công nghệ tự động hóa theo dây chuyền trong sản xuất thiết kế xích có bản vẽ đi kèm để lại tin nhắn nhận bản vẽ

Để thực hiện được điều đó một trong những ngành cần quan tâm phát triển đó là ngành cơ khí vì ngành đóng vai trò quan trọng trong việc sản xuất ra các thiết bị công cụ cho mọi ngành kin

Lời Nói Đầu

Hiện nay khoa học kỹ thuật đang phát triển rất nhanh, mang lại những lợi ích cho con người về tất cả những lĩnh vực tinh thần và vật chất Để nâng cao đời sống nhân dân và để hòa nhập vào sự phát triển chung của các nước trong khu vực cũng như trên thế giới Đảng và Nhà nước ta đã đề ra những mục tiêu trong những năm tới là nước ta sẽ trở thành nước công nghiệp hóa, hiện đại hóa.

Để thực hiện được điều đó một trong những ngành cần quan tâm phát triển đó là ngành cơ khí vì ngành đóng vai trò quan trọng trong việc sản xuất

ra các thiết bị công cụ cho mọi ngành kinh tế quốc dân Muốn thực hiện việc phát triển ngành cơ khí cần đẩy mạnh đào tạo đội ngũ cán bộ kỹ thuật có trình

độ chuyên môn đáp ứng được các yêu cầu của công nghệ tiên tiến, công nghệ

tự động hóa theo dây chuyền trong sản xuất.

Chúng Em là sinh viên Khoa Cơ Khí Công Nghệ nói riêng và những sinh viên Trường Đại Học Công Nghiệp Hà Nội luôn cố gắng phấn đấu trong học tập và rèn luyện, trau dồi kiến thức đã được dạy trong trường để sau khi ra trường có thể đóng góp một phần trí tuệ và sức lực vào trong công cuộc phát triển đất nước

Song với những hiểu biết còn hạn chế cùng với kinh nghiệm thực tế chưa

có nên Đồ Án của Em còn nhiều thiếu sót Em rất mong được sự chỉ bảo của các Thầy, Cô để Đồ Án của Em được hoàn thiện hơn.

Cuối cùng Em xin chân thành cảm ơn sự quan tâm chỉ bảo của các Thầy,

Cô trong khoa Cơ khí trường Đại Học Học Công Nghiệp Hà Nội và đặc biệt là

sự hướng dẫn tận tình của thầy: Nguyễn Tuấn Linh

Hà Nội, Ngày 10 Tháng 8 Năm 2012

SVTH: Trịnh văn Việt

Phần 1: Tớnh toỏn hệ dẫn động

Với phơng án thiết kế hộp giảm tốc hai cấp phân đôi ở cấp chậm ta sẽ gặp phải những u điểm và nhợc điển nh sau:

* Ưu điểm: - Tải trọng sẽ đợc phân bố đều cho các ổ.

- Giảm đợc sự phân bố không đồng đều tải trọng trên chiều rộng vành răng nhờ các bánh răng đợc bố trí đối xứng đối với các ổ

- Tại các tiết diện nguy hiểm của các trục trung gian và trục ra mômen xoắn chỉ tơng ứng với một nửa công suất đợc truyền so với tờng hợp không khai triển

Nhờ đó mà hộp giảm tốc loại này nói chung có thể nhẹ hơn 20% so với hộp giảm tốc khai triển dạng bình thờng

* Nh ợc điểm: của hộp giảm tốc khai triển là bề rộng của hộp giảm tốc tăng

do ở cấp khai triển làm thêm một cặp bánh răng so với bình thờng Do vậy cấu tạo bộ phận ổ phức tạp hơn, số lợng các chi tiết và khối lợng gia công tăng lên

có thể làm tăng giá thành của động cơ lên

I Chọn động cơ

A Xác định công suất cần thiết của động cơ

Do hộp giảm tốc làm việc trong chế độ tải thay đổi theo một quy luật xác

định Cho nên công suất lớn nhất phát sinh trên động cơ ứng với tải lớn trong quá trình làm việc là:

(kW)

Trong đó: - Ptg là công suất làm việc trên bộ truyền tải

- η là hiệu suất truyền động của toàn bộ cơ cấu của Theo sơ đồ đề bài thì : η = ηm

ổ lăn ηk

bánh răng ηkhớp nối.ηđai Trong đó: - m là số cặp ổ lăn (m = 4);

- k là số cặp bánh răng (k = 2)

Tra Bảng 2.3 (Trang 19 - Tập 1: Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí), ta đợc các giá trị hiệu suất ứng với mỗi chi tiết nh sau: ηôl= 0,99; ηbr= 0,97; ηk= 1; ηđ= 0,95

⇒η = 0,994 0,972 1 0,95= 0,8586

Công suất làm việc trên bộ truyền tải là:

Sinh viờn:Trịnh Văn Việt

( 75 , 2 1000

22 , 0 12500 1000

75 , 2

) ( 7 , 2 8

8 , 3 8 , 0 3 , 3 2 , 3 8 , 0

2 1

t

t t

P P

P

ck th

= 50

Số vòng quay thực tế của trục băng tải là: nlv =

).

/ ( 13 320

.

22 , 0 60000

.

60000

ph vg D

π π

Vậy ta có số vòng quay sơ bộ của động cơ : nsb = nlv Uht = 13.50 = 650vg/ph)

Ta chọn số vòng quay sơ bộ của trục động cơ là 1400 (vg/ph)

Việc chọn động cơ làm việc với bộ truyền phải thỏa mãn đồng thời các điều kiện sau:

việc của bộ truyền

Các thông số kĩ thuật của động cơ 4A112MB8Y3 nh sau :

Pđc = 3(kW) ; nđc = 701(vg/ph); TK/TDN = 1,8

II

PHÂN PhốI Tỷ Số TRUYềN

Ta đã biết rằng tỉ số chuyền của toàn bộ cơ cấu Ucơ cấu = Uhộp.Ungoài.

Mặt khác tỷ số truyền thực của toàn bộ cơ cấu đợc xác định nh sau:

9 , 53 13

Mặt khác đây là hộp giảm tốc cấp 2 nên ta có: Uh =Unh.Uch

Trong đó - Unh là tỉ số truyền cấp nhanh

- Uch : Tỉ số truyền cấp chậm

Để đảm bảo rằng các cơ cấu truyền truyền động đợc làm việc trong điều kiện bôi trơn là tốt nhất thì ta phải phân phối tỉ số chuyền giữa hai cấp

nhanh và cấp chậm trong hộp giảm tốc theo nguyên tắc: U nh = (1,2ữ1,3).U ch

Nên tỉ số chuyền của cấp nhanh và chậm trong hộp động cơ đợc phân phối

* Ta có công suất trên các trục lần lợt đợc xác định nh sau :

701 =

=

d

dc U

n

(vg/ph);

nII =

2 , 46 06

nIII = nIV =

10 66 , 4

2 ,

46 =

=

II

II U

n

(vg/ph) (Vì trục III nối với trục IV qua khớp đàn hồi)

* Còn giá trị Mô men đợc xác định nh sau: n

P 10 55 , 9

3 10 55 ,

=

dc

dc n P

(N.mm)

TI = 9,55 106

102321 280

3 10 55 ,

=

I

I n P

(N mm)

TII = 9,55 106

599989 46

89 , 2 10 55 ,

=

II

II n P

(N mm)

TIII = 9,55 106

1327450 10

39 , 1 10 55 ,

=

III

III n P

(N mm)

TIV = 9,55 106

2626250 10

75 , 2 10 55 ,

=

IV

IV n P

2 Xác định các thông số của xích và bộ truyền xích

Trong đó: Pt - Công suất tính toán;

P - Công suất cần truyền

Xác định công suất cho phép [P] của xích con lăn: với n01 =800 vòng/phút,

kz - Hệ số răng ; kz = 1

01

z z

= 25 / 21 = 1,19

kn - Hệ số vòng quay; kn = n01/ n1 = 1,1

Hệ số k được xác định theo công thức:

k = k0 ka kđc kbt kđ kc (2.20)

Trong đó các hệ số thành phần được chọn theo bảng 5.6 -tr 82 - tài liệu [1],với:

k0 - Hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền, k0 = 1 (do đường nối tâm của hai đĩa xích so với đường nằm ngang là 50o <60o);

ka - Hệ số kể đến ảnh hưởng của khoảng cách trục và chiều dài xích;

kbt - Hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn; với trường hợp môi trường làm việc có bụi, chất lượng bôi trơn bình thường), ta chọn: kbt = 1,3;

kđ - Hệ số tải trọng động, với trường hợp tải trọng vừa (tải trọng va đập), ta chọn: kđ = 1,3;

kc - Hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền; với trường hợp số

điều kiện Pt < [P] =30,7 được thỏa mãn

Tính khoảng cách trục sơ bộ, ta lấy:

2

2 1 2

4

) (

π

−

(2.21) ⇒ x = 135,02

Ta lấy số mắt xích chẵn xc = 136, tính lại khoảng cách trục theo công thức:

− +

+

−

2 1 2 2

2 1 1

5 , 0

Z X

Z Z X

2

84 21 136 84

21 5 , 0 136 4 ,

i =

236 , 1 136 15

05 , 120 21

< imax=30 (bảng 5.9)

Suy ra sự va đập của các mắt xích vào các răng trên đĩa xích

đảm bảo, không gây ra hiện tượng gẫy các răng và đứt má xích

Q

+ + 0

.

≥ [s] (2.24)Trong đó: Q - Tải trọng phá hỏng, theo bảng 5 2 - tr 78 - tài liệu [1], ta có:

⇒ F0 = 9,81 2 2,6 1,0258 = 52,33 (N)

Từ đó, ta tính được:

94,796,233,523,7085.1

56700

=+

180sin(

4,25

d

3,679)

84

180sin(

4,25

∗ Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc của đĩa xích:

Ứng suất tiếp xúc σH trên mặt răng đĩa xích phải nghiệm điều kiện:

σH = 0,47.

d

vd d t r

k A

E F K F k

.

.

+

≤ [σH] (2.30)Trong đó: [σH] - ứng suất tiếp xúc cho phép, theo bảng 5 11 - tr 86 - tài liệu [1];

Hệ số ảnh hưởng của số răng đến đĩa xích : Kr = 0,48 (vì Z1 =21 )

Diện tích bản lề : A = 180 mm2 (tra bảng (5.12)với p=25,4 mm, xích ống con lăn một dãy)

Mô dun đàn hồi: E = 2,1.105 Mpa

10 1 , 2 ).

56 , 2 0 , 1 3 , 7085 (

48 , 0 47 ,

σH1 <[σH] : nghĩa là đĩa xích 1 đảm bảo độ bền tiếp xúc

Tương tự cho đĩa xích 2 với cùng vật liệu và chế độ nhiệt luyện Hệ số ảnh hưởng của số răng đến đĩa xích Kr=0,22 (vì Z2 =84) Ta có:

Đĩa xích 2 cũng đảm bảo độ bền tiếp xúc

Sinh viên:Trịnh Văn Việt

Bị động: da2 = 691,53 mmĐường kớnh vũng chõn răng của đĩa xớch Chủ động: df1 = 154,36mm

II TíNH toán các TRUYềN bên trong HộP GIảM TốC.

Do bộ truyền trong của hộp giảm tốc đều là các cặp bánh răng ăn khớp với nhau trong điều kiện che kín và đợc bôi trơn đầy đủ Cho nên dạng hỏng chính

mà bộ truyền thờng gặp phải là tróc mỏi bề mặt bánh răng ăn khớp làm cho tuổi thọ của cơ cấu giảm xuống rất nhiều Vậy ta phải chọn vật liệu làm bánh răng

để xác định giá trị ứng suất giới hạn [σH] cho phép Để thiết kế và tính toán ra các thông số hình học của cặp bánh răng vừa đáp ứng đợc yêu cầu về tỉ số

truyền lại để cho ứng suất tiếp xúc sinh ra trong quá trình làm việc trên bề mặt bánh răng trong quá trình ăn khớp là σH không đợc lớn hơn giá trị [σH] cho phép

A.Thiết kế cặp bánh bánh răng thẳng ở cấp nhanh:

1.Chọn vật liệu.

Vật liệu làm bánh răng đáp ứng các đòi hỏi sau:

- Vật liệu làm bánh răng phải thoả mãn các yêu cầu về độ bền bề mặt để tránh hiện tợng tróc mỏi, mài mòn, dính răng và độ bền uấn trong quá trình làm việc Cho nên vật liệu làm bánh răng thờng là thép có chế độ nhiệt luyện hợp lý hoặc

đợc làm bằng gang hay các vật liệu không kim loại khác

- Theo yêu cầu của đề bài thì bộ truyền bánh răng thẳng phải truyền đợc công suất tối đa chính là công suất truyền lớn nhất của trục I là 3 (kW) ứng với chế

độ trung bình cho nên vật liệu làm bánh răng thuộc nhóm I có độ cứng đạt HB

≤ 350.

Sinh viờn:Trịnh Văn Việt

- Để đảm bảo chỉ tiêu kinh tế ta phải chọn vật liệu và phơng pháp gia công hợp lý để cho cặp bánh răng có thời gian sử dụng không đợc chênh lệch nhau không quá nhiều.

Căn cứ vào các tiêu chuẩn đó và Bảng 6.1 (Trang 92-Tập 1:Tính toán thiết kế

hệ dẫn động cơ khí) ta xác định sơ bộ vật liệu làm cặp bánh răng nh sau:

Bánh nhỏ: Chọn vật liệu thép C45 và chế độ nhiệt luyện là tiến hành tôi cải

thiện sau khi gia công có các thông số kỹ thuật (độ cứng,giới hạn bền và giới hạn bền chảy) lần lợt nh sau:

HB = 241 ữ 285; σb1 = 850 MPa ; σch 1 = 580 Mpa

Vậy ta chọn độ cứng của bánh răng 1 là HB 1 = 250.

Bánh lớn: Chọn vật liệu thép C45 cũng tiến hành tôi cải thiện sau khi gia

công có các thông số về vật liệu (độ cứng, giới hạn bền và giới hạn bền chảy) lần lợt nh sau:

HB = 192 ữ 240; σb2 = 750 MPa ; σch2 = 450 Mpa

Vậy ta chọn độ cứng của bánh răng 2 là: HB 2 = 220.

2 Xác định ứng suất tiếp xúc [σH ] và ứng suất uấn [σf ] cho phép.

a ứng suất tiếp xúc cho phép đợc xác đinh bởi công thức nh sau:

[ ]σ H =(σ H lim S H) Z R Z V K L K xH

.Trong đó: - SH là hệ số an toàn

H = σ K

σ

.Trong đó: -

°

σHlim

là giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bề mặt răng

- KHL là hệ số xét đến ảnh hởng của chu kỳ làm việc

Theo Bảng 6.2 (Trang 94 - Tập 1: Tính toán thiết kế hệ thông dẫn động cơ khí) ta có công thức xác định

Vậy ta có giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bánh răng nhỏ và bánh răng lớn nh sau:

Số chu kỳ cơ sở NHO đợc xác định bởi công thức nh sau: NHO = 30.HB2,4

, 2 1 1

HO

7 4

, 2 4

, 2 1 1

HO

10 200

30 HB

30 N

10 7 , 1 250 30 HB

30 N

Số chu kì thay đổi ứng suất tơng đơng NHE đợc xác định nh sau:

(T / T ) t n

c 60

NHE = i ∑ i max 3 i i

Trong đó: - c là số lần ăn khớp trong một vòng quay Nên ta có c =1

- Ti là mômen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét

- ni là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét

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

Vậy với bánh lớn (lắp với trụcII) ta có: NHE2 = 60 ci ∑(Ti/ Tmax)3 t.i ni.Thay số vào các giá trị tơng ứng của công thức ta có:

7 2 7

3 3

8

8 , 3 ) 8 , 0 ( 8

3 , 3 1 40000 112 1

N

U N N

HL 1

HO 2

HE

1 2 HE 1

1 570 S

K

H HL

o 1 lim H 1

1 510 S

K

H HL

o 2 lim H 2

xF S R lim F F

σ

=

σ

Trong đó: - [σFlim] là giới hạn bền mỏi uấn ứng với chu kỳ chịu tải NEF

- SF là hệ số an toàn lấy bằng 1,7 do bề mặt đợc tôi cải thiện

- YS = 1,08 – 0,16.lgm là hệ số xét đén ảnh hởng của kích thớc răng

F = σ K

σ

.Trong đó: -

°

σFlim

là giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bề mặt răng

- KFL là hệ số xét đến ảnh hởng của chu kỳ làm việc

Theo Bảng 6.2 (Trang 94-Tập 1: Tính toán thiết hệ dẫn động cơ khí) ta có công thức xác định

Mà số chu kỳ cơ sở NFO =6.106 đợc xác định cho mọi loại thép

Còn số chu kì thay đổi ứng suất tơng đơng NFE đợc xác định nh sau:

(T / T ) t n

c 60

NFE = i ∑ i max mF i i

Trong đó: - c là số lần ăn khớp trong một vòng quay Nên ta có c =1

- Ti là mômen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét

- ni là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét

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

- mF là bậc của đờng cong mỏi khi thử về uấn ở đây mF = 6

Vậy với bánh răng lớn (lắp với trụ II) ta có: N 60 c (T / T )6 t.i ni.

max i i

FE = ∑

Tiến hành thay các giá trị băng số vào công thức ta có

6 2

7 6

6

8

8 , 3 ) 8 , 0 ( 8

3 , 3 1 40000 112 1

N

U N N

FL 1

FO 2 FE

1 2 FE 1

1 450 S

K

F FL

o 1 lim F 1

1 396 S

K

F FL

o 2 lim F 2

2 H

Hv H 1

u

K K T

ψ σ

Thay số vào công thức ta sẽ xác định đợc khoảng cách giữa 2 trục aω1:

Sinh viờn:Trịnh Văn Việt

aω1≥ 49,5.(6,06+1).

217 35 , 0 06 , 6 6 , 463

1 0625 , 1 102321

3

(mm)Vậy ta chọn sơ bộ aω1 = 220 (mm)

=

u m

5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

Yêu cầu cần phải đảm bảo điều kiện σH≤ [σH] = 463 MPa

nh H 1 1

H M

U b

) 1 U (

K T 2 d

Z Z Z

ω ω

;Trong đó : - ZM : Hệ số xét đến ảnh hởng cơ tính vật liệu;

2 2

sin

2

0 tw

=

= α

- Zε =

876 , 0 3 / ) 7055 , 1 4 ( 3 / ) 4

Vì hệ số trùng khớp εα = 1,88 – 3,2

702 , 1 127

1 21

1 2 , 3 88 , 1 1 1

2 1

= +

=

25 , 3 06 6 : 220 846 , 1 73 004 , 0

.

07 , 1 1 15 , 1 102321

2

63 77 25 , 3 1

2

1

1 1

u

a v g

K K T

d b K

o F F

F F Fv

ω

α β

ω ω

δ ν

ν

Vận tốc bánh dẫn: v =

92 , 0 60000

280 63 14 , 3 60000

.dω1n1 = = π

m/s < 2 m/s theo Bảng 6.13 (Trang 106-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn ) ta có cấp chính xác động học là 9.Bảng 6.15 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ⇒δH = 0,004

Bảng 6.16 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ⇒ go = 73

06 , 6

) 1 06 , 6 (

16 , 1 102321

2 63

874 , 0 76 , 1

ZR = 0,9 với da< 700mm ⇒ KxH = 1 Vậy [σH] = 463.1.0,9.1 = 416,7 MPa

Do σH = 400,9 < [σH] =416,7 nên bánh răng thoả mãn điều kiện bền tiếp xúc.Khi đó khảng cách trục thực tế aω1 = 3.Zt/2 = 3.(21+127)/2 = 222 (mm)

* ở đây ta phải tiến hành thêm quá trình dịch bánh răng để gi mả khoảng cách trục từ aω1 =222 (mm) xu ngố aω2 = 220(mm) mà vẫn bảo đảm qúa trình ăn khớp.Sinh viờn:Trịnh Văn Việt

- Hệ số dịch chỉnh tâm: y = aω2 /m – 0,5.( Z1+Z2 ) = 220/3 – 0,5.(21+127) = -0.67

cosαt α = Zt.m.cosα/(2 aω2) = 148.3.cos200/(2.220) = 0,948 ⇒αt α = 18,50

6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.

Để bảo đảm bánh răng trong quá trình làm việc bị gãy răng thì ứng suất uấn tác dụng lên bánh răng σF phải nhỏ thua giá trị ứng suất uấn cho phép [σF] hay:

σF ≤ [σF]

Do b .d .m

Y K T 2

1

1 F F 1 1

F

ω ω

=

σ

⇒σF2 = σF1 YF2 / YF1

Trong đó : - T1 : Mômen xoắn tác dụng trên trục chủ động

- KF : Hệ số tải trọng khi tính về uốn KF = KF β.KF αKFv

- KF β : Hệ số kể đến sự phân bố phân bố không đều trên chiều rộng răng

- KFv : Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp

23

2 2

1 1

F

F Y Z

Y Z

Theo Bảng 6.18 (Trang 109-Tâp1: Tính toán )

= +

=

60 , 9 06 , 6 : 220 846 , 1 73 011 , 0

.

19 , 1 1 11 , 1 102321

2

63 77 14 , 9 1

2

1

1 1

u

a v g

K K T

d b K

o F F

F F Fv

ω

α β

ω ω

δ ν

ν

Vận tốc bánh dẫn: v =

95 0 60000

280 63 14 , 3 60000

. 1 1

Bảng 6.16 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ⇒ go = 73

Bảng 6.7 (Trang 98-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ⇒ KF β = 1,11

Do đây là bánh răng thẳng lên KF α=1

⇒ KF = KF β.KF αKFv = 1,11.1,19.1 = 1,32

Vậy ta có:

6 , 18 3

63 77

63 , 3 32 , 1 102321

2

.

2

1

1 1

m d b

Y K

T F F F

ω ω

MPa MPa

F F

F F

29 , 226 96

, 66

14 , 257 6

, 18

1 2

1 1

σ σ

σ σ

7 Kiểm nghiệm răng về quá tải

Để bộ truyền khi quá tải (xảy khi mở máy hoặc hãm máy Lúc đó momen xoắn tăng đột ngột) không bị biến dạng d, gẫy dòn lớp bề mặt của răng hoặc biến dạng d, phá hỏng tĩnh mặt lợn chân răng thì ứng suất tiếp xúc cực đại σHmax

và ứng suất uốn cực đại σF1max luôn luôn phải nhỏ hơn ứng suất quá tải cho phép [σH]max và [σF1]max

Sinh viờn:Trịnh Văn Việt

* Ta có ứng suất quá tải cho phép [σH]max và [σF1]max đợc xác định nh sau:[ ]

σ

= σ

ch max

F

ch max

H

8 , 0

8 , 2

Vậy suất quá tải cho phép [σH]max và [σF1]max của mỗi bánh răng xác định nh sau:

= σ

=

= σ

= σ

MPa 464 580 8 , 0

8 , 0

MPa 1624 580

8 , 2

8 , 2

ch max

1

F

1 ch max

= σ

=

= σ

= σ

MPa 360 450 8 , 0

8 , 0

MPa 1260 450

8 , 2

8 , 2

ch max

2

F

2 ch max

σ

= σ

qt F max

F

qt H max

H

K

K

1 , 99 48 , 1 96 , 66

464 5

, 27 48 , 1 6 , 18

1260

64 , 500 48 , 1 53 , 411

max 2 2

max

max 1 1

max

max 1 1

max

MPa MPa

K

MPa MPa

K

MPa MPa

K

F qt

F F

F qt

F F

H qt

H H

σ σ

σ

σ σ

σ

σ σ

σ

Kết luận: Vậy cặp bánh răng ta đã tính toán đợc ở trên hoàn toàn đảm bảo

đ-ợc rằng bộ truyền cấp nhanh làm an toàn

* Thông số cơ bản của bộ truyền cấp nhanh :

- Đờng kính cơ sở : db1 = d1 cos α = 63 cos 20° = 59,2 mm;

Bánh nhỏ: Chọn vật liệu là thép C45 cũng tiến hành tôi cải thiện sau khi gia

công có các thông số kỹ thuật (độ cứng,giới hạn bền và giới hạn bền chảy) lần

l-ợt nh sau:

HB = 241 ữ 285; σb1 = 850 MPa ; σch 1 = 580 Mpa

Vậy ta chọn độ cứng của bánh răng 1 là HB 1 = 250.

Bánh lớn: Chọn vật liệu là thép C45 cũng tiến hành tôi cải thiện sau khi gia

công có các thông số kỹ thuật (độ cứng, giới hạn bền và giới hạn bền chảy) lần lợt nh sau:

HB = 192 ữ 240; σb2 = 750 MPa ; σch2 = 450 Mpa

Vậy ta chọn độ cứng của bánh răng 2 là: HB 2 = 220.

2 Xác định ứng suất tiếp xúc [σH ] và ứng suất uấn [σf ] cho phép.

a ứng suất tiếp xúc cho phép đợc xác đinh bởi công thức nh sau:

[ ]σ H =(σ H lim S H) Z R Z V K L K xH

.Trong đó: - SH là hệ số an toàn

H = σ K

σ

.Trong đó: -

°

σ H lim

là giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bề mặt răng

Sinh viờn:Trịnh Văn Việt

- KHL là hệ số xét đến ảnh hởng của chu kỳ làm việc

Theo Bảng 6.2 (Trang 94-Tập 1: Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ta công thức xác định SH và

Số chu kỳ cơ sở NHO đợc xác định bởi công thức nh sau: NHO = 30.HB2,4

, 2 1 2

HO

7 4

, 2 4

, 2 1 1

HO

10 200

30 HB

30 N

10 7 , 1 250 30 HB

30 N

Số chu kì thay đổi ứng suất tơng đơng NHE của bánh răng nghiêng đợc xác

m max i

HE 60 c T / T t n

Trong đó: - c là số lần ăn khớp trong một vòng quay Nên ta có c =1

- Ti là mômen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét

- ni là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét

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

- mH là bậc của đờng cong mỏi khi thử về tiếp xúc ở đây mH = 3

3 max i 2

HE 60 c T / T t n

Tiến hành thay thế các giá trị bằng số ta có

7 2 7

3 3

8

8 , 3 ) 8 , 0 ( 8

3 , 3 1 40000 28 1

N

U N N

HL 1

HO 2

HE

1 2 HE 1

1 570 S

K

H HL

o 1 lim H 1

σ

(MPa)

[ ] 463 , 6

1 , 1

1 510 S

K

H HL

o 2 lim H 2

σ

(MPa)

Nhng ứng suất cho phép dùng để tính toán cho hệ chuyển động răng nghiêng

là giá trị nhỏ nhất trong các giá trị sau:

= σ + σ

=

σ

=

= σ σ

=

σ

MPa 9 , 490 2

, 518 6 , 463 5 , 0

2

1

MPa 1 , 547 6 , 463 18 , 1 ,

min 18

,

1

2 H 1 H H

2 H 1 H H

⇒[σH] = 490,9 (MPa)

b ứng suất tiếp uấn cho phép đợc xác đinh bởi công thức nh sau:

[ ]σF = σFlim YR YS KxF/ SF.Trong đó: - [σFlim] là giới hạn bền mỏi uấn ứng với chu kỳ chịu tải NEF

- SF là hệ số an toàn lấy bằng 1,7 do bề mặt đợc tôi cải thiện

- YS = 1,08 – 0,16.lgm là hệ số xét đén ảnh hởng của kích thớc răng

F = σ K

σ

.Trong đó: -

°

σFlim

là giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bề mặt răng

- KFL là hệ số xét đến ảnh hởng của chu kỳ làm việc

Theo Bảng 6.2 (Trang 94-Tập 1: Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ta có công thức xác định SF và

Mà số chu kỳ cơ sở NFO = 6.106 đợc xác định cho mọi loại thép

Sinh viờn:Trịnh Văn Việt

Còn số chu kì thay đổi ứng suất tơng đơng NFE đợc xác định nh sau:

m max i

FE 60 c T / T t n

Trong đó: - c là số lần ăn khớp trong một vòng quay Nên ta có c =1

- Ti là mômen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét

- ni là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét

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

- mF là bậc của đờng cong mỏi khi thử về uấn ở đây mF = 6.Vậy với bánh lớn (Lắp trên trục III) ta có: ( ) i i

6 max i 2

FE 60 c T / T t n

Tiến hành thay số vào các giá trị trong công thức ta có:

6 2

7 6

6

8

8 , 3 ) 8 , 0 ( 8

3 , 3 1 40000 28 1

N

U N N

FL 1

FO 2 FE

1 2 FE 1

1 450 S

K

F FL

o 1 lim F 1

1 396 S

K

F FL

o 2 lim F 2

2 H

H Hv H 1

u

K K K T

ψ σ

α β

(mm)Trong đó: - T1 là mômen xoắn trên trục bánh chủ động (là trục II)

- Ψa = bω/aω1 = 0,3 là hệ số chiều rộng bánh răng

- KH β là hệ số tập trung tải trọng

- KHv là hệ số tải trọng động

- KH α là hệ số phân bố không đều tải trọng giữa các răng

- u1 là tỉ số truyền của cặp bánh răng ta đang xét

, 4 9 , 490 3 , 0

1 1 1275 , 1 299995

3

(mm)Vậy ta chọn aω1 = 245 (mm)

( ) 3 (4 , 66 1) 23,6

8191 , 0 245 2 1

Khi đó góc nghiêng răng thực tế có giá trị xác định nh sau:

β = arccos[(m.Zt)/(2.aω)] = arccos[(3.136/(2.245)] = 33,630

5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

Yêu cầu cần phải đảm bảo điều kiện σH≤ [σH] = 490,9 (MPa)

nh H 1 1

H M

U b

) 1 U (

K T 2 d

Z Z Z

ω ω

;Trong đó : - ZM : Hệ số xét đến ảnh hởng cơ tính vật liệu;

- dω1 : Đờng kính vòng chia của bánh chủ động.

8214 , 0 2 795

, 47 sin

77 , 34 cos 2 2

.Vì εα = [1,88 – 3,2 (1/Z1 +1/Z2 )].cosβ =[1,88 – 3,2 (1/24 +1/112 )].cos330

=1,4

Do vận tốc bánh dẫn: v =

208 , 0 60000

46 6 , 86 14 , 3 60000

.dω1n1 = = π

m/s < 4 m/s tra Bảng 6.13 (Trang 106-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ta đợc cấp chính xác động học là 9 tra Bảng 6.14 (Trang 107-Tập 1:Tính toán ) ta xác định đợc :

= +

=

22 , 0 66 , 4 : 245 208 , 0 73 002 , 0

.

002 , 1 13 , 1 1275 , 1 299995

2

6 , 86 5 , 73 22 , 0 1

2

1

1

1

u

a v g

K K T

d b K

o H H

H H Hv

ω

α β

ω ω

δ ν

, 4 5 , 73

) 1 66 , 4 (

28 , 1 299995

2 6

, 86

845 , 0 489 , 1

(Mpa)

Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép : [σH] = [σH] ZRZVKxH

Với v =0,208 m/s ⇒ ZV = 1 (vì v < 5m/s ), Với cấp chính xác động học là 9, chọn mức chính xác tiếp xúc là 9 Khi đó cần gia công đạt độ nhám là Ra =

10ữ40 àm Do đó ZR = 0,9 với da< 700mm ⇒ KxH = 1

⇒ [σH] = 490,9.1.0,9.1 = 441,81 MPa

Nhận thấy rằng σH = 431,36 (MPa) < [σH] = 441,81 (MPa) do đó bánh răng nghiêng ta tính toán đã đáp ứng đợc điều kiện bền do tiếp xúc

6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.

Để bảo đảm bánh răng trong quá trình làm việc không bị gãy răng thì ứng suất uấn tác dụng lên bánh răng σF phải nhỏ hơn giá trị ứng suất uấn cho phép [σF] hay: σF≤ [σF]

Mà

m d b

Y K K T 2

1

1 F Fv F 1 1

F

ω ω

=

=

⇒

= β

=

6 , 3 Y 166 )

/(cos Z Z

7 , 3 Y 41 ) /(cos Z Z

2 F

3 2

2

td

1 F

3 1

1

td

Bảng 6.18(Trang 109-Tập1: Tính toán )

= +

=

28 , 1 66 , 4 : 245 404 , 0 73 006 , 0

.

009 , 1 37 , 1 2225 , 1 299995

2

6 , 86 5 , 73 28 , 1 1

2

1

1 1

u

a v g

K K T

d b K

o F F

F F Fv

ω

α β

ω ω

δ

ν

ν

Vận tốc bánh dẫn : v=0,208 (m/s) < 4 (m/s) tra Bảng 6.13 (Trang 106-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ta có cấp chính xác động học 9 Tra Bảng 6.14 (Trang 107-Tập 1: Tính toán thiết kế ) ta đợc KF α=1,37

Bảng 6.15 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ⇒δF = 0,006

Bảng 6.16 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ⇒ go = 73

Bảng 6.7 (Trang 98-Tập 1:Tính toán thiết thiết ) ⇒ KF β = 1,2225

Sinh viờn:Trịnh Văn Việt

6 , 86 5 , 73

7 , 3 752 , 0 714 , 0 69 , 1 299995

2

.

2

1

1 1

m d b

Y Y Y K

F

ω ω

ε β

<

=

σ

= σ

<

=

σ

MPa 29 , 226 MPa

92 , 90

MPa 14 , 257 MPa

45 , 93

1 F 2

F

1 F 1

F

7 Kiểm nghiệm răng về quá tải

Để bộ truyền khi quá tải mà làm việc bình thờng thì ứng suất tiếp xúc cực đại

σHmax và ứng suất uốn cực đại σF1max phải nhỏ hơn ứng suất quá tải cho phép [σH]max và [σF1]max

* Ta có ứng suất quá tải cho phép [σH]max và [σF1]max đợc xác định nh sau:[ ]

σ

= σ

ch max

F

ch max

H

8 , 0

8 , 2

Vậy suất quá tải cho phép [σH]max và [σF1]max của mỗ bánh đợc xác định nh sau:

= σ

=

= σ

= σ

MPa 464 580 8 , 0

8 , 0

MPa 1624 580

8 , 2

8 , 2

1 ch max

1

F

1 ch max

= σ

=

= σ

= σ

MPa 360 450 8 , 0

8 , 0

MPa 1260 450

8 , 2

8 , 2

2 ch max

2

F

2 ch max

2

H

* Còn ứng suất quá tải phát sinh khi chạy máy đợc xác định nh sau:

= σ

qt F max

F

qt H max

H

K

K

, 127 48 , 1 82 , 90

464 83

, 130 48 , 1 45 , 93

1260

39 , 510 48 , 1 431,36

max 2 2

max

max 1 1

max

max 2 max

MPa MPa

K

MPa MPa

K

MPa MPa

K

F qt

F F

F qt

F F

H qt

H H

σ σ

σ

σ σ

σ

σ σ

σ

Kết luận: Vậy cặp bánh răng ta đã tính toán đợc ở trên hoàn toàn đảm bảo

đ-ợc rằng bộ truyền cấp nhanh làm an toàn

* Thông số cơ bản của bộ truyền cấp chậm :

PHẦN III : Thiết kế trục 1: Chọn vật liệu chế tạo trục.

Chọn vật liệu chế tạo trục là thộp 45 thường húa cú

Độ cứng HB = 200

Sinh viờn:Trịnh Văn Việt

Giới hạn bền σb

= 850 (Mpa)Giới hạn chảy σch

= 340 (MPa)ứng suất xoắn cho phộp [ ]τ

đợc thuận lợi hơn Tại các tiến diện thay đổi đờng kính có mối quan hệ với nhau qua biểu thức sau:

di ± 1 = di± ∆d (mm)

Trong đó: - Dấu (+) ứng với trờng hợp từ tiết nhỏ lên tiết diện lớn hơn

- Dấu (-) ứng với trờng hợp từ tiết lớn xuống tiết diện nhỏ hơn

- ∆d = 5ữ10 mm Đối với vai trục thì ∆d =10 còn không thì ∆d =5

Do mômen T có ảnh hởng rất lớn đến khả năng làm việc của trục Vì trục cũng là bộ trực tiếp tham gia vào qúa trình truyền mômen giữa các trục Cho nên giữa đờng kính trục với mômen T trục đó phải truyền có mối liên hệ bởi công thức

[ ]

3

2 , 0

T d

τ

≥

(mm)

Trong đó: - T là mômen xoắn tác dụng lên trục

- [τ]= 12 ữ30 (MPa) là ứng suất xoắn cho phép

Vì trong quá trình tính toán trục không xét đến ảnh hởng của ứng suất uốn cho nên để bù lại ảnh hởng của ứng suất uốn tới tuổi bền của trục ta phải hạ thấp [τ] xuống

* Đờng kính ngõng trục vào của hộp giảm tốc:

[ ] 0 , ( 12 30 ) 25,7 34,9

102321

2 ,

Vậy ta chọn sơ bộ đờng kính ngõng trục vào là d n = 30 mm

* Đờng kính trục trung gian của hộp giảm tốc:

Đờng kính trục tại vị trí lắp bánh răng thẳng bị động đợc xác định sơ bộ nh sau:

2 ,

mm d

mm b

mm

d

mm b

31 60

19 30

03 02 01

Do trong hộp giảm tốc phân đôi thì trục trung gian có cấu tạo là phức tạp nhất quyết định kích thớc của các trục khác khi truyền chuyển động cho nhau, nên

ảnh hởng tới kích thớc của hộp giảm tốc Do đó khi tính toán kích thớc hình học của các trục thì ta phải xác định kích thớc của trục trung gian trớc hết căn cứ vào đó để định các thông số hình học cho các trục khác

Do lắp bỏnh đai lờn đầu vào của trục I nờn khụng cần quan tõm đến đường kớnh trục động cơ điện

B: Xỏc định khoảng cỏch giữa cỏc gối đỡ và điểm đặt lưc.

Sơ đồ (sơ bộ) kết cấu của trục trung gian trong hộp giảm tốc:

b 0

21

63,5 142

284 220,5

b 2

Sinh viờn:Trịnh Văn Việt

- Theo bảng (10.2) ta chọn Chiều rộng ổ lăn là bo = 31 (mm)

- Chiều dài mayơ bánh đai và bánh răng

chọn lm36 =85 (mm) ; lm37 = 90(mm) lm38 = 100 (mm)

- Tính khoảng cách sơ bộ giữa các đoạn trục

+Theo bảng (10.3) ta chọn

Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc

2 : Xác định trị số và chiều của các lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục

w

d T

= 63

102321

= 3248 cos0

5 , 18

⇒ -FY11 + Fr12 + FY10 - FY13 = 0

Phương trình mô men : ∑M (A)

Flt10 =

2 10

2 1

2 45625 0 , 75 102321 (-54358,5) + +

= 113528,3 (Nmm)

Mtd1C =

2 1

2 1

2 ( 238140 ) 0 , 75 102321 )

75 0

=

2

7 , 56622 75 , 0

M d

1 3 [ ]1

1 ,

= 26 (mm)+ Tại tiết diện D-D

1 3 [ ]1

1 ,

= 23 (mm)+ Tại tiết diện C-C

1 3 [ ]1

1 ,

= 33 (mm)Xuất phát từ các yêu càu về độ bền, lắp ghép và công nghệ ta chọn đường kính các đoạn trục như sau :

d1D = 25(mm)

d1A = 35 (mm)

d1C = 45(mm)

d1B =35 (mm)

- Xác định then và kiểm nghiệm độ bền của then

Ta có đường kính vòng lăn bánh răng trụ răng thẳng chủ động là 51,48 ma đường kính của trục một tại vị trí lắp bánh răng là 45 nên ta chọn chế tạo bánh răng đồng trục và không sử dung ghép then

-Xác định điều kiện bền dập: áp dụng công thức 9.1 ( TT-TKHDĐCK)

Với ltI1 = (0,8…0,9).lm11 = (0,8…0,9).38 = 30,4…34,2 chọn ltI1 = 33(mm)

⇒ σd

= 25.33.(8 5)

102321

2

−

= 82 ≤ [ ]σd

= 100 (MPa) (Thỏa mãn điều kiện)+Tại tiết diện C-C

Với ltI2 = (0,8…0,9).lm12 = (0,8…0,9).45 = 36…40chọn ltI2 = 38(mm)Sinh viên:Trịnh Văn Việt