ĐỒ ÁN THIẾT KẾ - ME2135 ĐẠI HỌC QUỐC GIA THÀNH PHỐ HỒ CHÍ MINH TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA KHOA CƠ KHÍ BỘ MÔN THIẾT KẾ MÁY ĐỒ ÁN THIẾT KẾ - ME2135 ĐỀ TÀI 07: THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI Phương án số: 19
XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN
η 1 =0 , 96: hiệu suất bộ truyền xích.
η 2 = 0 , 97 : hiệu suất bánh răng trục.
η 3 =1 : hiệu suất nối trục đàn hồi
η 4 = 0,995 : hiệu suất cặp ổ lăn (4 cặp).
Vậy hệ số truyền động của hệ thống là: η=0,8898
1.2 Công suất động cơ cần thiết
Theo công thức 2.8 – trang 19 [1], ta tính được công suất cần thiết của động cơ:
1.3 Xác định số vòng quay sơ bộ u ht =u x u hgt =2.8
1.3.1 Số vòng quay sơ bộ n ct =¿ 35 vòng/phút n sb =u ht n ct 35V0 vòng phút
1.3.2 Chọn động cơ điện Động cơ điện có thông số phải thoả mãn:
{ n đc P ≈ n đc ≥ P sb = ct 560 =6 ( vòng ,58 ( kW / phút ) )
Tra các bảng phụ lục P1.3 trang 237 tài liệu [1], ta chọn được động cơ phù hợp với tiêu chí thực tế như sau:
Vận tốc quay, v/p (60Hz) η % cos φ T max
Phân phối tỉ số truyền
Trong đó: n dc là số vòng quay của động cơ đã chọn. n ct là số vòng quay của trục máy công tác.
Tỉ số truyền xích : u x = u t u hgt = 41 , 57
2.2 Phân phối tỉ số truyền
Tra bảng 3.1 [1] ứng với HGT phân đôi cấp nhanh thỏa mãn đồng thời cả 3 chỉ tiêu: khối lượng nhỏ nhất, moment quán tính thu gọn nhỏ nhất và thể tích bánh lớn nhúng trong dầu thấp nhất, với u hgt =8
u 1 =u n =3 , 08 : tỷ số truyền cấp nhanh.
u 2 = u ch = 2 ,6: tỷ số truyền cấp chậm
Bảng 1.3 Tỉ số truyền các phần tử
Tỷ số truyền cấp nhanh 3,08
Tỷ số truyền cấp chậm 2,6
Kiểm tra sai số cho phép về tỉ số truyền: u t = u x u n u ch = 5 ,2.3 , 08.2, 6 = 41,6416
→ Thỏa điều kiện về sai số cho phép.
2.3 Tính toán thông số kỹ thuật trên các trục
2.3.1 Công suất trên các trục
2.3.2 Số vòng quay trên các trục n I =n đc 55( vòng / phút ) n II = n I u n = 1455
3 , 08 = 472 , 4 ( vòng / phút ) n III = n II u ch = 472 , 4
2.3.3 Momen xoắn trên các trục
CHƯƠNG 2: TÍNH TOÁN VÀ THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN.
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH
Số vòng quay: n III = n 1 = 181 , 68 vg / ph
Quay 1 chiều, tải va đập nhẹ.
Thông số Động cơ I II III Công tác
Số vòng quay, vg/ph 1455 1455 472 , 4 181 , 68 34,94
Do điều kiện làm việc chịu va đập nhẹ và hiệu suất của bộ truyền xích yêu cẩu cao nên chọn loại xích ống con lăn.
I.3 Xác định các thông số bộ truyền.
I.3.1 Chọn số răng đĩa xích.
Bước xích p được tra bảng 5.5 [1] với điều kiện P t ≤ [ P ], trong đó:
Chọn bộ truyền xích thí nghiệm là bộ truyền xích tiêu chuẩn, có số răng và vận tốc vòng đĩa xích nhỏ nhất là:
Do vậy ta tính được:
181 ,68 = 2 ,2－ Hệ số vòng quay. k = k 0 k a k đc k bt k đ k c
(2.4) Trong đó: Tra bảng 5.6 [1] ta được:
k 0 = 1－ Hệ số ảnh hưởng của vị trí bộ truyền.
k a =1 － Hệ số ảnh hưởng của khoảng cách trục và chiều dài xích (Chọn a=(30 ÷ 50 ) p ).
k đc = 1－ Hệ số ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích.
k bt =1 ,3 － Hệ số ảnh hưởng của việc bôi trơn (Bộ truyền ngoài làm việc trong môi trường có bụi, chất lỏng bôi trơn đạt yêu cầu).
k đ = 1 , 2－ Hệ số tải trọng động (Đặc tính va đập nhẹ).
k c =1 － Hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền (Số ca làm việc trong ngày là 1).
Công suất cần truyền P III =6 , 6 kW
Tra bảng 5.5 [1] với điều kiện { P t n , 01 12( = 400 kW ) ≤ [ P ] ta được:
Công suất cho phép: [ P ]= 32 ( kW )
I.3.3 Xác định khoảng cách trục và số mắc xích.
4 π 2 1270 6 , 47 Chọn số mắc xích là chẵn: x 7
Tính chính xác khoảng cách trục a theo công thức 5.13 [1]. a ¿ = p
4 [ 147− (20 +104 2 ) + √ ( 147− 20+ 2 104 ) 2 −2 ( 104 π −20 ) 2 ] ¿ 1278 ,9 ( mm ) Để xích không chịu lực căng quá lớn, khoảng cách trục a tính được cần giảm bớt một lượng:
Do đó: a = a ¿ − ∆ a = 1278 , 9 − 3 ,83 = 1275 ( mm ) Tra bảng 5.9 [1] với loại xích ống con lăn, bước xích p1 , 75 ( mm )
→ Số lần va đập cho phép của xích: [i ]%( mm )
Số lần va đập i của bản lề xích trong 1 giây là: i= Z 1 n 1
15.147 =1 ,65 ( mm )≤ [i ]% ( mm ) (2.8) I.3.4 Kiểm nghiệm xích về độ bền. s= Q k đ F t + F 0 + F v ≥ [ s ]
Q － Tải trọng phá hỏng: Tra bảng 5.2 [1] với p = 31 , 75 ( mm ) ta được:
k đ = 1 ,2－ Hệ số tải trọng động (Đặc tính va đập nhẹ).
F v － Lực căng do lực ly tâm sinh ra:
F 0 － Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra:
(2.13) ¿ 9 , 81.6 3 ,8.1275.10 −3 (5,176( N ) Với k f =6 － Hệ số phụ thuộc độ võng của xích (Bộ truyền nằm ngang).
[ s ] , 2－ Hệ số an toàn cho phép: Tra bảng 5.10 [1].
1 , 2.3437 ,5+285,176+14 ≥ [ s ] I.3.5 Xác định thông số của đĩa xích. Đường kính vòng chia:
{ d d 2 = 1 = sin sin ( p ( Z p π Z 2 π ) 1 = ) = sin sin 31 31 ( ( , 104 , 75 20 π 75 π ) ) 2 = 1051 , 96 , 22 ( mm ( mm ) ) (2.14) Đường kính đỉnh răng:
{ d d a 2 a = 1 = p p [ 0 [ 0 ,5 ,5 + + cot cot ( ( Z π Z 2 π ) 1 ] ) = ] = 31 31 ,75 ,75 [ 0 [ 0 ,5 ,5 + + cot cot ( ( 104 20 π π ) ) ] ] = = 216 1066 ,34 , 61 ( mm ( mm ) ) (2.15)
' tra theo bảng 5.2 [1] ta được: d 1
→ r=0,5025.19 , 05+ 0 , 05=9 , 62( mm ) Đường kính chân răng:
Kiểm nghiệm răng đĩa xích về độ bền tiếp xúc: σ H 1 = 0 , 47 √ k r ( F t K đ + F vđ ) A k E đ (2.18)
K đ = 1 ,2－ Hệ số tải trọng động (Đặc tính va đập nhẹ).
A &2( mm 2 )－ Diện tích chiếu của bản lề: Tra bảng 5.12 [1].
k r =0 , 48－ Hệ số ảnh hưởng của số răng đĩa xích: Tra bảng trang 87 tài liệu
k đ =1－ Hệ số phân bố tải trọng không đều giữa các dãy.
F vđ － Lực va đập trên m dãy xích:
(2.20) Với E 1 = E 2 =2 ,1.10 5 MPa : Cả hai đĩa xích đều làm bằng thép.
Do vậy: σ H 1 =0 , 47 √ k r ( F t K đ + F vđ ) A k E đ ¿ 0 , 47 √ 0 , 48.( 3437 ,5.1 ,2+ 7 , 56) 2 262.1 ,1.10 5 ¿ 592 , 63( MPa )Tra bảng 5.11 [1] ta chọn vật liệu làm đĩa xích là thép 45, với các đặc tính tôi cải thiện, có [ σ H ] = 600 ≥ σ H = 592 , 63 ( MPa )
I.3.6 Xác định lực tác dụng lên trục.
k x = 1 ,15 vì β ≤ 40 o － Hệ số kể đến trọng lượng của xích.
I.4 Tổng hợp các thông số của bộ truyền xích.
Số vòng quay: n III = n 1 = 181 , 68 vg / ph
Quay 1 chiều, tải va đập nhẹ.
Bảng 2.1 Thông số bộ truyền xích
Thông số Ký hiệu Giá trị
Loại xích －－－－ Xích ống con lăn
Bảng 2.2 Thông số bộ truyền xích (tiếp theo)
Thông số Ký hiệu Giá trị
Số răng đĩa xích nhỏ Z1 20
Số răng đĩa xích lớn Z2 104
Vật liệu đĩa xích Thép 45 [ σ H ] `0 Đường kính vòng chia đĩa xích nhỏ d1 202 , 96 ( mm ) Đường kính vòng chia đĩa xích lớn d2 1051 ,22 ( mm ) Đường kính vòng đỉnh đĩa xích nhỏ da1 216 , 34 ( mm ) Đường kính vòng đỉnh đĩa xích lớn da2 1066 , 61( mm )
Bán kính đáy r (mm) Đường kính chân răng đĩa xích nhỏ df1 183 ,72 ( mm ) Đường kính chân răng đĩa xích lớn df2 1031 ,98 ( mm )
Lực tác dụng lên trục Fr 3953,125( N )
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC HAI CẤP ĐỒNG TRỤC19 I.5 Thông số đầu vào
Tính toán truyền động bánh răng nghiêng (cấp nhanh)
Đối với công suất trung bình, không lớn và không có yêu cầu đặc biệt về độ bền, ta chọn vật liệu chế tạo bánh răng thuộc nhóm I (HB ≤ 350), được tra trong bảng 6.1 – trang 92 [1] Cụ thể, sự lựa chọn này dựa trên bảng tham chiếu, đảm bảo vật liệu có độ cứng phù hợp và khả năng gia công, đáp ứng yêu cầu làm việc ở mức công suất trung bình.
+ Bánh dẫn: thép 45X tôi cải thiện đạt độ rắn HB trong khoảng ( 230 … 280 ), ta chọn HB(0 , có σ b 1 = 850 MPa , σ ch1 = 650 MPa
+ Bánh bị dẫn: thép 45X tôi cải thiện đạt độ rắn HB trong khoảng ( 163 …269 ), ta chọn HB&0 , có σ b 2 u0 MPa , σ ch2 P0 MPa
I.6.2 Xác định ứng suất cho phép.
Theo bảng 6.2 - trang 94[1], với thép 45X tôi cải thiện độ rắn HB 180…350: σ H lim ¿ 0 =2 HB+70; S
F =1,75 ¿ ¿. Chọn độ rắn bánh dẫn H B 1 = 280; độ rắn bánh lớn H B 2 = 260, khi đó: σ H 0 lim 1 = 2 HB + 70 = 2 × 280 + 70 = 630 MPa ; σ F 0 lim 1 = 1 ,8 HB = 1 , 8 × 280 = 504 MPa σ H 0 lim 2 =2 HB + 70=2 × 260+ 70Y0 MPa ; σ F 0 lim 2 =1 , 8 HB =1 , 8 × 260F8 MPa
Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc khi dùng công thức 6.5 - trang 93[1]:
Ta có được số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc N FO = 4 × 10 6 đối với mọi loại thép theo trang 93[1].
Trường hợp bộ truyền làm việc với tải trọng thay đổi nhiều bậc, ta tính N HE và N FE :
Trong công thức (2.25), các tham số được định nghĩa như sau: c và n lần lượt là số lần ăn khớp trong một vòng quay và số vòng quay trong một phút m_F là bậc của đường cong mỏi khi thử nghiệm tiếp xúc và uốn; ta chọn m_F = 6 khi độ rắn mặt răng HB ≤ 350.
T i , n i ,t i lần lượt là mômen xoắn, số vòng quay và tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét Khi đó, thay số ta tính được:
N HE 1 ` c ∑ ( T T max i ) 3 n i t i ` × c × [ ( T T max 1 ) 3 × n 1 ×t 1 + ( T T max 2 ) 3 × n 1 ×t 2 ] ¿ 60 × 1 × 10848 × 1455 × [ ( T T ) 3 × 10+ 10 17 + ( 0 ,6 T T ) 3 × 10+ 17 17 ] ¿ 48 × 10 7 ( chu kì )
N HE 2 = 60 c ∑ ( T T max i ) 3 n i t i = 60 × c × [ ( T T max 1 ) 3 × n 2 ×t 1 + ( T T max 2 ) 3 × n 2 ×t 2 ] ¿ 60 × 1 × 10848 × 472 , 4 × [ ( T T ) 3 × 10 10 + 17 + ( 0 ,6 T T ) 3 × 10 17 + 17 ] ¿ 15 × 10 7 ( chu kì )
N FE 1 ` × c × ∑ ( T T max i ) m F × n i ×t i ¿ 60 × c × [ ( T T max 1 ) m F × n 1 ×t 1 + ( T T max 2 ) m F × n 1 ×t 2 + ( T T max 3 ) m F × n 1 ×t 3 ] ¿ 60 × 1 × 10848 × 1455 × [ ( T T ) 6 × 10 10 +17 + ( 0 ,6 T T ) 6 × 10+ 17 17 ] ¿ 37 × 10 7 (chu kì )
N FE 2 = 60 × c × ∑ ( T T max i ) m F × n i ×t i ¿ 60 × c × [ ( T T max 1 ) m F × n 2 ×t 1 + ( T T max 2 ) m F × n 2 ×t 2 ] ¿ 60 × 1 × 10848 × 472 , 4 × [ ( T T ) 6 × 10 10 +17 + ( 0 ,6 T T ) 6 × 10 17 +17 ] ¿ 12 × 10 7 ( chu kì)
Ta có N HE 1 > N HO 1 ; N HE 2 > N HO 2 ; N FE 1 > N FO 1 ; N FE 2 > N FO 2 nên chọn N HE =N HO để tính toán, do đó K HL 1 = K HL 2 = K FL 1 = K FL 2 = 1. Ứng suất tiếp xúc cho phép:
Theo công thức 6.12 – trang 95[1], ta xác định được ứng suất tiếp xúc cho phép:
⟺ 554 , 5 5 MPa ≤ 670 , 45 MPa ( thỏa) Ứng suất uốn cho phép: σ F 1 = σ o Flim 1 × K FC × K FL 1
Đối với bánh răng, ứng suất tiếp xúc quá tải cho phép được xác định với trị số 75 &7, 43 MPa, trong đó KFC = 1 là hệ số xét đến ảnh hưởng của tải đặt một phía Để đánh giá và xử lý quá tải, tôi thường hoá hoặc điều chỉnh các tham số theo công thức 6.13 – trang 95 [1].
[ σ H ] max =2 ,8 σ ch =2 , 8 × 65020 ( MPa) (2.29) Ứng suất uốn cho phép khi quá tải theo công thức 6.14 – trang 96[1]:
[ σ F2 ] max = 0 ,8 σ ch 2 = 0 , 8 × 500 = 400 ( MPa ) } khi HB ≤ 350 (2.30)
I.6.3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục.
Theo công thức 6.15a – trang 96[1], ta có được: a w = K a ( u 12 +1)√ 3 ψ ba T × II [ σ × K H ] 2 Hβ ×u 12 (2.31) ¿ 43 × ( 2 , 6 + 1 ) √ 3 0 138479 ,2 × 554 ,04 ,54 × 2 1 × , 2 05 , 6 = 149 ,97 mm
Trong đó: Đối với bánh răng nghiêng, theo bảng 6.5[1], ta chọn K a = 43.
Theo bảng 6.6[1], ta chọn ψ ba =0 ,3 ÷ 0 ,5
Theo tiêu chuẩn, chọn cho từng cặp bánh răng nghiêng: ψ ba = 0 , 4
Với răng chữ V, ta chọn: ψ bd = 0 ,53 ψ ba ( u 12 + 1 )
Do đó theo bảng 6.7[1] ta chọn K Hβ =1 , 05 đối với sơ đồ tải số 3.
I.6.4 Xác định các thông số ăn khớp.
Theo bảng 6.8[1], ta chọn tiêu chuẩn m n = 2 , 5 Đối với bánh răng nghiêng trong hộp giảm tốc đồng trục, góc nghiêng β ≤ 10 0 : z 1 = a w 2 cos β m n ( u 2 + 1 )
Chọn số răng bánh dẫn: z 1 5 răng
Số răng bánh bị dẫn: z 2 =u 12 × z 1
Góc nghiêng răng: β =arc cos ( 2× a m n z t w )
I.6.5 Xác định kích thước bộ truyền. Đường kính vòng chia bánh dẫn và bị dẫn: d 1 = m z 1 cosβ = 2 , 5 × 35 cos 10 0 8 ' = 88 ,89 mm
(2.37) d 2 = m z 2 cosβ = 2 , 5 × 91 cos 10 0 8 ' #1,105 mm Đường kính vòng lăn bánh dẫn và bánh bị dẫn: d w 1 = d 1 = 88 ,89 mm
(2.38) d w 2 = d 2 = 231,105 mm Đường kính vòng đỉnh bánh dẫn và bị dẫn: d a1 = d 1 + 2 m n = 88 ,89 + 2 × 2 ,5 = 93 ,89 mm (2.39) d a2 = d 2 + 2 m n = 231,105 + 2 × 2 , 5 = 236,105 mm Đường kính vòng đáy bánh dẫn và bị dẫn: d f 1 = d 1 −2 , 5 m n , 89−2 , 5 × 2 , 5 , 64 mm (2.40) d f 2 =d 2 −2 ,5 m n #1,105−2 ,5 × 2 , 5"4,855 mm
Bánh bị dẫn b w 2 = a w ×Ψ ba = 160 × 0 , 2 = 32 mm
(2.42) I.6.6 Chọn cấp chính xác cho bộ truyền.
Vận tốc vòng của bánh răng: v = π d w 1 n 1
Tra bảng 6.13[1] với bánh răng nghiêng với v ≤ 10 m / s , ta chọn cấp chính xác là cấp 8. I.6.7 Xác định các lực tác dụng lên bộ truyền.
I.6.8 Hệ số tải trọng động.
Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp
Trong phân tích ảnh hưởng của sai số gia công, δH = 0,002 là hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp (tra bảng 6.15 [1]) Đồng thời, hệ số g0 = 56 thể hiện ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và 2 (tra bảng 6.16).
K Hα =1 , 13- hệ số phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp, đối với bánh răng nghiêng.
Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn:
Với δF = 0,006, hệ số này xét đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp (tra bảng 6.15 [1]) Hệ số g o V xét đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh dẫn và bị dẫn (tra bảng 6.16 [1]).
Trong thiết kế bộ truyền, hệ số phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp được ký hiệu K Fα và có giá trị 1,37, cho thấy sự phân bố tải giữa các răng không đồng nhất I.6.9 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc yêu cầu ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiện sau: σ_H = Z_M × Z_H × Z_ε d_w 1 √2 × T_1 × K_bw × u_H × 12 (u_12 + 1) ≤ [σ_H] (2.51).
Z M '4 MPa - hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp, trị số của Z M tra t rong bảng 6.5[1].
Z H =¿ - hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
Z H = √ sin 2 2 cos α β tw b = √ sin 2× 2 cos 8 20 0 31 0 17 ' ' =1 ,7 (2.52)
Với β b – góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở. β b = arctan [ cos ( α tw ) ×tanβ ]
Với bánh răng nghiêng không dịch chỉnh α w = α tw = arctan ( tanα cosβ )
Z ε : hệ số kể đến trùng khớp của răng, xác định như sau:
Hệ số trùng khớp dọc: ε β = b w × sin β π × m n = 32 × sin 10 0 8 ' π × 2 ,5 = 0 ,72
Hệ số trùng khớp ngang: ε α = [ 1 ,88 − 3 , 2 ( Z 1 1 + Z 1 2 ) ] × cos β
K H – hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc:
Với K Hβ – là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, tra trong bảng 6.7[1].
Sau đó ta thế lên điều kiện ứng suất tiếp xúc: σ H = Z M × Z H × Z ε d w 1 √ 2 ×T 1 ' × K b w ×u H × 12 ( u 12 (2.59) + 1 ) ¿ 274 × 1 ,7 × 0 , 76
88 ,89 √ 2 × 138479 , 04 32 × × 1 2 , ,6 245 × ( 2 ,6 +1) ¿ 486 , 45 MPa Ứng suất tiếp xúc cho phép:
Z R = 0 ,95- hệ số ảnh hưởng của độ nhám bề mặt.
Z V =0 , 85 v 0,1 =0 , 85 × 6,771 0 ,1 =1 , 08 : hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng do
K xH =1 : hệ số xét đến ảnh hưởng điều kiện bôi trơn với d a ≤ 700 mm
Vậy σ H ≤ [ σ H ] điều kiện bền tiếp xúc được thỏa mãn.
I.6.10 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn. Ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép: σ F 1 = 2 T 1 ' K F Y ε Y β Y F1 b w d w 1 m n
T 1 ' 8479 , 04 Nmm là momen trên trục bánh răng chủ động. m n = 2 , 5 là mođun pháp trung bình. b w = 32 mm là chiều rộng vành răng. d w 1 , 89 mm là đường kính vòng lăn bánh chủ động.
1 , 73 =0 ,58 là hệ số kể đến sự trùng khớp răng.
160 =0 , 94là hệ số kể đến độ nghiêng của răng.
Y F 1 ,Y F2 là hệ số dạng răng của bánh 1 và bánh 2, phụ thuộc vào số răng tương đương và hệ số dịch chỉnh, tra trong bảng 6.18. z v 1 = z 1 cos 3 β = 35 cos 3 10 0 8 ' 6 ,69 răng
Tra bảng 6.18[1], ta có được Y F1 = 3 , 65 , Y F 2 = 3 , 6.
Với K Fβ =1 ,11 là 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].
K Fv = 1 ,12 đã tính ở trên. Ứng suất uốn cho phép
Y R =1 là hệ số xét đến ảnh hưởng độ nhám mặt lượn chân răng.
Y S =1 , 08−0,0695 ln( m n ) =1 ,0 16 là hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất.
K xF =1 là hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn khi d a ≤ 400 mm
Vậy { σ σ F F 1 2 ≤ ≤ [ [ σ σ F F 1 2 ] ] thì điều kiện uốn thỏa mãn.
I.6.11 Kiểm nghiệm răng về quá tải.
Với hệ số quả tải: K qt = T max
T = 2 Ứng suất tiếp xúc quá tải: σ Hmax =σ H × √ K qt ≤ [ σ H ] max
⟺ 340 ,14 × √ 2= 481 ,03 MPa ≤ 1820 MPa Ứng suất uốn quá tải: σ F 1max = σ F 1 × K qt ≤ [ σ F 1 ] max
⟺ 60 , 79 × 21 , 58 MPa ≤ 520 MPa σ F 2 max = σ F 2 × K qt ≤ [ σ F 2 ] max
I.6.12 Bảng thông số và kích thước bộ truyền.
Vậy sau khi tính toán ta có được các thông số của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng trong bảng 2.3.
Bảng 2.3 Thông số bộ truyền bánh răng nghiêng
Thông số Bánh dẫn Bánh bị dẫn
Vật liệu 45X tôi cải thiện Độ cứng 280 260
Hệ số chiều rộng vành răng 0,2
Số răng 35 91 Đường kính vòng chia 88,89 231,105 Đường kính vòng đỉnh 93 , 89 236,105 Đường kính vòng đáy 82 ,64 224,855
Kiểm tra điều kiện bôi trơn
Vì hộp giảm tốc phân đôi cấp nhanh là bộ truyền kín nên dùng bể chứa dầu. Điều kiện bôi trơn:
Mức dầu thấp nhất ngập ( 0 ,75 ÷ 2) chiều cao răng h 2 ( h 2 = 2 , 5 × m = 2 , 5 × 2 = 5 mm ) c ủa bánh răng bị dẫn cấp nhanh (nhưng ít nhất 10 mm ).
Khoảng cách giữa mức dầu thấp nhất và cao nhất h max −h min 15 mm
Mức dầu cao nhất không được ngập quá 1/3 bán kính bánh răng bị dẫn cấp chậm
Tổng hợp ba điều kiện trên thì đảm bảo điều kiện bôi trơn phải thỏa mãn bất đẳng thức sau với h 2 =5,625mm chọn d dc Umm
Chọn đường kính đầu trục hộp giảm tốc d v =(0,8…1,2) d dc =(0,8…1,2).55=(44…66) => chọn d v emm
4.4 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực
Dựa vào bảng 10.3 tài liệu(I), ta được trị số các khoảng cách k 1, k 2 , k 3 và h n
Chọn k 1= 15 : Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay.
Chọn k 2= 10 : Khoảng cách từ mặt mút của ổ đến thành trong của hộp ( lấy giá trị nhỏ khi bôi trơn ổ bằng dầu trong hộp giảm tốc )
Chọn k 3= 15: Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ
Chọn h n = 17:Chiều cao nắp ổ và đầu bulong
Chiều rộng ổ lăn: b01 = 14 mm b02 = 21 mm b03 = 31 mm
Chiều dài Mayơ bánh đai trục I: l m12 =(1,2…1,5) d 1 =¿1,4.30=¿42 mm l 12 =0,5( l m12 + ¿ b01)+ k 3+ h n =0,5.(42+14)+15+17`mm
Chiều dài Mayơ bánh răng trục I
Do chiều rộng bánh răng b w 1= 33mm nên ta chọn b w 1 =l m133mm l 13 =0,5( l m13 + ¿ b01)+ k 1+ k 2=0,5(33+14)+15+10H,5mm l 11 =2 l 13 =2.48,5mm
Do chiều rộng bánh răng b w 4= 90mm nên ta chọn b w 4 = l m32 mm l 32 =0,5( l m32 +¿ b03)+ k 1+ k 2=0,5.(90+31)+15+10,5mm l 31 =2 l 321mm chiều dài Mayơ của nối trục đàn hồi: l m33 =(1,4…2,5) d 3=1,4.1000mm l c33 =0,5( l m33 + ¿ b03)+ k 3+ h n =0,5(140+31)+15+177,5mm l 33=¿l 31 ¿ + l c33 1+ 117 ,5(8 , 5 mm
Do chiều rộng bánh răng b w 1= 33mm nên ta chọn b w 2 =l m223mm
Do chiều rộng bánh răng b w 4= 90mm nên ta chọn b w 3 =l m22mm l 22 =0,5( l m22 +¿ b02)+ k 1+ k 2=0,5(33+21)+15+10Rmm l 23 = l 11 + l 32 + k 1+ b02+85,5+15+21!8,5 mm l 21 = l 23+ l 32!8,5+85,5 = 304 mm
4.4.4 Phân tích lực lên bộ truyền
Lực vòng F t = F t 1= F t 2= 2T d 1 w 1= 2 4661 88 ,89 ,37 4,879 N Lực vòng F a 1= F a2= F t 1 tanβ ,745 N
Lực hướng tâm F r = F r 1 = F r 2 = F t 1 tan ∝ tw / cosβ 4,879. Tan20,283/cos10,139,375N
Lực vòng F t = F t 1= F t 2= 2T d 2 w 2= 2.138479 231,105 , 04 98,408 N Lực vòng F a 1= F a2= F t 1 tanβ !4,188 N
Lực hướng tâm F r = F r1 = F r 2 = F t 1 tan ∝ tw / cosβ
Lực tác dụng của xích lên trục F x = 556 , 81 N
