NGHIÊN CỨU THIẾT KẾ ĐỘNG HỌC KẾT CẤU THEO MẪU MÁY DMU 60T

Từ đồ thị quan hệ mô men- công suất – số vòng quay của truyền động chính, ta có mấy nhận xét như sau: -Tại các dải tốc độ từ 221 – 4117 vòng/phút của trục chính thì công suất được sử dụng 100% công suất và mô men xoắn nhỏ hơn mômen xoắn giới hạn. Mômen xoắn giới hạn đạt được giải tốc độ từ 20 – 221 vòng/phút của trục chính.( Giá trị mômen xoắn giới hạn của trục chính bằng 561.7 Nm ). Điều này khá hợp lí khi thiết kế bởi Mx tỉ lệ thuận với Công suất N của động cơ và tỉ lệ nghịch với số vòng quay của trục, Mx cứ tăng khi công suất truyền động là không đổi còn số vòng quay cứ giảm.Để đảm bảo cho Mx luôn nhỏ hơn giá trị Mx giới hạn thì ta chọn giải pháp giảm Công suất truyền dẫn để được một tỉ số là không đổi. -Động cơ AC vô cấp tốc độ điều khiển bằng bộ biến tần được phân thành hai giải tốc độ như đã nêu ở trên, các giải tốc độ này được thiết kế tương ứng với các công suất động cơ nhất định. Trung tâm gia công DMU 60T được tính toán thiết kế dựa trên quan điểm mô men xoắn cực đại(công suất cắt cực đại). Tại công suất động cơ bằng 13 kw và số vòng quay trục chính bằng 221 vòng/phút( tương với tốc độ này thì số vòng quay của trục III là: 542 vòng/phút và tại trục động cơ I là: 1498 vòng/phút) Vậy tính toán thiết kế các chi tiết với Công suất động cơ truyền dẫn chính là 13 kw và Số vòng quay của trục là 1498 vòng/phút.

Xích động học của cụm trục

chính của trung tâm gia công DMU

thay đổi chiều quay) → cụm trục

chính Hộp tốc độ của trung tâm gia

khoảng điều chỉnh tốc độ của động

cơ dẫn động cụm trục chính nh sau: Hình 1: Sơ đồ động học truyền dẫn chính

của TTGCDMU 60T

Hình 2: L ới tốc độ truyền dẫn chính của TTGCDMU

Bộ truyền đai i = Đ ờng truyền tốc độ cao: (bộ truyền

bánh răng trụ) i =

Đ ờng truyền tốc độ thấp: (bộ truyền bánh răng trụ) i =

Động cơ AC

- Tại các dải tốc độ từ 221 – 4117 vòng/phút của trục chính thì công suất

đợc sử dụng 100% công suất và mô men xoắn nhỏ hơn mômen xoắn giớihạn Mômen xoắn giới hạn đạt đợc giải tốc độ từ 20 – 221 vòng/phút củatrục chính.( Giá trị mômen xoắn giới hạn của trục chính bằng 561.7 Nm )

Điều này khá hợp lí khi thiết kế bởi Mx tỉ lệ thuận với Công suất N của

động cơ và tỉ lệ nghịch với số vòng quay của trục, Mx cứ tăng khi côngsuất truyền động là không đổi còn số vòng quay cứ giảm.Để đảm bảo cho

Mx luôn nhỏ hơn giá trị Mx giới hạn thì ta chọn giải pháp giảm Công suấttruyền dẫn để đợc một tỉ số là không đổi

- Động cơ AC vô cấp tốc độ điều khiển bằng bộ biến tần đợc phân thànhhai giải tốc độ nh đã nêu ở trên, các giải tốc độ này đợc thiết kế tơng ứngvới các công suất động cơ nhất định

Trung tâm gia công DMU 60T đợc tính toán thiết kế dựa trên quan điểmmô men xoắn cực đại(công suất cắt cực đại) Tại công suất động cơ bằng 13 kw

Hình3 : Đồ thị quan hệ mômen-côngsuất-số vòng quay của truyền

động chính

và số vòng quay trục chính bằng 221 vòng/phút( tơng với tốc độ này thì số vòngquay của trục III là: 542 vòng/phút và tại trục động cơ I là: 1498 vòng/phút)

Vậy tính toán thiết kế các chi tiết với Công suất động cơ truyền dẫn chính

là 13 kw và Số vòng quay của trục là 1498 vòng/phút

III.2 Tính toán và thiết kế:

Các thông số đầu vào:

- Động cơ truyền dẫn chính: động cơ xoay chiều kỹ thuật số có N = 13 kw

- Số vòng quay nmin = 20 vòng/phút

nmax = 8000 vòng/phútCần thiết kế:

- Tính cụm chính theo cơ sở đông cơ truyền dẫn chính:

+ tính toán truyền dẫn đai răng.(i = 1.125)

+ tính toán truyền dẫn bánh răng.(i1 = 1; i2 = 1/2.45)

+ tính toán trục

- Tính mô đun chạy dao từ động cơ chạy dao đến bộ truyền vít đai ốc – bi:+ tính toán bộ truyền vít đai ốc – bi

A.Tính bộ truyền đai răng:

Đai răng là loại đai dẹt đợc chế tạo

thành vòng kín có răng ở răng mặt trong

Khi vào tiếp xúc với bánh đai, các răng

của đai sẽ ăn khớp với các răng trên bánh

đai Do truyền lực bằng ăn khớp, truyền

động đai răng có những u điểm: không

có hiện tơng trợt (nh bộ truyền đai trơn

dùng nguyên lý tiếp xúc), có tỉ số truyền

lớn ( u ≤ 12, đôi khi u < 20, rất lớn so với

đai dẹt và đai thang u = 2 ữ 6), hiệu suất

cao, không cần lực căng ban đầu lớn, lực

tác dụng lên trục và lên ổ nhỏ Đai răng

đợc chế tạo từ cao su trộn với bột Natri

hoặc đợc đúc từ cao su poliuretan Lớp

chịu tải chủ yếu là dây thép, sợi thuỷ tinh

hoặc sợi poliamit

Hình 4: Sơ đồ tính toán đai răng

P1: Công suất trên bánh đai chủ động [kw], P1 = 13 kw;

n1: Số vòng quay của bánh đai chủ động, n1 = 1498 vòng/phút;

Trị số của m tính đợc phải tra theo bảng 4.27 – TKHDĐCK I

Chiều dày đai: H = 6.5 mm

Khoảng cách từ đáy răng đến đờng trung bình của lớp chịu tải:

a

40 2

2 + 1 + 2 + 2 − 1 2 =

5 , 137 40

71 , 15 24 27 2

27 24 71

,

15

5 , 137

71 , 15 24 27 2

27 24 71

177 = 12 răng

trong đó:

α1 = 1800 – [m(z2 – z1)/a].57,30 = 180 – [5.(27 - 24)/356,97].57,3 =177,590

3 Kiểm nghiệm đai về lực vòng riêng:

q = Ft.Kđ/b + qm.v2 ≤ [q]

1498 5 , 120

π = 9,54 m/s;

Kđ : Hệ số tải trọng động tra theo bảng 4.7 TKHDĐCK I, Kđ = 1;

qm: khối lợng 1 mét đai có chiều rộng 1 mm, trị số của qm tra theo bảng,

qm = 0,0075kg/(m, mm)

Hệ số tải trọng động Kđ = (tra theo bảng 4.7 – TKHDĐCK I )

V – vận tốc vòng m/s

[q] = [q0].Cz.Cu = 35.1.1 = 35

- [q0] – Lực vòng riêng N/mm, đợc xác định bằng thực nghiệm ứng với đai

có tỉ số truyền u ≥ 1; số bánh đai là 2 và số răng đai đồng thời ăn khớptrên bánh đai nhỏ z0 ≥ 6, trị số của q0 cho trong bảng 4.31 TKHDĐCK I,q0 = 35;

- Cz – Hệ số kể đến ảnh hởng của số răng đồng thời ăn khớp, xác địnhtheo bảng(trang 71 – TKHDĐCK I ); Cz = 1;

- Cu – Hệ số kể đến ảnh hởng của truyền động tăng tốc:Cu = 1;

q = Ft.Kđ/b + qm.v2 = 1362,7.1/40 + 0,0075.9,542 = 34,75 ≤ [q] = 35

4 các thông số của bộ truyền đai răng:

Mô tả thông số, tên gọi, thứ nguyên Ký hiệu Giá trị

Chiều dày từ đáy răng tới lớp chịu tải [mm] δ 0.8

ớc quan trọng trong việc tính toán thiết kế chi tiết máy nói chung vàtruyền động bánh răng nói riêng Nh vậy chọn loại vật liệu là tuỳ thuộcvào yêu cầu cụ thể: tải trọng lớn hay nhỏ, khả năng công nghệ và thiết bịchế tạo cũng nh vật t đợc cung cấp, có yêu cầu kích thớc phải gọn haykhông?…

Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hoátrong thiết kế, ở đây chọn vật liệu của các bánh răng là nh nhau, cụ thểtheo bảng 6.1 TKHDĐCK I , chọn:

Thép 25XΓT(có các thành phần hoá học chủ yếu nh sau:

%C = 0.25 % %Cr = 1.0%

%Mn = 1.0 % %Ti = 1.0% và các chấtkhác)

Phơng pháp nhiệt luyện: Thấm Cácbon, Nitơ và tôi đạt độ rắn:

- Độ rắn: 57 ữ 63 HRC

- Giới hạn bền: σb = 1150 MPa.

- Giới hạn chảy: σch = 950 MPa.

I.1.2 Xác định ứng suất cho phép:

Hình 5: Sơ đồ bố trí các bánh răng trong hộp

tốc độ

ứng suất tiếp xúc cho phép [σH] và ứng suất tiếp xúc cho phép [σH]

.YR.YS.KxF.KHL.KFc

Trong đó các thông số đợc xác định nh sau:

- σ0 Hlim và σ 0 Flim: ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn chophép ứng với chu kì cơ sở, trị số của chúng cho theo bảng 6.2

⇒ σ0 Hlim1=σ 0 Hlim2= 23HRC = 23.60 = 1380 (MPa) và

⇒ σ0 Flim1= σ 0 Flim2= 750 MPa (với 60HRC)

- SH và SF: hệ số an toàn tra theo bảng 6.2 –TKHDĐCK I , ta có:

⇒ Khi tính toán sơ bộ thì YZ.YS KxF = 1

- KFC: hệ số xét đến ảnh hởng của tải, KFC = 1 khi tải đặt ở mộtphía(bộ truyền quay một chiều) và KFC = 0,7 ữ 0,8 khi đặt tải haiphía(dùng 0,8 khi HB > 350)

+ mH và mF: bậc đờng cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn; mH = 6

o t∑ : tổng số giờ của bánh răng đang xét: t∑ = 54 000 h;

⇒ NHE tốc độ cao = NFE = 60.c.n.t∑ = 60.1.998.54000 = 4854.106

> NHO

⇒ NHE tốc độ thấp = NFE = 60.c.n.t∑ = 60.1.165.54000 = 1756.106

> NHOtheo TKHDĐCK I chọn: NHE = NHO (khi NHE > NHO)

NFE = NFO (khi NFE > NFO)

.

ba H

H

u

K T

ψ σ

β

Trong đó:

- Ka: hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng, theo 6.5TKHDĐCK I, Ka = 49,5 MPa1/3(thép – thép, răng thẳng)

- [σH]: ứng suất tiếp xúc cho phép, tính ở phần trớc, [σH] = 1150 MPa.

.

ba H

H

u

K T

ψ σ

β

= 49,5.(1+1) 3

2 1 0 , 2 1150

01 , 1 517889

= 124.26 mm.với đờng truyền tốc cao: T = 9,55.106.13.0,96/(1498/1,125) = 89507Nmm

⇒ aω = Ka (u ± 1)3 [ ]

2

1

.

.

ba H

H

u

K T

ψ σ

β

= 49,5.(1+1) 3

2 1 0 , 2 1150

01 , 1 89507

110 2

+ = 55 răng.

Z1 = Z2 = 55 răng;

Tính lại khoảng cách trục aϖ = (z1 + z2)m/2 = (55 + 55)2/2 = 110 mm

I.1.3.3 Kiểm nghiệm răng theo độ bền tiếp xúc:

Phép tính kiểm nghiệm nói chung đợc tiến hành khi đã biết cácthông số của bộ truyền và điều kiện làm việc ở đây yêu cầu xác định với

độ xác định với độ chính xác cao nhất có thể các hệ số ảnh hởng đến khảnăng làm việc của bộ truyền, nhờ đó ngời thiết kế có thể thay đổi một vàikích thớc yêu cầu

Theo 6.33, ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:

σH = ZM.ZH.Zε 2 ( 1 )( 2 )

ω

ωud b u

TK H ±

Trong đó:

- ZM – hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp, trị sốcủa ZM tra trong bảng 6.5; ZM = 274 MPa1/3

- ZH – hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

ZH = 2 cos βb / sin 2 αtw = 2 cos 0 0 / sin(2 20 0)= 1,764

Trong đó: (Các công thức lấy theo bảng 6.11 – TKHDĐCK I )+ βb - góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở.

tgβb = cosαt.tgβ = cos200.tg00 = 00với: αt = arctg(tgα/cosβ) = arctg(tg200/cos00) = 200+ αtw = arctg(tgα/cosβ) = 200

- Zε - hệ số kể đến sự trùng hợp của răng, xác định nh sau:

+ εβ = bwsinβ/(m.π) = 0

+ εα =

β α

π

α

ω

cos / cos 2

sin 2

2 2

2 2

2 1

2 1

t

tw b

a b

a

m

a d

d d

0 2

0 2

2 0 2

0 cos / 20 cos 2 2

20 sin 110 2 20 cos 55 2 114 20

+ KHα: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôirăng đồng thời ăn khớp, trị số của KHα = 1 đối với răng thẳng.

+ KHv : Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớptrị số của KHv tính theo công thức hoặc tra bảng P2.3 TKHDĐCK I, KHv = 1.04

- T – mômen xoắn trên trục chủ động;

1 1 05 , 1 517889

I.1.3.4 Kiểm nghiệm răng theo độ bền uốn:

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chânrăng không vợt quá một giá trị cho phép:

- YF1, YF2: hệ số dạng răng của bánh 1 và 2, phụ thuộc vào số răng tơng

KFβ = 1,01

+ KFα: là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôirăng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn, tra bảng 6.14, với răngthẳng KFα = 1;

+ KFv: là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớpkhi tính về uốn:

KFv = 1 +

α β

ω ω

υ

F F

F

K K T

d b

2

.

1

1 =1 +

37 , 1 02 , 1 460346

2

110 35 116 , 0

= KFv = 1

Với: υF =

u a

v g

69 , 76 016 , 0

=0,116

Trong đó các hệ số δF và g0 tra bảng 6.15 và 6.16, vtính theo công thức 6.40 TKHDĐCK I:

v =

6000

.d w1 n1

6000

5 , 1331 110

635 , 3 1 565 , 0 01 , 1 517889

2

= 279 <[σF1] = 342

I.1.3.5 Kiểm nghiệm theo độ bền quá tải:

Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải ( thí dụ lúc mở máy, hãmmáy v.v.) với hệ số quá tải Kqt = Tmax/T = 1, trong đó T là mômen xoắndanh nghĩa, Tmax là momem xoắn quá tải Vì vậy cần kiểm nghiệm răng

về quá tải dựa vào ứng suất uốn cực đại

Để tránh biến dạng d hoặc hoặc biến dạng dòn bề mặt, ứng suất cực

đại σHmax không đợc vợt quá giá trị cho phép:

σHmax = σH. K qt ≤ [σHmax]

Trong đó: σH đợc xác định theo công thức 6.33 TKHDĐCK I và[σHmax] theo công thức 6.13 TKHDĐCK I.

[σHmax] = 40HRC = 40.63 = 2520

Đồng thời để tránh biến dạng d hoặc phá hỏng tĩnh mặt lợn chânrăng ứng suất uốn cực đại σFmax tại mặt lợn không đợc vợt quá một giá trịcho phép:

σHmax = σ F.Kqt ≤ [σ Fmax]

Trong đó: σF đợc xác định theo công thức 6.43 và 6.44 TKHDĐCK

I và [σHmax] theo công thức 6.14 TKHDĐCK I.

[σFmax] = 2,8.σch = 2,8.950 = 2660.

I.2 Tính toán bộ truyền bánh răng côn:

Theo mẫu máy DMU 60T: bộ truyền bánh răng côn đợc dùng để lắp đầuphay đứng có hớng vuông góc với trục chính nằm ngang Bộ truyền bánh răngcôn có tỉ số truyền i = 1, mô đun = 2,5, các thông số đầu vào để tính toán bộtruyền bánh răng côn của cụm trục chính:

Thép 25XΓT(có các thành phần hoá học chủ yếu nh sau:

%C = 0.25 % %Cr = 1.0%

%Mn = 1.0 % %Ti = 1.0% và các chấtkhác)

Phơng pháp nhiệt luyện: Thấm Cácbon, Nitơ và tôi đạt độ rắn:

- Độ rắn: 57 ữ 63 HRC

- Giới hạn bền: σb = 1150 MPa.

- Giới hạn chảy: σch = 950 MPa.

I.2.1.2 Xác định ứng suất cho phép:

ứng suất tiếp xúc cho phép [σH] và ứng suất tiếp xúc cho phép [σH] đợcxác định theo công thức(6.1 – TKHDĐCK I ):

[σH] =  H 

H

S

0 lim σ

.YR.YS.KxF.KHL.KFc

Trong đó các thông số đợc xác định nh sau:

- σ0 Hlim và σ 0 Flim: ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứngvới chu kì cơ sở, trị số của chúng cho theo bảng 6.2

⇒ σ0 Hlim1=σ 0 Hlim2= 23HRC = 23.60 = 1380 (MPa) và

⇒ σ0 Flim1= σ 0 Flim2= 750 MPa (với 60HRC)

- SH và SF: hệ số an toàn tra theo bảng 6.2 –TKHDĐCK I , ta có:

⇒ Khi tính toán sơ bộ thì YZ.YS KxF = 1

- KFC: hệ số xét đến ảnh hởng của tải, KFC = 1 khi tải đặt ở một phía(bộtruyền quay một chiều) và KFC = 0,7 ữ 0,8 khi đặt tải hai phía(dùng 0,8khi HB > 350)

o t∑ : tổng số giờ của bánh răng đang xét: t∑ = 54 000 h;

⇒ NHE tốc độ cao = NFE = 60.c.n.t∑ = 60.1.998.54000 = 4854.106

> NHO

⇒ NHE tốc độ thấp = NFE = 60.c.n.t∑ = 60.1.165.54000 = 1756.106

> NHOtheo TKHDĐCK I chọn: NHE = NHO (khi NHE > NHO)

NFE = NFO (khi NFE > NFO)

KFC.KFL = 750 11.,075,8= 342,86 MPa

I.2.2 Tính bộ truyền bánh răng côn răng thẳng:

I.2.2.1 Xác định chiều dài côn ngoài hoặc đờng kính chia ngoài:

Chiều dài côn ngoài hoặc

đờng kính chia ngoài của bánh

2

1

.

1

H be be

H

u K K

K T u

không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng côn, tra bảng 6.21; giá trị

KHβ phụ thuộcvào giá trị Kbe = 0,3 và tỉ số truyền u =1; KHβ = 1,16 ứng vớigiá trị

be

be

K

u K

2

1

.

1

H be be

H

u K K

K T u

16 , 1 517889

1 1

de1 = 2Re/ 1 u+ 2 = 129,33 mm, do đó tra bảng 6.22 TKHDĐCK I

và kết hợp với máy đã tham khảo đợc z1p = 34 răng Với H1 và H2 >

45 HRC ta chọn z1 = z1p = 34 răng

Đờng kính trung bình và môđun trung bình:

dm1 = (1 – 0,5.Kbe)de1 = (1 – 0,5.0,3).129,33 = 109,93 mm

mtm = dm1/z1 = 109,33/34 = 3.215Theo công thức 6.56, ta có:

Với bánh răng côn răng thẳng:

mte = mtm/(1 – 0,5.Kbe) = 3,215/(1 – 0,5.0,3) = 3.676, chọn theodãy tiêu chuẩn, bảng 6.8 TKHDĐCK I và kết hợp với máy đã thamkhảo , lấy trị số mte = 2,5, do đó:

Đờng kính trung bình của bánh nhỏ dm1 = z1.mtm = 34.2,94 = 99,96 mm

I.2.2.3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

Theo công thức (6.58) TKHDĐCK I:

σH = ZM.ZH.Zε

u d b

u K T

m

H

85 , 0

1

2

2 1

2

Trong đó:

ZM – Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp, trị số của ZM

đợc tra trong bảng 6.5 TKHDĐCK I, ZM = 274 MPa1/3;

ZH – Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, trị số ZH tra trong bảng6.12 với lu ý trong bộ truyền bánh răng côn thờng dùng dịch chỉnh đều hoặckhông dịch chỉnh và βm = β; ZH = 1,76;

Zε - Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng đợc xác định theo công thứcsau:

4 −

= 0,877

Với εα - hệ số trùng khớp ngang tính theo công thức;

εα = [1,88 – 3,2(1/z1 + 1/z2)]cosβm = [1,88 – 3,2(1/34 +1/34)]cos00 = 1,692

KH - Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc;

υ

H H

m

K K T

d b

2

.

1

1 = 1 +

1 16 , 1 517889

2

96 99 44 , 27 76 , 16

= 1,04Trong đó:

99 + = 16.76

Với: v =

1000 60

.d m1n1

1000 60

45 , 45 , 2 125 , 1 1498 96 , 99

u K T

m

H

85 , 0

1

2

2 1

2

1 + = 274.1,76.0,877

1 96 , 99 44 , 27 85 , 0

1 1 2 , 1 517889

I.2.2.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

Tơng tự bộ truyền bánh răng trụ, điều kiện bền uốn đối với bánh răng côn

đợc viết nh sau:

σF1 =

1

1 1

85 , 0

.

2

m tm

F F

d m b

Y Y Y K

mnm – Môđun pháp trung bình( đối với bánh răng côn răng thẳng thì mnm =mtm)

YF1, YF2 - Hệ số dạng răng tra bảng 6.18 –TKHDĐCK I theo số răng tơng

đ-ơng zvn tính theo công thức 6.53a hoặc 6.34b Nếu dịch chỉnh đều thì chọn x1theo bảng 6.20 – TKHDĐCK I theo công thức 6.50 và x2 = - x1 = 0;(zvn =48) YF1 = YF2 = 3,65;

KH – Hệ số tải trọng khi tính về uốn;

υ

F F

m F

K K T

d b

2

.

1

1 = 1 +

1 25 , 1 517889

2

96 , 99 98 , 27 15 ,

Trong đó:

99 +

= 19,15

Với: v =

1000 60

.d m1n1

1000 60

45 , 45 , 2 125 , 1 1498 96 , 99

85 , 0

2

m tm

F F

d m b

Y Y Y K

= 2.5178890,85.27.1,98,31.2.0,94,575.99.1,96.3,65 = 407 ≥ [σF1] = 342,86MPa

Ta có thể khắc phục bằng cách tăng chiều rộng b của răng lên b = 35 (cótham khảo máy chuẩn);

σF1 =

1

1 1

85 , 0

2

m tm

F F

d m b

Y Y Y K

= 2.5178890,85.35.1,.312,94.0,.57599,96.1.3,65 = 325,72 ≤ [σF1] =342,86 MPa

Cặp bánh răng đủ bền uốn

I.2.3.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải:

Tơng tự nh kiểm nghiệm đối với cặp bánh răng trụ răng thẳng ta có:

Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải ( thí dụ lúc mở máy, hãm máyv.v.) với hệ số quá tải Kqt = Tmax/T = 1, trong đó T là mômen xoắn danh nghĩa,Tmax là momem xoắn quá tải Vì vậy cần kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vàoứng suất uốn cực đại

Để tránh biến dạng d hoặc hoặc biến dạng dòn bề mặt, ứng suất cực đạiσHmax không đợc vợt quá giá trị cho phép:

[σFmax] = 2,8.σch = 2,8.950 = 2660

I.2.3 Xác định các kích th ớc hình học:

hiệu Công thứcChiều dài côn ngoài

Chiều dài côn trung bình Rm 25,9

Đờng kính chia ngoài de de1 = de2 = mte.z1 = 2,5.34 = 85

II.1 Tính cặp bánh răng ở đ ờng truyền tốc độ thấp:

Hình 7: Hình vẽ hộp tốc độ truyền dẫn

chính của TTGC

I.1 Chọn vật liệu:

Bộ truyền nằm trong hộp tốc độ có yêu cầu nhỏ gọn có tính độnghọc cao và theo quan điểm thống nhất hoá trong thiết kế, ở đây chọn vậtliệu của các bánh răng là nh nhau, cụ thể theo bảng 6.1 TKHDĐCK I ,chọn:

Thép 25XΓT(có các thành phần hoá học chủ yếu nh sau:

%C = 0.25 % %Cr = 1.0%

%Mn = 1.0 % %Ti = 1.0% và các chấtkhác)

Phơng pháp nhiệt luyện: Thấm Cácbon, Nitơ và tôi đạt độ rắn:

- Độ rắn: 57 ữ 63 HRC

- Giới hạn bền: σb = 1050 MPa.

- Giới hạn chảy: σch = 950 MPa.

I.2 Xác định ứng suất cho phép:

ứng suất tiếp xúc cho phép [σH] và ứng suất tiếp xúc cho phép [σH]

.YR.YS.KxF.KHL.KFc

Trong đó các thông số đợc xác định nh sau:

- σ0 Hlim và σ0 Flim: ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn chophép ứng với chu kì cơ sở, trị số của chúng cho theo bảng 6.2

⇒σ0 Hlim1=σ0 Hlim2= 23HRC = 23.63 = 1449 (MPa) và

⇒σ0 Flim1= σ0 Flim2= 750 MPa (với 60HRC)

- SH và SF: hệ số an toàn tra theo bảng 6.2 –TKHDĐCK I , ta có:

- YS: hệ số kể đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất.

- KxF: hệ số xét đến ảnh hởng của kích thớc răng đến độ bền uốn

⇒ Khi tính toán sơ bộ thì YZ.YS KxF = 1

- KFC: hệ số xét đến ảnh hởng của tải, KFC = 1 khi tải đặt ở mộtphía(bộ truyền quay một chiều) và KFC = 0,7 ữ 0,8 khi đặt tải haiphía(dùng 0,8 khi HB > 350)

o t∑ : tổng số giờ của bánh răng đang xét: t∑ = 54 000 h;

⇒ NHE tốc độ thấp = NFE = 60.c.n.t∑ = 60.1.542.54000 =1758.106 > NHO

theo TKHDĐCK I chọn: NHE = NHO (khi NHE > NHO)

NFE = NFO (khi NFE > NFO)

⇒ KHL = KFL = 1

Từ các thông số trên ta tính đợc [σH] và [σF]:

ba H

H

u

K T

ψ σ

.

ba H

H

u

K T

ψ σ

β

= 49,5.(2,45+1) 3

2 2 , 45 0 , 25 5

, 1207

05 , 1 215302

= 108mm

Chọn theo dãy tiêu chuẩn: aω = 100 mm

+

u m

aω

=

) 1 45 , 2 ( 2

76 2

+ = 29 răng.

⇒ Chọn theo máy đã nghiên cứu: z1 = 22 răng

Z2 = u.z1 = 54 răng;

Tính lại khoảng cách trục aϖ = (z1 + z2)m/2 = (22 + 54)2/2 = 76 mm

I.3.3 Kiểm nghiệm răng theo độ bền tiếp xúc:

Phép tính kiểm nghiệm nói chung đợc tiến hành khi đã biết cácthông số của bộ truyền và điều kiện làm việc ở đây yêu cầu xác định với

độ xác định với độ chính xác cao nhất có thể các hệ số ảnh hởng đến khảnăng làm việc của bộ truyền, nhờ đó ngời thiết kế có thể thay đổi một vàikích thớc yêu cầu

Theo 6.33, ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:

σH = ZM.ZH.Zε 2 ( 1 )( 2 )

ω

ωud b u

TK H ±

Trong đó:

- ZM – hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp, trị sốcủa ZM tra trong bảng 6.5; ZM = 274 MPa1/3

- ZH – hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

ZH = 2 cos βb / sin 2 αtw = 2 cos 0 0 / sin(2 20 0)= 1,764

Trong đó: (Các công thức lấy theo bảng 6.11 – TKHDĐCK I )+ βb - góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở

tgβb = cosαt.tgβ = cos200.tg00 = 00với: αt = arctg(tgα/cosβ) = arctg(tg200/cos00) = 200+ αtw = arctg(tgα/cosβ) = 200

- Zε - hệ số kể đến sự trùng hợp của răng, xác định nh sau:

+ εβ = bwsinβ/(m.π) = 0

+ εα =

β α

π

α

ω

cos / cos 2

sin 2

2 2

2 2

2 1

2 1

t

tw b

a b

a

m

a d

d d

da1 là đờng kính đỉnh răng; da1 = 2.22 + 2.2 = 48

da2 = 2.54 + 2.2 = 114

⇒ εα = −( ) + −( ) − =

0 0

0 2

0 2

2 0 2

0 cos / 20 cos 2 2

20 sin 76 2 20 cos 22 2 48 20

cos 54 2 112

4 − = 0.881

- KH- hệ số tải trọng động khi tính đến tiếp xúc;

KH = KHβ.KHα.KHv = 1,01.1.1,04 = 1,05+ KH: Hệ số tải trọng động;

+ KHβ: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộngvành răng, tra bảng 6.7 ⇒ KHβ = 1,01

+ KHα: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôirăng đồng thời ăn khớp, trị số của KHα = 1 đối với răng thẳng

+ KHv : Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớptrị số của KHv tính theo công thức hoặc tra bảng P2.3 TKHDĐCK I, KHv = 1.04

- T – mômen xoắn trên trục chủ động;

1 1 05 , 1 215302

2 + = 1156 MPa < [σH] =1207.5 MPa

I.3.4 Kiểm nghiệm răng theo độ bền uốn:

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chânrăng không vợt quá một giá trị cho phép:

- bw : chiều rộng vành răng; bw = 19 mm.

- dw1: đờng kính vòng lăn bánh chủ động, dw1 = 110 mm

- Yε : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, với εα là hệ số trùng khớpngang tính theo 6.38 TKHDĐCK I ;

- Yβ: hệ số kể đến độ nghiêng của răng, với răng thẳng (β = 0), Yβ =1;

- YF1, YF2: hệ số dạng răng của bánh 1 và 2, phụ thuộc vào số răng tơng

KFβ = 1,01

+ KFα: là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôirăng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn, tra bảng 6.14, với răngthẳng KFα = 1;

+ KFv: là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớpkhi tính về uốn:

KFv = 1 +

α β

ω ω

υ

F F

F

K K T

d b

2

.

1

1 =1 +

37 , 1 02 , 1 215302

2

110 35 09 , 0

= KFv = 1

Với: υF =

u a

v g

68 , 30 016 , 0

=0,09

Trong đó các hệ số δF và g0 tra bảng 6.15 và 6.16, vtính theo công thức 6.40 TKHDĐCK I:

v =

6000

.d w1 n1

6000

5 , 542 108

- [σF1], [σF2] – ứng suất uốn cho phép của răng 1 và 2, xác định theocông thức (6.2), (6.4), (6.6) và (6.8)

σF1 = 2.T1.KF.Yε.Yβ.YF1/(bw.dw1.m) =

2 76 19

635 , 3 1 565 , 0 01 , 1 215302

2

= 309.3MPa < [σF1] = 342 MPa

Nhng ta chọn bw theo máy đã nghiên cứu: bw = 30 mm

I.3.5 Kiểm nghiệm theo độ bền quá tải:

Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải ( thí dụ lúc mở máy, hãmmáy v.v.) với hệ số quá tải Kqt = Tmax/T = 1, trong đó T là mômen xoắndanh nghĩa, Tmax là momem xoắn quá tải Vì vậy cần kiểm nghiệm răng

về quá tải dựa vào ứng suất uốn cực đại

Để tránh biến dạng d hoặc hoặc biến dạng dòn bề mặt, ứng suất cực

đại σHmax không đợc vợt quá giá trị cho phép:

σHmax = σH K qt ≤ [σHmax] = 2520

Trong đó: σH đợc xác định theo công thức 6.33 TKHDĐCK I và[σHmax] theo công thức 6.13 TKHDĐCK I.

[σHmax] = 40HRC = 40.63 = 2520.

Đồng thời để tránh biến dạng d hoặc phá hỏng tĩnh mặt lợn chânrăng ứng suất uốn cực đại σFmax tại mặt lợn không đợc vợt quá một giá trịcho phép: