(Tiểu luận) thiết kế hệ thống cơ khí đề tài thiết kế hệ thống dẫn động băng tải

Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí giúp ta tìm hiểu và thiết kế hộp giảm tốc, qua đó ta có thể củng cố lại các kiến thức đã học trong các môn học như Nguyên lý- Chi tiết máy, Vẽ

LỚP : 20C1A

Đà Nẵng 2022

LỜI NÓI ĐẦU: 4

Phần 1: Thiết kế 5

CHƯƠNG 1: GIỚI THIỆU CHUNG VỀ PBL1 5

CHƯƠNG II: XỬ LÍ DỮ LIỆU THIẾT KẾ 7

CHƯƠNG III: CHỌN ĐỘNG CƠ, TÍNH TOÁN CÁC THÔNG SỐ KĨ THUẬT 21

CHƯƠNG IV: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG 26

CHƯƠNG V: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI 43

CHƯƠNG VI: THIẾT KẾ BỘ TRỤC, LỰA CHỌN Ổ LĂN, KHỚP NỐI 51

CHƯƠNG VII: CHỌN Ổ LĂN 86

CHƯƠNGVIII: CHỌN KHỚP NỐI 93

CHƯƠNG IX: TÍNH VÀ CHỌN CÁC YẾU TỐ VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT KHÁC 94

CHƯƠNG X: BẢNG KÊ KIỂU LẮP VÀ DUNG SAI LẮP GHÉP 103

TÀI LIỆU THAM KHẢO 114

2

GVHD: TRẦN MINH SANG

MỤC LỤC HÌNH ẢNH

Hình 1.1 Hộp giảm tốc cơ bản 5

Hình 1.2 Cấu tạo hộp giảm tốc 6

Hình 2.1 Sơ đồ băng tải 8

Hình 2.2 Cấu trúc hệ thống băng tải 17

Hình 2.3 Kết cấu puly 18

Hình 2.4 Kích thước các con lăn 19

Hình 3.1 Sơ đồ hộp giảm tốc 22

Hình 4.1 Sơ đồ gia tải 28

Hình 6.1 Sơ đồ phân tích lực 51

Hình 6.2 Các phản lực tại các ổ trục I 59

Hình 6.3 Biểu đồ mô men trục I 61

Hình 6.4 Các phản lực tại các ổ trục II 65

Hình 6.5 Biểu đồ mô men trục II 66

Hình 6.6 Các phản lực tại các ổ trục III 69

Hình 6.7 Biểu đồ mô men trục III 71

Hình 7.1 Biểu đồ phân tích lực trục I 86

Hình 9.1 Kích thước nắp quan sát 96

Hình 9.2 Nút thông hơi 96

Hình 9.3 Hình nút tháo dầu 98

Hình 9.4 Hình que thăm dầu 98

Hình 9.5 Hình chốt định vị hình côn 99

Hình 9.6 Kết cấu bulong vòng 100

Hình 9.7 Hai vòng phớt 101

Hình 10.1 Trục I 105

Hình 10.2 Biểu đồ trang thái ứng suất trục III 105

Hình 10.3 Biểu đồ momen Mx trục I 106

Hình 10.4 Biểu đồ momen My của trục I 107

Hình 10.5 Trục II 108

Hình 10.6 Trục III 108

Hình 10.7 Trục 3 sau khi lắp vào thân hộp 109

Hình 10.8 Sau khi lắp thêm trục 2 110

Hình 10.9 Sau khi lắp thêm trục I vào thân hộp 111

Hình 10.10 Lắp hoàn chỉnh hộp giảm tốc 111

Hình 10.11 Hình chiếu bằng của hộp giảm tốc 112

Hình 10.12 Hình chiếu đứng của hộp giảm tốc 113

Hình 10.13 Hình chiếu cạnh của hộp giảm tốc 114

Hình 10.14 Phân rã hộp giảm tốc 114

MỤC LỤC BẢNG

Bảng 2.1 Đặc tính tải trọng 8

Bảng 2.2 Độ rộng tối thiểu của băng tải đối với các loại vật liệu 9

Bảng 2.3 Góc nâng của băng tải 9

Bảng 2.4 Vận tốc lớn nhất cho phép 10

Bảng 2.5 Góc mái theo từng loại vật liệu 10

Bảng 2.6 Góc máng tính theo góc mái 11

Bảng 2.7 Khối lượng riêng của các loại vật liệu 11

Bảng 2.8 Hệ số độ leo dốc 12

Bảng 2.9.Trị số f và l0 theo điều kiện làm việc 13

Bảng 2.10 Cống suất tiêu thụ của các loại cần gạt theo độ rộng băng tải 13

Bảng 2.11 W tính theo chiều rộng đai 13

Bảng 2.12 Wc Wr (kg/bộ) tính theo chiều rộng đai 14

Bảng 2.13 Bước các con lăn tính theo chiều rộng đai 14

Bảng 2.14 Wl (kg/bộ) tính theo chiều rộng đai 14

Bảng 2.15 Góc ôm đai 15

Bảng 2.16 Hệ số ma sát băng tải và puly 16

Bảng 2.17 Lực kéo lớn nhất của puly 16

Bảng 2.18 Hệ số an toàn của băng tải 17

Bảng 2.19 Vật liệu băng tải 18

Bảng 2.20 Đường kính tối thiểu của puly ứng với khả năng chịu tải 18

Bảng 2.21 Khoẳng cách trung bình giữa các con lăn 19

Bảng 2.22 Chiều dài vùng chuyển tiếp của băng tải 20

Bảng 3.1 Các phương án phân phối tỉ số truyền 22

Bảng 3.2 Bảng công suất khi tải trọng thay đổi 23

Bảng 3.3 Loại động cơ và tỉ số truyền của các bộ truyền 24

Bảng 3.4 Bảng thông số kỹ thuật 25

Bảng 4.1 Các thông số bộ truyền bánh răng 38

Bảng 4.2 Các thông số bộ truyền trục vít-bánh vít 42

Bảng 5.1 Các thông số của bộ truyền xích 50

Bảng 6.1 Bảng gần đúng chiều rộng ổ lăn 54

Bảng 8.1 Kích thước cơ bản của nối trục vòng đàn hồi 94

Bảng 9.1 Kích thước của thăm 96

Bảng 9.2 Thông số nút tháo dầu 98

Bảng 9.3 Kích thước nút tháo dầu 98

Bảng 9.4 Kích thước bulong vòng 101

Bảng 9.5 Kích thước rảnh và hai vòng phớt 102

Bảng 10.1 Bảng dung sai lắp ghép 103

4

GVHD: TRẦN MINH SANG

LỜI NÓI ĐẦU:

Thiết kế và phát triển những hệ thống truyền động là vấn đề cốt lõi trong cơ khí Mặt khác, một nền công nghiệp phát triển không thể thiếu một nền cơ khí hiện đại Vì vậy, việc thiết kế và cải tiến những hệ thống truyền động là công việc rất quan trọng trong công cuộc hiện đại hoá đất nước Hiểu biết, nắm vững và vận dụng tốt lý thuyết vào thiết kế các hệ thống truyền động là những yêu cầu rất cần thiết đối với sinh viên,

kỹ sư cơ khí.

Trong cuộc sống ta có thể bắt gặp hệ thống truyền động ở khắp nơi, có thể nói nó đóng một vai trò quan trọng trong cuộc sống cũng như sản xuất Đối với các hệ thống truyền động thường gặp thì hộp giảm tốc là một bộ phận không thể thiếu.

Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí giúp ta tìm hiểu và thiết kế hộp giảm tốc, qua đó ta có thể củng cố lại các kiến thức đã học trong các môn học như Nguyên lý- Chi tiết máy, Vẽ kỹ thuật cơ khí , và giúp sinh viên có cái nhìn tổng quan về việc thiết kế cơ khí.Hộp giảm tốc là một trong những bộ phận điển hình mà công việc thiết

kế giúp chúng ta làm quen với các chi tiết cơ bản như bánh răng, ổ lăn,…Thêm vào

đó, trong quá trình thực hiện các sinh viên có thể bổ sung và hoàn thiện kỹ năng vẽ AutoCad, Solidworks điều rất cần thiết với một sinh viên cơ khí.

Em chân thành cảm ơn thầy Ts.TRẦN MINH SANG và các thầy trong khoa CƠ KHÍ đã giúp đỡ em rất nhiều trong quá trình thực hiện đồ án

Với kiến thức còn hạn hẹp, vì vậy thiếu sót là điều không thể tránh khỏi, em rất mong nhận được ý kiến từ thầy cô và các bạn!

5

Hình 1.1 Hộp giảm tốc cơ bản

II Phân loại

Hộp giảm tốc gồm có nhiều loại:

- Hộp giảm tốc bánh răng trụ một cấp

- Hộp giảm tốc bánh răng nón một cấp

6

GVHD: TRẦN MINH SANG

- Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp và ba cấp

- Hộp giảm tốc bánh răng nón trụ

- Hộp giảm tốc trục vít

- Hộp giảm tốc bánh răng trụ vít, trục vít bánh răng và trục vít hai cấp

III Cấu tạo của hộp giảm tốc

Hộp giảm tốc được cấu tạo khá đơn giản và gọn nhẹ Thiết bị bao gồmbánh răng thẳng và nghiêng, chúng ăn nhập với nhau theo kỳ số truyềnnhất định Khi có nguồn điện cung cấp, hộp giảm tốc sẽ tạo ra các vòngquay phù hợp với yêu cầu sử dụng Hộp giảm tốc sẽ được thiết kế theo yêucầu và điều kiện làm việc

Hình 1.2 Cấu tạo hộp giảm tốc

…Nói chung là nó được ứng dụng rất đa dạng cũng như giữ vai trò quan

trọng trong các hoạt động sản xuất

Nếu không làm trong các nhà máy, xí nghiệp thì ứng dụng mà bạn dễ

thấy nhất của hộp giảm tốc chính là ở động cơ của xe máy và đồng hồ

Chapter 2 : XỬ LÍ DỮ LIỆU THIẾT KẾ

1 Dữ liệu thiết kế

Thiết kế băng tải vận chuyển đá mềm

Năng suất vận chuyển: tấn/giờ;

Chiều cao nâng (H): 6 mét

Chiều dài băng tải (L) theo phương ngang: 35 mét;

Thời gian phục vụ: 7 năm;

(một năm làm việc 235 ngày, ngày 02 ca, ca 8 tiếng)

Quay một chiều, tải va đập nhẹ

GVHD: TRẦN MINH SANG

Hình 2.3 Sơ đồ băng tải

2.2 Xác định độ rộng (B) tối thiểu của băng tải

Bảng 2.2 Độ rộng tối thiểu của băng tải đối với các loại vật liệu

Chọn độ rộng tối thiểu của băng tải :B=450 (mm)

2.3 Góc nâng băng tải.

Bảng 2.3 Góc nâng của băng tải

Btt < Bmax Vậy góc nâng thực tế đảm bảo yêu cầu

2.4 Xác định vận tốc dài vct của băng tải

Vận tốc băng tải : V=

Trong đó:

V là vận tốc băng tải (m/ph)

Qt là lưu lượng vận chuyển (tấn/ giờ)

A là diện tích mặt cắt ngang dòng vận chuyển (m2)

là khối lượng riêng tính toán của khối vật liệu (tấn/ m3)

s là hệ số ảnh hưởng của góc nghiêng hay độ dốc của băng tải

Chú ý : V không lớn hơn vận tốc cho phép Vmax

băng bằng các dụng cụ đặc biệt, đảm bảotính đồng nhất của khốiChọn góc mái φ = 30˚

10

Khối lượng riêng γ

Bảng 2.7 Khối lượng riêng của các loại vật liệu

Vật liệu Khối lượng riêng Vật liệu Khối lượng riêng

2.5 Tính toán công suất truyền dẫn băng tải

Công suất làm quay trục con lăn kéo băng tải được tính:

Plv = P1 + P2 + P3 + Pt (KW)

P1 là công suất cần thiết kéo băng tải không tải theo phương ngang

P2 là công suất cần thiết kéo băng tải có tải theo phương ngang P3 là

công suất cần thiết kéo băng tải có tải theo phương đứng

(P3nhận giá trị âm nếu độ dốc đi xuống)ü

Pt là công suất cần thiết dẫn động cơ cấu gạt vật phẩm (Pt= 0 nếukhông dùng cơ

cấu gạt)

f: Hệ số ma sát của các ổ lăn đỡ con lăn;

W: Khối lượng các bộ phận chuyển động của băng tải, không tính khốilượng vật

phẩm được vận chuyển (kg)

12

GVHD: TRẦN MINH SANG

Wm: Khối lượng vật phẩm phân bố trên một đơn vị dài của băng tải(kg/m);üV: Vận tốc băng tải (m/ph);

H: Chiều cao nâng (m)

l: Chiều dài băng tải theo phương ngang (m);

l0: Chiều dài băng tải theo phương ngang được điều chỉnh (m)

Tra bảng chọn cho băng tải cố định, được căn chỉnh và bảo dưỡng theo quy chuẩn:

f = 0,022; lo= 66 m

Bảng 2.9.Trị số f và l0 theo điều kiện làm việc

F l 0 (m) Điều kiện làm việc

0,03 49 a) Các băng tải tạm thời hoặc băng tải di động

b)Các băng tải làm việc trong môi trường rất lạnh( đến -40 độ C)thường xuyên khởi động -dừng

0,022 66 Các băng tải cố định, được căn chỉnh và bảo dưỡng theo quy định0,012 156 Sử dụng khi cần tính công suất phanh khi tải vật phẩm đi xuống

Dùng cơ cấu gạt cố định.

Pt =0,75 (Kw)

Bảng 2.10 Cống suất tiêu thụ của các loại cần gạt theo độ rộng băng tải

Bảng 2.11 W tính theo chiều rộng đai

Bảng 2.14 Wl (kg/bộ) tính theo chiều rộng đai

Chiều rộng Khối lượng Chiều dày Chiều rộng Khối lượng Chiều dày

14

2.6 Lực căng dây băng tải

2.7 Lực căng trên 2 nhánh băng tải (để tính chọn loại dây băng tải):

Bảng 2.15 Góc ôm đai

Hệ số ma sát giữa puly và băng tải =0,2 cho bề mặt tiếp xúc khô

Bảng 2.16 Hệ số ma sát băng tải và puly

Dạng puly truyền dẫn Điều kiện tiếp xúc giữa Hệ số ma sát μ

dây băng tải và puly

- Lực căng tối thiểu trên nhánh căng: F4C= 6,25.lc(Wm+W1) (kg)

- Lực căng tối thiểu trên nhánh chùng:

16

Bảng 2.17 Lực kéo lớn nhất của puly

2.8 Tính chọn dây băng tải

Chọn nhóm vật phẩm B cho vật liệu cứng (đá dăm), cỡ hạt > 30mm, chu kỳ số vòng quay của băng tải quay được trong một phút là từ 3÷10

Ta có: SFz = 10

Hệ số an toàn cho băng tải dệt

Bảng 2.18 Hệ số an toàn của băng tải

Cỡ hạt <30mm >30mm <30mm >30mm Chu kì (phút)

Bảng 2.19 Vật liệu băng tải

GVHD: TRẦN MINH SANG

Hình 2.4 Cấu trúc hệ thống băng tải

Chọn đường kính tối thiểu của các puly ứng với khả năng chịu tải từ 60÷100% khả năng cho phép cho loạidây EP160/2 là:

DA= 250 mm; DB= 200 mm; DC= 160 mm

Bảng 2.20 Đường kính tối thiểu của puly ứng với khả năng chịu tải

Mức độ chịu Chịu kéo 60 – Chịu kéo 30- Chịu kéo <30%

Để tăng độ an toàn hay khả năng tiếp xúc hết của puly vớibăng tải ta có thể cộng thêm 1giá trị an toàn C = 60 ÷ 70 mm cho độ rộng L của puly.

Hình 2.5 Kết cấu puly

Độ rộng puly (khi trải thẳng ra) được tính:

L = B+2C=450 + 2.65=580(mm) C=60÷70

Khoảng cách giữa các con lăn:

Với khối lượng riêng đá dăm 1700 kg/m3, ứng với độ rộng băng tải

B = 450 mm, Ta có khoảng cách trung bình giữa các con lăn đỡ nhánh căng là 1,5 m

Bảng 2.21 Khoẳng cách trung bình giữa các con lăn

Độ rộng Khối lượng riêng tính toán vật phẩm (kg/m 3 )

Khoảng cách giữa các con lăn đỡ nhánh chùng thường lấy 3m

Chiều dài con lăn được tính:

20

GVHD: TRẦN MINH SANG

Hình 2.6 Kích thước các con lăn

Khoảng cách chuyển tiếp giữa con lăn cuối với puly (b):

-Với các băng tải có các con lăn tạo thành máng, cần có khoảngcách nhất định giữa các con lăn cuối cùng với puly đủ để dâybăng tải chuyển thành dạng phẳng và được cuốn vào puly

- Nếu giả sử tỷ lệ giữa lực kéo ở vùng chuyển tiếp với lực kéo lớn nhất là trên 80%, góc máng a=30° chiều rộng máng ≤ 600mm, ta có: b = 0,80 m

Bảng 2.22 Chiều dài vùng chuyển tiếp của băng tải

2.10 Tính toán đối trọng kéo căng băng tải

▪Tính chiều dài băng tải:

▪Chiều dài vít tải tính toán:

21

Vì Lvít > 400 (mm)  nên ta sẽ dùng căng băng bằng đối trọng.

- Cơ cấu căng băng tải dùng đối trọng: khả năng tạo ra lực căng cố định không cần phải hiệu chỉnh định kỳ

- Cần phải có không gian để bố trí dưới khung băng tải

- Thích hợp khi dùng cho băng tải có chiều dài lớn

Công thức tính lực căng cần thiết như sau: F t = F 2 + F r or F T = F 3 + F r

F2:là lực căng trên nhánh không tải (nhánh chùng), đã được xác định

F2= 2520,95 (N)

Fr: là lực cản do ma sát giữa băng tải và con lăn đỡ nhánh băng tải đi về

▪Thay các giá trị đã tính toán phía trên:

Thông số kĩ thuật để thiết kế hệ dẫn động

- Cống suất truyền dẫn băng tải Pct=4 kW

- Lực vòng băng tải Ft=4317,4(N)

- Vận tốc băng tải V=56,70(m/ph) =0,95(m/s)

- Đường dẫn puly Da=250mm

- Số liệu chế tạo băng tải Độ rộng B=450mm; α=30˚

- Puly kéo L=580mm; Lcl=150mm

- Khoảng cách giữa con lăn đỡ nhánh 1,5mm nhánh trùng 3m, vật liệu băng tải polyester

- Số liệu là Ep 160/2

- Khoảng cách chuyển tiếp giữa con lăn cuối với Puly là b=0,8m

- Khối lượng đối trọng tối thiểu :213,87(Kg)

22

2.4 Chọn sơ bộ số vòng quay của động cơ (nđc).

Với băng tải quay 1 chiều: ta chọn sơ bộ nđc=3000(vg/ph)

2.5 Tỷ số truyền chung

uht== 41,33

2.6 Phương án bố phân phối tỉ số truyền trong HGT và ngoài HGT:

Bảng 3.23 Các phương án phân phối tỉ số truyền

2.8 Công suất của động cơ điện (Trọng tải thay đổi):

Bảng 3.24 Bảng công suất khi tải trọng thay đổi

GVHD: TRẦN MINH SANG

Chọn động cơ và phân phối chính xác tỉ số truyền

Ta có Uhgt=16; chọn Utv=8; ubr=2; ux=2,58

Bảng 3.25 Loại động cơ và tỉ số truyền của các bộ truyền

Chapter 4 : THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG

Các thông số bộ truyền bánh răng

U =2; P = P1=5,279

n = n1 = 2900(vg/ph); n2 = 1450(vg/ph)

T1=17384,3(Nmm); T2 = 33043(Nmm)

Thời gian sử dụng 26320 giờ, tải trọng thay

đổi 3.1 Bộ truyền bánh răng

26

GVHD: TRẦN MINH SANG

3.1.1 Chọn vật liệu

Ta thấy hộp giảm tốc ta thiết kế có công suất trung bình Vì vậy ta chọn vật liệunhóm I có độ rắn HB 350 Với loại vật liệu này bánh răng có độ rắn thấp và có thể cắtchính xác sau khi nhiệt luyện Cặp bánh răng này có khả năng chống mòn tốt và bánhrăng được nhiệt luyện bằng thường hoá hoặc tôi cải thiện Để tăng khả năng chạymòn của răng lấy độ rắn bánh lớn nhỏ hơn độ rắn bánh nhỏ (10-15)HB

Tra bảng 6.1 [1] tr92 ta chọn vật liệu như bảng:

Ứng suất tiếp xúc cho phép:

- Độ rắn bánh chủ động : HB1=250

- Độ rắn bánh bị động : HB2=240

Theo công thức:

Trong đó:

+ Ứng xuất tiếp xúc cho phép với chu kỳ cơ sở: = 2.HB + 70 (MPa) 1

+ ZR: Hệ số xét đến độ nhám của mắt 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 Chọn sơ bộ:

ZR.ZV.KXH = 1

ta đượcS H 1,1

GVHD: TRẦN MINH SANG

N

H N HO HE

6

N

H0

N HE

Với m H = 6 (Vì HB 350) K HL =

+ NHO: Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc: NH0 = 30.HHB 2,4

N HE 60 c ( T i / Tmax ) 3.n i t i 60 c.n i t i ( ( T i / Tmax ) 3.t i / t i )Trong đó: c, ni, ti, ti lần lượt là số lần ăn khớp trong một vòng quay, số vòng quay trong 1 phút và tổng số thời gian làm việc của bánh răng đang xét ở chế độ Ti.

Với bánh răng nhỏ (bánh 1):

N HE1 60c (T i / Tmax ) 3 n i t i 60c.n1 t i ( (T i / Tmax ) 3 t i / ti )

60.1.2900.26320.(1 3 0,3 0,9 3 0,5 0,7 3 0,2) 335,7.10 7(Bánh 1 quay với )

Bắt đầu từ NH0 đường cong mỏi gần đúng là một đường thẳng song song vớitrục hoành tức là trên khoảng này giới hạn mỏi tiếp xúc không thay đổi Vì vậykhi tính ra được NHE1NH0

“Bắt đầu từ NH0 đường cong mỏi gần đúng là 1 đường thẳng song song trục hoành tức là trên khoảng cách này giới hạn mỏi tiếp xúc không thay đổi vì vậy

NHE2> NHO2 Do đó: KHL2 = 1”

28

Vậy ứng suất tiếp xúc sơ bộ ở bánh 2 là:

ta lấy ứng suất tiếp xúc sơ bộ cho phép là giá trị nhỏ hơn của 2 giá trị đã tính

Ứng suất uốn cho phép

0F lim: ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở

Tra bảng 6.2[1] trị số của F0 lim ứng với số chu kì cơ sở ta chọn:

- Ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở: 0

F lim =1,8HB

- Hệ số an toàn khi tính về uốn: S

F=1,75

- YR: Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng

- YS: Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất

- KXF: Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng độ bền uốn

- KFC: Hệ số kể đến ảnh hưởng đặt tải, lấy KFC = 1 (Bộ truyền quay 1 chiều)

- KFL: Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền, được xác định như sau

- NFO: Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn

NFO = NFO1= NFO2= 4.106 (Mpa) đối với tất cả các loại thép

- NFE: Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương, Do bánh răng chịu tải trọng thay đổi nên:

N 60c (T / T )m n t 60c.n t ( (T / T )m t / t )

29

Hình 4.8 Sơ đồ gia tải

Với bánh răng nhỏ ( bánh 1)

= 1,8.250 = 450 (MPa)

N FE1 60c (T i /Tmax )m F n i t i 60c.n1 t i ( (T i / Tmax )m F t i / t i ) 60.1.2900.26320.(1 6 0,3 0,9 6 0,5 0,7 6 0,2) 269,9.10 7

GVHD: TRẦN MINH SANG

Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá

tải: Với bánh răng tôi cải thiện theo (6.13) :

-Với bánh nhỏ:

-Với bánh lớn:

Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:

Với bánh răng tôi cải thiện theo (6.14) :

Xác định thông số cơ bản của bộ truyền:

Đối với hộp giảm tốc thông số cơ bản là khoảng cách trục aw

, nó được xác định theo công thức 6.15a [1] :

+ KH : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khitính về tiếp xúc.

GVHD: TRẦN MINH SANG

Kiểm nghiệm răng độ bền về tiếp xúc

Ứng xuất xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiện sau:

Với được tính bằng công thức:

-Tính KH hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc:

Với:

+ là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng

Tra bảng 6.7[1] sơ đồ 6 với:

+ Với - hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp Trị số của được tra trong bảng 6.15[1] răng thẳng, có vát đầu răng, HB≤350.

động Trị số của được tra trong bảng 6.16 [1] , với cấp chính xác 7, m =1,5

Để tra được bảng 6.14 [1] ta tìm trị số cấp chính xác thông qua tính vận tốc vòng và tra bảng 6.13 [1]

Vận tốc vòng được tính theo công thức

* Xác định chính xác ứng xuất tiếp xúc cho phép:

Vậy chiều rộng vành răng là:

Kiểm nghiệm răng độ bền về uốn

34

- hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, với là hệ số trùng khớp ngang

-hệ số kể đến độ nghiêng của răng: = 1 do đây là bộ truyền bánh răng trụ răng

thẳng:

Y

F1 , Y F2 - hệ số dạng bánh răng của bánh chủ động và bị động phụ thuộc vào

số răng và hệ số dịch chỉnh (hệ số dịch chỉnh không dùng dịch chỉnh nên x = 0 )

- Với - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng

khi tính về uốn Tra bảng 6.7 [1] với sơ đồ 6 vớiK F

1,45

- Với - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp

khi tính về uốn =1 bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng.

- Với - hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn :

K

Fv

GVHD: TRẦN MINH SANG

a

w1

Với được tra bảng 6.15 [1]F 0,011

bộ truyền bánh răng trụ có vát đầu răng. được tra bảng 6.16 [1] g0 47

Xác định ứng suất uốn cho phép của các bánh răng:

: ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở

Tra bảng 6.2[1] trị số của 0F lim ứng với số chu kì cơ sở ta chọn:

- Ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở: 0

F lim =1,8HB

- Hệ số an toàn khi tính về uốn: S

F =1,75YR: Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng

YS: Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất

KXF: Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng độ bền uốn

KFC: Hệ số kể đến ảnh hưởng đặt tải, lấy KFC = 1 (Bộ truyền quay 1 chiều)

KFL: Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền, KFL =1

YR: Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng, YR= 1

YS: Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất, YS =

1,08-0,0695ln(m) = 1,08-0,0695ln(1,5) =1,05

KXF: Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng độ bền uốn KXF = 1 do

da1 <400mm

KFC: Hệ số kể đến ảnh hưởng đặt tải, lấy KFC = 1 (Bộ truyền quay 1 chiều)

KFL: Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền, KFL =1

Thay vào ta được:

YR: Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng, YR= 1

YS: Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất, YS =

1,08-0 , 1,08-0695ln(m) = 1,1,08-08-1,08-0,1,08-0695ln(1,5) =1,1,08-05

KXF: Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng độ bền uốn KXF = 1 do da2

< 400mm

KFC: Hệ số kể đến ảnh hưởng đặt tải, lấy KFC = 1 (Bộ truyền quay 1 chiều)

KFL: Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền, KFL =1

Thay vào ta được:

1.1,05.1.1.1= 259,2(MPa)

So sánh ứng suất uốn xuất hiện trên răng đều thỏa mãn

Vậy các thông số đã chọn đảm bảo độ bền uốn

Các thông số bộ tuyền

Bảng 4.27 Các thông số bộ truyền bánh răng

- Khoảng cách trục

37