Đồ án Thuyết minh môn học chi tiết máy thiết kế trạm dẫn động xích tải

Nhận xét của giáo viên Lời nói đầu Trong tất cả các máy móc cơ khí đều có sự chuyển động cơ học của các bộ phận của máy. Muốn có sự chuyển động thì cần phải có năng lượng. Một trong những dạng năng lượng dễ kiếm, dễ sử dụng và có thể có mặt ở khắp mọi nơi đó là điện năng. Trong lịch sử phát minh, con người đã thấy rằng chỉ có động cơ điện là một thiết bị tối ưu nhất có tác dụng biến năng lượng điện năng thành cơ năng để thực hiện một chuyển động cơ học cần thiết. Trong sản xuất công nghiệp, để nâng cao năng suất và hiệu quả kinh tế cũng như tính khả nghi người ta chỉ chế tạo ra các động cơ điện có công suất và vận tốc quay là một giá trị cụ thể nào đó đã được lập trong các bảng tiêu chuẩn. Trong khi đó, các chuyển động cơ học trong các máy móc lại cần những công suất bất kì, không theo một dãy số tiêu chuẩn nào. Vì vậy, các động cơ điện không thể truyền trực tiếp công suất sang cho các hệ thống chuyển động mà phải thông qua thiết bị chuyển đổi công suất dễ chế tạo hơn. Một trong các thiết bị như vậy là hộp giảm tốc. Hộp giảm tốc là cơ cấu truyền động bằng ăn khớp trực tiếp, có tỉ số truyền không đổi và được dùng để giảm vận tốc góc và tăng mômen xoắn. Như vậy, ta thấy rằng, một hệ thống máy móc chuyển động cần phải có động cơ, bộ truyền, hộp giảm tốc (hoặc hộp tăng tốc) và hệ thống tải. Một hệ thống như vậy được gọi là hệ thống dẫn động cơ khí. Trong thực tế, khi thiết kế một hệ dẫn động cơ khí ta phải khảo sát tất cả các số liệu kĩ thuật phục vụ cho đề tài thiết kế. Nhưng trong đồ án môn học Chi Tiết Máy này, các số liệu đã được cho trước và ta chỉ phải thiết kế hệ thống mà thôi. Đề tài thiết kế của em được thầy Trần Văn Lầm giao cho là thiết kế trạm dẫn động xích tải. Với những kiến thức đã học và sau một thời gian nghiên cứu cùng với sự giúp đỡ tận tình của thầy cô giáo, sự đóng góp trao đổi xây dựng của các bạn em đã hoàn thành được đồ án này. Song những hiểu biết còn hạn chế cùng với kinh nghiệm thực tế chưa nhiều nên đồ án của em không tránh khỏi những thiếu sót. Em rất mong được sự chỉ bảo của các thầy cô trong bộ môn Nguyên Lý – Chi Tiết Máy để đồ án của em được hoàn thiện hơn cũng như kiến thức về môn học này. Em xin chân thành cảm ơn các thầy cô giáo trong bộ môn đã tận tình giúp đỡ em đặc biệt là thầy giáo Trần Văn Lầm. Thái Nguyên, ngày 5 tháng 5 năm 2008 Sinh viên Nguyễn Văn Hưng TàI LIệU THAM KHảO [1] . Nguyễn Trọng Hiệp : Chi Tiết Máy , tập 1 và tập 2 Nhà suất bản Giáo dục , Hà Nội 1999 [2] . Nguyễn Bá Dương, Nguyễn Văn Lẫm , Hoàng Văn Ngọc , Lê Đắc Phong Tập bản vẽ chi tiết máy Nhà xuất bản Đại học và Trung học chuyên nghiệp , 1978 [3] . Trịnh Chất , Lê Văn Uyển : Tính toán Thiết kế hệ dẫn động cơ khí , tập 1 và tập 2 Nhà xuất bản Giáo dục , 1999 Thuyết minh đồ án môn học chi tiết máy Thiết kế trạm dẫn động xích tải Phần I: Tính toán động học hệ dẫn động cơ khí I - chọn động cơ điện: Chọn động cơ điện để dẫn động máy hoặc các thiết bị là giai đoạn đầu tiên trong quá trình thiết kế hệ dẫn động cơ khí. Chọn động cơ điện bao gồm các công việc sau: Chọn kiểu, loại động cơ Chọn công suất động cơ Chọn tốc độ đồng bộ động cơ Chọn động cơ sử dụng thực tế Kiểm tra điều kiện mở máy, quá tải cho động cơ Nội dung cụ thể của các bước như sau: Chọn kiểu, loại động cơ: Ta chọn động cơ không đồng bộ ba pha, rôto lồng sóc (còn gọi là roto ngắn mạch) vì có những ưu điểm sau: Kết cấu đơn giản, dễ bảo quản, làm việc tin cậy Có thể mắc trực tiếp vào lưới điện công nghiệp Giá thành tương đối thấp và dễ kiếm Hiệu suất và hệ số công suất không cần cao Còn nhược điểm là: - Hiệu suất và hệ số công suất thấp (so với động cơ 3 pha đồng bộ) - Không điều chỉnh được vận tốc (so với động cơ một chiều và động cơ không đồng bộ ba pha dây quấn) Nhưng nhờ có nhiều ưu điểm cơ bản, ta chọn động cơ xoay chiều ba pha không đồng bộ roto lồng sóc (ngắn mạch). Nó phù hợp để dẫn động các thiết bị vận chuyển, băng tải, xích tải, thùng trộn … 2- Chọn công suất động cơ: Công suất của động cơ được chọn theo điều kiện nhiệt độ - đảm bảo cho khi động cơ làm việc nhiệt độ sinh ra không quá mức cho phép. Muốn vậy, điều kiện sau phải thoả mãn: Trong đó: : Công suất định mức của động cơ : Công suất đẳng trị trên trục động cơ, được xác định như sau: : Công suất làm việc danh nghĩa trên trục động cơ : Giá trị công suất làm việc danh nghĩa trên trục công tác: : Lực vòng trên trục công tác (N) : Vận tốc vòng của xích tải (m/s) : Hiệu suất chung của toàn hệ thống Ta có: Trong đó: : Hiệu suất bánh răng trụ : Hiệu suất cặp ổ lăn : Hiệu suất bộ truyền đai : Hiệu suất khớp nối Tra bảng ta chọn được: 0.96 0.99 0.95 1 Ta có công suất của động cơ là: 3 – Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ (nđb): Khi chọn động cơ có số vòng quay càng lớn thì kích thước, trọng lượng, giá thành động cơ giảm. Về mặt này nên chọn động cơ có số vòng quay lớn; tuy nhiên nếu số vòng quay càng lớn thì tỷ số truyền động chung càng lớn và kết quả làm tăng khuôn khổ, kích thước, giá thành của các bộ truyền, trục, ổ, với lý do này nên chọn động cơ có số vòng quay nhỏ. Vì vậy cần phải chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ (còn gọi là tốc độ quay), theo tiêu chuẩn có các vòng quay 3000, 1500, 1000, 750, 600 và 500 v/ph. *) Số vòng quay đồng bộ được chọn sao cho: Tỷ số truyền sơ bộ của hệ thống: nằm trong khoảng tỷ số truyền nên dùng. Ta chọn sơ bộ số vòng quay đồng bộ là . Kể đến 3% sự trượt nên thực tế là Ta có số vòng quay của trục công tác là: Với: z : Số răng trên đĩa xích tải t : Bước xích tải (mm) v : Vận tốc vòng của xích tải (m/s) Tra bảng 2.4 (HDTKHĐCK) ta thấy nằm trong khoảng U nên dùng do đó ta chọn *) Chọn đông cơ: Dựa vào bảng “ Các thông số kỹ thuật của động cơ điện DK ” ta chọn được: Kiểu động cơ Công suất Vận tốc quay(v/ph) Cosj TK/Tdn Tmax/Tdn DK.62- 4 10 1460 0.88 1,3 2,3 4 – 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. Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ theo công thức: : Công suất mở máy của động cơ: : Hệ số mở máy của động cơ : Công suất cản ban đầu trên trục động cơ: : Hệ số cản ban đầu Ta có: : Động cơ đã chọn thoả mãn điều kiện mở máy II – phân phối tỷ số truyền cho động cơ: Tỷ số truyền chung của toàn hệ thống xác định theo: : Số vòng quay của động cơ đã chọn (v/ph) : Số vòng quay của trục công tác (v/ph) Với hệ dẫn động gồm các bộ truyền mắc nối tiếp: Trong đó: : Tỷ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp (bộ truyền đai) : Tỷ số truyền của hộp giảm tốc , : Tỷ số truyền của các bộ truyền cấp nhanh và cấp chậm trong hộp giảm tốc. 1-Tỷ số truyền các bộ truyền ngoài hộp: Ta xác định tỷ số truyền bộ truyền ngoài hộp (bộ truyền đai) theo kinh nghiệm: Ta chọn: 2-Tỷ số truyền các bộ truyền trong hộp giảm tốc: Hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp khai triển: Ta tính theo công thức: Tỉ số truyền của cấp nhanh: Tỉ số truyền của cấp chậm: III – xác định thông số trên các trục: Tính tốc độ quay của các trục (v/ph): 2 – Tính công suất danh nghĩa trên các trục (kw): 3- Tính mô men xoắn trên các trục (N.mm): 4- Lập bảng số liệu tính toán: Thông số Trục Tốc độ quay (v/ph) Tỷ số truyền Công suất (kw) Mômen xoắn (N.mm) Trục động cơ 1460 2 4,98 2,97 1 7,543 49339,5 Trục I 730 7,094 92805 Trục II 189,6 6,742 339589,14 Trục III 49,23 6,4 1241519,4 Trục IV 49,23 6,336 1229104,2 Phần II : tính toán các bộ truyền I - truyền động đai: 1 – Chọn loại đai và tiết diện đai: Ta chọn loại đai thang, mặt làm việc là hai mặt bên tiếp xúc với các rãnh hình thang tương ứng trên bánh đai, nhờ đó hệ số masat giữa đai và bánh đai hình thang lớn hơn so với đai dẹt và do đó có khả năng kéo cũng lớn hơn.Với vận tốc v < 25m/s ta chọn loại đai thường. Với công suất cần truyền là 7,543 (kw).Dựa vào hình 4.1 ta chọn loại đai là bt = 14 (mm) b = 17 (mm) h = 10,5 (mm) y0 = 4,0 (mm) 2 - Xác định thông số của bộ truyền: a) Đường kính bánh đai nhỏ d1: Dựa vào bảng 4.13 ta chọn đường kính bánh đai nhỏ d1 = 160 (mm) Vận tốc đai: Đường kính bánh đai lớn: Ta lấy d2 = 315 (mm) theo tiêu chuẩn. Tỉ số truyền thực tế là: b) Khoảng cách trục a: Dựa vào bảng 4.14 ta có: a = d2.1,2 = 315.1,2 = 378 (mm) Ta có: 0,55(d1 + d2) + h = 271,75 < a < 2(d1 + d2) = 950 c) Chiều dài l: Theo bảng 4.13 ta chọn chiều dài đai tiêu chuẩn là l = 1700 (mm) Ta có: Xác định lại khoảng cách trục: Trong đó: Chọn a = 470 (mm) d) Góc ôm a1 trên bánh đai nhỏ: 3 - Xác định số đai z: Số đai Z được tính theo công thức: Trong đó: P1 - công suất trên trục bánh đai chủ động, P1 = 7,094 kw [P0] - công suất cho phép, [P0 ] = 2,13 kw (bảng 4.19) Kd - hệ số tải trọng động, Kd = 1 Ca - hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm a1, Ca = 0,92 Cl - hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai, Cl = 1.13 Cu - hệ số kể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền, Cu = 1,12 Cz - hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các dây đai, P1/[P0] = 7,094/2,13 = 3,3 ị Cz = 0,95 Chiều rộng bánh đai B: B = (Z - 1)t +2e = (3 - 1).19 + 2.12,5 = 63 (mm) Đường kính ngoài của bánh đai: da = d + 2h0 = 160 + 2.4,2 = 168,4 (mm) 4 - Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục: Lực căng trên 1 đai được xác định theo công thức sau: Trong đó: Fv - lực căng li tâm sinh ra qm - khối lượng 1 met chiều dài, qm = 0,178 Lực tác dụng lên trục: Fr = 2F0Zsin(a1/2) = 2.334,77.3.sin(161,2/2) = 1981,65 (N) Ta có bảng thông số sau: Các thông số của bộ truyền đai Giá trị Đường kính bánh đai nhỏ d1 (mm) 160 Đường kính bánh đai lớn d2 (mm) 315 Chiều rộng bánh đai B (mm) 63 Khoảng cách trục a (mm) 470 Chiều dài đai l (mm) 1700 Lực căng ban đầu F0 (N) 334,77 Lực tác dụng lên trục Fr (N) 1981,65 II – tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh: 1 – Chọn vật liệu bánh răng: Đây là bước quan trọng trong việc tính toán thiết kế chi tiết máy nói chung và truyền động bánh răng nói riêng. Do đây là hộp giảm tốc trung bình nên ta chọn vật liệu là thép nhóm I. Dựa trên các cơ sở yếu tố ảnh hưởng đến khả năng làm việc của máy. Tra bảng 6.1 ta chọn được: Loại bánh răng Nhãn hiệu thép Nhiệt luyện Kích thước S, mm, không lớn hơn Độ rắn Giới hạn bền sb,MPa Giới hạn chảy sch,MPa Nhỏ 45 Tôi cải thiện 60 HB 241…285 850 580 Lớn 45 Tôi cải thiện 100 HB 192…240 750 450 2 – Xác định ứng suất cho phép: ứng suất tiếp xúc cho phép [sH] và ứng suất uốn cho phép [sF] được xác định theo các công thức sau: Trong đó: ZR : Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc Zv : Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng KxH: Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng YR : Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt lượn chân răng Ys : Hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất KxF: Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn Trong bước tính thiết kế, sơ bộ lấy: ZRZVKxH = 1 YRYSKxF = 1 Vậy ta có: Theo bảng 6.2 ta có: : ứng suất tiếp xúc cho phép : ứng suất uốn cho phép SH, SF : hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn. SH = 1,1 ; SF = 1,75 KFC : hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải; KFC = 1 KHL, KFL : hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền, được xác định theo công thức sau: ở đây mH, mF : bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn; mH = 6; mF = 6 (HB Ê 350) NHO : số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc ( HHB - độ rắn Brinen) NFO : số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn; NHE, NFE : số chu kì thay đổi ứng suất tương đương. Chọn độ rắn bánh răng nhỏ: HB1 = 241 Chọn độ rắn bánh răng lớn : HB2 = 191 Ta có: = 2.HB1 + 70 = 2.241 + 70 = 552 (MPa) = 2.HB2 + 70 = 2.191 + 70 = 454 (MPa) = 1,8.HB1 = 1,8.241 = 433,8 (MPa) = 1,8.HB2 = 1,8.191 = 343,8 (MPa) Bộ truyền tải trọng tĩnh: NHE = NFE = N = 60cntS Trong đó: c : số lần ăn khớp trong một lần quay; c = 1 n : số vòng quay trong một phút tS : tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét tS = 5.365.24.2/3.1/3 = 9733,3 (giờ) n1 = 730 (v/ph) n2 = 146,6 (v/ph) NHE1 = NFE1 = 60.1.730.9733,3 = 426318540 NHE2 = NFE2 = 60.1.146,6.9733,3 = 85614106,8 Ta thấy: NHE1 > NHO1 ta lấy NHE1 = NHO1 ị KHL1 = 1 NHE2 > NHO2 ta lấy NHE2 = NHO2 ị KHL2 = 1 NFE1 > NFO1 ta lấy NFE1 = NFO1 ị KFL1 = 1 NFE2 > NFO2 ta lấy NFE2 = NFO2 ị KFL2 = 1 ứng suất tiếp xúc cho phép: ứng suất uốn cho phép: ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải: ứng suất uốn cho phép khi quá tải: Kiểm tra ứng suất tiếp xúc cho phép: Û 456,35 Ê 513,6 Vậy điều kiện thoả mãn. 3 – Xác định thông số cơ bản của bộ truyền cấp nhanh: a) Xác định sơ bộ khoảng cách trục: Khoảng cách trục xác định theo công thức: Theo bảng 6.5 ta có: hệ số phụ thuộc vào vật liệu Theo bảng 6.6 ta có: Hệ số: Dựa vào bảng 6.7 ta chọn được KHb = 1,12 T1 = 92805 ( mômen xoắn trên trục bánh răng chủ động ) - ứng suất tiếp xúc cho phép Lấy aw = 178 (mm) b) Xác định thông số ăn khớp: Xác định mô đun: m = (0,01 á 0,02).aw = (0,01 á 0,02).178 = 1,78 á 3,56 Theo bảng 6.8 ta chọn mô đun pháp mn = 2 Xác định số răng, góc nghiêng b và hệ số dịch chỉnh x: Chọn sơ bộ góc nghiêng: b = 10° Số răng bánh răng nhỏ: ị z1 = 29 răng Số răng bánh lớn: Lấy z2 = 145 răng Xác định góc nghiêng b: ị b ằ 12°10’10’’ Tỉ số truyền thực là: c) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc: Ta có: zM - Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp, tra bảng 6.5 ta có zH - Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc ở đây bb - góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở tgbb = cosat.tgb với at = atw = arctg(tga/cosb) = arctg(tg20°/cosb) = 20°25’21’’ bb = arctg(cos20°25’21’’.tg12°10’10’’) = 11°25’31’’ ze - Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng hệ số trùng khớp dọc: Với bw - chiều rộng bánh răng; bw = yba.aw = 0,3.178 = 53,4 (mm) ea - Hệ số trùng khớp ngang Vận tốc vòng: Đường kính vòng lăn bánh nhỏ dw1 n1 = 730 (v/ph) Hệ số tải trọng khi tiếp xúc KH KH = KHb.KHa.KHv KHb - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, tra bảng 6.7 ta có KHb = 1,12 KHa - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp; tra bảng 6.14 ta có KHa = 1,13 KHv - hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, tính theo công thức Với dH - hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp; tra bảng 6.15 ta có dH = 0,002 g0 - hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và 2; tra bảng 6.16 ta có g0 = 73 ị KH = 1,12.1,13.1,026 = 1,3 Xác định ứng xuất cho phép theo công thức: Zv - hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng; v = 2,265 (m/s) < 5 (m/s) ị lấy Zv = 1 ZR - hệ số xét đến độ nhám của mặt làm việc, 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 R = 2,5…1,25mm do đó ZR = 0,95 KxH - hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng da < 700mm ị KxH = 1 Tính lại chiều rộng bánh răng. Lấy b’w = 55 mm Tính lại sH theo b’w mới: ị sH = 433,2 < [sH] = 433,53 (MPa) Vậy điều kiện thoả mãn. d) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn: Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép: Trong đó: T1 - mômen xoắn trên bánh chủ động, T1 = 92805 (Nmm) mn - mô đun pháp, mn = 2 (mm) bw - chiều rộng vành răng, bw1 = 58 (mm) dw1 - đường kính vòng lăn bánh chủ động, dw1 = 59,3 (mm) Ye = 1/ea : hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng, với ea là hệ số trùng khớp ngang: Ye = 1/1,7 = 0,59 Yb = 1 - b°/140: hệ số kể đến độ nghiêng của bánh răng Yb = 1 - 12,18/140 = 0,913 YF1, YF2 - hệ số dạng răng của bánh 1 và 2, phụ thuộc vào số răng tương đương và hệ số dịch chỉnh, tra bảng ta có: YF1 = 3,8 ; YF2 = 3,6 KF - hệ số tải trọng khi tính về uốn KF = KFb.KFa.KFv KFb - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn, tra bảng 6.7 ta có: KFb = 1,24 KFa - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn, tra bảng 6.14 ta có: KFa = 1,37 KFv - hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn: với trong đó các hệ số dF và g0 tra bảng 6.15 và 6.16 ta có: dF = 0,006; g0 = 73 ị KF = KFb.KFa.KFv = 1,24.1,37.1,064 = 1,8 sF1 = 99,42 < [sF1] = 247,89 (MPa) sF2 = 94,2 < [sF2] = 196,45 (MPa) Vậy điều kiện đảm bảo độ bền uốn được thoả mãn. e) Kiểm nghiệm răng về quá tải: Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải ( thí dụ lúc mở máy, hãm máy…) với hệ số quá tải Để tránh biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại sHmax không được vượt quá một giới hạn cho phép: Để đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng, ứng suất uốn cực đại sFmax tại mặt lượn chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép: Vậy điều kiện thoả mãn. g) Các thông số kích thước bộ truyền: Khoảng cách trục mm Môđun pháp mn = 2 mm Chiều rộng vành răng bw = 58 mm Tỉ số truyền um = 5 Góc nghiêng của răng b = 12°10’10’’ Số răng bánh răng z1 = 29; z2 = 145 Hệ số dịch chỉnh x1 = 0; x2 = 0 Đường kính vòng chia d1 = mz1/cosb = 2.29/0,9775 = 59,33 (mm) d2 = mz2/cosb = 2.145/0,9775 = 296,67 (mm) Đường kính đỉnh răng d a1 = d1 + 2(1 + x - Dy).m = d1 + 2m = 59,33 + 2.2 = 63,33 (mm) da2 = d2 + 2(1 + x - Dy).m = d2 + 2m = 296,67 + 2.2 = 300,67 (mm) Đường kính đáy răng df1 = d1 - (2,5 - 2x1).m = 59,33 - 2,5m = 59,33 - 2,5.2 = 54,33 (mm) df2 = d2 - (2,5 - 2x2).m = 296,67 - 2,5m = 296,67 - 2,5.2 = 291,67 (mm) III – tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp chậm: 1 – Chọn vật liệu: Do tính chất tải trọng không đổi, quay một chiều ta chọn vật liệu nhóm I với độ rắn HB Ê 350. Theo bảng 6.1 ta chọn được: Vật liệu bánh răng lớn: Nhãn hiệu thép Nhiệt luyện Độ rắn Giới hạn bền Giới hạn chảy 45 Thường hoá HB170…217 600 340 2 - Xác định ứng suất cho phép: ứ ng suất tiếp xúc cho phép [sH] và ứng suất uốn cho phép [sF] được xác định theo công thức sau: Trong đó: ZR : Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc Zv : Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng KxH: Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng YR : Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt lượn chân răng Ys : Hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất KxF: Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn Trong bước tính thiết kế, sơ bộ lấy: ZRZVKxH = 1 YRYSKxF = 1 Vậy ta có: Theo bảng 6.2 ta có: : ứng suất tiếp xúc cho phép : ứng suất uốn cho phép SH, SF : hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn. SH = 1,1 ; SF = 1,75 KFC : hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải; KFC = 1 KHL, KFL : hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền, được xác định theo công thức sau: ở đây mH, mF : bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn; mH = 6; mF = 6 (HB Ê 350) NHO : số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc ( HHB - độ rắn Brinen) NFO : số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn; NHE, NFE : số chu kì thay đổi ứng suất tương đương. Chọn độ rắn bánh răng nhỏ: HB1 = 250 Chọn độ rắn bánh răng lớn : HB2 = 190 Ta có: = 2.HB1 + 70 = 2.250 + 70 = 570 (MPa) = 2.HB2 + 70 = 2.190 + 70 = 450 (MPa) = 1,8.HB1 = 1,8.250 = 450 (MPa) = 1,8.HB2 = 1,8.190 = 342 (MPa) Bộ truyền tải trọng tĩnh: NHE = NFE = N = 60cntS Trong đó: c : số lần ăn khớp trong một lần quay; c = 1 n : số vòng quay trong một phút tS : tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét tS = 5.365.24.2/3.1/3 = 9733,3 (giờ) n2 = 146,6 (v/ph) n3 = 43,36 (v/ph) NHE1 = NFE1 = 60.1.146,6.9733,3 = 85614106,8 NHE2 = NFE2 = 60.1.43,36.9733,3 = 25322153.,28 Ta thấy: NHE1 > NHO1 ta lấy NHE1 = NHO1 ị KHL1 = 1 NHE2 > NHO2 ta lấy NHE2 = NHO2 ị KHL2 = 1 NFE1 > NFO1 ta lấy NFE1 = NFO1 ị KFL1 = 1 NFE2 > NFO2 ta lấy NFE2 = NFO2 ị KFL2 = 1 ứng suất tiếp xúc cho phép: ứng suất uốn cho phép: ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải: ứng suất uốn cho phép khi quá tải: Kiểm tra ứng suất tiếp xúc cho phép: Û 463,635 < 511,3625 Vậy điều kiện thoả mãn. 3 – Xác định thông số cơ bản của bộ truyền cấp chậm: a) Xác định sơ bộ khoảng cách trục: Khoảng cách trục xác định theo công thức: Theo bảng 6.5 ta có: hệ số phụ thuộc vào vật liệu Theo bảng 6.6 ta có: Hệ số: Dựa vào bảng 6.7 ta chọn được KHb = 1,12 T2 = 439195,77 (mômen xoắn trên trục bánh răng chủ động ) - ứng suất tiếp xúc cho phép Lấy aw = 212 (mm) b) Xác định thông số ăn khớp: Xác định mô đun: m = (0,01 á 0,02).aw = (0,01 á 0,02).212= 2,12 á 4,24 Theo bảng 6.8 ta chọn mô đun pháp mn = 2,5 Xác định số răng, góc nghiêng b và hệ số dịch chỉnh x: Chọn sơ bộ góc nghiêng: b = 10° Số răng bánh răng nhỏ: ị z1 = 42 răng Số răng bánh lớn: Lấy z2 = 125 răng Xác định góc nghiêng b: ị b ằ 10°2’43’’ Tỉ số truyền thực là: c) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc: Ta có: zM - Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp, tra bảng 6.5 ta có zH - Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc ở đây bb - góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở tgbb = cosat.tgb với at = atw = arctg(tga/cosb) = arctg(tg20°/cosb) = 20°17’10’’ bb = arctg(cos20°17’10’’.tg10°2’43’’) = 9°26’15’’ ze - Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng hệ số trùng khớp dọc: Với bw - chiều rộng bánh răng; bw = yba.aw = 0,4.212 = 74,8 (mm) ea - Hệ số trùng khớp ngang Vận tốc vòng: Đường kính vòng lăn bánh nhỏ dw1 n2 = 146,6 (v/ph) Hệ số tải trọng khi tiếp xúc KH KH = KHb.KHa.KHv KHb - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, tra bảng 6.7 ta có KHb = 1,12 KHa - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp; tra bảng 6.14 ta có KHa = 1,13 KHv - hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, tính theo công thức Với dH - hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp; tra bảng 6.15 ta có dH = 0,002 g0 - hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và 2; tra bảng 6.16 ta có g0 = 73 ị KH = 1,12.1,13.1,007 = 1,27 Xác định ứng xuất cho phép theo công thức: Zv - hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng; v = 0,82 (m/s) < 5 (m/s) ị lấy Zv = 1 ZR - hệ số xét đến độ nhám của mặt làm việc, 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 R = 2,5…1,25mm do đó ZR = 0,95 KxH - hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng da < 700mm ị KxH = 1 Tính lại chiều rộng bánh răng. Lấy b’w = 78mm Tính lại sH theo b’w mới: ị sH = 439,86 < [sH] = 440,45(MPa) Vậy điều kiện thoả mãn. d) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn: Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép: Trong đó: T1 - mômen xoắn trên bánh chủ động, T2 = 439195,77 (Nmm) mn - mô đun pháp, mn = 2,5 (mm) bw - chiều rộng vành răng, bw1 = 78 (mm) dw1 - đường kính vòng lăn bánh chủ động, dw1 = 106,64(mm) Ye = 1/ea : hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng, với ea là hệ số trùng khớp ngang: Ye = 1/1,75 = 0,57 Yb = 1 - b°/140: hệ số kể đến độ nghiêng của bánh răng Yb = 1 - 10,045/140 = 0,928 YF1, YF2 - hệ số dạng răng của bánh 1 và 2, phụ thuộc vào số răng tương đương và hệ số dịch chỉnh, tra bảng ta có: YF1 = 3,7 ; YF2 = 3,6 KF - hệ số tải trọng khi tính về uốn KF = KFb.KFa.KFv KFb - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn, tra bảng 6.7 ta có: KFb = 1,24 KFa - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn, tra bảng 6.14 ta có: KFa = 1,37 KFv - hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn: với trong đó các hệ số dF và g0 tra bảng 6.15 và 6.16 ta có: dF = 0,006; g0 = 73 ị KF = KFb.KFa.KFv = 1,24.1,37.1,02 = 1,73 sF1 = 126,77 < [sF1] = 257,14 (MPa) sF2 = 123,34 < [sF2] = 195,43 (MPa) Vậy điều kiện đảm bảo độ bền uốn được thoả mãn. e) Kiểm nghiệm răng về quá tải: Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải ( thí dụ lúc mở máy, hãm máy…) với hệ số quá tải Để tránh biến dạng dư