hệ thông phân cấp đôi chậm thiết kế đai dẹt 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

Sinh viên: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);

22,0.125001000

75,2

ơng) sẽ đợc tín theo công thức sau:

Sinh viờn:Trịnh Văn Việt

8,3.8,03,3.2,3.8,0

2 2

2 1

t

t t

P P

P

ck th

22,0.60000

60000

ph vg D

ππ

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:

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:

9,5313

U =

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: Unh = (1,2ữ1,3).U ch Nên tỉ số chuyền của cấp nhanh và chậm

trong hộp động cơ đợc phân phối nh sau: Unh = 6,06; U ch = 4,66.

Kết luận: Tỉ số chuyền đợc phân phối giữa các cấp nh sau:

Uh = 21,56 ; Unh = 6,06; Uch = 4,66; Uđai = 2,5

Sinh viờn:Trịnh Văn Việt

Xác định công xuất, mômen, số vòng quay trên các trục: Do Pthmax = 3,2 > Pthđc =

3 (kW)

Vậy để đảm bảo điều kiện cho các chi tiết có thời gian làm việc lâu dài theo yêu cầu đã đề

ra, ta phải sử dụng công suất phát sinh lớn nhất trong quá trình làm việc tính toán kết cấu hộp giảm tốc Có nh vậy mới đề phòng đợc việc hỏng hóc khi công suất tăng đến giá trị lớn nhất

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

2,

(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,

(N.mm)

TI = 9,55 106

102321280

3.10.55,

(N mm)

TII = 9,55 106

59998946

89,2.10.55,

(N mm)

TIII = 9,55 106

132745010

39,1.10.55,

(N mm)

TIV = 9,55 106

262625010

75,2.10.55,

(N mm)

Trục Động cơ 1 2 3 Cụng tỏcSinh viờn:Trịnh Văn Việt

Thụng số

Số vũng quay n, vũng/phỳt 701 280 46 10 10 Momen xoắn T, N.mm 40870 102321 599989 1327450 2626250

Phần 2 : TíNH TOáN THIếT Kế các CHI TIếT MáY

I TíNH Bộ TRUYềN BáNH Đai bên ngoài HộP GIảM TốC.

A Thiết kế bộ truyền ngoài bằng bánh đai dẹt.

: là góc giữa hai nhánh dây đai.

: là chiều dày của dây đai dẹt

b : là chiều rộng của đai dẹt.

A : là diện tích tiết diện đai A = bx

1 Chọn loại đai phù hợp với khả năng làm việc:

Do chế độ làm việc yêu cầu đối với bộ truyền đai là làm việc ổn định trong hai ca tơng

đ-ơng với 16 h Cho nên đai phải có độ bền cao thêm vào đó vẫn phải bảo đảm yêu cầu về kinh

tế là là giá thành phải tối thiểu nhất Cho nên ta lựa chọn loại đai dẹt đợc làm bằng vải và cao

ở đây T1 là mômen xoắn trên trục chủ động nên ta có T1 = Tdc = 40870 (N.mm)

Thay số vào ta có xác định sơ bộ đờng kính bánh đai nh sau:

(5,2 6,4).3 (5,2 6,4).3 40870 179,12 220( )

.Theo dãy tiêu chuẩn ta sẽ chọn đợc d1 = 180 (mm)

Khi đó vận tốc đai đợc xác định bởi công thức nh sau:

6,660000

701.180.14,31000.60

1 1

Do v = 6,6 (m/s) < vmax = (25ữ30) (m/s) Cho nên đờng kính d1 là phù hợp với điều kiện làm việc của bộ truyền

3 Xác định đờng kính đai lớn:

Đờng kính đai lớn đợc xác định bởi công thức: d2 =d1.u.(1−ε)

Trong đó: - u là tỉ số chuyền của bộ chuyền đai ⇒ u = Ung = 2,5

- ε là hệ số trợt đối với đai vải cao su thì ε = 0,01

- d1 là đờng kính của bánh đai nhỏ sau khi chuẩn hoá

⇒ d2 =d1.u.(1−ε) =180.2,5.(1−0,01)=445,5( )mm

Theo dãy tiêu chuẩn ta sẽ chọn d2 = 450 (mm) Bảng 21.15 (Trang163-Tập2:Tính )

4 Xác định khoảng cách giữa hai trục bánh đai a và chiều dài của đai L.

Ta biết rằng chiều dài đai tối thiều Lmin sơ bộ đợc xác định bởi công thức nh sau:

53,472,2)53(

6,13)53(

+π

−

1 2

2 2 1 2

2

ddL2

ddL4

1

a

.Thay số vào công thức trên ta xác định đợc khoảng cách hai trục bánh đai:

( ) ( ) 2(460 180) 846

2

46018014,327202

460180.14,32720

)dd.(

2

)dd.(

.4

)180450.(

14,32

)450180.(

14,31260

α1 = 1800 - γ =

a

dd.57

1800 − 0 2 − 1

.Thay các giá trị của d1 và d2 vào công thức trên đây ta có:

( ) 167,786 167 47'1260

180450.57

α

Nhận thấy rằng α1 = 167074’ > 1500 thỏa mãn yêu cầu về góc ôm đai

6 Xác định chiều dày (δ) và chiều rộng (b) của đai dẹt.

Để đai ta thiết kế làm việc tốt cho hiệu suất bộ truyền khác 0 thì đai thiết kế ra phải đáp ứng đợc khả năng kéo của đai phát sinh ra trong quá trình làm việc không đợc vợt quá một giá trị cho phép xác định bởi thực nghiệm (Tránh hiện tợng trợt trơn hoàn toàn)

0 0

t

K.F

σ

≤

=σ

d

t.KF.bA

σ

≥δ

=

⇒ ≥ [ ]σ δ

K.Fbt

d t

.Trong đó: - Ft làlực vòng

- Kd là hệ số tải động

Lực vòng Ft đợc xác định thông qua công suất của động cơ Pđc và vân tốc v của đai:

)

(2216

,13

1000.31000

N v

15,1.404

K.F

b

σ

=σ

=δσ

- Cα là hệ số xét đến ảnh hởng của góc ôm đai Ta có: Cα = 1 – 0,003.(180 - α1)

⇒ Cα= 1 – 0,003.(180 – 167,740 ) = 0,96

- Cv là hệ số xét đến ảnh hởng của vân tốc Cv = 1,04 – 0,0004.v2⇒ CV = 0,966

- Theo Bảng 13.8 (Trang 34-Tập 1 Tính toán thiết kế ) ⇒ [σt]o = 2,25 (N/mm2)

Thay các giá trị vào công thức (*) ta xác định đợc [σt] nh sau:

[σt] =[σt]o.Cp.Cα.Cv = 2,25.1.0,96.0,966 = 2 (N/mm2)

Vây ta sẽ tính đợc giá trị chiều rộng của đai nh sau:

2,1032,103

b

t

=

=σ

≥

.Vây ta chọn theo tiêu dãy chuẩn ta chọn b = 63 (mm)

7 Tính chiều rộng của bánh đai (B).

Đối với bánh đai dẹt mắc bình thờng thì chiều rộng bánh đai B xác định nh sau:

B = 1,1.b + (10 ữ 15) = 1,1 63 + (10 ữ 15) = 79,3 ữ 84,3 (mm)

Tuy nhiên theo tiêu chuẩn ta sẽ chọn B = 71 (mm)

Giá trị chiều rộng đai và bánh đai tra Bảng 21.16 (Trang 164 -Tập 2: Tính toán )

8 Xác định lực tác dụng lên trục F r :

Lực tác dụng lên trục bánh đai đợc xác định theo công thức:

Fr =2.Fo.sin(α1/2) = 2.A.σo.sin(α1/2) = 2.b δ.σo.sin(α1/2) =2 b δ [σt]

Thêm 100 : 400

450

Đường kính đai lớn

Chiều rộng bánh đai

Chiều dài dây đai

Tiết diện đai

Đường kính đai nhỏ

Lực tác dụng trục đai

Đơn vị đo Kết qủa Ghi chúmm

mmN

180

7135104,5x631136

Ký hiệudd

BL

δ

Fxb

1

2

1 2

mm

Chiều rộng đai

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 Sinh viờn:Trịnh Văn Việt

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.

- 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 HB1 = 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: HB2 = 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:

[ ]σH =(σH lim SH).ZR.ZV.KL.KxH

.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

Sinh viờn:Trịnh Văn Việt

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

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

10200

.30HB

.30N

10.7,1250.30HB

.30N

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

3,31.40000.112.1

N

U.NN

HL 1

HO 2

HE

1 2 HE 1

1.570S

K.H HL

o 1 lim H 1

1.510S

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

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

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: NFE =60.ci.∑(Ti /Tmax)6 t.i.ni

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

Sinh viờn:Trịnh Văn Việt

6 2

7 6

6

8

8,3.)8,0(8

3,31.40000.112.1

N

U.NN

FL 1

FO 2

FE

1 2 FE 1

1.450S

K.F FL

o 1 lim F 1

1.396S

K.F FL

o 2 lim F 2

2 H

Hv H 1.u

K.K.T

ψσ

β

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

- Ψd = bω/dω 1 = 0,5.Ψa.(u+1) là hệ số chiều rộng bánh răng

- KH β là hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc

1.0625,1.1023213

(mm)Vậy ta chọn sơ bộ aω1 = 220 (mm)

4 Xác định các thông số ăn khớp

∗ Môđun của bánh răng trụ răng thẳng (m) đợc xác đinh nh sau:

m = (0,01 ữ 0,02).aω 1 = (0,01 ữ 0,02).220= 2,2 ữ 4,4

Theo dãy tiêu chuẩn hoá ta sẽ chọn m = 3 mm

Sinh viờn:Trịnh Văn Việt

* Số răng trên bánh lớn và bánh nhỏ lần lợt là Z1và Z2 ta có :

( ) 3.(6,06 1) 20,78

220.21

=

u m

5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

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

Do σH =

nh

nh H 1 1

H M

U.b

)1U.(

K.T.2d

ZZ.Z

ω ω

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

22

sin

2

0 tw

=

=α

- Zε =

876,03/)7055,14(3/)4

Vì hệ số trùng khớp εα = 1,88 – 3,2

702,1127

121

12,388,1112 1

Z Z

=+

=

25,306.6:220.846,1.73.004,0

07,11.15,1.102321

2

63.77.25,31

2

11 1

u

a v g

K K T

d b K

o F F

F F Fv

ω

α β

ω ω

δν

ν

Sinh viờn:Trịnh Văn Việt

Vận tốc bánh dẫn: v =

92,060000

280.63.14,360000

1 1

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

⇒ KH = KH β.KHV = 1,09.1,0725 = 1,16

Thay số vào ta xác định đợc ứng suất tiếp xúc tác dụng trên bền mặt răng nh sau:

σH =

9,40077

.06,6

)106,6.(

16,1.102321

263

874,0.76,1

(Mpa)

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

Với v = 0,92 m/s ⇒ ZV = 1 (vì v < 5m/s ).Với cấp chính xác động học là 9 và chọn mức chính xác tiếp xúc là 9 Khi đó độ nhám bề mặt là Ra = 10ữ40 àm ⇒ 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

cosαtα = Zt.m.cosα/(2 aω 2) = 148.3.cos200/(2.220) = 0,948 ⇒αtα = 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

m.d.b

Y.K.T.2

1

1 F F 1 1

F

ω ω

=

σ

⇒σF2 = σF1 YF2 / YF1Trong 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

Sinh viờn:Trịnh Văn Việt

2 2

1 1

F

F

Y Z

Y Z

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

=+

=

60,906,6:220.846,1.73.011,0

19,11.11,1.102321

2

63.77.14,91

2

11 1

u

a v g

K K T

d b K

o F F

F F Fv

ω

α β

ω ω

δν

ν

Vận tốc bánh dẫn: v =

95.060000

280.63.14,360000

1 1

Bảng 6.15 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ⇒δF = 0,011

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:

6,183

.63.77

63,3.32,1.102321

2

21

1 1

m d b

Y K

T F F

F

ω ω

MPa MPa

F F

F F

29,22696

,66

14,2576

,18

1 2

1 1

σσ

σσ

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

.MPa464580.8,0

8,0

.MPa1624580

.8,2

8,2ch max

1

F

1 ch max

=σ

=

=σ

=σ

MPa360450.8,0

8,0

.MPa1260450

.8,2

8,2ch max

2

F

2 ch max

σ

=σ

qt F max

F

qt H max

H

K

K

,9948,1.96,66

.4645

,2748,1.6,18

.126064

,50048,1.53,411

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

σσ

σ

σσ

σ

σσ

σ

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

truyền cấp nhanh làm an toàn

* Thông số cơ bản của bộ truyền cấp nhanh :

- Bánh răng có sự dịch chỉnh: x1 = -0,67 còn x2 = 0,049.

B Thiết kế cặp bánh trụ răng nghiêng ở cấp chậm:

1.Chọn vật liệu.

Tiến hành tơng tự nh ở cặp bánh răng thẳng ta có vật liệu làm bánh răng nh sau:

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 lợt nh sau:

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

Vậy ta chọn độ cứng của bánh răng 1 là HB1 = 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: HB2 = 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:

[ ]σH =(σH lim SH).ZR.ZV.KL.KxH

.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 dẫn động cơ khí) ta công thức xác

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

Sinh viờn:Trịnh Văn Việt

, 2 1 2

HO

7 4

, 2 4

, 2 1 1

HO

10200

.30HB

.30N

10.7,1250.30HB

.30N

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

( ) i i

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

3,31.40000.28.1

N

U.NN

HL 1

HO 2

HE

1 2 HE 1

1.570S

K.H HL

o 1 lim H 1

1.510S

K.H HL

o 2 lim H 2

=σ+σ

=

σ

=

=σσ

=

σ

MPa9,4902

,5186,463.5,0

2

1

MPa1,5476,463.18,1,

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

- YR≈1 là hệ số xét đén ảnh hởng độ nhám mặt lợn chân rằng

Sinh viờn:Trịnh Văn Việt

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

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:

( ) i i

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

3,31.40000.28.1

N

U.NN

FL 1

FO 2

FE

1 2 FE 1

1.450S

K.F FL

o 1 lim F 1

[ ] 226,29

75,1

1.396S

K.F FL

o 2 lim F 2

2 H

H Hv H 1

.u

K.K.K.T

ψσ

α β

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

- Ψa = bω/aω 1 = 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

1.1.1275,1.2999953

(mm)Vậy ta chọn aω1 = 245 (mm)

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

Sinh viờn:Trịnh Văn Việt

5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

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

Do σH =

nh

nh H 1 1

H M

U.b

)1U.(

K.T.2d

ZZ.Z

ω ω

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

8214,0.2795

,47sin

77,34cos.22

.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 =

208,060000

46.6,86.14,360000

1 1

=+

=

22,066,4:245.208,0.73.002,0

002,113,1.1275,1.299995

2

6,86.5,73.22,01

2

11

1

u

a v g

K K T

d b K

o H H

H H Hv

ω

α β

ω ω

δν

ν

Bảng 6.15 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ⇒δH = 0,002

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) ⇒ KH β = 1,1275

⇒ KH = KH β.KHV KH α =1,1275.1,002 1,13 = 1,28

Sinh viờn:Trịnh Văn Việt

Thay số : σH =

36,43166

,4.5,73

)166,4.(

28,1.299995

26

,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

=

σ

còn σF2 = σF1 YF2 / YF1Trong đó : - T1 : Mômen xoắn tác dụng trên trục chủ động

=

=

⇒

=β

=

6,3Y166)

/(cosZ

Z

7,3Y41)/(cosZ

Z

2 F

3 2

2

td

1 F

3 1

=+

=

28,166,4:245.404,0.73.006,0

009,137,1.2225,1.299995

2

6,86.5,73.28,11

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

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

Vậy ta có:

45,933

.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

MPa29,226MPa

92,90

MPa14,257MPa

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

.MPa464580.8,0

8,0

.MPa1624580

.8,2

8,21 ch max

1

F

1 ch max

=σ

=

=σ

=σ

.MPa360450.8,0

8,0

.MPa1260450

.8,2

8,22 ch max

2

F

2 ch max

σ

=σ

qt F max

F

qt H max

H

K

K

,12748,1.82,90

.46483

,13048,1.45,93

.126039

,51048,1.431,36

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

σσ

σ

σσ

σ

σσ

σ

Sinh viờn:Trịnh Văn Việt

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

truyền cấp nhanh làm an toàn

* Thông số cơ bản của bộ truyền cấp chậm :

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

Sinh viờn:Trịnh Văn Việt

- ∆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

Td

τ

≥

(mm)

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

Vì trong quá trình tính toán trục không xét đến ảnh hởng của ứng suất uốn cho nên

* Đờng kính ngõng trục vào của hộp giảm tốc:

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

102321

2,

* 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:

* Đờng kính trục ra của hộp giảm tốc:

[ ] 0, (12 30) 60,5 82,1

1327450

2,

mm

d

mm b

mm

d

mm b

3160

1930

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

Sinh viờn:Trịnh Văn Việt

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

10 62

- Chiều dài mayơ bỏnh đai và bỏnh răng

khoảng cỏch giữa cỏc chi tiết quay k1 = 10

Khoảng cỏch từ mặt mỳt của ổ đến thành trong của hộp K 2 = 8

Khoảng cỏch từ mặt mỳt của chi tiết quay đến nắp ổ K 3 = 10

Chiều cao lắp ổ và đầu bulụng h n = 18

+ Trục II

Sinh viờn:Trịnh Văn Việt

d T

= 63

102321

αcos

tw

tg

= 3248 cos0

5,18

= Fx11 l12 – Ft12 l13 + Fx13 l11 = 0

2 1

2 1

2

1 M 0.75.T

M X C + Y C +

=2 2

2

102321

75,0)238140(

75.0

=

2

7,56622.75,0

= 88612(Nmm)

Mtd1B = 0

- Áp dụng công thức 10.17 ( TT-TKHDĐCK ):Đường kính các đoạn trục là

Sinh viên:Trịnh Văn Việt

[ ]

30,1

tdj j

M d

+ Tại tiết diện A-A

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

=

)58.(

= 100 (MPa) (Thỏa mãn điều kiện)

Sinh viên:Trịnh Văn Việt

+Tại tiết diện C-C

Với ltI2 = (0,8…0,9).lm12 = (0,8…0,9).45 = 36…40chọn ltI2 = 38(mm)

⇒ σd

=

)58.(

38.45

102321

2

− = 39 ≤ [ ]σd

= 100 (MPa) (Thỏa mãn điều kiện)

- Xác định điều kiện bền cắt: áp dụng công thức 9.2 ( TT-TKHDĐCK)

102321

2

.21 1

=

I tI D C

b l d

+Tại tiết diện C-C

10.54.45

102321

2

.2

2 1

=

I tI C

- Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi:

Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo được độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện sau:

[ ]

j j j

j

s K

aj mj

σ σ

- biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp tại tiết diện j

Sinh viên:Trịnh Văn Việt

Đối với trục quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng, do đó:

M W

j

j

bt d t d

j

s K

- biên độ và trị số trung bình của ứng suất tiếp tại tiết diện j:

Khi trục quay 1 chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch dộng:

oj

j

bt d t d