Đồ án Thiết kế hộp giảm tốc hai cấp khai triển bánh răng trụ răng nghiêng công suất 25kW

Đô án thiết kế máy Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triểnSVTH: Trần Công Đua Trang 1CHƯƠNG 1CÁC PHƯƠNG ÁN THIẾT KẾ1.1. Phương án 1: Hộp giảm tốc khai triển sử dụng bộ truyền ngoài là bộ truyền xích:Hình 1.1 Sơ đồ bố trí hộp giảm tốc khai triển sử dụng bộ truyền truyền xích Ưu điểm:Kết cấu đơn giản.Khuôn khổ kích thước nhỏ gọn hơn truyền động đai cùng công suất. Không có hiện tượng trượt, tỉ số truyền trung bình ổn định. Hiệu suất cao, có thể đạt 98% nếu được chăm sóc tốt và sử dụng hết khả năng tải. Lực tác dụng lên trục và ổ nhỏ. Nhược điểm:Nhanh mòn bản lề, nhất là bôi trơn không tốt và làm việc ở nơi nhiều bụi. Có tiếng ồn khi làm việc do va đập khi vào khớp nên hạn chế sử dụng ở bộ truyền tốc độ cao. Cần bôi trơn và căng xích.1.2. Phương án 2: Hộp giảm tốc sử dụng bộ truyền ngoài là bộ truyền đai:Đô án thiết kế máy Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triểnSVTH: Trần Công Đua Trang 2Hình 1.2. Sơ đồ bố trí hộp giảm tốc bộ truyền ngoài là bộ truyền đai Ưu điểm:Truyền được khoảng cách giữa các trục xa nhau. Làm việc êm, không gây ồn nhờ vào độ dẻo của đai nên có thể truyền động với vận tốc lớn, tránh được các dao động sinh ra do tải trọng thay đổi. Đề phòng được sự quá tải nhờ sự trượt của đai. Kết cấu và vận hành đơn giản. Nhược điểm :Tải trọng phân bố không đều trên trục. Kích thước bộ truyền lớn, tỉ số truyền khi làm việc dễ bị thay đối, tải trọng tác dụng lên trục và ổ lớn. Tuổi thọ thấp. Dựa vào ưu và nhược điểm của 2 phương án thiết kế trên, chọn phương án thiết kế 2: Hộp giảm tốc hai cấp khai triển sử dụng bộ truyền ngoài là bộ truyền đai.Đô án thiết kế máy Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triểnSVTH: Trần Công Đua Trang 3CHƯƠNG 2CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN2.1. Chọn động cơ điện:2.1.1. Chọn loại động cơ: Sử dụng động cơ không đồng bộ ba pha vì phù hợp với lưới điện công nghiệp, giáthành rẻ, được sử dụng rộng rãi trên thị trường và phù hợp với hệ dẫn động băng tải.2.1.2. Chọn động cơ: Công suất động cơ:Pct = 25 kW Số vòng quay của động cơ:n = 2500 vòngphút Theo bảng P1.3 phụ lục (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Trịnh Chất – LêVăn Uyển) chọn động cơ 4A180M2Y3 có Pđc = 30kW, nđc = 2943 vgph , ȵđc = 90,5,m=93kg.2.2. Phân phối tỉ số truyền:2.2.1. Xác định tỉ số truyền ut của hệ thống dẫn động: Ta có:19,621502943nnugtđct   2.2.2. Phân tỉ số truyền của hệ dẫn động cho các bộ truyền:ut = ung . uh = ung . u1. u2 Trong đó :ung là tỉ số truyền của bộ truyền đaiuh là tỉ số truyền hộp giảm tốcu1 là tỉ số truyền của bộ truyền cấp nhanhu2 là tỉ số truyền của bộ truyền cấp chậm Chọn sơ bộ ung = 3,15 Do đó tính được:Đô án thiết kế máy Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triểnSVTH: Trần Công Đua Trang 46,233,1519,62uuungth   Chọn u1 = 2,73 ; u2 = 2,20 Tính lại giá trị của ung theo ui của hộp giảm tốc:3,272,73.2.2019,62u .uuu1 2tng  2.2.3. Xác định công suất, Mômen và số vòng quay trên các trục: Công suất trên các trục:P P .n .n 22,34.0,99.1 22,12 kWII ol kIII   P P .n .n 23,75.0,99.0,95 22,34 kWII I ol br  P P .n 25.0.95 23,75 kWI đc đ   Số vòng quay trên các trục:900 vgph3,272943unnđI đc  330 vgph2,73900unn1III   150 vgph2,2330unn2IIIII    Mômen xoắn trên các trục:81125 (Nmm)2943259,55.106.n6 P T 9,55.10đcđcđc   252014 Nmm)9009,55.106.nPT 9,55.106. (23,75III   646506 (Nmm)33022,349,55.106.nPT 9,55.106.IIIIII   140830 Nmm)1509,55.106.nPT 9,55.106. 7 (22,12IIIIIIIII   Đô án thiết kế máy Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triểnSVTH: Trần Công Đua Trang 5TrụcThông sốĐộng cơIIIIIITỉ số truyềnung=3,27u1=2,73u2=2,20Công suất (kW)2523,7522,3422,12Số vòng quay (vgph)2943900330150Mômen T (Nmm)811252520146465061408307Đô án thiết kế máy Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triểnSVTH: Trần Công Đua Trang 6CHƯƠNG 3THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI2.1. Chọn bộ truyền: Truyền động đai dùng để truyền động giữa các trục tương đối xa nhau và yêu cầu làm việc êm, an toàn khi quá tải. Bộ truyền đai có kết cấu khá đơn giản tuy nhiên có trượt giữa đai và bánh đai nên tỷ số truyền không ổn định. Bộ truyền đai thang có tỷ số truyền không lớn. Theo chỉ tiêu thiết kế, bộ truyền cần thiết kế có tỷ số truyền u = ung = 3,27. Công suất cần truyền bằng công suất động cơ điện 25 kW, số vòng quay trục dẫn n = 2943 vòngphút. Kiểu truyền động thường.2.2. Thiết kế bộ truyền đai thang:2.2.1. Chọn loại đai: Theo bảng 4.13 (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí – Trịnh Chất – Lê Văn Uyển) ta sử dụng đai loại Ƃ:Loại đaiƂbt14y04,0b17h10,5A (mm2)138Đường kính bánh đai nhỏ d1, mm140280Chiều dài giới hạn l, mm80063002.2.2. Xác định thông số của bộ truyền:a) Đường kính bánh đai nhỏ d1: Chọn đường kính bánh đai nhỏ d1=140mm. Vận tốc đai :Đô án thiết kế máy Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triểnSVTH: Trần Công Đua Trang 721,56 ms60000π.140.294360000π.n .dv  1 1   < vmax= 25 ms Với Ɛ=0,02, đường kính bánh đai lớn:d2=u.d1(1Ɛ)=3,27.140(10,02)=448 mm Theo bảng 4.26 (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Trịnh Chất, Lê VănUyển) chọn đường kính tiêu chuẩn d2=450 mm Như vậy tỉ số truyền thực tế : 3,28140(1 0,02)450d (1 ε)du12t b) Khoảng cách trục a: Theo bảng 4.14 ( Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí – Trịnh Chất – Lê VănUyển), chọn sơ bộ khoảng cách trục a = d2 = 450 mm Chiều dài đai:l = 2a + 0,5π(d1+d2) + (d2d1)2(4a)= 2.450 + 0,5π(140+450) + (450140)2(4.450) = 1880 mm Theo bảng 4.13 ( Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí – Trịnh Chất – Lê VănUyển) chọn chiều dài tiêu chuẩn l = 2240 mm Nghiệm số vòng chạy của đai trong 1 giây :9,63vgs2,2421,56lvi    < 10 vgs Tính khoảng cách trục a theo chiều dài tiêu chuẩn l = 2240 mm:4λ λ 8Δa2 2   , với  2240  0,5.3,14(140  450) 1313,71552450 1402d dΔ 2 1  Do đó a = 638 mm.c) Góc ôm 1 trên bánh đai nhỏ : Góc ôm οmin2 1 ο1 152 α 120a57(d d )α 180     .2.2.3. Xác định số đai z: Theo công thức:Đô án thiết kế máy Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triểnSVTH: Trần Công Đua Trang 8l u zdP C C C CP Kz . . . ..01 Trong đó:P1 – công suất trên trục bánh đai chủ động, P1 = 25 kWP0– công suất cho phép, P0 = 5,34 kW (bảng 419)Kd – hệ số tải trọng động, Kd = 1,1C hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm 1, C = 0,92Cl – hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai, Cl = 1,0Cu –hệ số kể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền, Cu = 1,14Cz –hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng chocác dây đai, P1P0 = 255,34 = 4,68  Cz = 0,9 Do đó: 5,34.0,92.1,0.1,14.0,925.1,1z 5,5 Chọn z = 6 Chiều rộng bánh đai: B= (z1)t +2e =(61)19+2.12,5= 120 mm Đường kính ngoài bánh đai : da= d +2h0= 140 + 2.4,2 = 148,4 mm2.2.4. Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục : Lực căng ban đầu :vFv.C zđP KF  .10780 Trong đó: Fv = qm.v2= 0,178.21,562 = 82,7 N Do vậy :, N, . , .. . ,F 82 7 26321560 92678025110   Lực tác dụng lên trục :Fr = 2F0.z.sin(α2) = 2.263.6.sin(152o2) = 3062 NĐô án thiết kế máy Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triểnSVTH: Trần Công Đua Trang 9CHƯƠNG 4THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG4.1. Chọn vật liệu : Do không có yêu cầu đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế, ởđây chọn vật liệu 2 cấp bánh răng như nhau. Theo bảng 6.1 (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí – Trịnh Chất – Lê VănUyển) chọn:+ Bánh nhỏ: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241…. 285 có σb1 =850MPa, σch1=580 MPa.+ Bánh lớn : thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192…240 có σb2= 750 MPa,σch2= 450 MPa.4.2. Xác định ứng suất cho phép: Ứng suất tiếp xúc cho phép H và ứng suất uốn cho phép F được xác địnhtheo các công thức sau:  R v xH HLHHH Z Z K KS.0lim    R s xF FC FLFFF Y Y K K KS.0lim   Trong đó:ZR : Hệ số kể đến độ nhám của mặt răng làm việcZv : Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòngKxH: Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răngYR : Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răngYs : Hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suấtKxF: 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:Đô án thiết kế máy Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triểnSVTH: Trần Công Đua Trang 10 HH HLH SK . 0lim   FF FC FLF S.K .K 0lim   Theo bảng 62 (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Trịnh Chất Lê VănUyển) ta có:2 70 0lim  HB  H  : ứng suất tiếp xúc cho phépHB F 1,8 0lim   : ứng suất uốn cho phépSH, SF : hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn; SH = 1,1 ; SF = 1,75KFC : hệ xét ảnh hưởng đặt tải; KFC = 1KHL, KFL : hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ vàchế độ tải trọng của bộ truyền, được xác định theo công thức sau:mHHEHOHL NNK  ; mFFEFOFL NNK  Ở đây:mH, mF : bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn; mH = 6;mF= 6 (HB  350)NHO : số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc2,4 30. HO HB N  H ( HHB – độ rắn Brinen)NFO : số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn; 6  4.10 FO NNHE, NFE : số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương Chọn độ rắn bánh răng nhỏ : HB1 = 241 Chọn độ rắn bánh răng lớn : HB2 = 192Ta có:0H lim1  = 2.HB1 + 70 = 2.241 + 70 = 552 (MPa)0H lim2  = 2.HB2 + 70 = 2.192 + 70 = 454 (MPa)0F lim1  = 1,8.HB1 = 1,8.241 = 433,8 (MPa)Đô án thiết kế máy Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triểnSVTH: Trần Công Đua Trang 110F lim2  = 1,8.HB2 = 1,8.192 = 345,6 (MPa)1563011,442,430.241 1   HO N9058247,932,4N 30.192 2   HO Bộ truyền làm việc với tải trọng thay đổi nhiều bậc:  HE i i i N 60c T T .n .t 3max    FE i i i N 60c T T .n .t 6max   Trong đó:c : số lần ăn khớp trong 1 lần quay; c = 1ni : số vòng quay trong 1 phútti : tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xétNHE2 = 60.1.4,5.310.12.224.(13.4+0,63.4) = 1094329958NHE1 = NHE2.i = 1094329958.3 = 3282989874NFE2 = 60.1.4,5.310.12.224.(16.4+0,66.4) = 941930112,6NFE1 = NFE2.i = 941930112,6.3 = 2825790338 Ta thấy:NHE1  NHO1 ta lấy NHE1 = NHO1  KHL1 = 1NHE2  NHO2 ta lấy NHE2 = NHO2  KHL2 = 1NFE1  NFO1 ta lấy NFE1 = NFO1  KFL1 = 1NFE2  NFO2 ta lấy NFE2 = NFO2  KFL2 = 1 Ứng suất tiếp xúc cho phép:MPaSKHH HLH 501,81,1. 552.1 10lim11   MPaSKHH HLH 410,91,1. 452.1 20lim22    Ứng suất uốn cho phép:247,89( )1,75. . 433,8.1.1 10lim11 MPaSK KFF FC FLF   Đô án thiết kế máy Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triểnSVTH: Trần Công Đua Trang 12196,45( )1,75. . 343,8.1.1 20lim22 MPaSK KFF FC FLF    Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải: 2,8. 2,8.580 1624( ) max1 1 MPa H ch      2,8. 2,8.450 1260( ) max2 2 MPa H ch      Ứng suất uốn cho phép khi quá tải: 0,8. 0,8.580 464( ) max1 1 MPa F ch      0,8. 0,8.450 360( ) max2 2 MPa F ch      Kiểm tra ứng suất tiếp xúc cho phép:min1 2 1,25 2 HH HH   1,25.410,92501,8 410,9   H  513,63 (MPa) H   Vậy điều kiện thỏa mãn.

CHƯƠNG 1 CÁC PHƯƠNG ÁN THIẾT KẾ 1.1 Phương án 1:

- Hộp giảm tốc khai triển sử dụng bộ truyền ngoài là bộ truyền xích:

Hình 1.1 Sơ đồ bố trí hộp giảm tốc khai triển sử dụng bộ truyền truyền xích

- Ưu điểm:

Kết cấu đơn giản.Khuôn khổ kích thước nhỏ gọn hơn truyền động đai cùng công suất Không có hiện tượng trượt, tỉ số truyền trung bình ổn định Hiệu suất cao, có thể đạt 98% nếu được chăm sóc tốt và sử dụng hết khả năng tải Lực tác dụng lên trục và ổ nhỏ

- Nhược điểm:

Nhanh mòn bản lề, nhất là bôi trơn không tốt và làm việc ở nơi nhiều bụi Có tiếng

ồn khi làm việc do va đập khi vào khớp nên hạn chế sử dụng ở bộ truyền tốc độ cao Cần bôi trơn và căng xích

1.2 Phương án 2:

- Hộp giảm tốc sử dụng bộ truyền ngoài là bộ truyền đai:

Hình 1.2 Sơ đồ bố trí hộp giảm tốc bộ truyền ngoài là bộ truyền đai

- Ưu điểm:

Truyền được khoảng cách giữa các trục xa nhau Làm việc êm, không gây ồn nhờ vào độ dẻo của đai nên có thể truyền động với vận tốc lớn, tránh được các dao động sinh

ra do tải trọng thay đổi Đề phòng được sự quá tải nhờ sự trượt của đai Kết cấu và vận hành đơn giản

- Nhược điểm :

Tải trọng phân bố không đều trên trục Kích thước bộ truyền lớn, tỉ số truyền khi làm việc dễ bị thay đối, tải trọng tác dụng lên trục và ổ lớn Tuổi thọ thấp

- Dựa vào ưu và nhược điểm của 2 phương án thiết kế trên, chọn phương án thiết kế 2: Hộp giảm tốc hai cấp khai triển sử dụng bộ truyền ngoài là bộ truyền đai

CHƯƠNG 2 CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

2.1 Chọn động cơ điện:

2.1.1 Chọn loại động cơ:

- Sử dụng động cơ không đồng bộ ba pha vì phù hợp với lưới điện công nghiệp, giá

thành rẻ, được sử dụng rộng rãi trên thị trường và phù hợp với hệ dẫn động băng tải

2.1.2 Chọn động cơ:

- Công suất động cơ:

Pct = 25 [kW]

- Số vòng quay của động cơ:

n = 2500 [vòng/phút]

- Theo bảng P1.3 phụ lục (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí - Trịnh Chất – Lê Văn Uyển) chọn động cơ 4A180M2Y3 có Pđc = 30kW, nđc = 2943 vg/ph , ȵđc = 90,5, m=93kg

2.2 Phân phối tỉ số truyền:

2.2.1 Xác định tỉ số truyền u t của hệ thống dẫn động:

- Ta có:

19,62 150

2943 n

n u

gt

đc

2.2.2 Phân tỉ số truyền của hệ dẫn động cho các bộ truyền:

ut = ung uh = ung u1 u2

- Trong đó :

ung là tỉ số truyền của bộ truyền đai

uh là tỉ số truyền hộp giảm tốc

u1 là tỉ số truyền của bộ truyền cấp nhanh

u2 là tỉ số truyền của bộ truyền cấp chậm

- Chọn sơ bộ ung = 3,15

- Do đó tính được:

6,23 3,15

19,62 u

u u

ng

t

- Chọn u1 = 2,73 ; u2 = 2,20

- Tính lại giá trị của ung theo ui của hộp giảm tốc:

3,27 2,73.2.20

19,62 u

u

u u

2 1

t

2.2.3 Xác định công suất, Mômen và số vòng quay trên các trục:

- Công suất trên các trục:

kW 12 , 2 1 22,34.0,99 n

.n P P

k ol II

kW 22,34 0,95

23,75.0,99 n

.n P P

br ol I

kW 23,75 25.0.95

.n P P

đ đc

- Số vòng quay trên các trục:

vg/ph 900 3,27

2943 u

n n

đ I



vg/ph 330

2,73

900 u

n n

1

I

vg/ph 150

2,2

330 u

n n

2

II

- Mômen xoắn trên các trục:

Nmm) ( 81125 2943

25 6 9,55.10 n

P 6 9,55.10 T

đc

đc

Nmm) 252014

900 6 9,55.10 n

P 6 9,55.10

I

I

(Nmm) 646506

330

22,34 6 9,55.10 n

P 6 9,55.10 T

II

II

Nmm) 40830

1 150 6 9,55.10 n

P 6 9,55.10

III III

Trục

CHƯƠNG 3 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI 2.1 Chọn bộ truyền:

- Truyền động đai dùng để truyền động giữa các trục tương đối xa nhau và yêu cầu làm việc êm, an toàn khi quá tải Bộ truyền đai có kết cấu khá đơn giản tuy nhiên có trượt giữa đai và bánh đai nên tỷ số truyền không ổn định

- Bộ truyền đai thang có tỷ số truyền không lớn Theo chỉ tiêu thiết kế, bộ truyền cần thiết kế có tỷ số truyền u = ung = 3,27 Công suất cần truyền bằng công suất động cơ điện 25 kW, số vòng quay trục dẫn n = 2943 vòng/phút Kiểu truyền động thường

2.2 Thiết kế bộ truyền đai thang:

2.2.1 Chọn loại đai:

- Theo bảng 4.13 (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí – Trịnh Chất – Lê Văn Uyển) ta sử dụng đai loại Ƃ:

Đường kính bánh đai nhỏ d1, mm

140-280

2.2.2 Xác định thông số của bộ truyền:

a) Đường kính bánh đai nhỏ d 1 :

- Chọn đường kính bánh đai nhỏ d1=140mm

- Vận tốc đai :

m/s 21,56 60000

π.140.2943 60000

.d π.n

- Với Ɛ=0,02, đường kính bánh đai lớn:

d2=u.d1(1-Ɛ)=3,27.140(1-0,02)=448 mm

- Theo bảng 4.26 (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí- Trịnh Chất, Lê Văn

Uyển) chọn đường kính tiêu chuẩn d2=450 mm

0,02) 140(1

450 ε)

(1 d

d u

1

2









b) Khoảng cách trục a:

- Theo bảng 4.14 ( Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí – Trịnh Chất – Lê Văn Uyển), chọn sơ bộ khoảng cách trục a = d2 = 450 mm

- Chiều dài đai:

l = 2a + 0,5π(d1+d2) + (d2-d1)2/(4a)

= 2.450 + 0,5π(140+450) + (450-140)2

/(4.450) = 1880 mm

- Theo bảng 4.13 ( Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí – Trịnh Chất – Lê Văn Uyển) chọn chiều dài tiêu chuẩn l = 2240 mm

- Nghiệm số vòng chạy của đai trong 1 giây :

vg/s 63 , 9 24 , 2

56 , 21 l

v

- Tính khoảng cách trục a theo chiều dài tiêu chuẩn l = 2240 mm:

4 8Δ λ

λ a

2

2 



 , với 22400,5.3,14(140450)1313,7

155 2

140 450 2

d d

- Do đó a = 638 mm

c) Góc ôm 1 trên bánh đai nhỏ :

min

ο 1

2

a

) d 57(d 180

2.2.3 Xác định số đai z:

- Theo công thức:

z u l

d

C C C C P

K P z

]

[

0

1





- Trong đó:

P1 – công suất trên trục bánh đai chủ động, P1 = 25 kW [P0]– công suất cho phép, [P0] = 5,34 kW (bảng 4-19)

Kd – hệ số tải trọng động, Kd = 1,1

C - hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm 1, C = 0,92

Cl – hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai, Cl = 1,0

Cu –hệ số kể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền, Cu = 1,14

Cz –hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các dây đai, P1/[P0] = 25/5,34 = 4,68  Cz = 0,9

- Do đó:





9 , 0 14 , 1 0 , 1 92 , 0 34 , 5

1 , 1 25

- Chọn z = 6

- Chiều rộng bánh đai: B= (z-1)t +2e =(6-1)19+2.12,5= 120 mm

- Đường kính ngoài bánh đai : da= d +2h0= 140 + 2.4,2 = 148,4 mm

2.2.4 Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục :

- Lực căng ban đầu :

v

F z v.C đ K P

.

1 0

780



- Trong đó: Fv = qm.v2= 0,178.21,562 = 82,7 N

- Do vậy :

N ,

, ,

,

6 92 0 56 21

1 25 780

- Lực tác dụng lên trục :

Fr = 2F0.z.sin(α/2) = 2.263.6.sin(152o

/2) = 3062 N

CHƯƠNG 4 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG 4.1 Chọn vật liệu :

- Do không có yêu cầu đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế, ở đây chọn vật liệu 2 cấp bánh răng như nhau

- Theo bảng 6.1 (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí – Trịnh Chất – Lê Văn Uyển) chọn:

+ Bánh nhỏ: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241… 285 có σb1 = 850MPa, σch1=580 MPa

+ Bánh lớn : thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192…240 có σb2= 750 MPa,

σch2= 450 MPa

4.2 Xác định ứng suất cho phép:

- Ứng suất tiếp xúc cho phép [H] và ứng suất uốn cho phép [F] được xác định theo các công thức sau:

  R v xH HL

H

H

0 lim



  R s xF FC FL

F

F

S .

0 lim



 

- Trong đó:

ZR : Hệ số kể 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 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:

 

H

HL H

H

S

K

0 lim



 

 

F

FL FC F F

S

K

K

0 lim



- Theo bảng 6-2 (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí - Trịnh Chất - Lê Văn Uyển) ta có:

70 2

0 lim  HB

H

HB

F0lim 1,8

SH, SF : hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn; SH = 1,1 ; SF = 1,75

KFC : hệ xét 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:

H

m HE

HO HL

N

N

FE

FO FL

N

N

- Ở đây:

mH, mF : bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn; mH = 6;

mF= 6 (HB  350)

NHO : số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc

4 , 2

HO H

NFO : số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn; N FO  4.106

NHE, NFE : số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương

- Chọn độ rắn bánh răng nhỏ : HB1 = 241

- Chọn độ rắn bánh răng lớn : HB2= 192

Ta có:

0 1 lim

H

 = 2.HB1 + 70 = 2.241 + 70 = 552 (MPa)

0 2 lim

H

 = 2.HB2 + 70 = 2.192 + 70 = 454 (MPa)

0 2 lim

F

 = 1,8.HB2 = 1,8.192 = 345,6 (MPa)

44 , 1563011 4

, 2 241 30

HO

N

9058247,93 2,4

30.192 N

HO

- Bộ truyền làm việc với tải trọng thay đổi nhiều bậc:

 i  i i

HE c T T n t

N 60  / max 3

 i  i i

FE c T T n t

N 60  / max 6

- Trong đó:

c : số lần ăn khớp trong 1 lần quay; c = 1

ni : số vòng quay trong 1 phút

ti : tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét

NHE2 = 60.1.4,5.310.12.224.(13.4+0,63.4) = 1094329958

NHE1 = NHE2.i = 1094329958.3 = 3282989874

NFE2 = 60.1.4,5.310.12.224.(16.4+0,66.4) = 941930112,6

NFE1 = NFE2.i = 941930112,6.3 = 2825790338

- Ta thấy:

NHE1  NHO1 ta lấy NHE1 = NHO1 KHL1 = 1

NHE2  NHO2 ta lấy NHE2 = NHO2 KHL2 = 1

NFE1 NFO1 ta lấy NFE1 = NFO1  KFL1 = 1

NFE2 NFO2 ta lấy NFE2 = NFO2  KFL2 = 1

- Ứng suất tiếp xúc cho phép:

MPa

S

K

H

HL H

1 , 1

1 552

]

0 1 lim



MPa

S

K

H

HL H

1 , 1

1 452

]

0 2 lim



- Ứng suất uốn cho phép:

) ( 89 , 247 75

, 1

1 1 8 , 433

]

0 1 lim

S

K K

F

FL FC F



) ( 45 , 196 75

, 1

1 1 8 , 343

]

0 2 lim

S

K K

F

FL FC F



- Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:

) ( 1624 580

8 , 2

8 , 2 ]

) ( 1260 450

8 , 2

8 , 2 ]

- Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:

) ( 464 580 8 , 0

8 , 0 ]

) ( 360 450 8 , 0

8 , 0 ]

- Kiểm tra ứng suất tiếp xúc cho phép:

min 2

1

] [ 25 , 1 2

] [ ] [ ]

9 , 410 25 , 1 2

9 , 410 8

, 501 ]

 H

) ( 63 , 513 ]

- Vậy điều kiện thỏa mãn