đồ án kỹ thuật cơ khí Thiết kế hệ dẫn động vít tải để trộn muối iốt, dùng hộp giảm tốc bánh răng côn trụ cấp

Tuy nhiên trong thời gian đi thực tập và làm đồ án tốt nghiệp đợc sự chỉ bảo tận tình của cô giáo hướng dẫn thầy Ks.Lờ Xuõn Hưng và cô Ths.Nguyễn Thị Quốc Dung cùng với các thầy giáo tro

NHẬN XẫT CỦA GIÁO VIÊN

Mục lục

Phần II : Thiết kế hộp giảm tốc 5Chương I : Tính chọn động cơ và phân loại tỉ số truyền 6

Phần III : Lập quy trình công nghệ gia công bámh răng côn lớn 67

Lời nói đầu

Ngành kinh tế nói chung và ngành cơ khí nói riêng đòi hỏi các kỹ sư và các cán bộ kỹ thuật có kiến thức tương đối rộng và phải biết vận dụng sáng tạo những kiến thức đã học để giải quyết những vấn đề thường gặp trong thực tế

Đồ án tốt nghiệp đóng vai trò hết sưc quan trọng trong quá trình đào tạo trở thành ngời kỹ sư Qua quá trình làm đồ án tốt nghiệp giúp cho sinh viên hiểu

rõ hơn về những kiến thức đã được tiếp thu trong quá trình học tập, đồng thời nâng cao khả năng vận dụng sáng tạo những kiến thức này để làm đồ án cũng như công tác sau này

Là một sinh viên chuyên ngành cơ khí Trong thời gian làm đồ án tốt

nghiệp em được giao nhiệm vụ: “Thiết kế hệ dẫn động vít tải để trộn muối iốt, dùng hộp giảm tốc bánh răng côn trụ cấp “

Đây là một đề tài mới và khó đối với em Tuy nhiên trong thời gian đi thực tập và làm đồ án tốt nghiệp đợc sự chỉ bảo tận tình của cô giáo hướng dẫn thầy Ks.Lờ Xuõn Hưng và cô Ths.Nguyễn Thị Quốc Dung cùng với các thầy giáo trong bộ môn cộng với sự học hỏi của bản thân em đã đưa ra một phương

án Thiết kế hệ thống dẫn động vít tải để tải và trộn muụớ Iốt, dùng hộp giảm tốc bánh răng côn trụ hai cấp, theo em phương án này sẽ đảm bảo độ chính xác và yêu cầu kỹ thuật

Đồ án tốt nghiệp của em gồm có phần thuyết minh và phần bản vẽ mà ở

đó đã trình bày đầy đủ quy trình công nghệ và yêu cầu kỹ thuật

Nhưng do trình độ hiểu biết về lý thuyết và thực tế còn hạn chế, do đó trong đồ án này không thể tránh khỏi sai sót Vậy em rất mong nhận được sự chỉ bảo của các thầy giáo cô giáo trong bộ môn, để em có thể hiểu sâu hơn về môn học cũng như các phương ỏn khỏc hợp lý hơn

Em xin chân thành cảm ơn cô giáo hướng dẫn thầy Ks Lờ Xuõn Hưng cựng cụ Ths.Nguyễn Thị Quốc Dung và các thầy, cô giáo trong khoa cơ khí Trường ĐHKTCNTN đã tận tình hướng dẫn em hoàn thành đồ án đúng thời hạn Đồng thời cũng bày tỏ lòng biết ơn chân thành tới các thầy cô giáo và các bạn đã giúp đỡ em trong suốt 5 năm học qua cũng như trong thời gian làm đồ án tốt nghiệp

Thái Nguyên ngày tháng năm 2010

Sinh viên Nguyễn Văn Thành

Phần I:THIẾT KẾ VÍT TẢI

1.Tìm hiểu về vít tải

1.1 Giới thiệu chung về vít tải

Vít tải thuộc nhóm máy chuyển liên tục không có bộ phận kéo Bộ phận công tác của vít tải là vit cánh xoắn chuyển động quay trong một vỏ kín tiết diện tròn ở dưới Khi vít chuyển động, cánh vit đẩy vật liệu di chuỷen trong vỏ Vật liệu chuyển đọng không bám vào cánh xoắn là nhờ trọng lực của nó và lực ma sát giữa vật liệu và vỏ máng, do đó vật liệu chuyển động trong máng theo nguyên lýtruyền đọng vit đai ốc Vít tải có thể có một cánh xoắn hoặc nhiều cánh xoắn, với nhiều cánh xoắn thì vật liệu chuyển động êm hơn Chất tải cho vít tải qua lỗ trên lắp mỏng, cũn dỡ tải qua lỗ ở phía dưới của ống Vít tải thường dùng để vận chuyển vật liệu nóng và độc hại

(H1.1- Hình vẽ vít tải ngoài thực tế)

• Các ưu điểm của vít tải:

Vật liệu chuyển động trong mỏng kớn, có thể nhận và dỡ tải ở trạm trung gian không tổn thất rơi vãi vật liệu, àn toàn khi làm việc và sử dụng, rất thuận tiện cho việc vận chuyển vật liệu nóng và độc hại

• Các nhược điểm của vit tải:

Nghiền nát một số phần vật liệu vận chuyển, chúng mũn cỏnh xoắn và máng khi vận chuyển vật liệu cứng và sắc cạnh, tổn thất năng lượng lớn và không dùng được để vận chuyển vật liệu dính và ẩm Mặc dù có những nhược điểm như vậy, vít tải vẫn được sử dụng rộng rãi trong các nhà máy xi măng, các nhà máy tuyển khoỏnghoặc trong các xí nghiệp hóa chất

- Vít tải thường được chia làm 2 loại theo phương vận chuyển vật liệu:

Vít tải nằm ngang

Vít tải thẳng đứng

- Theo hình dạng cánh xoắn ta phân loại Vít tải ra thành:

Loại cánh xoắn liên tục liền trục

Loại cánh xoắn liên tục không liền trục

Loại cánh xoắn dạng lá

Vít tải dạng cánh xoắn liên tục liền trục dùng để vận chuyển vật liệu dạng bột khụ, cú kích thước nhỏ hay trung bình Loại cánh xoắn này không cho vật liệu chuyển động ngược lại, do đó khi cùng vận tốc quay và đường kính vít xoắn, năng suất của nó đạt cao hơn các loại khác

Vít tải liên tục không liền trục dùng để vận chuyển vật liệu dạng hạt có kích thước lớn hoặc vật liệu dính

Vít tải loại cánh xoắn dạng lỏ dựng để vận chuyển vật liệu kết dính, hoặc khi cần kết hợp quá trình trộn khi vận chuyển vật liệu

Qua phân tích trên ta thấy loại vít tải nằm ngang có cánh xoắn liên tục liền trục là phù hợp với đề tài thiết kế nên chọn loại này

(h1.2-hỡnh chiếu của vít tải)

Cấu tạo gồm một máng cố định 7, phần dưới của nó có dạng nửa hình trụ, phía trên được đậy bằng nắp 3 Trục quay 8 trên đó có gắn vít tải được đỡ bằng hai ổ đỡ hai đầu 2,6 và ổ đỡ trung gian 4 Trục quay được truyền động bằng động cơ 1 Vật liệu được nhập qua máng nhập liệu 5 và được tháo ra qua bộ phận tháo liệu 9

1.2 Kết cấu các bộ phận vít tải

Kết cấu của vit tải cố định công dụng chung phải thỏa mãn các yêu cầu sau:Thuận tiện cho việc kiểm tra xem xét, bôi trơn các bộ phận quay dễ dàng, tháo lắp bộ phận dẫn động và vít xoắn độc lập với nhau Các chi tiết và các bộ phận của vit tải phải đảm bảo tính đổi lẫn

-Vật liệu dùng để chế tạo vít xoắn và máng của vít tải là:

Nếu vít tải dùng để vận chuyển các vật liệu gây gỉ thì phải chế tạo bằng các loại thép chống gỉ

Nếu vít tải dùng để vận chuyển vật liêu cứng sắc cạnh phải chế tạo bằng loại thép bền mòn

Nếu dùng để vận tải các vật liệu núng trờn 200C phải chế tạo bằng gang hoặc thộp lỏ

- Bộ phận chủ yếu của vit tải là vit xoắn dùng để đảy vật liệu chuyển động dọc theo mỏng Vớt xoắn gồm nhiều đoạn vít nối với nhau, chiều dài của mỗi đoạn không quá 3m Mỗi đoạn vít xoắn gồm có trục và cánh xoắn hàn với trục Cánh xoắn gồm nhiều đoạn hàn với nhau chiều dài mỗi đoạn bằng một bước xoắn Người ta chế tạo cỏnh cỏnh xoắn bằng cách dập Trục vít xoắn được chế

tạo từ thép ống, đầu mỗi đoạn ống có hàn một mặt bích bằng thép cú cỏc lỗ để bắt với các mặt bích của ổ treo trung gian

bố vật liệu vận chuyển ở đoaạn mỏng cú ổ treo, người ta hàn các lỗ quan sát

2:Tính toán vít tải

2.1, Xác định đường kính vít tải

Năng suất của vít tải Q được xác định theo công thức sau:( 16.1) (I)

Q = (60.Π.D2 P n γ KC Kn)/4Trong đó:

D: đường kính vít tải (m)

P: Bước vít tải (m) P = (0.8-1)D

γ: khối lượng riêng của vật liệu vận chuyển(tấn/m3) γ = 0,65÷ 0,78(tấn/m3)

n: Số vòng quay vít tải (vòng/ph) n = Kv/ D (16.3) với:

KV: hệ số phụ thuộc vật liệu Kv = 45 với vật liệu là muối

KC: Hệ số chứa đầy tiết diện máng phụ thuộc vật liệu

)

.7,37

Q

=

2 / 5 150

37,7.45.0, 25.0,8)

Theo dãy số quy chuẩn của đường kính số vít tải ta chọn: D =800mm

2.2 Xác định số vòng quay của vít tải

Ta có công thức xác định số vòng quay của vít tải theo đường kính vít tải

nh sau:

n = Kv D = 450,8 = 50.3115 (vòng /ph) (16.3)

2.3 Xác định công suất trên vít tải

Đối với vít tải nằm nghiêng công suất trên trục vít tải được xác định theo công thức sau:

Plv= Q.L/360( ϖ +sin β ) (16.6) (I)

Trong đó:

Q : là năng suất của vít tải Q = 150 (m3/h)

L : là chiều dài vận chuyển của vật liệu theo phương ngang L = 15(m)

Vậy thoả mãn điều kiện Tv ≤ [T]

T v

(16.9)Trong đó:

R - Khoảng cách điểm đặt lực ma sát của vật liệu với cánh vít đến trục của vít tải mm

R(0,3 ÷0,4) D = (0,3 ÷0,4).800 = (240 ÷ 320)Chọn R = 250

α Góc nâng của đường xoắn vít xác định theo công thức

δ: Góc ma sát của vật liệu vận chuyển với cánh vít

PHẦN II: THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC

nIV = 50.3 v/ph

CHƯƠNG I TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ

Ι Chọn động cơ điện :

1 Chọn kiểu loại động cơ điện :

Chọn động cơ 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:

1.Chọn kiểu, loại động cơ:

Trong công nghiệp thường sử dụng các loại động cơ sau:

a.Động cơ điện một chiều:

- Ưu điểm : Khởi động êm, hãm và đảo chiều dễ dàng, có thể điều chỉnh vô cấp số vòng quay và trị số momen trong một phạm vi rộng

- Nhược điểm: Giá thành cao, mau hỏng hơn động cơ điện xoay chiều, đòi hỏi cần có thiết bị chỉnh lưu

Phạm vi sử dụng: Hay dùng trong các thiết bị vận chuyển bằng điện, thang máy, máy trục

b.Động cơ điện xoay chiều:

Động cơ điện xoay chiều gồm hai loại: Một pha và ba pha

- Động cơ một pha có công suất tương đối nhỏ có thể mắc vào mạng điện chiếu sáng nên thường dùng cho các thiết bị dân dụng như qụat, máy giặt

- Trong công nghiệp sử dụng rộng rãi động cơ xoay chiều ba pha Chúng gồm hai loại:

+ Động cơ ba pha đồng bộ: Có tốc độ quay không đổi,không phụ thuộc vào

trị số của tải trọng và không điều chỉnh được So với động cơ không đồng bộ thì loại này có hiệu suất và cosϕ cao, hệ số quá tải lớn Tuy nhiên giá thành của chúng tương đối cao và phải có thiết bị khởi động động cơ, do vậy thường dùng khi công suất động cơ lớn ( trên 100 Kw )

+Động cơ ba pha không đồng bộ: Có hai loại: Roto dâycuốn và Roto lồng sóc

Động cơ không đồng bộ roto dây cuốn cho phép điều chỉnhvận tốc trong một phạm vi ngắn ( Khoảng 5 %), có dòng mở máy nhỏ, nhưng cosϕ thấp, đắt, kích thước lớn và vận hành phức tạp Thường dùng khi cần điều chỉnh vận tốc trong phạm vi hẹp

2 Chọn công suất động cơ:

Công suất 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, tức thoả mãn điều kiện: Σ

=

≥

η

ct lv dc lv

dc dm

P P P

(KW)Với:

-P dm dc: Công suất định mức động cơ

- P lv dc : Công suất làm việc trên trục động cơ

-P lv ct: Giá trị công suất làm việc danh nghĩa trên trục công tác

- η ∑: Hiệu suất chung của toàn hệ thống.

Trong đó:

4. ng .c

ηΣ =0,90.0,96.0,95.0,994

.1 = 0,788 Với tải trọng không đổi: Pdc

dt ≥ Pdc LV

Công suất làm việc danh nghĩa trên trục động cơ:

lv

p

21.18 0.78845

3 Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ:

Chọn số vòng quay của động cơ sao cho tỷ số truyền của động cơ nằm trong khoảng tỷ số truyền nên dùng

+ Tính số vòng quay của trục công tác theo công thức:

nct = 50.3(v/ph)+ Xác định số vòng quay nên dùng cho động cơ:

Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ

nđb =

2

3 , 50 60 60

=

P

f

=1509 (v/ph) kể đến ảnh hưởng của ma sát ⇒ lấy nđb =1460 (v/ph)

(trong đó p : là số đôi cực tra theo bảng 1.1 (phụ lục) ta có 2p = 4 ⇒ p=2)

⇒ tỷ số truyền sơ bộ của hệ thống xác định :

Bảng thông số kỹ thuật của động cơ điện 4A132M4Y3

Ký hiệu Công

suấtP(kw)

5 Kiểm tra điều kiện mở máy , điều kiện quá tải cho động cơ:

a Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ :

Khi khởi động, động cơ cần sinh ra một công suất mở máy đủ lớn thắng sức

ỳ của hệ thống Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ theo công thức:

T

.Pdc dm = 1.4.22=30.8 (kw)

Pdc bd - là công suất cản ban đầu trên trục động cơ

Pdc bd = Kbđ.Pdc lv = 1,5.16.7= 25.05 (kw)Vậy Pdc mm >Pbd dc thoả mãn điều kiện mở máy

b Kiểm tra điều kiện quá tải cho động cơ :

Do tính chất tải trọng thay đổi, để đảm bảo động cơ không bị quá tải thì công suất của nó phải thoả mãn điều kiện sau :

II Phân phối tỷ số truyền

Tỷ số truyền chung của toàn hệ thống xác định theo công thức:

uΣ = dc 147050.3 29, 2

ct

n

Trong đó: nđc -là số vòng quay của động cơ nđc =1470(v/ phót)

nct -là số vòng quay của trục công tác nct = 50.3 (v/ phót)

với hệ dẫn động gồm các bộ truyền mắc nối tiếp có :

U∑ =U1.U2.U3

1) Tỉ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp

Với u1,u2,u3 là tỷ số truyền các bộ truyền trong hệ thống

HGT côn trụ hai cấp với bộ truyền ngoài ta có tỷ số truyền của bộ truyền

U∑ =U ng.U h

Với U ng là bộ truyền ngoài( bộ truyền xich)

Với U h là bộ trong hộp giảm tốc

=9.7 2)Tỉ số truyền các bộ truyền trong hộp

HGT bánh răng côn - trụ 2 cấp, để nhận được chiều cao của HGT nhỏ nhất

có thể tính tỉ số truyền bộ truyền bánh răng cấp chậm u2 công thức 1.17 (III)

073 , 1

be be

h ba

K K

u u

−

Trong đó: Kbe- hệ số chiều rộng vành răng bánh răng côn Kbe = 0,25 ÷ 0,3

ψba2 - hệ số chiều rộng bánh răng trụ; ψba2 =0,3÷0,4.

Khi K be = 0,3 và ψba2 = 0,4 (các giá trị tối ưu) ta có

8 , 2 7 , 9 32 , 1 32

7,92

3 , 432

2 Tính công suất danh nghĩa trên các trục :

• Công suất danh nghĩa trên trục động cơ:

Pdc= Pdc lv = 16,7

ct lv

3 Tính mômen xoắn trên các trục :

• Trục động cơ : Tdc = 9,55.106

1470

7,16

= 108493,1 (Nmm)

• Trục I : TI = 9,55.106

1470

53,16

=107388,7 (Nmm)

• Trục II : TII = 9,55.106

3,432

54,15

= 343296,3 (Nmm)

• Trục III : TIII = 9,55.106

3,154

76,14

= 913532.08 (Nmm)

• Trục IV (Trục công tác): TIV = 9,55.106

4,51

88,13

Công suấtP(kw)

Số vòng quayn(v/ph)

Mômen xoắnT(Nmm)

CHƯƠNG II

THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN CƠ KHÍ

I,THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG HỘP

CHỌN VẬT LIỆU :

Theo bảng 6_1

Chọn vật liệu thích hợp là một bước quan trọng trong việc tính toán thiết kế chi tiết máy nói chung và truyền động bánh răng nói riêng chọn loại vật liệu nào phụ thuộc vào yêu cầu cụ thể: tải trọng lớn hay nhỏ, khả năng công nghệ và thiết

bị chế tạo, vật tư cung cấp , yêu cầu kích thước nhỏ gọn hay không

Đây là HGT công suất trung bình nên ta chọn vật liệu là thép nhóm I có độ rắn HB<350 để chế tạo bánh răng, đây cũng là nhóm vật liệu thường được sử dụng trong thực tế Để tăng khả năng chạy mòn của răng ta nhiệt luyện bánh lớn đạt

độ rắn thấp hơn bánh nhỏ từ 10 – 15 đơn vị Cụ thể là thép 45 tôi cải thiện

Tra Bảng 6.1 <TTTKHDĐCK_1>, ta chọn :

Loại bánh

răng Vật liệu Nhiệt luyện Độ rắn HB

Giới hạn bền σb

Mpa

Giới hạn chảy σch

MPa

ứng suất cho phép:

Được xác định theo công thức 6_1 , 6_2 (II)

1 ứng suất tiếp xúc cho phép :

Xác định theo công thức [6.1] (II)

- SH =: hệ số an toàn tra bảng 6_2 (II) được SH = 1,1

- ZR : hệ số kể đến ảnh hưởng của độ nhám mặt răng ,

- ZV: hệ số kể đến ảnh hưởng của vận tốc vòng khi V< 5m/s thì lấy Zv = 1

- KXH : hệ số kể đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng

- KHL : hệ số tuổi thọ

Trong tính sơ bộ lấy ZR.ZV.KXH = 1

Công thức trên thành công thức 6_1a (II)

Chọn độ rắn của bánh nhỏHB1=245(HB)⇒ σH0 lim1=2.245+70 =560 (Mpa)

Chọn độ rắn của bánh lớnHB2 =230(HB)⇒ σH0 lim2=2.230+70 =530 (Mpa)+ Với cặp bánh răng trụ răng nghiêng

Chọn độ rắn của bánh nhỏ HB3 =240(HB)⇒ σH0 lim3=2.240+70=550(Mpa)

Chọn độ rắn của bánh lớnHB4 =220 (HB)⇒ σ 0Hlim4=2.230+70=510 (Mpa)

*Xác định hệ số tuổi thọ theo công thức:

NH01= 30.2452,4 = 16,25.106

NH02= 30.2302,4 = 13,97 106

NH03= 30.2402,4 = 15,47 106

NH04= 30.2202,4 = 12,55 106

NHE, NFE - sè chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương

Khi bộ truyền chịu tải trọng tĩnh ta có ; NHE = NFE = N=60 c n tε

n - Số vòng quay trong một phút

c : số lần ăn khớp trong một vòng quay c = 1

tε - Tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét

2 4 7.365.24 42258( )

1 560

1 530

1 510

1 490

ứng suất quá tải cho phép: [ ]σH Max = 2 , 8 σch2 = 2 , 8 450 = 1260(Mpa)

⇒ ứng suất cho phép sơ bộ nhỏ hơn ứng suất quá tảI cho phép

Với bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng , ứng suất tiếp xúc cho phép là giá trị trung bình của hai ứng suất cho phép sơ bộ Ta có :

[ ] [ ] [ ] 481 , 818

2

636 , 463 500 2

4

sb H

σ σ

0 lim

σ : giới hạn mỏi uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở

- 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

- K XF: hệ số kể đến ảnh hưởng kích thước bánh răng đến độ bền uốn

- KFC : hệ số xét đến ảnh hưởng của việc đặt tải TảI trọng thay đổi một chiều nên ta chọn KFC =1

- SF : hệ số an toàn khi tính về uốn , trị số tra bảng 6_2.(II) ta có SF =1,75

- KFL : hệ số tuổi thọ

Trong tính sơ bộ lấy YR.YS.KXF= 1

Công thức trên thành công thức 6_2a : FC FL

0 lim

Chọn độ rắn của bánh nhỏ HB1 =245 (HB)⇒ σF0 lim1=1,8.245 =441 (Mpa)

Chọn độ rắn của bánh lớn HB2 =230 (HB)⇒ σF0 lim2=1,8.230 = 414 (Mpa)

+ Với cặp bánh răng trụ răng nghiêng

Chọn độ rắn của bánh nhỏ HB3 =240 (HB)⇒ σF0 lim3=1,8.240 = 432 (Mpa)

Chọn độ rắn của bánh lớn HB4 = 220 (HB)⇒ σF0 lim4=1,8.220 = 395 (Mpa)

*Xác định hệ số tuổi thọ theo công thức:

mF - bậc của đường cong mỏi tiếp xúc: mF = 6 Vì HB≤350

NFO - sè chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi tính về uốn: NFO = 4 106 với tất cả các loại thép

NFE - sè chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương

.Vì bộ truyền chịu tải trọng tĩnh nên ta có : NFE = 60.c.n.tε

1 1 441

1 1 414

1 1 432

1 1 396

F

Ứng suất uốn cho phép khi quá tải, theo công thức [6.14]

I.TÍNH TOÁN CẤP NHANH :

(BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CÔN R¡NG THẲNG)

1 Xác định chiều dài côn ngoài hoặc đường kính chia ngoài

Chiều dài côn ngoài hoặc đường kính chia ngoài của bánh răng chủ động được xác định theo độ bền tiÕp xóc Theo công thức 6_52a,b (II)

Xác định chiều dài côn ngoài

Ttheo công thức (6.52a) Re= KR 3 [ ( ) [ ]2]

4 , 3 25 , 0 2

, Trục được lắp trên ổ đũa , sơ đồ I, HB < 350 Ta được KH β = 1,13

+ T1 : mô men xoắn trên trục bánh chủ động

T1 = 108493,1 (Nmm)

+ [ ]σH = 481 , 818 (Mpa)

818 , 481 4 , 3 25 , 0 25 , 0 1 / 13 , 1 1 , 108493

1 4 ,

Vì HB < 350 nên Z1 = 1,6 Z1P = 1,6 17 =27,2

Ta lấy Z1= 30 (răng)

b Tính đường kính trung bình dm1 và mô dun trung bình mtm

Theo công thức 6_54 và 6_55 (II) ta có :

3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

Ưng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt bánh răng côn phải thoả mãn điều kiện

) 1 ( 2

2 1

2 1

u d b

u K T

m

H ≤ [ ]σH

Trong đó :

- ZM : Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp

Tra bảng 6.5 (II) : Trị số của các hệ số và Z M được Z M=274 (MP 3

+ KH α _ Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng giữa các đôi răng đồng thời ăn khớp với bánh răng thẳng KH α = 1

+ KHv : là hệ số kể đến tải trọng động suất hiện trong vùng ăn khớp

Theo công thức sau : KHv = 1 +

α

H

m H

K K T

d b v

Trong đó: δH - là hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp

tra bảng 6.15, với bánh răng thẳng không vát đầu được: δH = 0,006

g0- là hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và 2 Vì vận tốc vòng bánh1 v = 6,06m/s theo bảng 6-13 chọn cấp chính xác theo mức làm việc êm là cấp 7 với mô đun m < 3,55 tra bảng 6-16 ta có g0 = 47

⇒ VH = 0,006.47.6,06

4,3

)14,3.(

75,

=17,2 (m/s)

Trị số của VH phải nhỏ hơn VHmax Theo bảng 6-17 với m = 3 (mm) , cấp chính xác 7 ta có VHmax = 240 (m/s)

VH =17,2 < VHmax =240 Vậy VH thoả mãn

- T1 là mô men xoắn trên trục bánh chủ động T1 = 107388,7( Nmm)

⇒ KHv = 1 +

1.03,1.7,107388

2

9,78.87,39.2,17

) 1 4 , 3 ( 23 , 1 7 , 107388

- ZR là hệ số kể đến độ nhám bề mặt răng làm việc với cấp chính xác động học là 7 , bề mặt cần gia công đạt độ nhám Ra = 0,8 ÷ 1,6 (µm)

⇒ lấy ZR = 0,95

- Zv là hệ số kể đến ảnh hưởng của vận tốc vòng với v=6,2 > 5 (m/s)

- ⇒ lấy Zv = 0,85v0,1=0,85.6,20,1=1,01

- KxH hệ số kể đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng

+ Đường kính vòng đỉnh răng dae theo bảng 6-19 ta co: dae = de + 2 hae cosδ Trong đó hae _ Chiều cao đầu răng ngoài hae1 = (hte + Xn1.cosβm )mte

de _ Đường kính chia ngoài de = mte Z

⇒ dae1 = de1 + 2 hae1 cosδ1 = 90 + 2.2,01.cos16,38 0= 93,8 (mm)

⇒ dae2 = de2 + 2 hae2 cosδ2 = 306+ 2.2,01.cos73,620=307,1 (mm)

83 , 474 41 , 465 100 ] [

] [

H CX H

σ σ

) 1 4 , 3 ( 23 , 1 7 , 107388

2

2

2

=461,9(Mpa)

Vậy σH < [σH]CX bộ truyền đảm bảo độ bền tiếp xúc

Bộ truyền thoả mãn độ bền tiếp xúc

4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

Điều kiện bền uốn với bánh răng côn như sau :

σ F1 = 2.T1.KFYε .Yβ.YF1/(0,85bmnm.dm1) ≤ [σF1]

σ F2 = σ F1 YF2/ YF1 ≤ [σF2]

Với :

- T1 : mômen xoắn trên bánh chủ động T1 = 107388,7 (Nmm)

- mnm : mô đun pháp trung bình

( với bánh răng côn răng thẳng mnm= mtm =2,6)

- b : chiều rộng vành răng b = 42(mm)

- dm1: đường kính trung bình của bánh chủ động dm1 = 78,75 (mm)

- Yε: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng với hệ số trùng khớp ngang

- KF : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng, xác định theo công thức [6.45]

+KF α _Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng giữa các đôi răng đồng thời

ăn khớp , với bánh răng côn răng thẳng có KF α = 1

+KFV _Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp Tính theo

công thức : KFv = 1 +

α β

ν

F F

m F

K K T

d b

2

75,78.85,39.06,46

Vậy bộ truyền thoả mãn độ bền uốn

5 Kiểm nghiệm răng về quá tải:

Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải ( lúc mở máy , hãm máy…) với hệ số quá tải : Kqt=Tmax/T

T _ Là mômen danh nghĩa

TMax _ Là mômen lúc quá tải

Ta có Kqt = Kbd = 1,5

-Để tránh biến dạng dư hoặc gẫy giòn lớp bề mặt ứng suất tiếp cực đại

σ Hmax không được vượt quá một giá trị cho phép

σ Hmax = σ H k qt ≤ σHmax = 1260 (Mpa)

+ σ F1max = σF1 Kqt = 125,79.1,5 = 188,85 < [σF1]Max =464 (Mpa)

+ σ F2max = σF2 Kqt = 147,1.1,5 = 220,65< [σF2]Max = 360 (Mpa)

Vậy bộ truyền thoả mãn điều kiện quá tải

6 Xác định các kích thước hình học của bộ truyền bánh răng côn:

- Chiều dài côn ngoài : Re=159,4 mm

- Mô đun vòng ngoài : mte=3 mm

* Theo các công thức trong bảng 6,19 ta tính được :

- Đường kính chia ngoài; de1 = 90 mm de2 = 306 mm

- Đường kính đỉnh răng ngoài:

+ dae1 = de1 n+2 hae1 cosδ 1 =91,9 (mm)

+ dae2 = de2n+2 hae2 cosδ 2 =306,5 (mm)

(Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng):

1 Xác định thông số cơ bản của bộ truyền :

Xác định sơ bộ khoảng cách trục aw theo công thức 6-15a (II)

3 22

][

.)

1.(

ba H

H a

w

u

K T u

K a

ψσ

Tra bảng 6.5 <III>: Ka=43 MPa1/3

- T2 _ Mômen xoắn trên trục bánh chủ động T2 = 343296,3 (Nmm)

- u _ Là tỷ số truyền của cấp chậm uch = 2,8

- [σH] _ ứng suất tiếp xúc cho phép ta có [σH] = [σH]sb = 481,818 (Mpa)

- KH β: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng

03,1.3,343296)

18,2.(

2 Xác định thông số ăn khớp của bộ truyền :

- Môđun pháp, theo công thức [6-17] (II)

Chọn sơ bộ góc nghiêng β = 100 ,do đó cosβ = 0,9848

+ số bánh răng nhỏ theo công thức [6.31] :

Z3 =

)1(

cos2

+

u m

=

)18,2.(

3

9848,0.190.2

+ = 32,8 ⇒ chọn Z3 = 32

Z4 = u.Z3 = 2,8.32= 89,6 ⇒ chọn Z4 = 90

Do đó, tỉ số truyền thực sẽ là :

81,232

u t

- Góc nghiêng của răng: o

cosβ = (23 + 4) = 3.(232.190+90)

W

a

Z Z m

= 0,9631 ⇒ β = 15,60o

- Hệ số trùng khớp dọc, theo công thức [6.37]

3 14 , 3

60 , 15 sin 190 36 , 0

3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc :

Điều kiện bền theo công thức sau:

u b

u K K K T d

Z Z Z

w

HV H H w

H M H

)1.(

2

- ZM : Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp

Tra bảng 6.5 : Trị số của các hệ số và Z M được Z M=274 (MP 3

cos.2

Với : βb - là góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở

sin(

)63,14cos(

Zε =

α

ε

1 với εα là hệ số trùng khớp ngang :

εα = [1,88 - 3,2(

4 3

1 1

1)].cos(9,420) = 1,74

⇒ Zε =

74,1

π

=

60000

4 , 154 73 , 97 14 , 3

= 0,78(m/s)

Với V = 0,78 (m/s), theo bảng 6.13 : Chọn cấp chính xác theo vận tốc vòng với

v < 4 (m/s) ⇒ cấp chính xác của bánh răng là 9 Tra bảng 6.14: Trị số của hệ số

phân bố không đều tải trọng của các đôi răng đồng thời ăn khớp

K K T

d b v

g0- là hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 3 và 4

tra bảng 6.16 ,được: g0 = 73)

13 , 1 03 , 1 7 , 107388

2

73 , 99 4 , 68 93 , 0

Vậy ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:

009 , 461 73

, 99 8 , 2 4 , 68

) 1 8 , 2 (

025 , 1 03 , 1 13 , 1 3 , 343296

2 75 , 0 71 ,

009 , 461 727 , 457 100 ] [

] [

H CX H

σ σ

Vậy giữ nguyên kết quả tính toán và tăng bw theo công thức

) ( 38 , 69 727

457

009 , 461 190 36 , 0 ]

[

2 2

a

b

CX H

H w

=

σ σ

Chọn bw = 70 ( mm) thay vào kiểm nghiệm lại

73 , 99 8 , 2 70

) 1 8 , 2 (

13 , 1 025 , 1 03 , 1 3 , 343296

2 75 , 0 71 , 1

Vậy σH < [σH]CX bộ truyền đảm bảo độ bền tiếp xúc

Vậy có thể lấy kết quả trên

4 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc :

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 Điều kiện bền theo công thức [6.43,44]

][

2

3

3

3 2

w w

F F

F

m d b

Y Y Y K T

F

F F F

Y

Y

σ

σ = ≤ [σF4] Trong đó :

- T2 : mômen xoắn trên bánh chủ động T2 = 343296,3 (N)

- Yβ: Hệ số kể đến độ nghiêng của răng :

140

60 , 15 1 140 1

32

= 33,22 > 30 lấy Zv3 = 32

90

= 93,44 lấy Zv4 = 94

Vì ta dùng bánh răng không dịch chỉnh nên hệ số dịch chỉnh x=0

Tra bảng 6.18 Trị số của hệ số dạng răng ta được : YF3 = 3,80

YF4 = 3,6

- KF : hệ số tải trọng khi tính về uốn, xác định theo công thức [6.45]

KF = KF β.KF α.KFV

Tra Bảng 6.7 Trị số của hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng

vành răng khi tính về uốn K Fβ được KFβ= 1,08

Tra Bảng 6.14 : trị số hệ số phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng

thời ăn khớp : KFα = 1,37 (v < 2,5(m/s)

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

KFv = 1 +

α β

ν

F F

W W F

K K T

d b

190

= 3,35 (m/s)

37 , 1 08 , 1 3 , 343296

2

73 , 99 70 35 , 3

⇒ Vậy thoả mãn điều kiện độ bền uốn

5 Kiểm nghiệm điều kiện quá tải :

Theo 6_48 : Kqt = Tmax/ T = Kbđ = 1,7

5 , 1 752 , 418

Theo 6-49 :

σF3max = σF3 Kqt = 64,43.1,5 = 96,645 < [σF3]max = 464 (Mpa)

σF4max = σF4 Kqt = 61,04.1,5 = 91,56< [σF4]max = 360 (Mpa)

Vậy bộ truyền đảm bảo khả năng quá tảI

6 Bảng thông số và kích thước bộ truyền :

III.KIỂM NGHIỆM ĐIỀU KIỆN BÔI TRƠN VÀ CHẠM TRỤC:

1 Kiểm ngiệm điều kiện bôi trơn:

_Để giảm mất mát công suất vì ma sát , giảm mài mòn răng , đảm bảo thoát nhiệt tốt và đề phòng các chi tiết máy bị han gỉ cần phải bôi trơn liên tục các bộ truyền trong hộp giảm tốc

_Đối với hộp giảm tốc của ta đang thiết kế ta dùng phương pháp bôi trơn trong dầu : ngâm các chi tiết trong dầu chứa ở hộp ( vì vận tốc nhỏ v < 12 m/s)

+ XMax _ Là khoảng cách từ đường tâm các bộ truyền đến mức dầu lớn nhất của hộp giảm tốc

+ Xmin _ Là khoảng cách từ đường tâm các bộ truyền đến mức dầu nhỏ nhất của hộp giảm tốc

+X2Max , X4Max _ Là khoảng cách từ đường tâm các bộ truyền đến mức dầu lớn nhất của cấp nhanh và cấp chậm

+X2min , X4min _ Là khoảng cách từ đường tâm các bộ truyền đến mức dầu nhỏ nhất của cấp nhanh và cấp chậm

*Mức dầu tối thiểu:

_Với bộ truyền bánh răng trụ :

+Mức dầu tối thiểu là : X4min =

- 25 = 114,8 (mm)_Với bộ truyền bánh răng côn:

+Mức dầu tối thiểu là : X2min =

- 42sin73,62 + 5 =118,25 (mm)

*Mức dầu tối đa:

_Với bộ truyền bánh răng trụ :

1 2

6 , 279 ) 2

4 ( 4

1 2

⇒ Ta có :

XMax = Max(X2Max ;X4Max) = Max(108,25;104,85) = 108,25 (mm)

Xmin = Min(X2min ;X4min) = Min(118,25; 114,8) =114,8(mm)

2 Kiểm ngiệm điều kiện chạm trục:

Điều kiện để không chạm trục là :