Tiểu luận kỹ thuật cơ khí thiết kế đồ án chi tiết máy

Động cơ điện không đồng bộ 1 pha Thường dùng cho các thiết bị máy móc phục vụ cho các sinh hoạt hằng ngày vì công suất của các loại động cơ này không lớn lắm.. So với động cơ ba pha k

Giáo viên hướng dẫn: TS Nguyễn Thị Thanh Nga

THIẾT KẾ TRẠM DẪN ĐỘNG DÙNG BĂNG TẢI VỚI SỐ LIỆU SAU:

Lực vòng trên băng tải: Ft = 5600 N Thời gian phục vụ: 7(năm)

Đường kính tang băng tải: D = 480 mm Tỷ lệ số ngày làm việc mỗi năm: 0.7

Vận tốc vòng băng tải: v = 1.5 m/s Số ca làm việc mỗi ngày: 2/3

Tính chất tải trọng: Không đổi

Sơ đồ khai triển trạm dẫn động

1 Động cơ điện;

2 Bộ truyền bánh răng cấp nhanh;

3 Bộ truyền bánh răng cấp chậm;4 Khớp nối;

5 Bộ truyền xích ; 6 Băng tải.

Sơ đồ tải trọng làm việc

Kbd = 1.67

Khối lượng yêu cầu

1 01 thuyết minh chung trình bầy tính toán chọn động cơ; tính thiết kế các chi tiết của hệ dẫn động;

lắp ráp, vận hành và bảo dưỡng hệ dẫn động

2 01 bản vẽ lắp hộp giảm tốc (khổ giấy Ao)

3 03 bản vẽ chế tạo chi tiết trên khổ giấy A 1 do giáo viên hướng dẫn chỉ định

4

Giáo viên hướng dẫnTS Nguyễn Thị Thanh Nga

Phần I:

TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ

1 Chọn động cơ điện

1.1 Chọn loại và kiểu động cơ

Động cơ điện có nhiều kiểu loại, nhưng dùng trong hộp giảm tốc thì ta phải tính toán và chọn lựa sao cho phù hợp nhất để vừa thỏa mãn cả hai yếu tố kinh tế

và kỹ thuật Dưới đây sẽ trình bày về một số loại động cơ và cách chọn

a Động cơ điện một chiều

Dùng dòng điện 1 chiều để làm việc (kích từ mắc song song, nối tiếp hoặc hỗn hợp), hoặc dùng dòng điện một chiều điều chỉnh được (Hệ thống máy phát – động cơ) Ưu điểm của loại này là cho phép thay đổi trị số của moomen và vận tốc góc trong một phạm vi rộng Ngoài ra dùng động cơ điện một chiều khi khởi động êm, hãm và đảo chiều dễ dàng, do đó thích hợp dùng trong các thiết bị vận chuyển bằng điện, thang máy, máy trục, các thiết bị thí nghiệm Nhược điểm của chúng là đắt, riêng loại động cơ điện một chiều lại khó kiếm và phải tăng thêm chi phí đầu tư để lắp các thiết bị chỉnh lưu

b Động cơ điện không đồng bộ 1 pha

Thường dùng cho các thiết bị máy móc phục vụ cho các sinh hoạt hằng ngày

vì công suất của các loại động cơ này không lớn lắm Do vậy không thích hợp để làm việc trong điều kiện cần công suất lớn như hộp giảm tốc

c Động cơ điện xoay chiều ba pha

Trong công nghiệp sử dụng rộng rãi động cơ ba pha Chúng gồm hai loại là: Động cơ ba pha đồng bộ và không đồng bộ

- Động cơ ba pha đồng bộ có vận tốc góc không đổi, không phụ thuộc vào trị

số của tải trọng và thực tế không điều chỉnh được So với động cơ ba pha không đồng bộ, động cơ ba pha đồng bộ có ưu diểm là hiệu suất và hệ số công suất cosφ cao, hệ số quá tải lớn nhưng có nhược điểm: thiết bị tương đối phức tạp, giá thành tương đối cao vì phải có thiết bị phụ để khởi động động cơ Vì vậy động cơ ba pha đồng bộ được sử dụng trong những trường hợp hiệu suất động cơ và trị số

cosφ có vai trò quyết định (như trong các trường hợp yêu cầu công suất lớn trên 100kW, không cần điều chỉnh vận tốc, lại ít phải mở máy và dừng máy)

- Động cơ ba pha không đồng bộ gồm hai kiểu: Rôto dây cuốn và Rôto lồng

sóc

Động cơ ba pha không đồng bộ rôto dây cuốn cho phép điều chỉnh vận tốc trong một phạm vi nhỏ (khoảng 5%), có dòng điện mở máy nhỏ nhưng cosφ thấp, giá thành cao, kích thước lớn và vận hành phức tạp, dùng khi cần điều chỉnh trong một phạm vi hẹp để tìm ra vận tốc thích hợp của máy

Động cơ ba pha không đồng bộ rôto lồng sóc có ưu điểm: kết cấu đơn giản, giá thành tương đối hạ, dễ bảo quản, làm việc tin cậy, có thể mắc trực tiếp vào lưới điện ba pha mà không cần biến đổi dòng Nhược điểm của nó là hiệu suất và

hệ số công suất cosφ thấp hơn so với động cơ ba đồng bộ, không điều chỉnh được vận tốc (so với động cơ một chiều và động cơ ba pha không đồng bộ rôto dây cuốn) Nhưng nhờ có ưu điểm cơ bản trên mà động cơ ba pha không đồng bộ rôto lồng sóc được lựa chọn sử dụng phổ biến trong các ngành công nghiệp Để dẫn các thiết bị vận chuyển, bang tải, xích tải, thùng trộn,… nên sử dụng loại động cơ này Do vậy trong đề tài thiết kế này ta cũng chọn động cơ ba pha không đồng bộ rôto lồng sóc

1.2 Chọn công suất động cơ

Công suất của động cơ được chọn theo điều kiện nhiệt độ nhằm đảm bảo cho nhiệt độ của động cơ khi làm việc không lớn hơn trị số cho phép Để đảm bảo điều kiện đó cần thoả mãn yêu cầu sau:

(kW)

Trong đó: : Công suất định mức của động cơ;

: Công suất đẳng trị trên trục động cơ, được xác định như sau:

Theo đề vì tải trọng không đổi nên: 𝑃𝑑𝑡𝑑𝑐 ≥ 𝑃𝑙𝑣𝑑𝑐

Với:𝑃𝑙𝑣𝑑𝑐 = 𝑃𝑙𝑣𝑐𝑡

𝜂∑ (𝑘𝑊) +𝑃lvct: giá trị công suất làm việc trên trục công tác

𝑃𝑙𝑣𝑐𝑡 = 𝐹𝑡. 𝑉

1000 =

5600 1,5

1000 = 8,4(𝑘𝑊) Trong đó: : Ft - lực vòng trên trục công tác (N);

dc

dt

P

- 𝜂𝑜𝑙: Hiệu suất 1 cặp ổ lăn

- : Hiệu suất 1 bộ truyền bánh răng trụ

- : Hiệu suất 1 khớp nối

- x : Hiệu suất của bộ truyền xích

Chọn theo bảng 2.3 [1] Trị số hiệu suất của các loại bộ truyền và ổ như sau :

=> Công suất đẳng trị của động cơ là: 𝑃𝑑𝑡𝑑𝑐 ≥ 10,55(𝑘𝑊)

1.3 Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ

br



k



Số vòng quay đồng bộ của động cơ (còn gọi là tốc độ từ trường quay) được xác định theo công thức:

𝑛db =60f

𝑝Trong đó: f - tần số của dòng điện xoay chiều (Hz) (f = 50 Hz);

p - số đôi cực từ; p = 1; 2; 3; 4; 5; 6

Trên thực tế, số vòng quay đồng bộ có các giá trị là 3000, 1500, 1000, 750,

600 và 500 v/ph Số vòng quay đồng bộ càng thấp thì kích thước khuôn khổ và giá thành của động cơ càng tăng (vì số đôi cực từ lớn) Tuy nhiên dùng động cơ

có số vòng cao lại yêu cầu giảm tốc nhiều hơn, tức tỉ số truyền của toàn hệ thống tăng, dẫn tới kích thước và giá thành của các bộ truyền tăng lên

Do vậy, trong các hệ dẫn động cơ khí nói chung, nếu không có yêu cầu gì đặc biệt, hầu như các động cơ có số vòng quay đồng bộ là 1500 hoặc 1000 v/ph (tương ứng số vòng quay có kể đến sự trượt 3% là 1450 và 970 v/ph

+ Tính số vòng quay của trục công tác theo công thức 2.16[1]:

- Với hệ dẫn động băng tải ta có:

D

Trong đó:

D: đường kính tang dẫn của băng tải (mm);

v : vận tốc vòng của băng tải (m/s);

* Xác định số vòng quay đồng bộ nên dùng cho động cơ:

-Tra bảng 2.4[1] chọn tỉ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp và bộ truyền đai:

Ta có:

+ Xác định số vòng quay đồng bộ nên dùng cho động cơ:

Tỷ số truyền nên dùng cho cả hệ thống phải bao gồm cả khoảng tỷ số truyền nên dùng của hộp giảm tốc và khoảng tỷ số truyền nên dùng của bộ truyền ngoài hộp

Vậy ta chọn được số vòng quay đồng bộ của động cơ là: n db =1500( /v ph).

1.4 Chọn động cơ thực tế

Chọn động cơ phải thỏa mãn hai thông số:

- Công suất động cơ phải lớn hơn hoặc bằng công suất tính toán

𝑃𝑑𝑚𝑑𝑐 ≥ 𝑃𝑑𝑡𝑑𝑐 ⇒ 𝑃𝑑𝑚𝑑𝑐 ≥ 8,4(𝑘𝑊)

- Tốc độ quay phù hợp

Với 𝑃𝑑𝑚𝑑𝑐 ≥ 8,4(𝑘𝑊) và 𝑛𝑑𝑏 1500(𝑣/𝑝ℎ)

Tra bảng P1.3[1] trong Các thông số kỹ thuật của động cơ 4A

Bảng 1.1 Thông số của máy 4A132M4Y3

Kiểu động

Cơ

Công suất (kW)

Vận tốc quay (v/p)

a, Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ

Khi khởi động, động cơ cần sinh ra một công suất đủ lớn để thắng sức ỳ của

hệ thống Vì vậy cần kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ

Điều kiện mở máy của động cơ thoả mãn nếu công thức sau đảm bảo:

Trong đó: - công suất mở máy của động cơ (kW):

- công suất cản ban đầu trên trục động cơ (kW):

Vậy động cơ đã chọn thoã mãn điều kiện điều kiện mở máy

b, Kiểm tra điều kiện quá tải cho động cơ

Theo đề bài vì sơ đồ tải không đổi nên không cần kiểm tra quá tải cho động cơ

2 Phân phối tỉ số truyền

Tỉ số truyền (TST) chung của toàn hệ thống u xác định theo:

𝑢𝛴 = 𝑛đ𝑐

𝑛𝑐𝑡 =

145859,71 = 24,42 Trong đó: nđc - số vòng quay của động cơ đã chọn (v/ph);

nct - số vòng quay của trục công tác (v/ph)

Với hệ dẫn động gồm các bộ truyền mắc nối tiếp:u =u u x h

Trong đó:

+u x : Tỉ số truyền của bộ truyền xích

+u : Tỉ số truyền của hộp giảm tốc h

+u h =u u1 2

2.1 Tỉ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp giảm tốc

-Với hệ dẫn động gồm HGT 2 cấp bánh răng nối với 1 bộ truyền ngoài hộp có:

u x =(0,10,15)u h

Hay

dc bd

dc

dc mm P dc bd

P

→Chọn ung = ux = 1,8 Vậy: Tỉ số truyền ngoài của hộp giảm tốc là:

24, 42

13, 571,8

2.2 Tỉ số truyền của các bộ truyền trong hộp giảm tốc

+ Tỉ số truyền của các bộ truyền trong hộp giảm tốc:

Tỉ số truyền của hộp cũng có thể phân theo hàm đa mục tiêu với thứ tự ưu tiên các hàm đơn mục tiêu sau : khối lượng các bộ truyền , mô men quán tính thu gọn

và thể tích các bánh lớn nhúng dầu nhỏ nhất ; khi này tỉ số truyền các cấp có thể tính theo công thức (1.26)[Vũ Ngọc Pi, Nguyễn Văn Dự) :

1,3 9

5)

4

24

 u2 = uh

u1 = 13,57

6,28 = 2,16

3 Tính toán các thông số trên các trục

Ký hiệu các chỉ số tính toán như sau: chỉ số "đc" ký hiệu trục động cơ; các chỉ số “I”, “II”, “III”, “IV” chỉ trục số I, II, III và IV

3.1 Tính công suất trên các trục

- Công suất danh nghĩa trên trục động cơ :

Với: 𝑛đ𝑐 – Tốc độ quay trên trục động cơ

𝑢đ𝑐÷𝐼 – Tỉ số truyền của bộ truyền nối giữa động cơ với trục I

Ta thấy: 𝑛đ𝑐 = 1458 ; 𝑢đ𝑐÷𝐼 = 𝑢𝑘𝑛 = 1

1458

1458( / ) 1

dc I

II III

n

3.3 Tính mô men xoắn trên các trục

Mô men xoắn trên trục thứ i được xác định theo công thức sau:

i

i

P T

n

Trong đó :Pi;ni :là công suất và số vòng quay trên trục thứ i

+ Mômen xoắn trên trục động cơ:

9,55.10 9,55.10 69103, 22(N.mm)

1458

dc dc

dc

P T

n

+ Mômen xoắn trên trục I:

6 6 10, 44

9, 55.10 9, 55.10 68382, 71(N mm)

1458

I I

I

P T

II

P T

III

P T

ct

P T

n

3.4 Lập bảng kết quả

Các kết quả tính ở trên là số liệu đầu vào cho các phần tính toán sau, do vậy

cần lập bảng thống kê như sau

Trục Tỉ số truyền

U

Công suất P(kw)

Số vòng quay N(v/p)

Mômen xoắn T(N.mm)

PHẦN 2: THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG

2.1 Thiết kế bộ truyền xích

2.1.1 Chọn loại xích

- Có 3 loại xích:

+ Xích ống: Đơn giản, giá thành hạ và khối lượng giảm vì không dùng con lăn,

nhưng cũng vì thế mà bản lề mòn nhanh Vì vậy chỉ dùng xích ống với các bộ truyền không quan trọng, mặt khác yêu cầu khối lượng nhỏ

+ Xích ống – con lăn: Kết cấu giống như xích ống, phía ngoài lắp thêm con lăn,

thay thế ma sát trượt giữa ống và răng đĩa (ở xích ống) bằng ma sát lăn giữa con lăn và răng đĩa xích (ở xích ống - con lăn) Làm tăng độ bền mòn của xích ống - con lăn Chế tạo không phức tạp bằng xích răng, do đó xích con lăn được dùng khá rộng rãi Thích hợp dùng khi vận tốc làm việc dưới (10 15) m/s Nên ưu

tiên dùng xích một dãy Nhưng ở các bộ phận truyền quay nhanh, tải lớn nếu dùng xích 2 , 3 hoặc 4 dãy sẽ làm giảm tải trọng động và kích thước khuôn khổ bộ truyền

+ Xích răng : khả năng tải lớn, làm việc êm, nhưng chế tạo phức tạp và giá thành

đắt hơn xích con lăn, chỉ nên dùng khi vận tốc xích trên (10 15)%

=> Vì tải trọng nhỏ, vận tốc thấp,dùng xích con lăn

2.1.2 Xác dịnh các thông số của xích và bộ truyền

Theo bảng [5.4][1](trang 80 quyển ), với ux = 1,8 chọn số răng đĩa nhỏ Z1 = 27,do

+ P công suất cần truyền

+ [P] công suất cho phép,(kW);

P = PIII = 9,42 (kW)

+ Hệ số răng : 01

1

250,92527

z

z k z

với n01=200(vg/ph); n1= nIII = 107,48 (vg/ph)

+ k=k k k k k k [5.4](trang 82 quyển 1)

+ Fv : lực căng do lực li tâm sinh ra Fv =q.v2

q : khối lượng 1 mét xích, q = 5,5 (kg) theo [5.2](1)

+ Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích theo công thức (5.18)

Trong đó đối với bộ truyền nghiêng một góc nhỏ hơn 400, kx = 1,15

2.1.5 Bảng thông số cơ bản của bộ truyền xích

Bảng 2.1: Tổng hợp các thông số của bộ truyền xích

Đường kính vòng chia đĩa xích nhỏ d1 328,18 (mm) Đường kính vòng chia đĩa xích lớn d2 594,66 (mm) Đường kính vòng đỉnh đĩa xích nhỏ da1 345,01 (mm) Đường kính vòng đỉnh đĩa xích lớn da 2 612,48 (mm)

- Tra bảng 6.1 [1] ta chọn vật liệu như bảng :

Bảng 2.1: Chọn vật liệu

Loại bánh

răng

Loại thép

Nhiệt luyện thép

Độ rắn Giới hạn

bền 𝜎𝑏MPa

Giới hạn chảy 𝜎𝑐ℎ MPa

Nhỏ 45 Tôi cải thiện 𝐻𝐵3 = 215 750 450

Lớn 45 Tôi cải thiện 𝐻𝐵4 = 200 750 450

2.2.2 Xác định ứng suất cho phép

- Gồm các ứng suất tiếp xúc cho phép   H và ứng suất uốn cho phép   F

được xác định như sau :

2.2.2.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép

*Tra bảng 6.2 [1]ta chọn:

- Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc :Sh =1,1

- Ứng xuất tiếp xúc cho phép với chu kỳ cơ sở:σHlim0 = 2 HB + 70 ( MPa)

- Ứng xuất uốn cho phép với chu kỳ cơ sở: σFlim = 1,8HB

*Theo công thức:   0lim

𝑆𝐻: Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc

𝑍𝑅: Hệ số xét đến độ nhám của mắt răng làm việc

H

N : Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc: NH0 = 30.HHB2,4

NHE: Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương: NHE = 60.C.n.t

Vậy ứng suất tiếp xúc ở bánh lớn :

Trong đó: F0lim- ứng suất 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

𝐾𝑋𝐹: Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng độ bền uốn

Chọn sơ bộ: Y Y K R .S XF = 1

𝐾𝐹𝐶: Hệ số kể đến ảnh hưởng đặt tải, lấy 𝐾𝐹𝐶 = 1.(Bộ truyền quay 1 chiều)

- NFO: Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn

- NFE: Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương Do bộ truyền chịu tải trọng không đổi nên :

 - ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở

Ta có :F0lim=1,8HB - theo bảng 6.2 [I]

=>σF3lim0 = 1,8.215= 387 (MPa)

=>σ0 =1,8.200 = 360(MPa)

-KFL - Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền , được xác định như sau:

Do NFE3 >NFO nên lấy NFE1 =NFO để tính, do đó  KFL3 = 1

NFE4 > NFO nên lấy NFE2 =NFO để tính, do đó  KFL4 = 1

Vậy ứng suất uốn cho phép của bánh nhỏ và bánh lớn là:

2.2.2.3 Ứng suất cho phép khí quá tải:

- Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:

➢ Ứng suất tiếp xúc khi quá tải:

Với bánh răng tôi cải thiện theo CT (6.13) [I] ta có:

❖ -Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:

Với bánh răng tôi cải thiện theo CT (6.14) [I] ta có:

2.2.3 Xác định thông số cơ bản của bộ truyền:

-Đối với hộp giảm tốc thông số cơ bản là khoảng cách trục a w, nó được xác định theo công thức 6.15 [1]

𝑎𝑤2 = 𝐾𝑎.( 𝑢2± 1 )√[𝜎𝑇2 𝐾𝐻𝛽

𝐻 ] 2 𝑢2 𝑏𝑎33

2 = 0,5512 tra bảng 6.7 [1] sơ đồ 4 𝐾𝐻𝛽 = 1,045

-Mô đun được xác định từ điều kiện bền uốn Tuy nhiên để thuận tiện trong thiết

kế, sau khi tính được khoảng cách trục 𝑎𝑤2 có thể dựa theo công thức 6.17 [1]

để tính mô đun, sau đó kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

z u

2.2.5 Kiểm nghiệm răng độ bền về tiếp xúc:

Ứng xuất xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiện sau:

+Z : Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp Trị số của M ZM

được tra trong bảng 6.5 [1] Z =274 ( M 1/3

MPa ) +Z H : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

tg ctg

b H

H

K là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng

thời ăn khớp KH được tra từ bảng 6.14 [1]

Để tra được bảng 6.14 [1] ta tìm trị số cấp chính xác thông qua tính vận tốc vòng và tra bảng 6.13 [1] Vận tốc vòng được tính theo công thức:

Từ vận tốc vòng ta tra được cấp chính xác là : 9 dov 3 4(m/ s)

Với cấp chính xác 9 từ bảng 6.14(trang 107) ta tra được K H =1,13

Với:KHvlà hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp tra bảng

Chọn K XH =1 (vỡ đường kính vòng đỉnh d a 700 mm( )

[H]CX =[ ]. Z Z K V R XH

Với cấp chính xác động học là 9 ta chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8 khi

đó cần gia công đạt độ nhám bề mặt R a =2,5 1, 25 m Vậy chọn

 Thỏa mãn độ bền tiếp xúc, tính lại 𝑏𝑤3

Vậy chiều rộng vành răng của cấp chậm là:

2.2.6 Kiểm nghiệm răng độ bền về uốn

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng thì ứng suất sinh ra tại chỗ răng phải thỏa mãn

Y , Y F2 - hệ số dạng bánh răng của bánh chủ động và bị động phụ thuộc vào

số răng và hệ số dịch chỉnh ( hệ số dịch chỉnh không dùng dịch chỉnh nên x=0)

F

K =  

Với K F - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành

răng khi tính về uốn Tra bảng 6.7 [1] với sơ đồ 4 với K F =1,072

Với KF - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng

thời ăn khớp khi tính về uốn Tra bảng 6.14 [1] với cấp chính xác 9 vận tốc

vòng v < 2,5( m/s ) KF = 1, 37

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

uốn :

3 3 2

1

F w w Fv

F F

v b d K

T K  K 

= +

2

0 3 w

2.2.7 Kiểm nghiệm răng về quá tải

Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải (thí dụ như lúc mở máy, … ) Hệ số quá tải:

Ứng suất uốn cực đại:

2.126

263, 04( ) cos cos16 39 'o

- Đường kính vòng cơ sở db3 = d3.cos20o = 123,17.cos20o = 115,74(mm)

db4 = d4.cos20o = 263,04.cos20o = 247,17 (mm) -Đường kính vòng chân df3 = d3 - 2,5.m = 123,17- 2,5.2 = 118,17(mm)

Muốn tăng khả năng chạy mòn của răng, nên nhiệt luyện bánh răng lớn đạt độ rắn thấp hơn độ rắn bánh răng nhỏ từ 10 đến 15 đơn vị: HB1 ≥ HB2 + (10÷15)HB

Tra bảng 6.1 [1] ta chọn vật liệu như bảng 2.2.1:

Bảng 2.2.1.Vật liệu 2 cấp bánh răng cấp nhanh

 ( MPa)

Kích thước S,mm,không lớn hơn

cảithiện

HB 192…240

cảithiện

HB 192…240

- Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc:S H =1,1 (Tra bảng 6.2[1])

- Ứng xuất tiếp xúc cho phép với chu kỳ cơ sở:σHlim0 = 2.HB + 70 (MPa)

(Tra bảng 6.2[1])

Theo công thức (6.1_Tr91-[1]):

[σH] = σHlim0

SH ZR Zv KxH KHL (MPa) Trong đó:

+ σHlim0 : Ứng xuất tiếp xúc cho phép với chu kỳ cơ sở

+ SH:Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc

+ ZR:Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc

NHO: Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc tính theo công thức (6.5_Tr93-[1]):

+ σHlim10 = 2.202 + 70 = 474 (MPa)

Vậy ứng suất tiếp xúc ở bánh nhỏ:

0 lim1

Vậy ứng suất tiếp xúc ở bánh lớn là:

0 lim 2

Ta chọn bộ truyền bánh răng cấp nhanh là bộ truyền bánh răng trụ răng

nghiêng.Vì do các răng ăn khớp liên tục,khi một cặp răng ra khỏi khớp thì các cặp răng khác vẫn đang ăn khớp nên bộ truyền bánh răng nghiêng làm việc êm hơn bánh răng thẳng Do luôn có nhiều răng đồng thời tham gia ăn khớp tại mỗi thời điểm nên bộ truyền bánh răng nghiêng chịu tải tốt hơn bánh răng trụ răng thẳng có cùng kích thước và bước răng

 Vậy ứng suất tiếp xúc cho phép của bộ truyền bánh răng là :

Chọn  H = 515,9 thỏa mãn điều kiện

Vậy chọn sơ bộ ứng suất tiếp xúc cho phép :

[ H]sb =421,81(Mpa)

2.2.2 Xác định ứng suất uốn cho phép

Ứng suất uốn cho phép được xác định theo công thức (6.1)[1]

F R s xF FC FL

F

Y Y K K K S

+ YR: Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng

+ Ys: Hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất

+ KxF: Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn

Chọn sơ bộ: YR.Ys.KxF = 1

+ KFC: Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải, lấy KFC = 1 (Bộ truyền quay 1 chiều) + KFL: Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền, được xác định như sau:

FL

FE

N K

N với m F =6 khi độ rắn mặt răng HB  350 Trong đó:

- N FO: Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn

N FO = N FO1 = N FO2= 4.106 (Mpa) đối với tất cả các loại thép

- N FE: Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương, khi bộ truyền chịu tải trọng

tĩnh: N FE = N HE = N =60.c.n.tƩ

• Với bánh răng nhỏ:

+N FO1 =4.106

+N =N =2503327680

“Bắt đầu từN FO1 đường cong mỏi gần đúng là một đường thẳng song song với trục hoành tức là trên khoảng này giới hạn mỏi uốn không thay đổi Vì vậy khi tính ra được N FE1>N FO1 ,ta lấy N FE1=N FO1 để tính ,do đó K FL1 =1 ”

Với: σFlim10 = 1,8.212 = 381,6(MPa)

 Ứng suất uốn trên bánh nhỏ:

0 lim1

Với : σFlim20 = 1,8.192 = 345,6 (MPa)

 Ứng suất uốn trên bánh lớn :

0 lim 2

 bw = 𝛹𝑏𝑎1 aw1 = 0,25.193 = 48,25 (mm)

2.3.2 Xác định các thông số ăn khớp

a Xác định mô đun

Mô đun được xác định từ điều kiện bền uốn Tuy nhiên để thuận tiện trong thiết

kế, sau khi tính được khoảng cách trục

1

w

a có thể dựa theo công thức 6.17 [1] để

tính mô đun, sau đó kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

m = (0,010,02)

1

w

a = (0,010,02) 193 = 1,933,86 (mm)

Theo bảng 6.8 [1] chọn mô đun theo tiêu chuẩn là m = 2 (mm)

b Xác định số răng, góc nghiêng  của răng và hệ số dịch chỉnh x

- Số răng: Giữa khoảng cách trục aw1,số răng bánh răng nhỏ nhất z1 ,số bánh răng lớn nhất z ,góc nghiêng 2  của răng và modul trong bộ truyền ăn khớp ngoài liên hệ với nhau theo công thức 6.18[1]:

1 1 2 w1

1

.2.cos

+

a

Với bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng :

Chọn sơ bộ :

15

 = (vì bánh răng nghiêng  = − 8 20 )

Số răng bánh nhỏ:

1 1

Tổng số răng là:

zt = z1 + z2 = 26 + 163 = 189(răng)

- Vậy tỉ số truyền thực tế là :

2 1 1

163

6, 226

t

z u z

β = 14°4′ Thỏa mãn 8  1 20

 Xét điều kiện sai lệch tỷ số truyền cho phép :

1 1 1

→ Chọn

1 w

53,6(mm)cos cos14 4'o

m z d



-Bánh răng lớn:

2 2

333,07(mm)cos cos14 4'o

m z d

w w

2.4 Kiểm nghiệm răng độ bền về tiếp xúc

Ứng xuất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiện sau:

o H

+K H: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc

+K Hlà hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp K Hđược tra từ bảng 6.14 [1]

Để tra được bảng 6.14 [1] ta tìm trị số cấp chính xác thông qua tính vận tốc vòng

và tra bảng 6.13 [1]

Vận tốc vòng được tính theo công thức :