thiết kế hệ thống dẫn động xích tải
Bạn đang xem bản rút gọn của tài liệu. Xem và tải ngay bản đầy đủ của tài liệu tại đây (330.69 KB, 43 trang )
Thiết kế hệ thống dẫn động xích tải
( đề số : 9 /2 cH-11)
Phần I. Chọn động cơ.
Để cho việc tìm kiếm và sử dụng đợc đơn giản, giá thành rẻ, ta chọn loại
động cơ điện không đồng bộ ba pha là loại động cơ dễ tìm và đợc sử dụng
rộng rãi ở trên thị trờng.
Theo nh yêu cầu của thiết kế, động cơ làm việc với chu kỳ tải trọng thay đổi
theo thời gian. Khi đó coi động cơ làm việc với công suất tơng đơng P
tđ
1-Xác định công suất của động cơ.
Do động cơ làm việt lâu dài chịu tác dụng của tải trọng thay đổi
Có :
( )
ck
ttd
t
tPtP
PP
22
2
1
1
2
ì+ì
==
=P
1
ck
t
t
p
p
t
2
2
1
2
1
)(+
(Công thức 2.14).
Ta có : P
1
=
1000
.vF
Trong đó : hiệu suất chung của hệ thống.
=
k
.
ol
3
.
br
.
x
.
ot
k
_ Hiệu suất khớp nối trục mềm , chọn
k
= 0,99.
ol
_ Hiệu suất 1 cặp ổ lăn , chọn
ol
= 0,99 (bảng 2.3)
br
_ Hiệu suất 1 cặp bánh răng , chọn
br
= 0,97 (bảng 2.3)
x
_ Hiệu suất bộ truyền xích , chọn
x
= 0,92 (bảng 2.3)
= 0,99
3
. 0,97. 0,97
2
. 0,99.0,99 = 0,877
Vậy : P
1
=
877,01000
42,09080
ì
ì
= 4,35 Kw
P
tđ
=
( )
0006,4
8
3.8,05,4
.35,4
2
=
+
Kw
công suất cần thiết: P
CT
= 4,0006 (KW)
2-Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ .
Ta có số vòng quay sơ bộ của động cơ đợc xác định bởi công thức:
n
sb
=n
lv
. u
t
(Công thức 2.18)
Với + n
sb
: Số vòng quay sơ bộ của động cơ.
+ n
lv
: Số vòng quay của trục công táckhi làm việc,có:
66,28
.280
42,06000060000
=
ì
=
ì
ì
=
D
v
n
lv
( vòng/ phút) (Công thức 2.16).
+ u
t
: Tỉ số truyền của toàn bộ bộ truyền, có u
t
= u
h
. u
ng
u
h
: Tỉ số truyền của hộp giảm tốc.
u
ng
: Tỉ số truyền ngoài hộp giảm tốc.
Từ bảng 2.4 trang 21, chọn: u
h
= 8 - 40 .
u
ng
= 2 - 5 (bộ truyền xích)
Số vòng quay sơ bộ là: n
sb
= 28,66 . (8-40). (2 -5) = 458,6 -5732 (vòng/phút)
3-Chọn động cơ.
Theo các điều kiện 2.19 trang 22 và 2.6 trang 17 và dựa vào bảng P1.3 trang 237
ta chọn loại động cơ 4A00L4Y3 có P
đc
= 4 kW ; n
đc
= 1420 vòng/phút .
1
2,2=
DN
MAX
T
T
;
0,2=
DN
K
T
T
; cos
8,0=
;
Kiểm nghiệm điều kiện quá tải:
+ động cơ ta chọn P
đc
= 4 (Kw) > P
CT
= 4,006 (KW)
Và n
đc
=1420 (vòng/phút)
n
sb
.
+ đồng thời ta có
==
1
0,2
T
T
T
T
mm
DN
K
1,7
Vậy động cơ có nhãn hiệu 4A100L4Y3 thoả mãn yêu cầu của bộ truyền động cơ khí
Vậy mô men của động cơ lúc này là:
T=
)(3,29524
1420
39,41055,91055,9
66
N
n
P
dc
dc
=
ìì
=
ìì
4-Phân bố tỉ số truyền.
Có n
đc
= 1420 vòng/phút tỉ số truyền thực tế của bộ truyền là:
55,49
66,28
1420
===
lv
dc
tt
n
n
u
Do cơ cấu đồng trục và thiết kế theo điều kiện bôi trơn là chính cho nên ta phân
phối tỷ số truyền : u
tt
= u
h
. u
x
Trong đó : chọn u
x
= 2,5 u
h
=
82,19
5,2
55,49
==
x
tt
u
u
ta có : u
h
= 1,3 . u
2
mà u
h
= u
1
. u
2
= 19,82
u
2
= 3,9 ; u
1
= 5,07
5-Tính công suất P, số vòng quay n, mômen xoắn trên các trục.
a-công suất:
P
lv
=
)(81,3
1000
42,09080
1000
Kw
VF
=
ì
=
ì
TrụcIII:(là trục bánh răng nối bộ truyền xích)
)(97,3
97,099,0
81,3
0
kW
p
P
x
Lv
III
=
ì
=
ì
=
TrụcII:
)(13,4
97,099,0
97,3
0
kW
P
P
brl
III
II
=
ì
=
ì
=
TrụcI:
)(3,4
97,099,0
5
kW
P
P
brol
II
I
=
ì
=
ì
=
b-số vòng quay trên các trục:
Trục I: n
1
=n
đc
= 1420 ( vòng \ phút)
Trục II: n
2
= n
1
\ u
1
= 1420 \ 5,07 = 280,08 (vòng \ phút)
Trục III: n
3
=n
2
\ u
2
= 280,08 \ 3,9 = 71,82 (vòng \ phút)
Tốc độ quay của trrục công tác :n
ct
= n
3
/u
x
= 71,82/2,5 = 28,73(vg/ph)
c-mô men trên các trục:
Mômen xoắn trục 1: T
1
=
)(28919
1420
3,41055,91055,9
6
1
6
Nmm
n
P
I
=
ìì
=
ì
2
Mômen xoắn trục 2: T
2
=
)(3,140822
08,280
13,41055,91055,9
6
2
6
Nmm
n
P
II
=
ìì
=
ì
Mômen xoắn trục 3: T
3
=
)(1,527896
82,71
97,31055,91055,9
6
3
6
Nmm
n
P
III
=
ìì
=
ì
Mômen xoắn trục Công tác : T
ct
=
)(6,1266463
73,28
81,31055,91055,9
66
Nmm
n
P
ct
ct
=
ìì
=
ì
Bảng thống kê
Thông số
Trục
Động Cơ Trục I Trục II Trục III Công tác
Công suất
P(Kw)
4,39 4,3 4,13 3,97 3,81
Tỉ số truyền
U
U
khớp
= 1 u
1
=5,07 u
2
=3,9 u
x
=2,5
Số vòng quay
n(vòng/phút)
1420 1420 280,08 71,82 28,73
Mômen xoắn
T(Nmm)
29524,3 28919 140822,3 527896,1 1266463,6
Phần ii. Tính hộp giảm tốc.
A. TíNH TOáN CấP chậm Bộ TRUYềN BáNH RĂNG TRụ RĂNG
nghiêng GIữA TRụC 2 Và TRụC 3.
I- Chọn vật liệu.
Từ đặc tính làm việc của hộp giảm tốc là va đập nhẹ, theo bảng 6.1 trang 92 chọn:
+Với bánh nhỏ : Chọn thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB 140 217,
có
MPaMPa
chb
340,600
11
==
.
+Với bánh lớn : Chọn thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192 240, có
MPaMPa
chb
340,600
22
==
.
II-Tỉ số truyền.
+Tỉ số truyền bộ truyền bánh răng u
2
= 3,9
III-Xác định ứng suất cho phép
ứng suất tiếp súc cho phép đợc xác định theo công thức:
[ ]
.
lim
0
H
H
H
s
=
Z
R
.Z
v
.K
xh
.K
HL
Z
R
:Hệ số xét đến độ nhám của răng làm việc .
3
Z
v
: Hệ số xét đến ảnh hởng của vận tốc vòng.
K
xh
:Hệ số xét đến ảnh hởng của kích thớc răng .
K
HL
:Hệ số tuổi thọ.
0
limH
:ứng suất tiếp súc cho phép ứng với chu kỳ cơ sở.
+Căn cứ vào bảng 6.2 trang 94, với thép 45 tôi cải thiện, đạt độ rắn
HB 180 350 có:
702
0
lim
+= HB
H
, S
H
= 1,1.
HB
o
F
8,1
lim
=
, S
F
= 1,75.
0
lim
0
lim
,
FH
: ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng
với chu kỳ cơ sở.
S
H
,S
F
: Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn .
+Chọn độ rắn bánh lớn(bánh 2) HB = 175Mpa
+Chọn độ rắn bánh nhỏ(bánh 1) HB = 190Mpa
+ Có:
o
H 1lim
= 2HB
1
+70 = 2 . 190 + 70 = 450 MPa.
o
H 2lim
= 2HB
2
+70 = 2 . 175 +70 = 420 MPa.
o
F 1lim
= 1,8 . 190 = 342MPa.
o
F 2lim
= 1,8 .175= 315 MPa.
a-Xác định ứng suất cho phép:
- Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc:
N
HO
= 30 . H
4,2
HB
(Công thức 6.5 trang 93)
- Có số chu kỳ ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc của bánh 1:
N
HO1
= 30 . 190
2,4
= 0.88 . 10
7
MPa
- Có số chu kỳ ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc của bánh 2:
N
HO2
= 30 . 175
4,2
= 0,725 . 10
7
MPa
- Số chu kỳ ứng suất tơng đơng:
N
HE
=
ii
i
tn
T
T
c ìì
ìì
3
max
60
Trong đó:
+ c : Số lần ăn khớp trong một vòng quay, có c = 1.
+ T
i
,n
i
,t
i
: Lần lợt là Mômen xoắn, số vòng quay, số giờ làm việc ở chế độ thứ
i của bánh răng đang xét.
- Số chu kỳ thay đổi ứng suất tiếp xúc tơng đơng của bánh 2:
N
HE2
=
=
+
ììì
ckck
h
t
t
t
t
t
t
t
t
Lnc
2
2
2
11
2
1
1
2
.60
N
HE2
=
82
10.1,58,0
8
3
8
8,4
1500008,280160 =+ìììì
Ta nhận thấy N
HE2
>N
HO2
K
HL2
=1. (hệ số tuổi thọ)
Tơng tự suy ra N
HE1
>N
HO1
Chọn K
HL1
= 1
Ta có ứng suất tiếp xúc cho phép sơ bộ là :
[ ]
H
=
H
HL
H
S
K
ì
0
lim
(Công thức 6.1a)
(S
H
- hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc - tra bảng 6.2)
Vậy có ứng suất tiếp xúc của bánh nhỏ:
[ ]
1H
=
MPa09,409
1,1
1450
=
ì
4
[ ]
2H
=
1,1
1420 ì
=381,8 MPa.
Do bộ truyền là bộ truyền bánh răng thẳng răng nghiêng nên theo( 6.12)
[ ]
H
=
[ ] [ ]
2
21 HH
+
=
2
8,38109,409 +
=395,95 MPa < 1,25 [
H2
] .
b-Xác định ứng suất uốn cho phép:
+ Số chu kỳ ứng suất uốn tơng đơng:
N
FE
= 60 . c .
ìì
ii
m
i
tn
T
T
F
max
m
F
: Bậc của đờng cong mỏi khi thử về uốn, có độ rắn mặt răng HB
350,
từ đó suy ra m
F
= 6.
Các thông số còn lại có ý nghĩa nh các thông số ở công thức tính ứng suất
tiếp xúc cho phép ở phần trên.
Có số chu kỳ ứng suất tơng đơng của bánh 2
N
FE2
=
ì
+ì
ìììì
1
2
6
1
21
6
1
1
2
60
t
t
T
T
t
t
T
T
tnc
ck
i
N
FE2
=
866
1067,1
8
3
8,0
8
5,4
11500008,280160 ì=
ì+ììììì
Có N
FE2
> N
FO2
=4.10
6
Chọn K
FL2
= 1 (N
F02
=4.10
6
với tất cả loại thép)
Suy ra N
FE1
> N
FO1
Chọn K
FL1
=1
(K
FL
hệ số tuổi thọ)
Có ứng suất uốn cho phép:
[
F
] =
F
FLFCF
S
KK ìì
0
lim
(Công thức 6.2a)
K
FC
: Hệ số xét ảnh hởng hệ đặt tải, do bộ truyền quay một chiều K
FC
= 1.
Có ứng suất cho phép của bánh 1:
[
F
]
1
=
MPa252
75,1
11441
=
ìì
Có ứng suất cho phép của bánh 2:
[
F
]
2
=
MPa5,236
75,1
11414
=
ìì
c-ứng suất quá tải cho phép:
Độ bền tiếp xúc khi quá tải: [
H
]
max
= 2,8 .
ch
(Công thức 6.13)
[
F
]
max
= 0,8 .
ch
(Công thức 6.14)
Có độ bền tiếp xúc cho phép khi quá tải:
[
H
]
max
= 2,8 .
ch
= 2,8 . 450 = 1260 MPa.
Có độ bền uốn cho phép khi quá tải:
Bánh răng 1: [
F1
]
max
= 0,8
ch1
= 0,8 . 580 = 464 MPa
Bánh răng 2: [
F2
]
max
= 0,8
ch1
= 0,8 . 450 = 360 MPa.
IV - Tính toán bộ truyền bánh răng nghiêng.
a-Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
Do bộ truyền ăn khớp ngoài nên theo công thức 6.15a trang 96 ta có:
5
a
w
= K
a
(u
+1)
[ ]
3
2
1
baH
H
u
KT
Trong đó :
K
a
_ hệ số phụ thuộc vật liệu của cặp bánh răng và loại răng, với răng nghiêng
ta có : K
a
= 43 MPa
1/3
( theo bảng 6.5 trang 96)
Do vị trí của bánh răng đối với các ổ trong hộp giảm tốc không đối xứng ,
ta chọn theo bảng 6.6 trang 97 ta có
ba
= 0,3.
Theo công thức 6.16 trang 97 ta có :
bd
= 0,53
ba
(u + 1) = 0,53 . 0,3 . (3,9 + 1) = 0,779
Theo bảng 6.7 trang 98 ta có : K
H
= 1,08 :Hệ số xét đến sự phân bố không đều
Tải trọng trên bề rộng vành răng.
a
w
= 43( 3,9 + 1)
( )
=
ìì
ì
3
2
3,09,345,395
08,1140822,3
198,1 ( mm)
Lấy a
w
= 200 mm.
b-Xác định các thông số ăn khớp:
+
Xác định môđun : m = (0,01 ữ0,02) . a
W
(Công thức 6.17)
m = 1,9 ữ 3,8.
Theo quan điểm thống nhất hoá trong thiết kế chọn môđun tiêu chuẩn m
n
= 3.
+ Xác định góc nghiêng, chọn sơ bộ : = 10
0
, có cos = 0,9848.
* Số răng bánh nhỏ : z
1
=
)1(
cos2
+ì
ìì
um
a
W
(Công thức 6.31)
z
1
=
)19,3(3
9848,02002
+ì
ìì
= 26,8 (răng). Lấy z
1
= 27 răng.
* Số răng bánh lớn : z
2
= z
1
. u = 27 . 3,9 = 105,3 (răng) . Lấy z
2
= 106 răng.
Từ đó ta có:
Tỷ số truyền thực tế là : u
1
= u
m
= z
2
/z
1
= 106 / 27 = 3,925
a
w
=
( ) ( )
6,202
9848,02
106273
cos2
21
=
ì
+ì
=
+
zzm
mm # a
w
= 200 mm
Do đó ta phải dịch chỉnh bằng cách ta thay đổi góc nghiêng :
cos = m .
21
2
w
a
zz
ì
+
(Công thức 6.18)
= 2,5
2002
)10627(
ì
+
ì
= 0,9975
Góc nghiêng của răng: = 12,63
0
Xác định hệ số dịch chỉnh
Nhờ có góc nghiêng nên không cần dịch chỉnh để đảm bảo khoảng cách trục
cho trớc do đó theo công thức 6.9 (Tính toán thiết kế 1) ta có hệ số dịch chỉnh
x
1
=x
2
=0.
c-Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
Điều kiện để bánh răng trụ răng nghiêng đảm bảo bền khi làm việc là ứng suất
tiếp xúc trên mặt răng khi làm việc: theo 6.33
H
= Z
M
*Z
H
*Z
1
2
1
11
**
)1(***2
udb
uKT
wW
H
+
[
H
] (Công thức 6.33).
6
Trong đó:
+ Z
M
: Hệ số kể đến cơ tính của vật liệu bánh ăn khớp.
Theo bảng 6.5 trang 96, vật liệu của hai bánh răng đều là thép
Z
M
= 274 (MPa)
1/3
+Z
H
: Hệ số kể đến hình dạng của bề mặt tiếp xúc, có :
Z
H
=
tW
b
2sin
cos2ì
(Công thức 6.34)
Trong đó :
b
: Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở, có :
tg
b
=cos
t
. tg (Công thức 6.35)
đối với bánh răng nghiêng không dịch chỉnh, có :
t
=
tw
= arctg(
)
cos
tg
với = 20
0
.(TCVN)
t
= arctg(
)
9975,0
20
0
tg
= 20,45
0
tg
b
= cos20,45
0
. tg12,63
0
= 0,209
b
=11,8
0
.
Z
H
=
)45,202sin(
8,11cos2
0
0
ì
ì
= 1,66.
Có K
H
= 1,08.
Từ đó ta có:
+ b
W
: Chiều rộng vành răng, có b
W
=
ba
. a
W
= 0,3 .200 = 60 (mm).
Lấy b
w
= 60 mm.
+ Z
: Hệ số xét đến sự trùng khớp. Có hệ số trùng khớp dọc:
=
m
b
w
ì
ì
sin
=
3
63,12sin60
0
ì
ì
= 1,4 >1.
Nh vậy: Z
=
1
(Công thức 6.36c trang 105).
: Hệ số trùng khớp. Có :
=
cos
11
2,388,1
21
+ì
ZZ
(Công thức 6.38).
=
9975,0
106
1
27
1
2,388,1 ì
+ì
= 1,7.
Z
=
7,1
1
= 0,766
+d
W1
: Đờng kính vòng lăn bánh nhỏ, có:
d
W1
=
1
2
+
m
W
u
a
(Công thức trong bảng 6.11).
d
W1
=
19,3
2002
+
ì
= 81,6 (mm).
Vận tốc dài của vành răng. Có : v =
60000
11
nd
w
ìì
(CT 6.40)
7
v =
s
m
19,1
60000
08,2806,8114,3
=
ìì
Theo bảng 6.13, dùng cấp chính xác 9.Chọn cấp chính làm việc êm là 8.
+ K
H
: Hệ số xét đến tải trọng khi tính về tiếp xúc. Theo 6.39 ta có:
K
H
= K
H
. K
H
. K
HV
.
*K
H
: Hệ số xét tới sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng
vành răng, K
H
= 1,08.
*K
H
: Hệ số xét tới sự phân bố không đều của tải trọng trên các đôi
răng ăn khớp. Với v <2,5 cấp chính xác 9 , theo bảng 6.14 có K
H
= 1,13.
K
HV
: Hệ số xét đến ảnh hởng của tải trọng động xuất hiện trên
vùng ăn khớp. Có:
K
HV
= 1+
HH
WwH
KKT
db
ììì
ìì
1
1
2
(Công thức 6.41).
Với
H
=
H
. g
o
. v .
1
u
a
W
( Công thức 6.42)
Theo bảng 6.15 và 6.16 ta có :
H
= 0.002, g
o
= 73.
H
= 0,002 . 73 . 0,96 .
9,3
200
= 1,02 <
Hmax
= 380.
Trong đó
Hmax
= 380 là giá trị có đợc khi tra bảng 6.17.
Từ các giá trị trên có :
K
HV
=
13,108,13,1408222
6,816002,1
1
ììì
ìì
+
= 1,01.
K
H
= K
H
. K
H
. K
HV
= 1,08 .1,13 .1,01 = 1,27.
Có ứng suất tiếp xúc trên mặt răng:
H
= 274 .1,66 .0,769
2
6,81925,360
27,1)1925,3(3,1408222
ìì
ì+ìì
= 377,02 (MPa).
+ [
H
] : ứng suất tiếp xúc cho phép. Có
[
H
] = 395,95Mpa
Vậy
H
< [
H
] . Bánh răng đảm bảo độ bền tiếp xúc.
d-Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:
- Điều kiện bền uốn đối với bánh răng trụ:
Công thức 6.43 và 6.44 ta có :
F1
=
1
1
1
2
WW
FF
dmb
YYYKT
ìì
ììììì
[
F1
] ;
F2
=
F1
1
2
F
F
Y
Y
ì
[
F2
].
+ K
F
: Hệ số tải trọng khi tính về uốn, ta có :
K
F
= K
F
. K
F
. K
FV
(Công thức 6.45 trang 109).
K
F
: Hệ số xét đến sự phân bố tải trọng không đều trên vành
răng khi tính
về uốn. Theo bảng 6.7 : K
F
=1,17.
K
F
: Hệ số xét đến sự phân bố tải trọng không đều cho một đôi răng đồng
thời ăn khớp khi tính về uốn. Theo bảng 6.14 ta có : K
F
= 1,37.
8
K
FV
: Hệ số xét đến ảnh hởng của tải trọng động xuất hiện
trong vùng
ăn khớp khi tính về uốn. Có :
K
FV
= 1+
FF
wwF
KKT
db
ììì
ìì
1
1
2
(Công thức 6.46)
Với :
F
=
F
. g
o
. v .
1
u
a
w
(Công thức 6.47)
Theo bảng 6.15 và 6.16, có
F
= 0,006 ; g
o
= 73.
F
= 0,016 .73 . 1,19 .
925,3
200
= 9,92
Từ đó ta có: K
FV
= 1+
107,1
37,117,13.1408222
6,816092,9
=
ììì
ìì
.
Từ các giá trị tìm đợc, ta có K
F
= 1,17 . 1,37 . 1,107 = 1,77.
+ Y
: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng. Có Y
=
1
với
= 1,7.
Y
=
7,1
1
= 0,592.
+ Y
F1
,Y
F2
: Hệ số xét đến dạng răng, có số răng tơng đơng:
z
vn1
=
3
1
cos
z
; z
vn2
=
3
2
cos
z
;
z
vn1
=
05,29
9975,0
27
3
=
; z
vn2
=
14,114
9975,0
115
3
=
Hệ số dịch chỉnh: x
1
= 0 và x
2
=0
Theo bảng 6.18 có :
Y
F1
= 3,80 ; Y
F2
= 3,60.
+ Có Y
: Hệ số kể đến độ nghiêng của răng, có :
Y
= 1-
9095,0
140
63,12
1
140
0
0
0
0
==
Từ các giá trị tìm đợc ở trên có:
F1
=
MPa7,67
36,8160
80,390905,0592,077,13.1408222
=
ìì
ììììì
F2
=
MPa03,66
80,3
60,3
7,67 =ì
.
Vậy
F1
=67,7 MPa < [
F1
] =195.5 MPa và
F2
=66.03 MPa < [
F2
] =180 MPa.
Nh vậy bánh răng thiết kế thoả mãn điều kiện bền uốn.
e-Kiểm tra điều kiện quá tải:
ứng suất tiếp xúc cực đại:
Hmax
=
H
.
qt
K
[
H
]
max
. (Công thức 6.48).
Fmax
=
F
. K
qt
[
F
]
max
. (Công thức 6.49).
Có K
qt
: Hệ số quá tải, có:
K
qt
= T
max
/ T= 1,4 .
Từ đó ta có
Hmax
= 395.45 x
7,1
= 515,6 (MPa) < [
H
]
max
= 1260 MPa.
F1max
=
F1
. K
qt
= 67.7 x1,7 = 118,4 MPa < [
F1
]
max
= 272 MPa.
9
F2max
=
F2
. K
qt
= 66.03x 1,7 = 112.25 MPa < [
F2
]
max
= 272 MPa.
Nh vậy bánh răng đảm bảo điều kiện quá tải.
Các thông số và kích thớc của bộ truyền
Thông số Ký hiệu Giá trị
Khoảng cách trục a
W
a
W
=200 mm.
Môđun pháp m m = 3
Chiều rộng vành răng b
W
b
W
= 60 mm.
Tỉ số truyền u u = 3,9
Góc nghiêng của răng
= 12,63
0
Số răng bánh răng Z Z
1
= 27 răng, z
2
= 106 răng
Hệ số dịch chỉnh x x
1
= 0 x
2
= 0
đờng kính chia d d
1
= 83 mm, d
2
= 325.88 mm
Đờng kính lăn d
W
d
W1
= 81,6 mm ,
d
W2
= 318,7 mm
Đờng kính đỉnh răng d
a
d
a1
= 89mm,
d
a2
= 348,88 mm
Đờng kính đáy răng d
f
d
f1
= 75,5 mm,
d
f2
= 295,96 mm
Góc prôfin gốc
= 20
0
Góc prôfin răng
t
t
= 20,45
0
Góc ăn khớp
W
W
= 20,45
0
Hệ số ăn khớp ngang
= 1,7
B. tính toán bộ truyền cấp nhanh bánh răng trụ
răng Nghiêng Giữa trục 1 và trục 2
I- Chọn vật liệu.
Từ đặc tính làm việc của hộp giảm tốc là va đập nhẹ, theo bảng 6.1 trang 92
chọn:
+Với bánh nhỏ : Chọn thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241285
có
MPaMPa
chb
580,850
11
==
.
+Với bánh lớn : Chọn thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192 240, có
MPaMPa
chb
450,750
22
==
.
II-Tỉ số truyền.
+Tỉ số truyền bộ truyền bánh răng u
2
= 5,07
III-Xác định ứng suất cho phép
ứng suất tiếp súc cho phép đợc xác định theo công thức:
[ ]
.
lim
0
H
H
H
s
=
Z
R
.Z
v
.K
xh
.K
HL
Z
R
:Hệ số xét đến độ nhám của răng làm việc .
Z
v
: Hệ số xét đến ảnh hởng của vận tốc vòng.
K
xh
:Hệ số xét đến ảnh hởng của kích thớc răng .
10
K
HL
:Hệ số tuổi thọ.
0
limH
:ứng suất tiếp súc cho phép ứng với chu kỳ cơ sở.
+Căn cứ vào bảng 6.2 trang 94, với thép 45 tôi cải thiện, đạt độ rắn
HB 180 350 có:
702
0
lim
+= HB
H
, S
H
= 1,1.
HB
o
F
8,1
lim
=
, S
F
= 1,75.
0
lim
0
lim
,
FH
: ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng
với chu kỳ cơ sở.
S
H
,S
F
: Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn .
+Chọn độ rắn bánh lớn(bánh 2) HB = 230 MPa.
+Chọn độ rắn bánh nhỏ(bánh 1) HB = 245 MPa.
+ Có:
o
H 1lim
= 2HB
1
+70 = 2 . 245+70=560 MPa.
o
H 2lim
= 2HB
2
+70 = 2 . 230+70=530 MPa.
o
F 1lim
= 1,8 . 245=441Mpa
o
F 2lim
= 1,8 .230=414Mpa
a-Xác định ứng suất cho phép:
- Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc:
N
HO
= 30 . H
4,2
HB
(Công thức 6.5 trang 93)
- Có số chu kỳ ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc của bánh 1:
N
HO1
= 30 . 245
2,4
= 1.7x 10
7
MPa
- Có số chu kỳ ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc của bánh 2:
N
HO2
= 30 . 230
4,2
= 1.39x 10
7
MPa
- Số chu kỳ ứng suất tơng đơng:
N
HE
=
ii
i
tn
T
T
c ìì
ìì
3
max
60
Trong đó:
+ c : Số lần ăn khớp trong một vòng quay, có c = 1.
+ T
i
,n
i
,t
i
: Lần lợt là Mômen xoắn, số vòng quay, số giờ làm việc ở chế độ thứ
i của bánh răng đang xét.
- Số chu kỳ thay đổi ứng suất tiếp xúc tơng đơng của bánh 2:
N
HE2
=
=
+
ììì
ckck
h
t
t
t
t
t
t
t
t
Lnc
2
2
2
11
2
1
1
2
.60
N
HE2
=
82
10.18,0
8
3
8
8,4
150001420160 =+ìììì
Ta nhận thấy N
HE2
>N
HO2
K
HL2
=1. (hệ số tuổi thọ)
Tơng tự suy ra N
HE1
>N
HO1
Chọn K
HL1
= 1
Ta có ứng suất tiếp xúc cho phép sơ bộ là :
[ ]
H
=
H
HL
H
S
K
ì
0
lim
(Công thức 6.1a)
(S
H
- hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc - tra bảng 6.2)
Vậy có ứng suất tiếp xúc của bánh nhỏ:
[ ]
1H
=
MPa509
1,1
1560
=
ì
[ ]
2H
=
1,1
1530 ì
=481,81 MPa.
11
Do bộ truyền là bộ truyền bánh răng thẳng răng nghiêng nên theo( 6.12)
[ ]
H
=
[ ] [ ]
2
21 HH
+
=
2
81,4819,509 +
=495,4 MPa < 1,25 [
H2
] .
b-Xác định ứng suất uốn cho phép:
+ Số chu kỳ ứng suất uốn tơng đơng:
N
FE
= 60 . c .
ìì
ii
m
i
tn
T
T
F
max
m
F
: Bậc của đờng cong mỏi khi thử về uốn, có độ rắn mặt răng HB
350,
từ đó suy ra m
F
= 6.
Các thông số còn lại có ý nghĩa nh các thông số ở công thức tính ứng suất
tiếp xúc cho phép ở phần trên.
Có số chu kỳ ứng suất tơng đơng của bánh 2
N
FE2
=
ì
+ì
ìììì
1
2
6
1
21
6
1
1
2
60
t
t
T
T
t
t
T
T
tnc
ck
i
N
FE2
=
866
10467,8
8
3
8,0
8
5,4
1150001420160 ì=
ì+ììììì
Có N
FE2
> N
FO2
=4.10
6
Chọn K
FL2
= 1 (N
F02
=4.10
6
với tất cả loại thép)
Suy ra N
FE1
> N
FO1
Chọn K
FL1
=1
(K
FL
hệ số tuổi thọ)
Có ứng suất uốn cho phép:
[
F
] =
F
FLFCF
S
KK ìì
0
lim
(Công thức 6.2a)
K
FC
: Hệ số xét ảnh hởng hệ đặt tải, do bộ truyền quay một chiều K
FC
= 1.
Có ứng suất cho phép của bánh 1:
[
F
]
1
=
MPa252
75,1
11441
=
ìì
Có ứng suất cho phép của bánh 2:
[
F
]
2
=
MPa5,236
75,1
11414
=
ìì
c-ứng suất quá tải cho phép:
Độ bền tiếp xúc khi quá tải: [
H
]
max
= 2,8 .
ch
(Công thức 6.13)
[
F
]
max
= 0,8 .
ch
(Công thức 6.14)
Có độ bền tiếp xúc cho phép khi quá tải:
[
H
]
max
= 2,8 .
ch
= 2,8 . 450 = 1260 MPa.
Có độ bền uốn cho phép khi quá tải:
Bánh răng 1: [
F1
]
max
= 0,8
ch1
= 0,8 . 580 = 464 MPa
Bánh răng 2: [
F2
]
max
= 0,8
ch1
= 0,8 . 450 = 360 MPa.
IV - Tính toán bộ truyền bánh răng nghiêng.
a-Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
Do bộ truyền ăn khớp ngoài nên theo công thức 6.15a trang 96 ta có:
a
w
= K
a
(u
+1)
[ ]
3
2
1
baH
H
u
KT
Trong đó :
K
a
_ hệ số phụ thuộc vật liệu của cặp bánh răng và loại răng, với răng nghiêng
12
ta có : K
a
= 43 MPa
1/3
( theo bảng 6.5 trang 96)
Do vị trí của bánh răng đối với các ổ trong hộp giảm tốc không đối xứng ,
ta chọn theo bảng 6.6 trang 97 ta có
ba
= 0,4.
Theo công thức 6.16 trang 97 ta có :
bd
= 0,53
ba
(u + 1) = 0,53 . 0,4 . (5,07 + 1) = 1,214
Theo bảng 6.7 trang 98 ta có : K
H
= 1,13 :Hệ số xét đến sự phân bố không đều
Tải trọng trên bề rộng vành răng.
a
w
= 43( 5,07 + 1)
( )
=
ìì
ì
3
2
214,107,54,495
13,128919
105,4( mm)
Lấy a
w
= 110 mm.
b-Xác định các thông số ăn khớp:
+
Xác định môđun : m = (0,01 ữ0,02) . a
W
(Công thức 6.17)
m = 1,1 ữ 2,2.
Theo quan điểm thống nhất hoá trong thiết kế chọn môđun tiêu chuẩn m
n
= 2,5.
+ Xác định góc nghiêng, chọn sơ bộ : = 10
0
, có cos = 0,9848.
* Số răng bánh nhỏ : z
1
=
)1(
cos2
+ì
ìì
um
a
W
(Công thức 6.31)
z
1
=
)107,5(3
9848,01102
+ì
ìì
= 24,5 (răng). Lấy z
1
= 24 răng.
* Số răng bánh lớn : z
2
= z
1
. u =24x5.07 = 121.68(răng) . Lấy z
2
= 121 răng.
Từ đó ta có:
Tỷ số truyền thực tế là : u
1
= u
m
= z
2
/z
1
= 121/ 24 = 5.042
a
w
=
( ) ( )
45,110
9848,02
121245.1
cos2
21
=
ì
+ì
=
+
zzm
mm # a
w
= 110mm
Do đó ta phải dịch chỉnh bằng cách ta thay đổi góc nghiêng :
cos = m .
21
2
w
a
zz
ì
+
(Công thức 6.18)
= 1,5
1102
)12124(
ì
+
ì
= 0,988
Góc nghiêng của răng: = 8,6
0
Xác định hệ số dịch chỉnh
Nhờ có góc nghiêng nên không cần dịch chỉnh để đảm bảo khoảng cách trục
cho trớc do đó theo công thức 6.9 (Tính toán thiết kế 1) ta có hệ số dịch chỉnh
x
1
=x
2
=0.
c-Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
Điều kiện để bánh răng trụ răng nghiêng đảm bảo bền khi làm việc là ứng suất
tiếp xúc trên mặt răng khi làm việc: theo 6.33
H
= Z
M
*Z
H
*Z
1
2
1
11
**
)1(***2
udb
uKT
wW
H
+
[
H
] (Công thức 6.33).
Trong đó:
+ Z
M
: Hệ số kể đến cơ tính của vật liệu bánh ăn khớp.
Theo bảng 6.5 trang 96, vật liệu của hai bánh răng đều là thép
Z
M
= 274 (MPa)
1/3
+Z
H
: Hệ số kể đến hình dạng của bề mặt tiếp xúc, có :
13
Z
H
=
tW
b
2sin
cos2ì
(Công thức 6.34)
Trong đó :
b
: Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở, có :
tg
b
=cos
t
. tg (Công thức 6.35)
đối với bánh răng nghiêng không dịch chỉnh, có :
t
=
tw
= arctg(
)
cos
tg
với = 20
0
.(TCVN)
t
= arctg(
)
988,0
20
0
tg
= 20,22
0
tg
b
= cos20,22
0
. tg8,6
0
= 0,142
b
=8,1
0
.
Z
H
=
)22,202sin(
1,8cos2
0
0
ì
ì
= 1,75.
Có K
H
= 1,13.
Từ đó ta có:
+ b
W
: Chiều rộng vành răng, có b
W
=
ba
. a
W
= 0,4 .110 = 44 (mm).
Lấy b
w
= 44 mm.
+ Z
: Hệ số xét đến sự trùng khớp. Có hệ số trùng khớp dọc:
=
m
b
w
ì
ì
sin
=
5.1
6,8sin44
0
ì
ì
= 1,39 >1.
Nh vậy: Z
=
1
(Công thức 6.36c trang 105).
: Hệ số trùng khớp. Có :
=
cos
11
2,388,1
21
+ì
ZZ
(Công thức 6.38).
=
988,0
106
1
27
1
2,388,1 ì
+ì
= 1,7.
Z
=
7,1
1
= 0,766
+d
W1
: Đờng kính vòng lăn bánh nhỏ, có:
d
W1
=
1
2
+
m
W
u
a
(Công thức trong bảng 6.11).
d
W1
=
107.5
1102
+
ì
= 36,2 (mm).
Vận tốc dài của vành răng. Có : v =
60000
11
nd
w
ìì
(CT 6.40)
v =
s
m
7,2
60000
14202.3614,3
=
ìì
Theo bảng 6.13, dùng cấp chính xác 9.Chọn cấp chính làm việc êm là 8.
+ K
H
: Hệ số xét đến tải trọng khi tính về tiếp xúc. Theo 6.39 ta có:
K
H
= K
H
. K
H
. K
HV
.
14
*K
H
: Hệ số xét tới sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng
vành răng, K
H
= 1,13.
*K
H
: Hệ số xét tới sự phân bố không đều của tải trọng trên các đôi
răng ăn khớp. Với v <2,5 cấp chính xác 9 , theo bảng 6.14 có K
H
= 1,16.
K
HV
: Hệ số xét đến ảnh hởng của tải trọng động xuất hiện trên
vùng ăn khớp. CóK
hv
=1.02 (tra bảng p.23 tính toán thiết kế 1ứng với
CCX9 Vận tốc v=2.7 (m/s)
K
H
= K
H
. K
H
. K
HV
= 1,16 .1,13 .1,02 = 1,34.
Có ứng suất tiếp xúc trên mặt răng:
H
= 274 .1,75 .0,769
2
2,3607.544
34,1)107.5(289192
ìì
ì+ìì
= 467.8 (MPa).
+ [
H
] : ứng suất tiếp xúc cho phép. Có
[
H
] = 495,95Mpa
Vậy
H
< [
H
] . Bánh răng đảm bảo độ bền tiếp xúc.
d-Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:
- Điều kiện bền uốn đối với bánh răng trụ:
Công thức 6.43 và 6.44 ta có :
F1
=
1
1
1
2
WW
FF
dmb
YYYKT
ìì
ììììì
[
F1
] ;
F2
=
F1
1
2
F
F
Y
Y
ì
[
F2
].
+ K
F
: Hệ số tải trọng khi tính về uốn, ta có :
K
F
= K
F
. K
F
. K
FV
(Công thức 6.45 trang 109).
K
F
: Hệ số xét đến sự phân bố tải trọng không đều trên vành
răng khi tính
về uốn. Theo bảng 6.7 : K
F
=1,3.
K
F
: Hệ số xét đến sự phân bố tải trọng không đều cho một đôi răng đồng
thời ăn khớp khi tính về uốn. Theo bảng 6.14 ta có : K
F
= 1,4.
K
FV
: Hệ số xét đến ảnh hởng của tải trọng động xuất hiện
trong vùng
ăn khớp khi tính về uốn có K
fv
=1,04 (tra bảng p.23 tính toán thiết kế 1ứng
với CCX9 Vận tốc v=2.7 (m/s)
Từ các giá trị tìm đợc, ta có K
F
= 1,3. 1,4 . 1,04 = 1,893.
+ Y
: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng. Có Y
=
1
với
= 1,7.
Y
=
7,1
1
= 0,592.
+ Y
F1
,Y
F2
: Hệ số xét đến dạng răng, có số răng tơng đơng:
z
vn1
=
3
1
cos
z
; z
vn2
=
3
2
cos
z
;
z
vn1
=
8,24
988,0
24
3
=
; z
vn2
=
2,125
988,0
121
3
=
Hệ số dịch chỉnh: x
1
= 0 và x
2
=0
Theo bảng 6.18 có :
Y
F1
= 3,9; Y
F2
= 3,6.
15
+ Có Y
: Hệ số kể đến độ nghiêng của răng, có :
Y
= 1-
94,0
140
6,8
1
140
0
0
0
0
==
Từ các giá trị tìm đợc ở trên có:
F1
=
MPa
x
6,98
5.12,3644
95.09,394,0893.177,1289192
=
ìì
ììììì
F2
=
MPa3,91
90,3
60,3
6,98 =ì
.
Vậy
F1
=98,6 MPa < [
F1
] =360 MPa và
F2
=91.3 MPa < [
F2
] =1220 MPa.
Nh vậy bánh răng thiết kế thoả mãn điều kiện bền uốn.
e-Kiểm tra điều kiện quá tải:
ứng suất tiếp xúc cực đại:
Hmax
=
H
.
qt
K
[
H
]
max
. (Công thức 6.48).
Fmax
=
F
. K
qt
[
F
]
max
. (Công thức 6.49).
Có K
qt
: Hệ số quá tải, có:
K
qt
= T
max
/ T= 1,4 .
Từ đó ta có
Hmax
= 320 x
7,1
= 417.2 (MPa) < [
H
]
max
= 1260 MPa.
F1max
=
F1
. K
qt
=98.6x1,7 = 167,3 MPa < [
F1
]
max
= 360MPa.
F2max
=
F2
. K
qt
= 91.3x 1,7 = 154.7 MPa < [
F2
]
max
= 1260 MPa.
Nh vậy bánh răng đảm bảo điều kiện quá tải.
Các thông số và kích thớc của bộ truyền
Thông số Ký hiệu Giá trị
Khoảng cách trục a
W
a
W
=110 mm.
Môđun pháp m m = 1.5
Chiều rộng vành răng b
W
b
W
= 44 mm.
Tỉ số truyền u u = 5,07
Góc nghiêng của răng
= 8,6
0
Số răng bánh răng Z Z
1
= 24 răng, z
2
=121 răng
Hệ số dịch chỉnh x x
1
= 0 x
2
= 0
đờng kính chia d d
1
= 36.2 mm, d
2
= 183.5 mm
Đờng kính lăn d
W
d
W1
= mm ,
d
W2
= mm
Đờng kính đỉnh răng d
a
d
a1
= mm,
d
a2
= mm
Đờng kính đáy răng d
f
d
f1
= mm,
d
f2
= mm
Góc prôfin gốc
= 20
0
Góc prôfin răng
t
t
= 20,22
0
Góc ăn khớp
W
W
= 20,22
0
16
Hệ số ăn khớp ngang
= 1,7
C . Thiết kế bộ truyền ngoài bộ truyền xích .
i. chọn loại xích :
Vì tải trọng nhỏ , vận tốc thấp , chọn xích con lăn .
Nhờ có con lăn biến ma sát trợt giũa ống và răng đĩa bằng ma sát lăn giũa con
lăn và răng đĩa do đó cho kết quả độ bền mòn của con lăn cao hơn xích ống.
ii. xác định các thông số của xích và của bộ truyền .
1. Chọn số răng đĩa xích.
Theo bảng 5.4 , với u = 2,5 , chọn z
1
= 25, do đó số răng đĩa lớn:
z
2
= u . z
1
= 2,5 . 25 = 62,5 . Chọn z
2
= 63 < z
max
= 120
2. Xác định bớc xích t:
Theo công thức (5.3) , công suất tính toán:
P
t
= P . K . K
z
. K
n
Trong đó , K
z
_ hệ số răng, với z
01
= 25
1
25
25
1
01
===
z
z
K
z
K
n
_ hệ số số vòng quay , với n
01
= 50 vg/ph
74,1
73,28
50
1
01
===
n
n
K
n
Ta có: K= K
0
K
a
K
đc
K
bt
K
đ
K
c
(công thức 5.4).
Theo bảng 5.6 ta có :
- K
0
_hệ số kể đến ảnh hởng của vị trí bộ truyền, K
0
=1 (do góc tạo ra 0
0
)
- K
a
_ hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích, K
a
=1 (chọn a= (30-50).p
- K
đc
_hệ số kể đến ảnh hởng của việc điều chỉnh lực căng xích,
K
đc
= 1 ( trục không điều chỉnh đợc ).
- K
bt
_hệ số kể đến ảnh hởng của bôi trơn ,
K
bt
= 1,3 (môi trờng có bụi , chất lợng bôi trơn II bảng 5.7).
- K
đ
_ hệ số tải trọng động , K
đ
= 1,5 (tải trọng va đập nhẹ ).
- K
c
_hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền , K
c
=1,45 (làm việc 3 ca).
Vậy : K = 1 . 1 . 1 . 1,3 . 1,5 . 1,45 = 2,83 .
Ta có : P
t
= 3,83 x 1,74 x 2,83 = 18,76 Kw
Theo bảng 5.5 với n
01
=50 vg/ph , chọn xích 1 dãy có bớc xích p= 50,8 mm thoả
mãn điều kiện bền mòn :
P
t
< [P] = 22,9 Kw ; đồng thời theo bảng 5.8, t < t
max
.
3. Xác định khoảng cách trục và số mắt xích.
- Ta có khoảng cách trục : a = 30 . p = 30 . 50,8 = 1524 mm.
- Theo công thức 5.12 , số mắt xích :
x=
( ) ( )
2,105
15244
8,502563
2
6325
8,50
15242
42
2
2
2
2
2
1221
=
ìì
ì
+
+
+
ì
=
+
+
+
a
pzzzz
p
a
Lấy số mắt xích chẵn x= 106 , tính lại khoảng cách trục theo công thức (5.13) :
( ) ( )
[ ]
( )
[ ]
{ }
1545/2563225635,010625635,01068,5025,0
22
=ì+ì++ìì=
a
mm
Để xích không chịu lực căng quá lớn , giảm a một lợng bằng
51545003,0003,0 ì=ì= aa
mm, do đó a= 1540 mm.
- Số lần va đập của xích : Theo (5.14)
i= z
1
n
1
/(15x) = 25 . 28,73/(15 . 106) = 0,45 < [i] =15 bảng 5.9.
iii. kiểm nghiệm về độ bền xích .
Theo (5.15) : s = Q/ (k
đ
F
t
+ F
0
+ F
v
).
- Theo bảng 5.2, tải trọng phá hỏng Q = 226,8 KN = 226800 N,
- k
đ
= 1,2 ( tải trọng mở máy bằng 1,4 lần tải trọng danh nghĩa);
- v = z
1
pn
1
/ 60000 = 25 x50,8x28,73/ 60000 = 0,61m/s.
17
- q :trọng lợng một met xích Chọn q =9.7
- Lực vòng F
t
= 1000 P/v = 1000 x3.81 / 0.61 =6245.9 N.
- Lực căng do lực ly tâm sinh ra, F
v
= q
1
v
2
= 9.7 x 0,61
2
= 3.61 N.
- Lực căng do trọng lợng nhánh xích bị động sinh ra, F
0
Do bộ truyền nằm ngang , k
f
= 6
F
0
= 9,81 . k
f
. q
1
. a = 9,81 x 6 x97 x1,540 = 879.3 N.
Do đó : s = 226800 / ( 1,2 x6245.9 + 897.3 +3.61) = 27,07
Theo bảng 5.10 với n = 50 vg/ph , [s] = 7. Vậy s > [s] : bộ truyền xích đảm bảo
đủ bền .
iv. xác định các thông số của đĩa xích và lực tác đụng
lên trục .
1. Xác định các thông số đĩa xích .
- Theo công thức (5.17) và bảng 14.4_b và bảng 5.2:
Các thông số và kích thớc của đĩa xích
Thông số Ký hiệu Giá trị
Đờng kính vòng chia D d
1
=405,32 mm ; d
2
= 1019.14 mm
Đờng kính vòng đỉnh răng d
a
d
a1
= 427.52mm ; d
a2
= 1043.27 mm
Đờng kính vòng đáy răng d
f
d
f1
= 376, 5 mm ; d
f2
=990,32 mm
Đờng kính vành đĩa d
v
d
v1
= 258,15 mm ; d
v2
= 719,96 mm
Đờng kính con lăn xích d
1
d
1
= 14.29 mm
Bán kính đáy
R r = 14.41 mm
Chiều dài đoạn profin thẳng f
q
f
q1
= 1,05 mm ; f
q2
= 1,21 mm
Chiều rộng răng đĩa B b = 45.21 mm
2. Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích:
Theo công thức (5.18).
( )
[ ]
H
d
vddtr
H
kA
EFKFk
ì
ì+ìì
ì= 47,0
- Lực va đập trên 1 dãy xích , theo công thức (5.19):
F
vđ
= 13 . 10
-7
. n
1
. p
3
. m = 13 . 10
-7
x28.73x50.8
3
x1 = 4,98 N.
- Hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy ; k
d
= 1 ( xích 1 dãy)
- Hệ số kể đến ảnh hởng của số răng đĩa xích ; với z = 25 , k
r
= 0,42 .
- Mô đun đàn hồi E = 2,1*10
5
MPa
- Diện tích hình chiếu của bản lề , theo bảng 5.12 , A = 645 mm
2
( )
2.532
1645
101,298,42,19.624542,0
47,0
5
1
=
ì
ìì+ìì
ì=
H
MPa
Theo bảng 5.11 ta có
H1
< [
H
] = 600 MPa
Tơng tự ta có
H2
< [
H
] ( với cùng vật liệu và nhiệt luyện ) .
Vậy với thép 45 tôi cải thiện , HB200 đảm bảo độ bền tiếp xúc.
3. Xác định lực tác dụng lên trục:
Theo (5.20) , F
r
= k
x
. F
t
= 1,15 .x6245.9 = 7182.8 N.
Trong đó : hệ số kể đến trọng lợng xích ; k
x
= 1,15 .
18
19
Phần iii. Thiết kế các trục của hộp giảm tốc.
Phần I : Chọn khớp nối
Chọn khớp nối là nối trục đàn hồi theo công thức 16.1(tttk1)ta có mô men xoăn
tính toán :T
t
= K x T
đc
= 1.45x29.54243 = 42.8 (Nm)
Trong đó:
K =1.45 : hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền ( bộ truyền năm ngang)
T
đc
= 295424.3 Nmm :Mômen xoắn trên trục động cơ.
Tra bảng 16.10a kích thớc cơ bản của nối trục đàn hồi đợc tra theo mômen
xoắn.
Thông số Giá trị đơn vị Thông số Giá trị đơn vị
T 63 Nm Z 6
d 25 mm n
max
5700
D 100 mm B 4
d
m
50 mm B
1
28
L 124 mm l
1
21 mm
d
1
45 mm D
3
20 mm
D
0
71 mm l 60 mm
Bảng 16.10b kích thớc cơ bản của vòng đàn hồi
Thông số Giá trị đơn vị Thông số Giá trị đơn vị
T 63 Nm
d
0
10 mm l 42 mm
d
2
15 mm l
1
20 mm
d
1
M10 mm L
2
10 mm
h 1.5 mm l
3
15 mm
20
Phần II : thiết kế trục
I)Xác định sơ bộ.
1. Chọn vật liệu chế tạo các trục:
là thép 45 có
b
=600MPa; ứng suất xoắn cho phép []=12 20MPa.
2. Sơ bộ xác định đờng kính trục.
a.Sơ đồ đặt lực:
21
Theo (10.9) đờng kính trục:
[ ]
3
.2,0
T
d =
Chọn các ứng suất xoắn cho phép của các trục []=(12 20)Mpa
Đờng kính sơ bộ các trục sẽ là
[ ]
[ ]
[ ]
)(52
19.2,0
1,527896
.2,0
)(5,34
17.2,0
3,140822
.2,0
)(4,20
12.2,0
28919
.2,0
3
3
3
33
2
3
3
1
mm
T
d
mm
T
d
mm
T
d
III
II
I
==
==
==
mặt khác theo thực nghiệm : d
1
=(0,8 1,2)d
đc
= (0,8 1,2)25 =(20 30)
mặt khác để thuận tiện trong thiết kế ta dựa vào TCVN ổ lăn
Vậy ta chọn d
1
= 30(mm); d
2
= 40 (mm); d
3
= 50(mm)
Dựa vào đờng kính các trục, sử dụng bảng (10.2) để chọn gần đúng chiều rộng ổ
lăn: d
1
= 30 b
01
= 19;
d
2
= 40 b
02
= 23;
d
3
= 50 b
03
= 27;
k
1
, k
2
, k
3
, h
n
tra theo bảng 10.3 ta có k
1
=12; k
2
=10; k
3
=10 h
n
= 18.
II)Xác định đờng kính và chiều dài các đoạn trục.
* Lực tác dụng trên bánh răng cấp nhanh đó là.
7,1597
2.36
2891922
12
1
121223
=====
x
d
T
FFF
w
txx
(N) (N)
)(588
6,8cos
6.20.7,1597
cos
12
121223
N
tgtagF
FFF
twt
ryy
==
ì
===
)(896,8.588
222222
NtgtagFFF
taz
==ì==
* Lực tác dụng lên bánh răng cấp chậm đó là.
Theo sơ đồ phân bố lực tác dụng ta có :
)(3,3464
3.81
3,140822.22
22
2
2222
N
d
T
FF
w
tx
====
)(29063,12.4,1334
)(4,133463.12cos/6.20.3,3464cos/
222222
222222
NtgtagFFF
NtgtagFFF
taz
twtry
==ì==
==ì==
22
1)Xét trục II.
1.1)Xác định đờng kính trục II.
- Chiều dài mayơ bánh răng trụ đợc xác định theo công thức (10.10)
l
m22
= l
m23
= (1,2 1,5)x40 = 48 60 mm
- Khoảng cách giữa các gối đỡ 0 và 1trên trục2 và khoảng cách giữa các chi tiết
tới gối 0
l
22
= 0,5(l
m22
+ b
02
) + k
1
+ k
2
= 0,5(50 + 23) + 12 + 10 = 57,5 (mm)
l
23
= l
22
+ 0,5(l
m22
+ l
m23
) + k
1
=57,5 + 0,5(50 + 45) + 12= 117(mm)
l
21
= l
m22
+ l
m23
+ 3k
1
+ 2k
2
+ b
02
= 50 + 45 + 3 .12 + 2 .10 + 23 = 172(mm)
* Xác định phản lực gối tựa vẽ biểu đồ mô men .
Viết các phơng trình mô men và phơng trình hình chiếu của các lực trong hai
mặt phẳng zox,zoy đối với gối đỡ 0 và 1.
- Theo mặt phẳng zox.
Tại 0 và 1 xuất hiện các phản lực Fl
X20
, Fl
X21
ta có:
F
x
= 0 -Fl
x20
+F
t2
+ F
t3
- Fl
x21
= 0
M
0
= 0 -F
t2
. l
22
- F
t3
. l
23
+ Fl
x21
. l
21
= 0
thay các giá trị trên vào ta đợc
Fl
x20
=2652(N) Fl
x21
= 2410(N)
- Tơng tự theo zoy:
Tại 0 và 1 xuất hiện các phản lực Fl
y10
, Fl
y11
ta có:
F
y
= 0 Fl
y20
+ F
r2
- F
r3
+ Fl
y21
= 0
M
0
= 0 F
r2
.l
22
+F
a2
.d
w22
/2 - F
r3
.l
23
+ Fl
x21
.l
21
= 0
thay các giá trị trên vào ta đợc
Fl
y20
= 701,7(N) Fl
y21
= 44,7(N)
Tính mômen uốn tổng M và mômen tơng đơng M
tđ
tại các tiết diện trên chiều
dài trục : [] = 63Mpa.
- Tại mặt cắt 2
)(75,1952763,140822.75,07,15251175,0
)(7,15251125.2570152490
222
2
2
22
222
2
2
22
NTMM
NMMM
td
yx
=+=+=
=+=+=
mm
M
d
td
4,31
63.1,0
75,195276
][1,0
3
3
2
2
===
-Tại mặt cắt 3
)(8,1227023,140822.75,02,13523375,0
)(2,13523313255026805
222
2
2
33
222
3
2
33
NTMM
NMMM
td
yx
=+=+=
=+=+=
23
mm
M
d
td
57
63.1,0
8,122702
][1,0
3
3
2
2
===
+ Lấy d tại các tiết diện lắp ổ lăn ,bánh răng theo tiêu chuẩn ta có:
Đờng kính lắp ổ lăn: d
o
= d
1
= 40 mm d
2
= d
3
= 60 mm
+ Kích thớc then lắp trên trục với d
2
= d
3
= 60 mm. tiết diện then b
.
h= 18.16
(theo bảng9.1), do đó chiều sâu rãnh trên trục t
1
=10 mm.
Sơ đồ kết cấu trục II:
24
25
