Thiết kế hệ dẫn động băng tải hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp phân đôi cấp nhanh

Các chi tiết máy được thiết kế ra phải thỏa mãn các yêu cầu kĩ thuật, làm việc ổn định trong suốt thời gian phục vụ đã định với chi phí chế tạo và sử dụng thấp nhất.. Ngoài những yêu cầu

NHẬN XÉT CỦA GIÁO VIÊN HƯỚNG DẪN

NHẬN XÉT CỦA GIÁO VIÊN CHẤM ĐỒ ÁN

Mặc dù đã có nhiều cố gắng nhưng đồ án chắc chắn không tránh khỏi các sơ sót Nhóm 1 mong nhận được nhiều ý kiến đóng góp của Thầy Cô và các bạn

Khoa Công Nghệ Nhiệt – Lạnh

Lớp DHNL4LT

Nhóm 1 Nguyễn Xuân An Nguyễn Văn Bảo Nguyễn Thiên Bửu

LỜI CẢM ƠN

Chúng em xin chân thành cảm ơn các Thầy Cô trong khoa Cơ Khí đã tạo điều kiện cho chúng em có cơ hội được làm đồ án môn học Chi Tiết Máy, đặc biệt là thầy Ao Hùng Linh đã tận tình hướng dẫn chúng em hoàn thành đồ án này Những kiến thức hôm nay chúng em có được chắc chắn sẽ giúp ích cho chúng em ra đời làm việc sau này

Một lần nữa chúng em chân thành cảm ơn!

Lớp DHNL4LT

Nhóm 1

Bộ Công Thương Trường Đại Học Công Nghiệp Tp.HCM

Khoa Cơ Khí

Bộ Môn: Cơ Sở Thiết Kế Máy

ĐỒ ÁN MÔN HỌC THIẾT KẾ HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ

Sinh viên thực hiện: Nguyễn Xuân An MSSV: 08274831

Ngành đào tạo: Công Nghệ Nhiệt – Lạnh

Người hướng dẫn:………… Kí tên:

Đề tài

Đề số 1: THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

Hệ thống dẫn động băng tải bao gồm:

1- Động cơ điện 3 pha không đồng bộ; 2- Nối trục đàn hồi; 3- Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp phân đôi cấp nhanh; 4- Bộ truyền xích ống con lăn; 5- Băng tải

Số liệu thiết kế:

Công suất trên trục băng tải: P(kW) = 4

Số vòng quay trên trục tang dẫn: n(v/ph) = 45

Thời gian phục vụ: L(năm) = 6

Quay một chiều, làm việc hai ca, tải va đập nhẹ

(1 năm làm việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ)

Chế độ tải: T1 = T T2 = 0.85T t1 = 31s t2 = 24s

YÊU CẦU:

01 thuyết minh, 01 bản vẽ lắp A0, 01 bản vẽ chi tiết

MỤC LỤC

Lời mở đầu 3

Chương 1: Hệ thống truyền động máy 1.1 Nội dung thiết kế máy và chi tiết máy 7

1.2 Phương pháp tính toán thiết kế máy và chi tiết máy 8

Chương 2: Chọn động cơ điện và phân phối tỉ số truyền 2.1 Động cơ điện 10

2.2 Phân phối tỉ số truyền 11

Chương 3: Tính toán thiết kế các chi tiết máy 3.1 Tính toán bộ truyền xích ống con lăn 13

3.2 Tính toán bộ truyền cấp nhanh 15

3.3 Tính toán bộ truyền cấp chậm 21

3.4 Tính toán thiết kế trục và then 27

3.5 Chọn ổ lăn 43

3.6 Chọn nối trục đàn hồi 47

3.7 Chọn thân hộp giảm tốc, bulông 48

3.8 Bôi trơn hộp giảm tốc 49

3.9 Các thiết bị phụ khác 49

3.10 Bảng dung sai lắp ghép 51

Tài liệu tham khảo 53

CHƯƠNG 1

HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG MÁY

1.1 Nội dung thiết kế máy và chi tiết máy

Mỗi một máy bao gồm nhiều chi tiết máy Các chi tiết máy có công dụng chung

có mặt ở hầu hết các thiết bị và dây chuyền công nghệ Vì vậy thiết kế chi tiết máy có vai trò rất quan trọng trong thiết kế máy nói chung Các chi tiết máy được thiết kế ra phải thỏa mãn các yêu cầu kĩ thuật, làm việc ổn định trong suốt thời gian phục vụ đã định với chi phí chế tạo và sử dụng thấp nhất

Ngoài những yêu cầu về khả năng làm việc chủ yếu, các chi tiết máy (hoặc máy) được thiết kế cần thỏa mãn những điều kiện kĩ thuật cơ bản sau:

u Cơ sở hợp lí để chọn kết cấu các chi tiết và bộ phận máy

v Những yêu cầu về công nghiệp tháo lắp như:

· Lắp, tháo và điều chỉnh tiện lợi

· Giảm khối lượng các nguyên công bằng tay khi lắp

· Giảm thời gian lắp ráp

w Hình dạng cấu tạo của chi tiết phù hợp với phương pháp chế tạo phôi gia công cơ và sản lượng cho trước

x Tiết kiệm nguyên vật liệu Khi chọn vật liệu cần dựa vào các điều kiện sau:

· Các chi tiết chủ yếu về khả năng làm việc của chi tiết

· Khuôn khổ kích thước và trọng lượng của chi tiết

· Điều kiện sử dụng (nhiệt độ, bụi bặm, ẩm ướt…)

· Phương pháp chế tạo phôi và gia công cơ khí

· Giá thành của vật liệu

Ngoài ra, để tiết kiệm nguyên vật liệu cần chọn hợp lí ứng suất cho phép và hệ

số an toàn

y Dùng rộng rãi các chi tiết, bộ phận máy đã tiêu chuẩn hóa Bởi vì càng dùng nhiều chi tiết và bộ phận tiêu chuẩn thì giá thành sản phẩm càng giảm, tiết kiệm nguyên vật liệu và đảm bảo thay thế nhanh chóng các chi tiết và bộ phận máy bị hư hỏng (tăng hiệu suất sử dụng thiết bị…)

z Đảm bảo bôi trơn thường xuyên các chỗ ăn khớp, các bề mặt tiếp xúc

{ Đảm bảo khe hở cần thiết giữa các chi tiết máy

Ngoài ra cần chú ý đến vấn đề an toàn lao động và hình thức của sản phẩm

Xuất phát từ các chỉ tiêu kinh tế kĩ thuật, thiết kế máy bao gồm các nội dung sau:

u Xác định nguyên tắc hoạt động và chế độ làm việc của máy dự định thiết kế

v Lập sơ đồ chung toàn máy và các bộ phận máy thỏa mãn các yêu cầu cho trước

w Xác định lực hoặc mômen tác dụng lên các bộ phận máy và đặc tính thay đổi của tải trọng

x Chọn vật liệu thích hợp nhằm sử dụng một cách có lợi nhất tính đa dạng và khác biệt của vật liệu để nâng cao hiệu quả và độ tin cậy làm việc của máy

y Thực hiện các tính toán động học, lực, độ bền và các tính toán khác nhằm xác định kích thước của chi tiết máy, bộ phận máy và toàn máy

z Thiết kế kết cấu các chi tiết máy, bộ phận máy và toàn máy thỏa mãn các chỉ tiêu về khả năng làm việc đồng thời đáp ứng các yêu cầu công nghệ và lắp ghép

{ Lập thuyết minh, các hướng dẫn về sử dụng và sửa chữa máy

Với nội dung như trên, rõ ràng rằng thiết kế máy là công việc rất phức tạp, đòi hỏi những hiểu biết sâu sắc về lí thuyết và thực hành Tuy nhiên, bằng việc giao đề tài thiết kế hệ thống dẫn động cho băng tải như trong đồ án này thì công việc thiết kế có đơn giản hơn đôi chút

Đồ án thiết kế hệ thống dẫn động cho băng tải đã cho biết trước trị số và đặc tính tải trọng, vận tốc và các thông số cần thiết khác Do đó, nội dung thiết kế chỉ còn bao gồm các bước: tính toán động học, chọn động cơ điện, phân phối tỉ số truyền, tính toán thiết kế các chi tiết máy (tính toán bộ truyền hở; tính toán các bộ truyền trong hộp giảm tốc, vẽ các sơ đồ lực tác dụng lên các bộ truyền và tính giá trị các lực; tính toán thiết kế trục và then; chọn ổ lăn và nối trục; chọn thân hộp giảm tốc, bulông và các chi tiết phụ khác; chọn dầu bôi trơn và bảng dung sai lắp ghép)

1.2 Phương pháp tính toán thiết kế máy và chi tiết máy

Trong thực tế tính toán chi tiết máy gặp rất nhiều khó khăn như: hình dáng chi tiết máy khá phức tạp, các yếu tố lực không biết được chính xác, có nhiều yếu tố ảnh hưởng đến khả năng làm việc của chi tiết máy chưa được phản ánh đầy đủ vào công thức Vì vậy, ta cần chú ý những đặc điểm tính toán chi tiết máy sau đây để xử lí trong quá trình thiết kế:

· Tính toán xác định kích thước chi tiết máy thường tiến hành theo hai bước: tính thiết kế và tính kiểm nghiệm, trong đó do điều kiện làm việc phức tạp của chi tiết máy, tính thiết kế thường được đơn giản hóa và mang tính chất gần đúng Từ các kết cấu và kích thước đã chọn, qua bước tính kiểm nghiệm sẽ quyết định lần cuối giá trị của các thông số và kích thước cơ bản của chi tiết máy

· Bên cạnh việc sử dụng các công thức chính xác để xác định các yếu tố quan trọng nhất của chi tiết máy thì rất nhiều kích thước của các yếu tố kết cấu khác được

chiều rộng vành răng được xác định từ chỉ tiêu về độ bền thì các kích thước còn lại của vành răng và mayơ được xác định theo quan hệ kết cấu, dựa theo lời khuyên trong tài liệu kĩ thuật Các công thức thực nghiệm này thường cho trong một phạm vi rộng, do đó khi sử dụng cần cân nhắc lựa chọn cho phù hợp với trường hợp cụ thể của chi tiết máy

· Trong tính toán thiết kế, số ẩn số thường nhiều hơn số phương trình, vì vậy cần dựa vào các quan hệ kết cấu để chọn trước một số thông số, trên cơ sở đó mà xác định các thông số còn lại Mặt khác, nên kết hợp tính toán với việc vẽ hình (khoảng cách giữa các gối đỡ, vị trí đặt lực…) từ hình vẽ sẽ có được những kích thước cần cho việc tính toán, đồng thời từ các hình vẽ cũng có thể kiểm tra và phát hiện các sai sót trong tính toán

CHƯƠNG 2 CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

2.1 ĐỘNG CƠ ĐIỆN

Chọn động cơ điện bao gồm những việc chính là chọn loại, kiểu động cơ, chọn công suất điện áp và số vòng quay của động cơ

2.1.1 Công suất động cơ điện

Công suất trên trục băng tải: P = 4 kW

Công suất động cơ cần thiết Pct

h

P

P ct =

Trong đó:

P: công suất trên trục băng tải (kW)

h: hiệu suất chung

Chọn công suất động cơ P = (1.1¸1.2)´Pct = 1.15´4.76 = 5.5 kW

2.1.2 Số vòng quay động cơ điện

Số vòng quay trên trục tang dẫn: nlv = 45 vg/ph

Số vòng quay sơ bộ của động cơ: nsb = nlv´it

Với it = ih´ix: tỉ số truyền của hệ thống dẫn động

Chọn số vòng quay của động cơ: n = 3000 vg/ph

Động cơ nhanh có giá thành rẻ, trọng lượng nhẹ hơn

2.1.3 Chọn động cơ

Với công suất động cơ điện P = 5.5 kW và số vòng quay n = 3000 vg/ph, ta chọn động cơ kiểu AO2 – 42 – 2 [1]

Các số liệu thực tế:

Công suất của động cơ P = 5.5 kW

Số vòng quay của động cơ ndc = 2910 vg/ph

Khối lượng của động cơ m = 57 kg

n

n i

2.2.2 Phân phối tỉ số truyền của hệ thống dẫn động

Từ it = ih´ix suy ra 20

2.3

67.64

=

=

h

i

Phân phối tỉ số truyền ih cho các cấp của bộ truyền trong hộp giảm tốc ih = in´ic với in và

ic là tỉ số truyền của cấp nhanh và cấp chậm

Để hộp giảm tốc có khối lượng nhỏ nhất ta có thể dùng công thức thực nghiệm sau:

2.3

5.145

chamcap- vg/ph 5.1454

582

nhanhcap- vg/ph 582

52910

2 3

1 2 1

n dc

i

n n i

n n i n n

· Công suất trên các trục:

kW 76.499.096.0

5.4

kW 499.096.0

3.4

kW 499.099.095.0

4

4 2

2 1

4 2

3 2

4 4 3 3

hh

hhh

P P

P P

P

· Mômen xoắn trên các trục:

Nmm 31.156212910

76.41055.910

55.9

Nmm 56.91255545

3.41055.910

55.9

Nmm 82.2953605

.145

5.41055.910

55.9

Nmm 78106.53582

76.41055.910

55.9

6 6

6

3

3 6 3

6

2

2 6 2

6

1

1 6 1

n

P T

n

P T

n

P T

n

P T

CHƯƠNG 3 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY

Truyền động bánh răng được dùng rất nhiều trong các ngành chế tạo máy vì có các ưu điểm nổi bật như: kích thước nhỏ, khả năng tải lớn, hiệu suất cao, tỉ số truyền không đổi, làm việc chắc chắn và bền lâu Các bánh răng có dạng răng thân khai

Ở đây, công suất của động cơ không đồng bộ 3 pha truyền qua cấp nhanh của hộp giảm tốc được phân đôi, sử dụng bánh răng trụ răng nghiêng, ăn khớp ngoài, trục song song với bánh răng trụ răng thẳng, ăn khớp ngoài của cấp chậm, truyền qua bộ truyền xích ống con lăn đến trục của băng tải

3.1 TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH ỐNG CON LĂN

kb = 1.5: hệ số xét đến điều kiện bôi trơn – bôi trơn định kì

kc = 1.25: hệ số xét đến chế độ làm việc của bộ truyền – làm việc 2 ca

1 1

=

Z Z

Z

k Z

Hệ số số vòng quay đĩa dẫn 1.375

5.145

6-Công suất tính toán:

Nt = N.k.kz.kn = 4.3´2.8125´1´1.375 = 16.63 kW Bước xích t được chọn theo bảng 6-4 để thỏa mãn điều kiện Nt £ [N]

Từ bảng 6-4 với xích ống con lăn 1 dãy ta chọn được t = 31.75 mm, diện tích bản lề F = 262.2 mm2, công suất cho phép [N] = 20.1 kW

Với loại xích này, theo bảng 6-1/103 [1] tìm được kích thước chủ yếu của xích tải, tải trọng phá hỏng Q = 70000N, khối lượng 1m xích q = 3.73 kg

Kiểm nghiệm số vòng quay theo điều kiện n1 £ ngh Theo bảng 6-5/107 [1] với t = 31.75 mm và số răng đĩa dẫn Z1 = 25, số vòng quay giới hạn ngh của đĩa dẫn có thể lên đến 750 vg/ph Như vậy, điều kiện đã được thỏa mãn (n1 = 145.5 vg/ph)

3.1.3 Định khoảng cách trục A và số mắt xích X

Số mắt xích X:

Chọn sơ bộ A = 40t

13440

12

25804022

80252

22

2 2

1 2 2

ø

öç

è

æ +

-´+

+

=

´

÷ø

öç

è

æ ++

A Z Z X

Lấy số mắt xích X = 134

Kiểm nghiệm số lần va đập trong một giây [ ]u

X

n Z

15

13415

5.1452515

Z X Z

Z X

t A

12632

258082

80251342

80251344

75.31

2

82

24

2 2

2 1 2 2

2 1 2

1

=ú

úû

ùê

êë

é

÷ø

öç

è

æ -

-÷ø

öç

è

æ - ++

+-

=

ú

úû

ùê

êë

é

÷ø

öç

è

æ -

-÷ø

öç

è

æ - ++

+-

=

pp

Để đảm bảo độ võng bình thường, tránh cho xích khỏi bị căng quá thì nên giảm khoảng cách trục A một khoảng DA = 0.003A » 4mm Cuối cùng lấy A = 1259 mm

3.1.4 Tính đường kính vòng chia của đĩa xích

Đĩa dẫn:

mm Z

t

25

180sin

75.31180sin

1

Đĩa bị dẫn

mm Z

t

80

180sin

75.31180sin

2

3.1.5 Tính lực tác dụng lên trục

N tn

Z

k

25695

.14575.3125

3.415.110610

1 1

Dựa vào bảng 3-6/39 [1] hướng dẫn chọn phối hợp một số loại thép chế tạo bánh răng nhỏ với bánh răng lớn khi độ rắn HB £ 350 và cơ tính của nó được cho trong bảng 3-8/40 [1] Để có thể chạy mòn tốt nên lấy độ rắn của bánh răng nhỏ lớn hơn độ rắn của bánh răng lớn khoảng 25 ¸ 50HB (tức là HB1 = HB2 + (25 ¸50) HB Từ đó, ta chọn được thép như sau:

Nhãn hiệu Thép

Đường kính phôi

mm

Giới hạn bền kéo

sbk

N/mm2

Giới hạn chảy

3.2.2 Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép

a Ứng suất tiếp xúc cho phép

0tx N N

N

N

k = : hệ số chu kì ứng suất tiếp xúc Nếu Ntd ³ N0 thì k N' =1

Số chu kì tương đương của bánh răng lớn:

i i i

M

M u

è

æ

= (bánh răng chịu tải trọng thay đổi) Trong đó:

u: số lần ăn khớp của một răng khi bánh răng quay một vòng

Mi, ni, Ti: mômen xoắn, số vòng quay trong một phút, và tổng số giờ bánh răng làm việc ở chế độ i

Mmax: Mômen xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng

Þ Ntd2 = (6´300´2´8) ´60´(582/5) ´(13´0.56 + 0.853´0.44) = 16.7´107

Ntd2 = 16.7´107

> N0 = 107Với N0 số chu kì cơ sở, tra bảng 3-9/43 [1]: ứng suất mỏi tiếp xúc cho phép [s]N0tx khi bánh răng làm việc lâu dài (N ³ N0), với độ cứng (200 ¸ 250)HB, khi đó [s]N0tx

= 2.6HB (N/mm2)

Vậy đương nhiên số chu kì làm việc tương đương của bánh nhỏ Ntd1 = Ntd2´in cũng lớn hơn số chu kì cơ sở N0 = 107 Do đó, hệ số chu kì ứng suất k N' =1

Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn:

[s]tx2 = 2.6HB = 2.6´170 = 442 (N/mm2

) Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ:

[s]tx1 = 2.6HB = 2.6´200= 520 (N/mm2

)

Để tính sức bền ta dùng trị số nhỏ là [s]tx2 = 442 (N/mm2)

b Ứng suất uốn cho phép

Số chu kì tương đương

i i

m i

M

M u

N

N

k'' = 0Ứng suất uốn cho phép khi răng làm việc một mặt:

s s

ss

s

K n

k K

· Giới hạn mỏi uốn của thép 45 thường hóa: s-1 45 = 0.43´600=258 N/mm2

· Giới hạn mỏi uốn của thép 35 thường hóa: s-1 35 = 0.43´500=215 N/mm2

n: hệ số an toàn Đối với bánh răng được chế tạo từ thép thường hóa thì n = 1.5

Ks: hệ số tập trung ứng suất chân răng Đối với bánh răng được chế tạo từ thép thường hóa hoặc tôi cải thiện thì Ks = 1.8

Do đó:

Ứng suất cho phép của bánh răng nhỏ là:

'' 1

8.15.1

12585.1)

6.14.1(

K n

8.15.1

12155.1)

6.14.1(

K n

k N

u

3.2.5 Khoảng cách trục

'

1005.1)1

2

2 6

n

K i

i A

A n

³

qys

n2: số vòng quay trong một phút của bánh bị dẫn n2 = 582 vg/ph

N: công suất của bộ truyền (kW) N = P1= 4.76 kW

q’: Hệ số phản ánh sự tăng khả năng tải tính theo sức bền tiếp xúc của bánh răng nghiêng so với bánh răng thẳng q’ = 1.15 ¸ 1.35 Chọn q’ = 1.15

Do đó:

58215.13.0

76.45.15

442

1005.1)15( '

1005.1)

1

2 6 3

2

2 6

i

A

A n

sLấy A = 135 mm

3.2.6 Vận tốc vòng của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng

Vận tốc vòng của bánh răng trụ:

6.9(m/s)1)

(5100060

29101352

)1(100060

21000

60

=+

d v

Với vận tốc này theo bảng 3 -11/46 [1] có thể chọn cấp chính xác cho bánh răng nghiêng là 8

Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ mm

i

A d

n

4515

13521

=

45

5.40

1075.12

K K

Theo bảng 3 -14/48 [1] tìm được hệ số tải trọng động Kd = 1.4 (giả sử

b

sin

5

Sơ bộ chọn góc nghiêng b = (8 ¸ 200) nên chọn b = 100 như thế cosb = 0.9848

Tổng số răng của hai bánh răng

1332

10cos1352m

2Acos Z

ZZ

n 2

1331)

1(m

=+

=

n t

Z i

2

2)11022(2

)(

´

´+

25.2sin

5.2

0 =

´

=

b

3.2.9 Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng

Số răng tương đương của bánh răng nhỏ 23

978.0

22cos2 2

110cos2 2

q’’ = 1.4 ¸ 1.6 : hệ số phản ánh tăng khả năng tải khi tính theo sức bền uốn của bánh răng nghiêng so với bánh răng thẳng Chọn q’’ = 1.5

Kiểm nghiệm ứng suất uốn

Bánh răng nhỏ:

2 2

6

1 1 2 1

6

5.15.402910222407.0

76.44525.1101.19''

101

N K

n u

su1 < [s]u1 = 143.3 N/mm2

Bánh răng lớn:

2 2

6

2 2 2 2

6

5.15.405821102517.0

76.44525.1101.19''

101

N K

n u

Hoặc có thể tính theo công thức

2

2

1 1

517.0

407.086

su2 < [s]u2 = 119.4 N/mm2

3.2.10 Kiểm nghiệm sức bền của răng khi chịu quá tải đột ngột trong thời gian ngắn

Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:

Đối với bánh răng bằng thép có độ rắn bề mặt HB £ 350 thì [s]txqt = 2.5[s]N0tx

Bánh răng nhỏ: [s]txqt1 = 2.5[s]N0tx1 = 2.5´520 = 1300 N/mm2

Bánh răng lớn: [s]txqt2 = 2.5[s]N0tx2 = 2.5´442 = 1105 N/mm2

Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:

Đối với bánh răng bằng thép có độ rắn trong lõi răng HB £ 350 thì [s]uqt = 0.8sch

Bánh răng nhỏ: [s]uqt1 = 0.8sch1 = 0.8´300 = 240 N/mm2

Bánh răng lớn: [s]uqt2 = 0.8sch2 = 0.8´260 = 208 N/mm2

Kiểm nghiệm sức bền tiếp xúc

[ ]txqt qt

tx txqt s K s

Với:

Chọn Kqt = 2.2: hệ số quá tải

n b

N K i

Ai n

tx

.'

)1(1005

2

3 6

5422.2582

5.4015.1

76.44525.1)15(5135

1005.1

'

)1(10

n b

N K i

n n

Ứng suất tiếp xúc quá tải nhỏ hơn trị số cho phép đối với bánh lớn và bánh nhỏ

Kiểm nghiệm sức bền uốn suqt = su´Kqt

Bánh nhỏ: suqt1 = su1´Kqt = 20.86 ´ 2.2= 45.892 N/mm2 < [s]uqt1

Bánh lớn: s = s ´K = 16.42 ´ 2.2 = 36.124 N/mm2 < [s]

3.2.11 Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

Chiều cao răng h = 2.25mn = 2.25´2 = 4.5

Chiều cao đầu răng hd = mn = 2 khi fc= 1

Độ hở hướng tâm c = 0.25mn = 0.25´2 = 0.5

Đường kính vòng chia

225'612cos

1102cos

45'612cos

222cos

0 2

2 2

0 1

1 1

Z m Z m d

n s

c

n s

c

Đường kính vòng lăn d1 = dc1 = 45; d2 = dc2 = 225

Đường kính vòng đỉnh răng De1 = dc1 + 2mn = 45 + 2´2 = 49

De2 = dc2 + 2mn = 225 + 2´2 = 229 Đường kính vòng chân răng Di1 = dc1 - 2mn – 2c = 45 - 2´2 - 2´0.5 = 40

45

76.41055.92

20694cos = ´ =

=

baLực dọc trục P a =P.tgb =694´tg1206'=149 N

3.3 TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN CẤP CHẬM (BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG THẲNG)

3.3.1 Chọn vật liệu làm bánh răng

Nhãn hiệu Thép

Đường kính phôi

mm

Giới hạn bền kéo

sbk

N/mm2

Giới hạn chảy

3.3.2 Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép

a Ứng suất tiếp xúc cho phép

0tx N N

N

N

k = : hệ số chu kì ứng suất tiếp xúc Nếu Ntd ³ N0 thì k N' =1

Số chu kì tương đương của bánh răng lớn:

i i i

M

M u

è

æ

= (bánh răng chịu tải trọng thay đổi) Trong đó:

u: số lần ăn khớp của một răng khi bánh răng quay một vòng

Mi, ni, Ti: mômen xoắn, số vòng quay trong một phút, và tổng số giờ bánh răng làm việc ở chế độ i

Mmax: Mômen xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng

Þ Ntd2 = (6´300´2´8) ´60´(145.5/4) ´(13´0.56 + 0.853´0.44) = 5.2´107

Ntd2 = 5.2´107

> N0 = 107Với N0 số chu kì cơ sở, tra bảng 3-9/43 [1]: ứng suất mỏi tiếp xúc cho phép [s]N0tx khi bánh răng làm việc lâu dài (N ³ N0), với độ cứng (200 ¸ 250)HB, khi đó [s]N0tx

= 2.6HB (N/mm2)

Vậy đương nhiên số chu kì làm việc tương đương của bánh nhỏ Ntd1 = Ntd2´ic

cũng lớn hơn số chu kì cơ sở N0 = 107 Do đó, hệ số chu kì ứng suất k N' =1

[s]tx2 = 2.6HB = 2.6´170 = 442 (N/mm2

) Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ:

[s]tx1 = 2.6HB = 2.6´200= 520 (N/mm2

)

Để tính sức bền ta dùng trị số nhỏ là [s]tx2 = 442 (N/mm2)

b Ứng suất uốn cho phép

Số chu kì tương đương

i i

m i

M

M u

N

N

k'' = 0Ứng suất uốn cho phép khi răng làm việc một mặt:

s s

ss

s

K n

k K

· Giới hạn mỏi uốn của thép 45 thường hóa: s-1 45 = 0.43´600 = 258 N/mm2

· Giới hạn mỏi uốn của thép 35 thường hóa: s-1 35 = 0.43´480 =206 N/mm2

n: hệ số an toàn Đối với bánh răng được chế tạo từ thép thường hóa hoặc tôi cải thiện thì n = 1.5

Ks: hệ số tập trung ứng suất chân răng Đối với bánh răng được chế tạo từ thép thường hóa hoặc tôi cải thiện thì Ks = 1.8

Do đó:

Ứng suất cho phép của bánh răng nhỏ là:

'' 1

8.15.1

12585.1)

6.14.1(

K n

8.15.1

12065.1)

6.14.1(

K n

k N

u

3.3.5 Khoảng cách trục

1)1

2

2 6

n

K i

i A

A c

tx c

³

ys

n2: số vòng quay trong một phút của bánh bị dẫn n2 = 145.5 vg/ph

N: công suất của bộ truyền (kW) N = P2 = 4.5 kW

Do đó:

5.1453.0

5.45.14

442

1005.1)14( 10

05.1)

1

2 6 3

2

2 6

i

A

A c

(4100060

5820022)1(100060

21000

d v

Với vận tốc này theo bảng 3 -11/46 [1] có thể chọn cấp chính xác cho bánh răng thẳng

20021

=

K K

Theo bảng 3-13/48 [1] tìm được hệ số tải trọng động Kd = 1.45

2002)1(m

3.3.9 Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng

Số răng tương đương của bánh răng nhỏ Z td1 = Z1=32 răng

Số răng tương đương của bánh răng lớn Z td2 = Z2 =128răng

6

2 1 2 1

6

60582325.2456.0

5.4479.1101.1910

1.19

N K

6

2 2 2 2

6

605.1451285.2517.0

5.4479.1101.1910

1.19

N K

517.0

456.0

su2 < [s]u2 = 114.4 N/mm2

3.3.10 Kiểm nghiệm sức bền của răng khi chịu quá tải đột ngột trong thời gian ngắn

Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:

Đối với bánh răng bằng thép có độ rắn bề mặt HB £ 350 thì [s]txqt = 2.5[s]N0tx

Bánh răng nhỏ: [s]txqt1 = 2.5[s]N0tx1 = 2.5´520 = 1300 N/mm2

Bánh răng lớn: [s]txqt2 = 2.5[s]N0tx2 = 2.5´442 = 1105 N/mm2

Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:

Đối với bánh răng bằng thép có độ rắn trong lõi răng HB £ 350 thì [s]uqt = 0.8sch

Bánh răng nhỏ: [s]uqt1 = 0.8sch1 = 0.8´300 = 240 N/mm2

Bánh răng lớn: [s]uqt2 = 0.8sch2 = 0.8´240 = 192 N/mm2

Kiểm nghiệm sức bền tiếp xúc

[ ]txqt qt

tx txqt s K s

)1(1005.1

n b

N K i

2

3 6

6012.25

.14560

5.4479.1)14(4200

1005.1

)1(1005

1

mm

N K

n b

N K i

Ứng suất tiếp xúc quá tải nhỏ hơn trị số cho phép đối với bánh lớn và bánh nhỏ

Kiểm nghiệm sức bền uốn suqt = su´Kqt

Chiều cao răng h = 2.25m = 2.25´2.5 = 5.625

Chiều cao đầu răng hd = m = 2.5 khi fc= 1

Độ hở hướng tâm c = 0.25m = 0.25´2.5 = 0.625

Đường kính vòng chia

3201285.2

80325.2

2 2

1 1

Z m d

c c

Đường kính vòng lăn d1 = dc1 = 80; d2 = dc2 = 320

Đường kính vòng đỉnh răng De1 = dc1 + 2m = 80 + 2´2.5 = 85

De2 = dc2 + 2m = 320 + 2´2.5 = 325

- 2m – 2c = 80 - 2´2.5 - 2´0.625 = 73.75

5.41055.92

3.4 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN

Trục là chi tiết dùng để đỡ các chi tiết máy quay hoặc truyền chuyển động và mômen từ các chi tiết lắp trên nó đến các chi tiết khác hoặc làm cả hai nhiệm vụ trên

3.4.1 Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép 45 có sb = 600 N/mm2 = 600 Mpa

Ứng suất xoắn cho phép [t] = 15 ¸ 30 Mpa Lấy giá trị nhỏ đối với trục vào và lấy giá trị lớn đối với trục ra Chọn [t1] = 15 Mpa, [t2] = 20 Mpa, [t3] = 30 Mpa

3.4.2 Xác định sơ bộ đường kính trục: đường kính trục thứ k với k = 1, 2, 3

[ ]

3

2

0 t

k k

Nmm 56.912555

Nmm 82.295360

Nmm 53.78106

3 2 1

[t]: Ứng suất xoắn cho phép (Mpa)

53.781062

.0

3 3

82.2953602

.0

3 3

56.9125552

.0

3 3

k: số thứ tự của trục trong hộp giảm tốc

i: số thứ tự của tiết diện trục trên đó lắp các chi tiết có tham gia truyền tải trọng

i = 0 và 1: các tiết diện trục lắp ổ