Đồ án chi tiết máy, thiết kế hệ thống dẫn động xích tải

Hệ thống dẫn động xích tải gồm: 1 Động cơ điện 3 pha không đồng bộ; 2 Bộ truyềnđai thang; 3 Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển; 4Nối trục đàn hồi; 5 Xíchtải. (Quay một chiều, tải va đập nhẹ, 1 ca làm việc 8 giờ)

TIỂU LUẬN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY

Bộ Môn CSTKM

-oOo - MÔN HỌC: CHI TIẾT MÁY

Sinh viên thực hiện: Nguyễn Minh Hoàng MSSV: 18058961

Ngày nộp: 28/08/2021

Tên đề tài: Đề số 01: THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI

Sơ đồ động hệ thống dẫn động xích tải

Hệ thống dẫn động xích tải gồm: 1- Động cơ điện 3 pha không đồng bộ; 2- Bộ truyền

đai thang; 3- Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển; 4-Nối trục đàn hồi; 5- Xích tải (Quay một chiều, tải va đập nhẹ, 1 ca làm việc 8 giờ)

Thông số ban đầu của phương án 15:

MỤC LỤC CHƯƠNG I: TÍNH TOÁN CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

10

1 Thông số đầu vào và phương pháp chọn động cơ 10

1.1 Thông số đầu vào 10

1.2 Phương pháp chọn động cơ 10

2 Xác định công suất động cơ 10

3 Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ 11

4 Chọn động cơ 12

5 Phân phối tỉ số truyền 12

6 Xác định công suất, momen và số vòng quay trên các trục 13

6.1 Tính công suất trên các trục 13

6.2 Tính tốc độ quay các trục 13

6.3 Tính momen xoắn trên các trục 14

CHƯƠNG II: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI 15

1 Các bước thiết kế truyền động đai 15

2 Chọn loại đai 15

3 Đường kính bánh đai nhỏ 15

4 Khoảng cách trục và chiều dài đai 16

5 Kiểm nghiệm đai về tuổi thọ 17

6 Tính góc ôm 17

7 Xác định số đai 17

8 Chiều rộng và đường kính ngoài bánh đai 18

9 Lực tác dụng lên trục 18

10 Bảng thông số của bộ truyền đai 18

CHƯƠNG III: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG 19

1 Các bước thiết kế truyền động bánh răng 19

2 Bánh răng cấp nhanh (Bánh răng Z1 và Z2) 19

2.1 Chọn vật liệu 19

2.2 Xác định ứng suất cho phép 20

2.3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục 23

2.4 Xác định các thông số ăn khớp 23

2.5 Xác định kích thước bộ truyền bánh răng 24

2.6 Vận tốc vòng bánh răng 25

2.7 Lực tác dụng lên bộ truyền 25

2.8 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc 26

2.9 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn 27

2.10 Kiểm nghiệm răng quá tải 29

2.11 Bảng thông số bánh răng cấp nhanh 29

3 Bánh răng cấp nhanh (bánh răng Z3 và Z4) 30

3.1 Chọn vật liệu 30

3.2 Xác định ứng suất cho phép 30

3.3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục 33

3.4 Xác định các thông số ăn khớp 33

3.5 Xác định kích thước bộ truyền bánh răng 34

3.6 Vận tốc vòng bánh răng 35

3.7 Lực tác dụng lên bộ truyền 35

3.8 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc 35

3.9 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn 37

3.10 Kiểm nghiệm răng quá tải 38

3.11 Bảng thông số bánh răng cấp chậm 39

CHƯƠNG IV: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC, LỰA CHỌN THEN, KHỚP NỐI 40

1 Chọn vật liệu 40

2 Xác định sơ bộ đường kính trục 40

3 Xác định các lực tác dụng lên trục 41

3.1 Bộ truyền cấp nhanh 41

3.2 Bộ truyền cấp chậm 42

4 Xác định khoảng cách các đoạn trục 42

5 Tính toán lực tác dụng tại các gối đỡ 44

5.1 Trục I 44

5.2 Trục II 47

5.3 Trục III 50

6 Kiểm nghiệm trục 53

7 Tính kiểm nghiệm độ bền của then 55

8 Tính chọn khớp nối trục 56

8.1 Chọn khớp nối 56

8.2 Kiểm nghiệm điều kiện bền 57

CHƯƠNG V: TÍNH TOÁN LỰA CHỌN Ổ LĂN, THIẾT KẾ GỐI ĐỠ TRỤC, BÔI

TRƠN HỘP GIẢM TỐC 59

1 Tính toán lựa chọn ổ lăn 59

1.1 Ổ lăn trục I 59

1.2 Ổ lăn trục II 64

1.3 Ổ lăn trục III 69

2 Thiết kế gối đỡ trục 73

3 Bôi trơn hộp giảm tốc 74

3.1 Bôi trơn bánh răng trong hộp giảm tốc 74

3.2 Bôi trơn ổ lăn 74

CHƯƠNG VI: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC VÀ CÁC CHI TIẾT MÁY KHÁC 76

1 Thiết kế vỏ hộp giảm tốc 76

1.1 Chọn vật liệu 76

1.2 Xác định các kích thước của vỏ hộp 76

2 Các chi tiết phụ 77

2.1 Chốt định vị 77

2.2 Cửa thăm 77

2.3 Nút thông hơi 78

2.4 Nút tháo dầu 78

2.5 Que thăm dầu 79

2.6 Vít vòng 79

2.7 Vòng phớt 80

2.8 Vòng chắn dầu 80

3 Dung sai lắp ghép 81

3.1 Lắp ghép bánh răng trên trục 81

3.2 Dung sai ổ lăn 81

3.3 Lắp ghép then 81

3.4 Bảng dung sai lắp gép 81

TÀI LIỆU THAM KHẢO 83

LỜI NÓI ĐẦU

Đất nước ta đang trên đà phát triển do đó khoa học kĩ thuật đóng vai trò hết sức quan trọng đối với đời sống con người Việc áp dụng khoa học kĩ thuật chính làm tăng năng suất lao động đồng thời nó cũng góp phần không nhỏ trong việc thay thế sức lao động của người lao động một cách có hiệu quả nhất, bảo đảm an toàn cho họ trong quá trình làm việc

Đồ án môn học thiết kế chi tiết máy là một môn học giúp cho sinh viên ngành cơ khí có thêm kiến thức cơ bản về việc thiết kế các chi tiết máy và hệ thống truyền động cơ khí, để từ đó có cách nhìn về các hệ thống sản xuất, các chi tiết trong máy

Trong phạm vi đồ án, các kiến thức từ các môn cơ sở như: Cơ kỹ thuật, Sức Bền Vật Liệu, Nguyên Lý Chi Tiết Máy, Vẽ Bằng Máy Tính, … Được áp dụng giúp sinh viên

có cái nhìn tổng quan về các truyền động cơ khí Trong quá trình thực hiện đồ án, kỹ năng

vẽ và sử dụng các phần mềm Auto CAD được cải thiện rõ rệt Từ đây cộng với những kiến thức chuyên ngành nhóm em sẽ tiếp cận được với các hệ thống thực tế, có cái nhìn tổng quan hơn để chuẩn bị cho đồ án tiếp theo và đồ án tốt nghiệp

LỜI CẢM ƠN

Qua thời gian học môn chi tiết máy, em đã nắm vững hơn về cách phân tích một công việc thiết kế, cách đặt vấn đề cho bài toán thiết kế Vì đặc trưng nghiên cứu của môn học là tính hệ truyền động nên qua đó giúp cho sinh viên có cách xử lý sát thực hơn và biết cách kết hợp với những kiến thức đã được học để tính toán và chọn ra phương án tối

ưu cho thiết kế

Dù đã cố gắng hoàn thành đồ án này với cường độ làm việc cao, kỹ lưỡng và có

sự hướng dẫn rất cụ thể của thầy GS.TS Nguyễn Thanh Nam nhưng do hiểu biết còn hạn chế và chưa có kinh nghiệm thực tiễn nên chắc chắn đồ án này còn có nhiều thiếu sót và bất cập Vì vậy, em rất mong sự sửa chữa và đóng góp ý kiến của thầy để em được rút kinh nghiệm và bổ sung thêm kiến thức

Em xin chân thành cảm ơn sự giúp đỡ và sự hướng dẫn tận tình của thầy GS.TS Nguyễn Thanh Nam trong thời gian qua

Thành phố Hồ Chí Minh, tháng 8 năm 2021

Sinh viên thực hiện Nguyễn Minh Hoàng

DANH MỤC HÌNH VẼ

Hình 2.1 Chọn loại tiết diện đai hình thang……… 15

Hình 3.1: Sơ đồ tải trọng……… … 19

Hình 3.2: Các ký hiệu bánh răng……….19

Hình 4.1: Sơ đồ phân tích lực……… 41

Hình 4.2 Sơ đồ tính toán các đoạn trục……… 42

Hình 4.3 Biểu đồ momen trục I……… 45

Hình 4.4 Biểu đồ momen trục II……… 48

Hình 4.5 Sơ đồ momen trục III……… … 51

Hình 4.6: Nối trục vòng đàn hồi……… 57

Hình 5.1 Sơ đồ tính toán, hướng tác dụng của tải trọng trên trục I……… 58

Hình 5.2: Sơ đồ bố trí ổ lăn trục I……… 59

Hình 5.3: Kết cấu ổ bi đỡ – chặn ở trục I……… …… 59

Hình 5.4: Sơ đồ tải trọng ……… 61

Hình 5.5 Sơ đồ tính toán, hướng tác dụng của tải trọng trên trực II……….………… 63

Hình 5.6: Kết cấu ổ bi đỡ một dãy ở trục II……… 64

Hình 5.7: Sơ đồ tải trọng……… 66

Hình 5.8 Sơ đồ tính toán, hướng tác dụng của tải trọng trên trực III……… 67

Hình 5.9: Kết cấu ổ bi đỡ một dãy ở trục III……… 69

Hình 5.10: Sơ đồ tải trọng……….……… 70

Hình 6.1: Hình dạng chốt định vị hình côn……… 76

Hình 6.2: Hình dạng của cửa thăm……… 77

Hình 6.3: Hình dạng nút thông hơi……… 77

Hình 6.4: Hình dạng nút tháo dầu trụ……… 77

Hình 6.5: Hình dạng và kích thước của que thăm dầu……….78

Hình 6.6 Hình dạng vít vòng ……… 78

Hình 6.7: Hình dạng của vòng phớt……… 79

Hình 6.8: Hình dạng vòng chắn dầu……….… 79

DANH MỤC BẢNG BIỂU

Bảng 1.1: Thông số động cơ được chọn……….… 12

Bảng 1.2: Bảng hệ thống số liệu……… 14

Bảng 2.1: Thông số bộ truyền đai thang thường loại Ƃ………18

Bảng 3.1: Thông số bánh răng cấp nhanh………29

Bảng 3.2: Thông số bánh răng cấp chậm……… 39

Bảng 4.1: Bảng momen uốn và momen xoắn tại các tiết diện của trục……… 53

Bảng 4.2: Hệ số kích thước εσ vàε𝜏ứng với đường kính tại tiết diện nguy hiểm………54

Bảng 4.3: Biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suât tiếp……….54

Bảng 4.4: Hệ số an toàn đối với tiết diện của 2 trục………55

Bảng 4.5: Kết quả khiểm nghiệm then đối với các tiết diện của hai trục………55

Bảng 4.6: Thông số kích thước cơ bản của nối trục vòng đàn hồi, mm………56

Bảng 4.7: Kích thước cơ bản của vòng đàn hồi……… 56

Bảng 5.1: Thông số ổ bi đỡ – chặn ở trục I……… 59

Bảng 5.2: Thông số ổ bi đỡ một dãy ở trục II……… 64

Bảng 5.3: Thông số ổ bi đỡ một dãy ở trục III………69

Bảng 5.4: Kích thước gối trục……… 73

Bảng 5.5: Công suất các trục……… 73

Bảng 6.1: Các kích thước cơ bản của kết cấu hộp giảm tốc………75

Bảng 6.2: Thông số chốt định vị hình côn……… 76

Bảng 6.3: Thông số kích thước cửa thăm……….76

Bảng 6.4: Thông số kích thước nút thông hơi………77

Bảng 6.5: Thông số kích thước nút tháo dầu trụ………77

Bảng 6.6: Thông số kích thước vít vòng………78

Bảng 6.7: Kích thước vòng phớt………79

Bảng 6.8: Kích thước vòng chắn dầu………79

Bảng 6.9: Bảng dung sai lắp ghép trục với bánh răng………80

Bảng 6.10: Bảng dung sai lắp ghép ổ lăn……….80

Bảng 6.11: Bảng dung sai lắp ghép then……….81

CHƯƠNG I: TÍNH TOÁN CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN

PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

1 Thông số đầu vào và phương pháp chọn động cơ

Hệ thống dẫn động xích tải gồm: 1- Động cơ điện 3 pha không đồng bộ; 2- Bộ truyền

đai thang; 3- Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển; 4-Nối trục đàn hồi; 5- Xích tải

1.1 Thông số đầu vào

Chọn động cơ điện tiến hành theo các bước sau đây:

– Tính công suất cần thiết của động cơ

– Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ

– Dựa vào công suất và số vòng quay đồng bộ kết hợp với các yêu cầu về quá tải, momen

mở máy và phương pháp lắp đặt động cơ để chọn kích thước động cơ phù hợp với yêu cầu thiết kế

2 Xác định công suất động cơ

- Công suất trên xích tải:

Trong đó: ηbr – Hiệu suất bộ truyền bánh răng hình trụ Lấy ηbr = 0,97

ηđ – Hiệu suất bộ truyền đai Lấy ηđ = 0,95

ηnt – Hiệu suất nối trục Lấy ηnt = 1

ηol – Hiệu suất một cặp ổ lăn Lấy ηol = 0,99

Các hiệu suất trên được tra ở bảng 2.3 tài liệu [1]

Từ công thức (1.2) ta có:

η = η𝑏𝑟2 ηđ ηnt.η𝑜𝑙4 = 0,972.0,95.1.0,994 = 0,86

- Công suất tương đương trên trục công tác

Muốn xác định công suất động cơ cần biết công suất tính toán Pt Trị số của Pt và do

đó công suất của động cơ được xác định tùy thuộc vào chế độ làm việc của động cơ và tính chất tải trọng Ở tải trọng thay đổi Pt = Ptđ

z – Số răng đĩa xích của xích tải

p – Bước xích (mm)

- Tỉ số truyền hộp giảm tốc 2 cấp bánh răng trụ:

Tra bảng 2.4 tài liệu [1] ta có tỉ số truyền hộp số giảm tốc 2 cấp bánh răng hình trụ

ubr = 8…40 Lấy ubr = 10

- Tỉ số truyền của bộ truyền đai thang:

Tra bảng 2.4 tài liệu [1] ta chọn tỉ số truyền của bộ truyền đai thang uđ = 2

- Tỉ số truyền chung sơ bộ:

- Số vòng quay sơ bộ của động cơ:

nsb = nlv.usb = 66,67.20 =1333,4 vòng/phút (1.7)

4 Chọn động cơ

Dựa vào công suất cần thiết tính theo (1.4) và số vòng quay sơ bộ của động cơ tính theo (1.7) Động cơ được chọn phải có công suất Pct và số vong quay sơ bộ thỏa mãn điều kiện sau:

Pđc ≥ Pct

nđc ≥ nsb

Theo bảng P1.3, phụ lục tài liệu [1] với Pđc ≥ 7 kW và nđc ≥ 1333,4 vòng/phút, ta

chọn động cơ 4A132S4Y3 với thông số như sau:

Bảng 1.1: Thông số động cơ được chọn

Ký hiệu Công suất

Trong đó: nđc – Số vòng quay của động cơ đã chọn (vòng/phút)

nlv – Số vòng quay của trục máy công tác (vòng/phút)

- Tỷ số truyền của bộ truyền đai:

Đường kính bánh đai trong bộ truyền đai được tiêu chuẩn hóa, do đó để tránh cho sai lệch tỷ số truyền không quá giá trị cho phép (≤ 4%), nên chọn uđ theo dẫy số sau (tương ứng với dãy số đường kính tiêu chuẩn)

- Tỷ số truyền cấp chậm của hộp giảm tốc:

Theo yêu cầu bôi trơn hộp giảm tốc bằng phương pháp ngâm dầu, áp dụng công thức thực nghiệm sau:

un = (1,2÷1,3).uc.Chọn un = 1,3.uc (1.10) Trong đó: un – Tỷ số truyền cấp nhanh

uc – Tỷ số truyền cấp chậm

- Kiểm tra sai số cho phép tỷ số truyền:

ut = uđ.un.uc = 2.3,76.2,9 = 21,81

Δu = ut – u

u .100% =

21,82 – 21,8121,82 .100% = 0,046% < 4% thỏa điều kiện về sai số cho phép

6 Xác định công suất, momen và số vòng quay trên các trục

6.1 Tính công suất trên các trục

PIII = Plv

ηol.ηnt =

6,820,99.1 = 6,89 kW

PII = PIII

ηol.ηbr =

6,890,99.0,97 = 7,17 kW

PI = PII

ηol.ηbr =

7,170,99.0,97 = 7,47 kW

Pđc = PI

ηol.ηđ =

7,470,99.0,95 = 7,94 kW

nIII = nII

uc =

193,52,9 = 66,72 vòng/phút

nđc = nIII

unt =

66,72

1 = 66,72 vòng/phút

6.3 Tính momen xoắn trên các trục

TII = 9,55.106.PII

nII =

9,55.106.7,17193,5 = 353868 Nmm

TIII = 9,55.106.PIII

nIII =

9,55.106.6,8966,72 = 986204 Nmm

Tct = 9,55.106.Pct

nct =

9,55.106.6,8266,72 = 976184 Nmm

CHƯƠNG II: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI

Thông số đầu vào: Thiết kế bộ truyền đai để truyền từ động cơ đến hộp giảm tốc với

công suất Pl = 7,94 kW, momen Tl = 52115 Nmm, tốc độ quay n1 = 1455 vòng/phút , tỉ

số truyền u= 2 Tải va đập nhẹ, làm việc 3 ca

1 Các bước thiết kế truyền động đai

Thiết kế truyền động đai gồm các bước:

– Chọn loại đai

– Xác định các kích thước và thông số bộ truyền

– Xác định các thông số của đai theo chỉ tiêu về khả năng kéo của đai và về tuổi thọ – Xác định lực căn đai và lực tác dụng lên trục

Đường kính bánh đai nhỏ chọn theo tiêu chuẩn thuộc dãy sau: 50, 55, 63, 71, 80, 90, 100,

112, 125, 140, 160, 180, 200, 224, 250, 280, 315, 355, 400, 450 Chọn d1 = 200 mm – Vận tốc đai:

v1 = π.d1.n1

60000 =

π.200.1455

60000 = 15,24 m/s < vmax =25 m/s (2.2) – Đường kính bánh đai lớn:

– Từ d1 và d2 tiêu chuẩn cần tính lại tỷ số truyền thực tế của bộ truyền Sai lệch tỷ số truyền không được vượt quá phạm vi cho phép so với tỷ số truyền đã cho (3% ÷ 4%) + Tỷ số truyền thực tế:

ut = d2

d1(1 – ε) =

400200.(1 – 0,01) = 2,02

Δu = ut – u

u .100% =

2,02 – 2

2 .100% = 1% < 4% thỏa điều kiện về sai số cho phép

4 Khoảng cách trục và chiều dài đai

– Theo bảng 4.14 [1] với tỷ số truyền u = 2,02 nội suy ra được khoảng cách trục:

– Tính lại khoảng cách trục theo công thức:

5 Kiểm nghiệm đai về tuổi thọ

– Số vòng chạy của đai trong 1 giây

Trong đó: Pl – Công suất trên trục bánh đai dẫn (kW) Pl = 7,94 kW

Kđ – Hệ số tải trọng động Tra bảng 4.7 [1], với tải va đập nhẹ, động cơ nhóm I ta

l

l0 =

2000

2240 = 0,89 Với kết quả trên ta tra bảng 4.16 nội suy ta có: Cl = 0,97

Cu – Hệ số kể đến ảnh hưởng của tỷ số truyền (u tăng làm tăng đường kính bánh đai lớn, do đó đai ít bị uốn hơn khi vào tiếp xúc với bánh đai này), trị số Cu được tra bange 4.17 [1] Với u = 2,02 nội suy ta được Cu = 1,126

Cz – Hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các dây đai, trị số được tra ở bảng 4.18 [1] Khi tính có thể dựa vào tỷ số Pl

[P0] =

7,945,07 = 1,566 để tra

Cz Với tỷ số trên ta nội suy được Cz = 0,972

Từ công thức (2.9) ta có:

z = Pl.Kđ

[P0].Cα.C1.Cu.Cz =

7,94.1,35,07.0,945.0,97.1,126.0,972 = 2,029 Chọn z = 3 đai

8 Chiều rộng và đường kính ngoài bánh đai

– Chiều rộng bánh đai được xác định theo công thức

B = (z – 1).t + 2e = (3 – 1).19 + 2.12,5 = 63 mm (2.10) Trong đó: t và e được tra ở bảng 4.21 [1] với đai thang loại Ƃ ta có t = 19 và e = 12,5 – Đường kính ngoài của bánh đai nhỏ

da1 = d1 + 2.h0 = 200 + 2.4,2 = 208,4 mm

Trong đó: h0 được tra ở bảng 4.21 [1] với đai thang loại Ƃ ta có h0 = 4,2

– Đường kính ngoài của bánh đai lớn

Fv = qm.v2 = 0,178.15,242 = 41,34 N

qm – Khối lượng 1m chiều dài đai, tra bảng 4.22 [1] ta được qm = 0,178 kg/m

– Lực tác dụng lên trục

Fr = 2F0.z.sin(α21) = 2.227,69.3.sin(1582 ) = 1341 N

10 Bảng thông số của bộ truyền đai

Bảng 2.1: Thông số bộ truyền đai thang thường loại Ƃ

Đường kính ngoài của bánh đai nhỏ da1 208,4 mm

Đường kính ngoài của bánh đai lớn da2 408,4 mm

CHƯƠNG III: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

Thông số đầu vào: Tính bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng (cấp nhanh) và

bánh răng trụ răng thẳng (cấp chậm) của hộp giảm tốc khai triển với các số liệu sau công suất PI = 7,47 kW, PII = 7,17 kW, số vòng quay nI = 727,5 vòng/phút, nII =193,5 vòng/phút

tỷ số truyền uI = 3,76, uII = 3,76, momen xoắn TI = 98060 Nmm, TII = 353868 Nmm Làm việc 5 năm, 1 năm làm việc 310 ngày, 1 ngày làm việc 3 ca, 1 ca làm việc 8 giờ Sơ

đồ tải trọng như hình vẽ, bộ truyền quay 1 chiều

Hình 3.1: Sơ đồ tải trọng

1 Các bước thiết kế truyền động bánh răng

Để thiết kế truyền động bánh răng cần tiến hành theo các bước sau đây:

– Chọn vật liệu

– Xác định ứng suất cho phép

– Tính sơ bộ một kích thước cơ bản của truyền động bánh răng, trên cơ sở đó xác định các yếu tố ảnh hưởng đến khả năng làm việc của bộ truyền rồi tiến hành kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc, độ bền uốn và về quá tải

– Xác định các kích thước hình học của bộ truyền

Hình 3.2: Các ký hiệu bánh răng

2 Bánh răng cấp nhanh (Bánh răng Z 1 và Z 2 )

2.1 Chọn vật liệu

Đối với hộp giảm tốc truyền công suất trung bình hoặc nhỏ, nên chọn vật liệu có

độ rắn HB ≤ 350, đồng thời để tăng chạy mòn của răng nên nhiệt luyện bánh răng lớn đạt độ rắn thấp hơn độ rắn bánh nhỏ từ 10 ÷ 15 đơn vị Ta chọn vật liệu 2 cấp bánh răng như nhau Theo bảng 6.1 tài liệu số [1] ta chọn:

– Bánh nhỏ: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241 ÷ 285 có σb1 = 850 MPa,

σch1 = 580 MPa

– Bánh lớn: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192 ÷ 240 có σb2 = 750 MPa,

σch2 = 450 MPa

2.2 Xác định ứng suất cho phép

Theo bảng 6.2 tài liệu số [1] với thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB 180 ÷ 350 ta có:

– Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở σ𝐻𝑙𝑖𝑚𝑜 = 2HB + 70

– Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc SH = 1,1

– Ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở σ𝐹𝑙𝑖𝑚𝑜 = 1,8HB

– Hệ số an toàn khi tính về uốn SF = 1,75

S

Z Z K

0 lim



Trong đó : o

Hlim – Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở

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

N

mH – Bậc đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc (mH = 6 với HB ≤ 350)

NHO – Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc

– Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc của bánh nhỏ và bánh lớn:

NHO1 = 30.HHB12,4 = 30.2502,4 = 1,7.107

NHO2 = 30.HHB22,4 = 30.2352,4 = 1,47.107

Trong đó: HHB – Độ cứng Brixnen

– Thời gian sử dụng bánh răng Với thời gian làm việc 5 năm, 1 năm làm việc 310 ngày,

1 ngày làm việc 3 ca, 1 ca làm việc 8 giờ

Suy ra NHE1 > NHO1 do đó KHL1 = 1

Trong đó: c – Số lần ăn khớp trong một vòng quay

[σH] = [σH1] + [σH2]

2 =

518 + 491

2 = 504,5 MPa 0,125.[σH]min = 0,125.491 = 613,8 MPa

Thỏa điều kiện [σH] < 0,125.[σH]min

- Ứng suất uốn cho phép được xác định theo công thức:

Trong đó:oFlim – Ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ s

KFC – Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải, do bộ truyền quay 1 chiều nên

KFC = 1

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

KFL – Hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ đặt tải trọng của bộ truyền

F

FL

FO m FE

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

Đối với thép 45: NFO = 4.106 chu kỳ

NFE : Số chu kì thay đổi về ứng suất tương đương

– Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương ta có:

SF = 423.1.11,75 = 241,7 MPa

– Ứng suất quá tải cho phép:

[σH] – Ứng suất tiếp xúc cho phép

ψba – Hệ số chiều rộng vành răng Theo bảng 6.6 chọn ψba = 0,3

2.4 Xác định các thông số ăn khớp

– Xác định môđun

m = (0,01 ÷ 0,02)aw1 = (0,01 ÷ 0,02).150 = (1,5 ÷ 3) (3.9) Theo bảng 6.8 tài liệu số [1] chọn môđun pháp m = 2,5

– Số răng bánh lớn

z2 = u.z1 = 3,76.24 = 90,24 Lấy z2 = 90

Δu = 𝑢 – 𝑢𝑡

u .100% =

3,76 – 3,75 3,76 .100% = 0,266% < 2% thỏa điều kiện – Góc nghiêng β thực tế

Cosβ = m(z1 + z2)

2.aw1 =

2,5.(24 + 90)2.150 = 0,95 => β = 18,19

d2 = m.z2

cosβ =

2,5.90cos18,190 = 236,84 mm

2.8 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

– Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:

σH = ZM.ZH.Zε√2TbI.KH.(u+1)

Trong đó: ZM – Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp Theo bảng6.5 tài

liệu số [1] ta tra được ZM = 274 MPa1/3

– Góc prôfin răng

αt = αtw = arctan(tanα

cosβ) = arctan( tan200

cos18,190) = 20,960

Trong đó: α – Góc prôfin gốc, theo TCVN 1065-71, α = 200

– Góc nghiên của răng trên hình trụ cơ sở

βb = arctan(cosαt.tanβ) = arctan(cos20,960.tan18,190) = 17,060

– Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

ZH = √2cosβb

sin2αtw = √2cos17,060

sin2.20,960 = 1,692 – Hệ số trùng khớp dọc

εβ = bw.sinβ

π.m =

ψba.aw.sinβπ.m =

0,3.150 sin18,190π.2,5 = 1,79 – Hệ số trùng khớp ngang

Do εβ > 1 nên Zε = √ε1

α

= √1,721 = 0,762 – Với vân tốc vòng bánh răng tính ở phần 1.6 v = 2,41 m/s Theo bảng 6.13 tài liệu số [1]

ta chọn cấp chính xác 9 Theo bảng 6.14 với cấp chính xác 9 và v ≤ 2,5 m/s Chọn

KHα = 1,13; KFα = 1,37

vH = δH.g0.v.√auw1

1 = 0,002.73.2,41.√3,75150 = 2,225 Trong đó: Trị số của hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp δH tra bảng 6.15 tài liệu

số [1] HB2 ≤ 350HB dạng bánh răng nghiêng có: δH = 0,002 Trị số của hệ số kể đến ảnh

hưởng của sai lệch bước g0 tra bảng 6.16 tài liệu số [1] với mđun m = 2,5 và với cấp chính xác 9 ta có g0 = 73

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

KHv = 1 + vH.bw.dw1

2.T1.KHβ.KHα = 1 +

2,225.45.63,1562.98060.1,11.1,13 = 1,026

KHβ – Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc Dựa vào hệ số ψbd = 0,757 (tính ở phần trên) tra bảng 6.7 ta được

[σH] = [σH].Zv.ZR.KxH = 504,5.1.0,95.1 = 479,3 MPa

Trong đó: Với v = 2,41 m/s < 5 m/s nên hệ số kể đến ảnh hưởng của vận tốc vòng

Zv = 1 Với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra = 2,5 ÷ 1,25 μm, do đó hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc ZR = 0,95 Với da < 700mm nên hệ số xét đến ảnh hưởng kích thước bánh răng

KxH = 1

Như vậy σH = 473,31 < [σH] = 479,3 MPa thỏa điều kiện về độ bền tiếp xúc

2.9 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng được xác định theo công thức:

Trong đó: Trị số của hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp δF tra bảng 6.15 tài liệu

số [1] HB2 ≤ 350HB dạng bánh răng nghiêng có: δF = 0,006 Trị số của hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước g0 tra bảng 6.16 tài liệu số [1] với mđun m = 2,5 và với cấp chính xác 9 ta có g0 = 73

– Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn:

KFv = 1 + vF.bw.dw1

2.T1.KFβ.KFα = 1 +

6,676.45.63,1562.98060.1,225.1,37 = 1,057– Hệ số tải trọng khi tính về uốn:

– Hệ số kể đến độ nghiêng của răng

Yβ = 1 – β0

1400 = 1 –

18,190

1400 = 0,87 – Số răng tương đương

zv1 = z1

cos3β

= 24cos318,190 = 28

zv2 = z2

cos3β =

90cos318,190 = 105 Tra bảng 6.18 tài liệu số [1] ta được trị số của hệ số dạng răng Với hệ số dịch chỉnh

x = 0 và số răng tương đương zv1 = 28 => YF1 = 3,84 Với hệ số dịch chỉnh x = 0 và số răng tương đương zv2 = 105 => YF2 = 3,6

– Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất

YS = 1,08 – 0,0695ln(m) = 1,08 – 0,0695ln(2,5) = 1,016

– Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn Với da < 400 mm ta có

KxF = 1

– Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượng chân răng, thông thường YR = 1

– Xác định chính xác ứng suất uốn cho phép:

[σF1] = [σF1].YR.YS.KxF = 257,1.1.1,016.1 = 261,2 MPa

[σF2] = [σF2].YR.YS.KxF = 241,7.1.1,016.1 = 245,6 MPa

– Ứng suất uốn sinh ra tại chân răng:

=> Như vậy thỏa điều kiện bền uốn

2.10 Kiểm nghiệm răng quá tải

– Khi làm việc răng có thể bị quá tải (thí dụ như lúc mở máy , hãm máy ) với hệ số quá tải :

max 1

1 1

1

mm qt

K

Trong đó: Tmax – Momen xoắn cực đại

T1 – momen xoắn danh nghĩa

Vì vậy, cần kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại và ứng suất

uốn cực đại

– Ứng suất tiếp xúc cực đại:

max 473, 31 1 473, 31

H H K qt

=> Thoả mãn điều kiện tránh biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt

– Ứng suất uốn cực đại:

 = = = MPa < [F2]max = 360 MPa

=> Thoả mãn điều kiện phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng

2.11 Bảng thông số bánh răng cấp nhanh

Bảng 3.1: Thông số bánh răng cấp nhanh

3 Bánh răng cấp nhanh (bánh răng Z 3 và Z 4 )

3.1 Chọn vật liệu

Đối với hộp giảm tốc truyền công suất trung bình hoặc nhỏ, nên chọn vật liệu có

độ rắn HB ≤ 350, đồng thời để tăng chạy mòn của răng nên nhiệt luyện bánh răng lớn

đạt độ rắn thấp hơn độ rắn bánh nhỏ từ 10 ÷ 15 đơn vị Ta chọn vật liệu 2 bánh răng như

nhau Theo bảng 6.1 tài liệu số [1] ta chọn:

– Bánh nhỏ: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241 ÷ 285 có σb3 = 850 MPa,

σch3 = 580 MPa

– Bánh lớn: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241 ÷ 285 có σb4 = 850 MPa,

σch4 = 580 MPa

3.2 Xác định ứng suất cho phép

Theo bảng 6.2 tài liệu số [1] với thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB 180 ÷ 350 ta có:

– Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở σ𝐻𝑙𝑖𝑚𝑜 = 2HB + 70

– Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc SH = 1,1

– Ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở σ𝐹𝑙𝑖𝑚𝑜 = 1,8HB

– Hệ số an toàn khi tính về uốn SF = 1,75

S

Z Z K

0 lim



Trong đó : o

Hlim – Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở

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

N

mH – Bậc đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc (mH = 6 với HB ≤ 350)

NHO – Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc

– Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc của bánh nhỏ và bánh lớn:

NHO3 = 30.HHB32,4 = 30.2852,4 = 2,3.107

NHO4 = 30.HHB42,4 = 30.2752,4 = 2,2.107

Trong đó: HHB – Độ cứng Brixnen

– Thời gian sử dụng bánh răng Với thời gian làm việc 5 năm, 1 năm làm việc 310 ngày,

1 ngày làm việc 3 ca, 1 ca làm việc 8 giờ

Suy ra NHE4 > NHO1 do đó KHL4 = 1

Trong đó: c – Số lần ăn khớp trong một vòng quay

SH = 620.11,1 = 563,64 MPa

– Bộ truyền bánh răng cấp chậm là bánh răng trụ răng thẳng, do đó:

Trong đó: oFlim – Ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ s

KFC – Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải, do bộ truyền quay 1 chiều nên

KFC = 1

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

KFL – Hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ đặt tải trọng của bộ truyền

F

FL

FO m FE

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

Đối với thép 45: NFO = 4.106 chu kỳ

NFE : Số chu kì thay đổi về ứng suất tương đương

– Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương ta có:

[σF4] = σ Flim4o KFC.KFL4

SF = 495.1.11,75 = 282,86 MPa – Ứng suất quá tải cho phép:

[σH] – Ứng suất tiếp xúc cho phép

ψba – Hệ số chiều rộng vành răng Theo bảng 6.6 chọn ψba = 0,3

3.4 Xác định các thông số ăn khớp

– Xác định môđun

m = (0,01 ÷ 0,02)aw2 = (0,01 ÷ 0,02).210 = (2,1 ÷ 4,2) (3.9) Theo bảng 6.8 tài liệu số [1] chọn môđun pháp m = 3

– Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng β = 0

– Số răng bánh nhỏ

z3 = m(u + 1)2.𝑎𝑤2 =

2.2103.(2,9 + 1) = 35,89 Lấy z3 = 36

Δu = u – ut

u .100% =

2,9 – 2,889 2,9 .100% = 0,379% < 2% thỏa điều kiện – Tính lại khoảng cách trục

α – Góc prôfin gốc, theo TCVN 1065-71, α = 200

3.8 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

– Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:

σH = ZM.ZH.Zε√2TbI.KH.(u+1)

Trong đó: ZM – Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp Theo bảng6.5 tài

liệu số [1] ta tra được ZM = 274 MPa1/3

– Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

ZH = √sin2α2

tw = √ 2

sin2.200 = 1,764 – Hệ số trùng khớp ngang

Do bánh răng trụ răng thẳng nên εβ = 0 nên:

Zε = √4 – εα

3 = √4 – 1,76

3 = 0,86 – Với vân tốc vòng bánh răng tính ở phần 1.6 v = 1,089 m/s Theo bảng 6.13 tài liệu số

[1] ta chọn cấp chính xác 9 Theo bảng 6.14 với cấp chính xác 9 và v ≤ 2,5 m/s Chọn

KHα = 1,13; KFα = 1,37

vH = δH.g0.v.√auw2

II = 0,006.73.1,094.√2102,9 = 4,078 Trong đó: Trị số của hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp δH tra bảng 6.15 tài liệu

KHβ – Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng

khi tính về tiếp xúc.Dựa vào hệ số ψbd = 0,62 (tính ở phần trên) tra bảng 6.7 ta được KHβ

= 274.1,764.0,86.√2.353868.1,253.(2,9+1)

63.2,9.1082 = 529,54 MPa– Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:

[σH] = [σH].Zv.ZR.KxH = 563,64.1.0,95.1 = 535,46 MPa

Trong đó: Với v = 1,094 m/s < 5 m/s nên hệ số kể đến ảnh hưởng của vận tốc vòng

Zv = 1 Với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra = 2,5 ÷ 1,25 μm, do đó hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc ZR = 0,95 Với da < 700mm nên hệ số xét đến ảnh hưởng kích thước bánh răng

KxH = 1

Như vậy σH = 529,54 < [σH] = 535,46 MPa thỏa điều kiện về độ bền tiếp xúc

3.9 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng được xác định theo công thức:

– Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn:

KFv = 1 + vF.bw.dw1

2.T1.KFβ.KFα = 1 +

10,874.63.1082.353868.1,177.1,37 = 1,065 – Hệ số tải trọng khi tính về uốn:

– Hệ số kể đến độ nghiêng của răng đối với răng thẳng Yβ = 1

Tra bảng 6.18 tài liệu số [1] ta được trị số của hệ số dạng răng Với hệ số dịch chỉnh

x = 0 và số răng z3 = 36 => YF3 = 3,74 Với hệ số dịch chỉnh x = 0 và số răng z4 = 104

– Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượng chân răng, thông thường YR = 1

– Xác định chính xác ứng suất uốn cho phép:

=> Như vậy thỏa điều kiện bền uốn

3.10 Kiểm nghiệm răng quá tải

– Khi làm việc răng có thể bị quá tải (thí dụ như lúc mở máy , hãm máy ) với hệ số

K

Trong đó: Tmax – Momen xoắn cực đại

T1 – momen xoắn danh nghĩa

Vì vậy, cần kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại và ứng suất

uốn cực đại

– Ứng suất tiếp xúc cực đại:

max 563, 64 1 563, 64

H H K qt

=> Thoả mãn điều kiện tránh biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt

– Ứng suất uốn cực đại:

 = = = MPa < [F2]max = 464 MPa

=> Thoả mãn điều kiện phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng

CHƯƠNG IV: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC, LỰA CHỌN

THEN, KHỚP NỐI Tính toán thiết kế trục bao gồm các bước:

– Chọn vật liệu

– Tính thiết kế trục về độ bền

– Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

– Trường hợp cần thiết tiến hành kiểm nghiệm trục về độ cứng Đối với trục quay nhanh

còn kiểm nghiệm trục về ổn định dao động

τ – Ứng suất xoắn cho phép MPa