81.1.2,6.0,54 = 13,76 (N). 56700 - Do đó: s= = 18, 77 1, 7.4290 + 13, 76 + 3, 5 - Theo bảng 5.10 với n = 200 vg/ph, [s] = 8,2. vậy s > [s] : bộ truyền xích đảm bảo đủ bền. IV. Đường kính đĩa xích: - Theo công thức 5.17 và bảng 13.4 : p 25, 4 d1 = = = 205, 66(mm) π 180 sin( ) sin( ) z1 25 p 25, 4 d2 = = = 404,5(mm) π 180 sin( ) sin( ) z2 50 da1 = p[0.5 + cotg( Z1)] = 25,4[0,5 + cotg(180/25) = 219,91 (mm). da2 = p[0.5 + cotg( Z2)] = 25,4[0,5 + cotg(180/50) =422,03 (mm). df1 = d1 – 2r = 205,66 – 2.0,83 = 217,13 (mm). df2 = d2 – 2r = 541,9- 2.0,83 = 540,24 (mm). Với r = 0,5025.d1 + 0,05 = 0,5025.15,88 + 0,05 = 8,03 với dl = 15,88 (mm). (xem bảng 5.2). Các kích thước còn lại tính theo bảng 13.4. -Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích: theo công thức (5.18) ta có: σ H = 0,47 k r ( Ft .k đ . + Fvđ ) E / A.k d ≤ [σ H ] Trong đó: Kr : Hệ số xét đến ảnh hưởng số răng đĩa xích. + Kr1 = 0,42 ứng với Z1 = 25 Trang: - 9 -
+ Kr2 = 0,22 ứng với Z2 = 50 Ft = 4290 (N) : lực vòng trên trục. Kd = 1 : hệ số phân bố không đều tải trọng cho 1 dãy. Kđ = 1,2 : hệ số tải trong động. Fvđ = 13.10-7 n3.p3.m : lực va đập trên m dãy xích. Fvđ = 13.10-7.110.25,4 3.1 = 2,343 (N). E = 2,1.105 Mpa : Môđun đàn hồi. A = 180 (mm2) : diện tích chiếu của bản lề (tra theo bảng 5.12). - Ứng suất tiếp xúc của đĩa xích 1. 0, 42.(4290.1, 2 + 2,343).2,1.105 σ H 1 = 0.47 = 519,15 (Mpa) 180.1 - Ứng suất tiếp xúc của đĩa xích 2. 0, 22.(4290.1, 2 + 2,343).2,1.105 σ H 2 = 0.47 = 175,08 ( Mpa). 180.1 -Như vậy dùng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB = 210 sẽ đạt được ứng suất cho phép [ σ H ] = 600 MPa, đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho đĩa 1.Tương ứng, σ H ≤ [ σ H ] (với cùng vật liệu va nhiệt luyện). V. Xác định các lực tác dụng lên trục: Theo (5.20), Fr = kx . Ft = 1.4290 = 4290 (N). Với kx = 1,15 :hệ số kể đến trọng lượng tính xích (do bộ truyền nghiêng 1 góc > 600). PHẦN III: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRONG HỘP GIẢM TỐC. Trang: - 10 -
I. Chọn vật liệu và xác định ứng suất cho phép: -Chọn vật liệu 2 cấp bánh răng như sau: Cụ thể theo bảng 6.1 chọn: Bánh nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB = 241 ÷ 285, có σ b1 = 850 MPa, σ ch1 = 580 MPa. Bánh lớn: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB = 192 ÷ 240 , có σ b 2 = 750 MPa, σ ch 2 = 450 MPa. II. Xác định ứng suất cho phép: - Theo bảng 6.2 thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB = 180 ÷ 350. σ 0 H lim1 = 2 HB + 70 : ứng suất tiếp cho phép. σ 0 F lim = 1,8 HB : ứng suất uốn cho phép. S H = 1,1 : hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc. S F = 1,75 : hệ số an toàn khi tính về uốn. - Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1 = 245, độ rắn bánh lớn HB2 = 230. σ H lim1 = 2 HB1 + 70 = 2.245 + 70 = 560 (MPa). σ 0 F lim1 = 1,8.245 = 441 (MPa). σ H lim 2 = 2 HB2 + 70 = 2.230 + 70 = 530 (MPa). σ 0 F lim 2 = 1,8.230 = 414 (MPa). - Theo công thức (6.5) N HO = 30.H HB , do đó 2, 4 N HO1 = 30.245 2, 4 = 1,6.10 7. NHO2 = 30.2302,4 = 1,39.107. Với N HO : Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc. - Theo công thức ( 6.7) ta có : + NHE = 60c ∑ ( Ti / Tmax)3 .niti : Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương. + Trong đó: Ti , ni , ti : lần lượt là momen xoắn, số vòng quay, tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét. Trang: - 11 -
+ NHE2 = 60c.n2/u2 ∑ ti ∑ (Ti /Tmax)3 .ti / ∑ ti 225,23 = 60.1. 2,22 .18000(13.0,7+0,83.0,3) = 9,35.107. NHE2 > NHO2 do đó KHL2 = 1. - Tương tự ta cũng có NHE1 > NHO1 do đó KHL1 = 1. Với KHL : hệ số tuổi thọ. - Như vậy theo công thức (6.1a) sơ bộ xác định được: K HL [σ H ] = σ Him 0 SH K HL1 560.1 [ σH ]1 = σ Him1 0 SH = 1,1 = 509 (MPa). K HL 2 530.1 [ σ H ]2 = σ Him 2 0 SH = 1,1 = 481,8 (MPa). - Với cấp nhanh sử dụng răng nghiêng, do đó theo (6.12) [σ H ]1 + [σ H ]2 509 + 481,8 [σ H ] = = = 495,4 (MPa). 2 2 - Với cấp chậm sử dụng răng thẳng và tính ra NHE > NHO nên KHL = 1, do đó [ σ H ]’ = min([ σ H ]1 ; [ σ H ]2) = [ σ H ]2 = 481,8 (MPa). - Theo công thức (6.7) : NFE = 60c ∑ (Ti/Tmax)6ni Ti Với mF = 6 vì độ rắn mặt răng ≤ 350. 6 6 7 => NFE2 = 60.1. 225,23 .18000(1 .0,7 + 0,8 .0,3) =9,35.10 . 2,22 Ta thấy NFE2 =9,35.107 > NF0 = 4.106 (đối với tất cả các loại thép thì NF0 = 4.106 : Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn), do đó KFL2 = 1. Tương tự KFL1 = 1. - Do đó theo (6.2a) với bộ truyền quay một chiều nên KFC = 1. [ σ F 1 ] = σ F lim 1 .KFC.KKL1 / SF = 441.1.1/1,75 = 252 (MPa). 0 [ σ F 2 ] = σ F lim 2 . KFC. KFL2 / SF = 414.1.1/1,75 = 236,5 (MPa). 0 - Ứng suất quá tải cho phép: theo (6.13) và (6.14) ta có Trang: - 12 -
[ σ H ]max = 2,8 σ ch 2 = 2,8.450 = 1260 (MPa). [ σ F 1 ]max = 0,8 σ ch1 = 0,8.580 = 464 (MPa). [ σ F 2 ]max = 0,8 σ ch 2 = 0,8.450 = 360 (MPa). IV. Tính toán bộ truyền cấp nhanh: Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng. TI Vì phân đôi cấp chậm nên TI' = = 26096.5( Nmm). 2 Pr P a1 Pn P'1 P'1 P1 1. Xác định sơ bộ khoảng cách trục: TI' .K H β aw1 = K a (un + 1) 3 [σH ] 2 .un .ψ ba - Trong đó: + Ka = 43. + Ta có ψ ba = 0,3 => ψ bd = 0,5.ψ ba (un + 1) = 0,5.0,3.(3,97 + 1) = 0, 7455. Tra bảng 6.7 ta được: KH β = 1,07; KF β = 1,17 (ứng với sơ đồ 3). 26096,5.1, 07 aw1 = 43.(3,97 + 1) 3 = 89,89(mm). 495, 42.3,97.0,3 - Lấy aw1 = 100 (mm). 2. Xác định các thông số ăn khớp: - Theo (6.17) môđun: m = (0,01÷0,02). aw1 = (0,01÷0,02).100 = 1÷2 (mm). Trang: - 13 -
- Theo bảng 6.8Chọn môđun pháp m =1,5. - Chọn sơ bộ β = 350 ⇒ cos β = 0,819. - Theo công thức 6.31: 2.aw1.cos β 2.96.0,819 + Số răng bánh nhỏ: Z1 = = = 21, 09 lấy Z1 = 21 m(un + 1) 1,5(3,97 + 1) + Số răng bánh lớn: Z2 = un.Z1 = 3,97.21 = 83,37 lấy Z2 = 83. - Do đó tỷ số truyền thực là: um = Z2/Z1 = 3,95. m( Z1 + Z 2 ) 1,5(21 + 83) 0 Khi đó: cos β = = = 0, 78. => β = 38,8 . 2aw1 2.100 3. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: - Theo (6.33), ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc. 2.TI' .K H (un + 1) σ H = Z M .Z H .Zε 2 bw .un .d w1 - Theo bảng 6.5, ZM = 274 (MPa)1/3. - Theo (6.35) tgβb = cosαt.tgβ với αt = αtW = arctg(tgα/cosβ) = arctg(tg20/0,78) = 250 => tgβb = cos( 250 ).tg ( 38,80 ) => βb = 360 2 cos βb 2.cos(36) ZH = = = 1, 45. sin 2α tw sin(2.25) - Theo (6.37), εβ = bWsinβ/(πm), với bW = ψba. aw1 = 0,3.100 = 30. => εβ = 0,3.100.sin(38,8)/(3,14.1,5) = 4,3. Do đó theo (6.38b): εα = (1,88 – 3,2(1/Z1 + 1/Z2)).cosβ = (1,88 – 3,2(1/21 + 1/83)).0,78 = 1,32. 1 1 - Do εα > 1nên theo (6.38) => Zε = ε = 1,32 = 0,87. α - Đường kính vòng lăn bánh nhỏ: dW1 = 2aW1/(un + 1) =2.100/(3,95 + 1) = 40,4 (mm). Trang: - 14 -
π .d w1 .n1 3,14.40, 4.1445,5 - Vận tốc vòng của bánh răng: v = = = 3, 05( m / s). 60000 60000 - Với v = 3,05 (m/s) theo bảng 6.13 dùng cấp chính xác động học là 9.Theo bảng 6.14 với cấp chính xác là 9 và v < 4 m/s, KHα = 1,13. Tra bảng 6.15 và 6.16 ta được: g0 = 73, δ H = 0,002 , δ F = 0,006. aw1 100 -Theo (6.42) => vH = δ H .g 0 .v = 0, 002.73.3, 05 = 2, 24( m / s). un 3,95 vH .bw .d w1 2, 24.30.40, 4 - Do đó theo (6.41): K Hv = 1 + ' = 1+ = 1, 04. 2.TI .K H β .K Hα 2.26096,5.1, 07.1,13 - Theo công thức (6.39): K H = K H β .K H α .K Hv = 1, 07.1,13.1, 04 = 1, 26. - Thay các giá trị vừa tìm được vào (6.33) ta được : 2.TI' .K H (un + 1) 2.26096,5.1, 26(3,95 + 1) σ H = Z M .Z H .Zε 2 = 274.1, 45.0,87. = 408, 43( MP bw .un .d w1 30.3,95.40, 4 2 - Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép: Theo (6.1) với v = 3,05 (m/s) < 5 (m/s) => Zv = 0,89, với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công đạt Rz = 2,5...1,25 µm => ZR = 0,95. Với da < 700 mm => KxH = 1, do đó theo (6.1) và (6.1a) : [σ H ] = [σ H ].Z v .Z R .K xH = 495,4.0,89.0,95.1 = 418,86( MPa). Như vậy: σ H = 408, 43( MPa ) < [ σ H ] = 418,86(MPa ) đạt yêu cầu. 4. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn: 2.TI' .K F .Yε .Yβ .YF 1 - Theo công thức (6.43) : σ F 1 = bw .d w1.m + Theo bảng 6.17 ta được: KF β = 1,17 (ứng với sơ đồ 3). Trang: - 15 -
+ Theo bảng 6.14 với v < 2,5 (m/s) và cấp chính xác 9 => KHα = 1,13 và KFα = 1,37. aw1 100 - Theo công thức (6.47) ta có: vF = δ F .g 0 .v. = 0, 006.73.1,56. = 3, 43 un 3,95 trong đó theo bảng 6.15, δ F = 0,006 và theo bảng 6.16 được g 0 = 73. vF .bw1.d w1 4, 7.30.40 - Theo công thức 6.46: K Fv = 1 + ' = 1+ = 1,06. 2.TI .K F β .K Fα 2.26096,5.1,17.1,37 - Do đó KF = KFβ. KFα. K Fv = 1,17.1,37.1,06 = 1,7 1 1 - Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng: Yε = = = 0, 76. ε α 1,32 β0 38,8 - Hệ số kể đến đọ nghiêng của răng: Yβ = 1 − = 1− = 0, 72. 140 140 Z1 21 - Số răng tương đương: Z v1 = = = 44. cos β 0, 783 3 Z2 83 Zv2 = = = 180. cos3 β 0, 783 - Vì sử dụng răng không dịch chỉnh nên hệ số dịch chỉnh x = 0. - Theo bảng 6.18 ta được: YF1 = 3,7; YF2 = 3,6 -Với m = 1,5 (mm), YS = 1,08 -0,0695ln(1,5) = 1,05; YR = 1 (bánh răng quay); KxF = 1 (vì da < 400 (mm)),do đó theo (6.2) và (6.2a) : [ σ F 1 ] = [ σ F 1 ]. YR. YS. KxF = 252.1.1,05.1 = 264,6 (MPa). Tương ứng [ σ F 2 ] = [ σ F 2 ]. YR. YS. KxF = 236,5.1.1,05.1 = 248,3 (MPa). - Suy ra: + Ứng suất uốn sinh ra tại chân bánh răng chủ động 2.26096,5.1, 7.0, 76.0, 72 σ F1 = = 27,87 (MPa). < [ σ F 1 ] = 264,4 (MPa). 30.40..1,5 + Ứng suất uốn sinh ra tại chân bánh răng bị động: σ F 1 .YF 2 80,85.3,6 σ F2 = = = 80,4( MPa) < [σ F 2 ] = 248,3( MPa). YF 1 3,62 Trang: - 16 -
5. Kiểm nghiệm răng về quá tải: Tmax - Theo (6.48): Hệ số quá tải: K qt = = 1. T - Ứng suất tiếp xúc cực đại: σ H max = σ H . K qt = 408, 43( MPa ) < [ σ H max ] = 1260 ( MPa). - Ứng suất uốn cực đại: σ F 1 max = σ F 1 .K qt = 80,5( MPa) < [σ F 1max ] = 464 ( MPa). σ F 2 max = σ F 2 .K qt = 80,4( MPa) < [σ F 2 max ] = 360 ( MPa ). 6. Các thông số cơ bản của bộ truyền: - Góc nghiêng răng: β = 38,80. - Khoảng cách trục: aW1 = 100 (mm). - Môđun: m = 1,5 (mm) - Chiều rộng vành răng: bW = 30 (mm). - Tỷ số truyền cấp nhanh: Um = 3,95 - Số răng mỗi cặp bánh răng: Z1 = 44. Z2 = 180. - Hệ số dịch chỉnh: x1 = 0. x2 = 0. Theo các công thức bảng 6.11 ta tính được: - Đường kính chia: d1 = 31 (mm). d2 = 115 (mm). - Đường kính đỉnh răng: da1 = 34 (mm). da2 = 118 (mm). - Đường kính đáy răng: df1 = 27,25 (mm). df2 = 111,25 (mm). III. Tính toán bộ truyền cấp chậm : Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng Trang: - 17 -
1.Xác định sơ bộ khoảng cách trục: Theo (6.15a) : Pr2 P1 P2 Pr1 T2 .K H β aW2 = Ka( uc+ 1) 3 [σ H ]2 uc . ba ψ - Trong đó : +ψ ba : Hệ số; là tỷ số giữa chiều rộng vành răng và khoảng cách trục. Theo bảng 6.6 chọn ψ ba = 0,3 +Theo bảng 6.5 chọn Ka= 49,5 (đối với bánh răng thẳng) : Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng. ψ bd = 0,5.ψ ba .(Uc+1) = 0,5.0,3.(3,31+1) = 0,6465. +Tra bảng 6.7 suy ra KH β = 1,02 ( sơ đồ 7). 199341.1, 02 => aW2 = 49,5(3,31+1) 3 481,82.3,31.0,3 = 209,35 (mm). - Lấy aW2 = 200 (mm). 2. Xác định các thông số ăn khớp: - Theo (6.17) mođun: m = (0,01 ÷ 0,02)aW2 = (0,01 ÷ 0,02).200 = 2 ÷ 4 (mm). Tra bảng 6.8 ta chọn mođun pháp m = 3 (mm). - Số răng bánh nhỏ theo công thức (6.19) 2 aw 2 2.200 Z1 = = = 30,9. Lấy Z1 = 30 m(u2 + 1) 3.(3,31 + 1) - Số răng bánh lớn : Trang: - 18 -
Z2 = U2.Z1 = 3,31 .30 = 99,3. Lấy Z2 = 100. m( Z 1 + Z 2 ) 3(30 + 100) - Do đó : aW1 = = = 185 (mm). 2 2 Z 2 100 - Tỷ số truyền thực sẽ là: um = = = 3,33. Z1 30 Vậy không cần điều chỉnh khoảng cách giữa 2 bành răng. 3. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: - Theo công thức (6.33) : ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc 2.T2 .K H (uc + 1) σ H = Z M .Z H .Zε 2 [σ H ] bw .um .d w1 - Theo bảng 6.5 ta có ZM = 274 (MPa)1/3. Trong đó: +ZH: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, theo công thức (6.34) ta có: 2. cos β b ZH = sin 2α tw +Theo các thông số ở bảng 6.11 ta có : 0 0 0 t α = arctan(tanα/cosβ) = arctan(tan20 /cos0 ) = 20 . Vì hệ số dịch chuyển bằng 0 nên αt = αtW = 200. Suy ra, tanβb = cosαt.tanβ = 0 => βb = 0. 2. cos 0 => Z H = sin( 2.20) = 1,76. Zε + : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng. Vì hệ số trùng khớp dọc: εβ = bWsinβ/(mπ) = 0 (sinβ = 0). 4 − εα => Z ε = 3 Trang: - 19 -
Với hệ số trùng khớp ngang: εα = [1,88-3,2(1/z1 + 1/z2)cosβ = [1,88-3,2(1/36+ 1/106) = 1,76. 4 − 1,75 => Z ε = = 0,87 3 H + K : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc. H Hβ Hα Hv K = K .K .K Hβ *K = 1,02 : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, tra bảng 6.7 * K Hα = 1: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp. ( bánh răng thẳng) *KHv : Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vòng ăn khớp. vH .bw .d w1 K Hv = 1 + 2.T2 .K H β .K H α VH = δH.go.v. aw / um δH = 0,006 : Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp. go = 56 : Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và 2. Theo (6.40),vận tốc vòng của bánh răng: π .d w1.n1 v= 60000 W1 d : Đường kính vòng lăn bánh nhỏ. W1 W c d = 2a /(u +1) = 2.185/(3,33+1) = 85,45 (mm). 3,14.85, 45.364,1 => v = 60000 = 1, 63 (m / s ) Trang: - 20 -