ĐỒ ÁN CƠ SỞ CHI TIẾT MÁY CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ TRUYỀN

TÍNH TOÁN CÁC THÔNG SỐ KỸ THUẬT CỦA BỘ TRUYỀN.. - Dây đai: chiều dai đai l m và tiết diện dây đai tròn, thang, răng lược, hình chữ nhật dẹt, … Điều kiện làm việc của bộ truyền đai kiểm

PHẦN 1 CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

I CHỌN KIỂU ĐỘNG CƠ

Chọn kiểu loại động cơ

1 Lực vòng trên băng tải F ( N) 2500

2 Vận tốc xích tải v (m/s) 1,3 3 Đường kính băng tải D (mm) 275

4 Thời gian phục vụ L (giờ) 20000

5 t1 (s) 3

6 t2 (s) 18000

7 t3 (s) 10800

8 T1 1.4T 9 T2 1.0T 10 T3 0.75T 11 Số ca làm việc 2

1.1.Tính toán công suất

1.1.1 Công suất làm việc băng tải (công suất trên trục công tác chính là trục của băng

tải)

𝑃𝑙𝑣 = 𝐹.𝑣

1000

Equation Section (Next)Trong đó :

F = 2500 N : Lực kéo băng tải

Pct = 𝑃𝑡𝑑

𝜂 Trong đó

Plv : công suất làm việc trên trục băng tải

η : hiệu suất truyền tải

Theo công thức 2.9 trang 19 ta có:

η= ηd ηbr ηx 𝜂𝑜𝑙3

Với :

▪ ηd : hiệu suất của bộ truyền đai : 0,95-0,96 (để hở)

▪ ηbr: hiệu suất của bộ truyền bánh răng côn: 0,95 – 0,97 (được che kín)

▪ ηx : hiệu suất của bộ truyền xích : 0,90 – 0.93 (để hở)

▪ ηol: hiệu suất của bộ truyền ổ lăn :0,99 – 0,995 (được che kín)

Để cho thuận tiện trong việc tính toán ta nên chọn :

1.2.Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ

+ Số vòng quay làm việc của băng tải :

𝑛𝑙𝑣 =60000.𝑣

𝜋.𝐷 trong đó :

D = 275 mm : đường kính băng tải

ud là tỉ số truyền của bộ truyền đai : 3-5

ubr là tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng côn : 2-4 (hộp giảm tốc 1 cấp)

ux là tỉ số truyền của bộ truyền xích : 2-5

Do đường kính bánh đai trong bộ truyền đai được tiêu chuẩn hóa ,nên để tránh cho sai

lệch tỉ số truyền không quá giá trị cho phép là (≤ 4%) nên chọn u đ theo dãy số sau:

2; 2,24 ; 2,5 ; 2,8 ; 3,15 ; 3,56 ; 4 ; 4,5 ; 5

Chọn tỉ số truyền như sau:

ud = 3,56 , ubr = 3 , ux = 2,98

 usb = ud ubr ux = 3,56 3 2,98 = 31,826 Theo công thức 2.18 trang 21 ta có :

nsb = nlv usb = 90,284.31,826 = 2873,378(vòng/phút)

II PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

+ Theo công thức 3.23 trang 48 tỉ số truyền hệ thống là :

III TÍNH TOÁN CÁC THÔNG SỐ KỸ THUẬT CỦA BỘ TRUYỀN

1 Công suất trên các trục

+ Công suất trục động cơ : Pdc = Pct = 3,481 (kW)

+ Công suất trên trục I (trục chủ động):PI = Pdc.ηd. ηol = 3,481.0,96.0,995 = 3,325

𝑛 𝐼 =9,55.106.3,325

808,989 = 39251,15 (Nmm) + Trục II : 𝑇𝐼𝐼 =9,55.106.𝑃𝐼𝐼

ud = 3,56 P(kw)

3.481

3,325

3,209

2.969

ux = 2,98 T(Nmm) 11542,89 39251,15 121897,41 313337,93

PHẦN II TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN ĐAI

Thông số đầu vào đã biết

- Tỷ số truyền của bộ truyền đai đã phân phối: ud = 3,56

- Công suất của bánh đai chủ động (lắp trực tiếp với trục động cơ nên bằng công

suất cần thiết của động cơ): P1 = Pct = 3,481

- Tốc độ quay của bánh đai chủ động: n1 = ndc = 2880 vòng/phút

Tính toán bộ truyền đai là tính chọn các thông số bao gồm:

- Đường kính bánh đai chủ động d1 (mm), được tiêu chuẩn hóa

- Đường kính bánh đai bị động d2 (mm), được tiêu chuẩn hóa

- Dây đai: chiều dai đai l (m) và tiết diện dây đai (tròn, thang, răng lược, hình chữ

nhật dẹt, …)

Điều kiện làm việc của bộ truyền đai (kiểm nghiệm)

- Vận tốc đai (vận tốc dài của một điểm bất kỳ trên dây đai) <= 25 m/s

- Số lần va đập của dây đai: i=v/l <=10 (lần/s)

- Góc ôm dây đai (góc chắn tâm bánh đai thể hiện phần dây đai tiếp xúc bánh đai)

phải lớn hơn hoặc bằng 1200

I CƠ SỞ CHỌN TIẾT DIỆN DÂY ĐAI

Công suất của bánh đai chủ động (lắp trực tiếp với trục động cơ nên bằng công suất

cần thiết của động cơ): P1 = Pct = 3,481 (kW) > 2 kW nên ta chọn đai thang

II THIẾT KỀ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG

Truyền động đai được dùng để truyền chuyển động và mômen xoắn giữa các

trục xa nhau Đai được mắc lên hai bánh với lực căng ban đầu F o , nhờ đó có thể tạo

ra lực ma sát trên bề mặt tiếp xúc giữa đai và bánh đai và nhờ lực ma sát mà tải

trọng được truyền đi

Thiết kế truyền đai gồm các bước :

- Chọn loại đai, tiết diện 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 căng đai và lực tác dụng lên trục

Theo hình dạng tiết diện đai, phân ra : đai dẹt (tiết diện chữ nhật), đai hình thang

(đai hình chêm), đai nhiều chêm (đai hình lược) và đai răng

1 Xác định kiểu tiết diện đai thang

Từ bảng 4.13 và hình 4.1, trang 59, sách “Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, Tập 1” ta

chọn đai loại A

2 Tính toán các thông số bộ truyền đai (d1 , d 2, l và số dây đai z)

Đường kính đai d 1 tiêu chuẩn (mm) gồm: 63, 71, 80, 90, 100, 112, 125, 140, 160,

Như vậy vận tốc đai tính toán nhỏ hơn vận tốc đai cho phép vmax = 25 m/s (đối với loại đai thang thường)

2.2.2 Tính, chọn và kiểm nghiệm đường kính bánh đai bị động

Tỷ số truyền của bộ truyền đai:

𝑢đ = 𝑑2

𝑑1(1 − 𝜀)+ Ta có hệ số trượt đai:

Với d2 = 560 mm thỏa mãn điều kiện về chênh lệch tỉ số truyền

2.2.3 Tính, chọn và kiểm nghiệm chiều dài đai

Từ bảng 4.13T59: ta chọn chiều dài đai tiêu chuẩn là l=2500 (mm)

+ Số vòng chạy (số lần va đập) của dây đai:

i = 𝑣

𝑙 = 24,1152,5 = 9,646 < imax = 10 (4.15)

 Chiều dài của đai đảm bảo độ bền

+ Khoảng cách trục tính toán lại là:

0,55(d1 + d2) + h ≤ a ≤ 2(d1 + d2)

Ta có: 0,55(d1 + d2) +h = 0,55.(160 + 560) + 8= 404 (mm)

2(d1 + d2) = 2.(160 + 560) = 1440 (mm)

Vậy trị số a thỏa mãn điều kiện

2.2.4 Tính và kiểm nghiệm góc ôm của dây đai (bảo đảm ma sát)

Tính góc ôm 1 trên bánh đai nhỏ theo công thức:

 Góc ôm thỏa mãn điều kiện

3 Xác định và kiểm nghiệm số dây đai

Với z <=6

z = 𝑃𝑐𝑑.𝐾𝑑

[𝑃0].𝐶𝛼𝐶 𝑙 𝐶 𝑢 𝐶 𝑧 (4.16) + Công suất trên trục bánh đai chủ động:

Ta có: l0= 1700

 l/l0= 2500/1700=1,47 Vậy: Cl = 1,07

+ Hệ số kể đến ảnh hưởng của tỷ số truyền: ( Tra bảng 4.17[I])

Cu = 1,14 + Hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đồng đều tải trọng cho các dây đai: (Tra bảng 4.18[I])

Fv = 0,105.24,1152 = 61,061 (N) + Xác định lực căng ban đầu:

F0 = 780.𝑃𝑜.𝐾𝑑

𝑣.𝐶 𝛼 𝑧 + Fv =780.3,481.1,1

24,115.0,92.1 + 61,061= 195,683(N) + Lực tác dụng lên trục:

Fr = 2.F0.z.sin(𝛼1

2) = 2 195,683.1.sin145

2 = 373,252 (N)

Bảng thông số của bộ truyền đai

PHẦN III TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH

Tổng quan 1 Thông số đầu vào đó biết (n, P, u x tính cho đĩa xích chủ động)

- Tỷ số truyền của bộ truyền xích đó phõn phối: ux =2,98(bảng tổng kết phần I)

- Công suất P1 của đĩa xích chủ động (do đĩa xích chủ động lắp trực tiếp với trục bị động của hộp giảm tốc nên công suất của đĩa xích chủ động bằng công suất PII của trục bị động hộp giảm tốc): P1 = PII = 3,209(kW)

- Tốc độ quay của đĩa xích chủ động: n1 = nII =269,662vòng/phút

Tổng quan 2 Tính toán bộ truyền xích là tính chọn các thông số bao gồm (thông số đầu ra):

Tính xong sẽ chọn Z1, Z2, p, x

- Số răng Z1 (răng) của đĩa xích chủ động (nên chọn số lẻ)

- Số răng Z2 (răng) của đĩa xích bị động (nên chọn số lẻ)

- Dây xích: bước xích p (mm, tiêu chuẩn hóa) và số mắt xích x (nên chọn số chẵn):

tránh hiện tượng trùng khớp

Tổng quan 3 Điều kiện làm việc của bộ truyền xích (kiểm nghiệm)

- Số lần va đập i < [i] (Tra bảng 5.9 trang 85 để lấy giá trị [i])

- Kiểm nghiệm độ bền va đập của xích về quá tải theo hệ số an toàn:

s > [s] (Tra bảng 5.10 trang 86 để lấy giá trị [s])

I CHỌN LOẠI XÍCH

Do bộ truyền tải không lớn, ta nên chọn loại xích ống - con lăn một dẫy, gọi tắt là xích con lăn một dóy Loại xích này chế tạo đơn giản, giá thành rẻ và có độ bền mòn cao (khả năng

chống mài mũn tốt vỡ con lăn nó lăn trong quá trỡnh răng đĩa xích ăn khớp với rónh của mắt xích, điều này làm giảm lực ma sát tác dụng lên con lăn)

1 Tính chọn các thông số của bộ truyền xích (Z 1 , Z 2, p và x)

1.1 Tính chọn số răng các đĩa xích (19Z 1 , Z 2 120)

Từ phần 1 (Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền) ta đã có ux = 2,98

+ Từ công thức mục 5.2.1, trang 80 [I] ta có số răng đĩa xích chủ động z1:

 z1 =29-2.ux = 29 - 2.2,98 = 23,04 >19 (răng) (thỏa mãn) + Tra bảng 5.4, trang 80 [I] ta chọn z1 = 23 (răng)

+ Pt - Công suất tính toán (kW)

P = P1 = PII = 3,209 (kW) - Công suất cần truyền ; + Hệ số răng : kz = 𝑧01

𝑧 1 = 25

23 = 1,086 Trong đó z01 là số răng đĩa xích chủ động ứng với bước xích tiêu chuẩn (mặc định

z01 = 25 răng) (mục a, cuối trang 80)

+ Hệ số vòng quay: kn = 𝑛01

𝑛1 = 𝑛01

𝑛𝐼𝐼 = 600

269,662 = 2,225 (Xem mục a, cuối trang 80 [I], chọn n01 bao nhiêu thì tra [P] trong bảng 5.5 phải theo cột ứng với n01 đó chọn)

+ Hệ số sử dụng k được xác định theo công thức:

k = k0 ka kđc kbt kđ kc Trong đó : (Tra bảng 5.6, trang 82 [I] ta có 6 đại lượng trong công thức trên)

- Hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền :

K0 = 1 ( Do góc nghiêng đường nối tâm 𝛼 =55°<60o)

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

ka = 1 chọn a = 40p

- Hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng :

kđc = 1,25 (Điều chỉnh bằng 1 trong các đĩa xích);

- Hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn:

kbt = 1,3 (Tra bảng 5.6[I] và 5.7[I] )

 x = 2.1016

25,4 + 23+69

2 + (69−23)

2 25,4 4.3,142.1016 = 127,314 (mắt xích)

 i = 3,230 < [i] = 30 (Tra bảng 5.9 trang 85 [I] )

Vậy sự va đập của các mắt xích vào các răng trên đĩa xích đảm bảo, không gây ra hiện tượng gẫy các răng và đứt mắt xích

2 Kiểm nghiệm xích về độ bền va đập:

Với các bộ truyền xích bị quá tải lớn khi mở máy hoặc thường xuyên chịu tải trọng

va đập trong quá trình làm việc cần tiến hành kiểm nghiệm về quá tải theo hệ số an toàn:

𝑘 𝑑 𝐹 𝑡 +𝐹 0 +𝐹 𝑣≥ [s] (5.15)

(Tra bảng 5.2 trang 78 [I] )

Trong đó: - Tải trọng phá hỏng : Q = 56,7 kN = 56700 N

- Khối lượng của 1 mét xích : q = 2,6 kg

Fv = q v2 = 2,6.2,6252 = 17,91 (N) + Lực căng do nhánh xích bị động sinh ra:

F0 = 9,81 kf q a

Trong đó :

- Hệ số phụ thuộc vào độ võng f của xích và vị trí bộ truyền:

Hệ số kf = 6 (bộ truyền nằm ngang, góc nghiêng đường nối tâm bằng 0 độ)

Hệ số kf = 4 (bộ truyền nằm nghiêng, góc nghiêng đường nối tâm dưới 40 độ)

Hệ số kf = 2 (bộ truyền nằm nghiêng, góc nghiêng đường nối tâm trên 40 độ)

Hệ số kf = 1 (bộ truyền thẳng đứng, góc nghiêng đường nối tâm bằng 90 độ)

Với góc nghiêng đường nối tâm trong bảng số liệu đã cho (đề đồ án) ta chọn:

kf = 2 (Theo cuối 5.16 trang 85)

F0 = 9,81.2.2,6.1,021 = 52,08 (N)

Từ đó, ta tính được hệ số an toàn về va đập:

s = 56700

1.1222+52,08+17,91 =43,88 Tra bảng 5.10 trang 86 [I] ta có hệ số an toàn cho phép (về va đập) ta có:

[s] = 8,2

Vỡ s > [s] nên bộ truyền xích đảm bảo đủ bền va đập (giữa mắt xích và răng của đĩa xích)

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

3.1.Ứng suất tiếp xúc H trên mặt răng đĩa xích phải nghiệm điều kiện:

H = 0,47.√𝑘𝑟(𝐹𝑡𝐾𝑑+𝐹𝑣𝑑).𝐸

𝐴.𝑘 𝑑  [H] (5.18) Chọn vật liệu làm đĩa xích là thép C45 (Carbon 0,45%) tôi cải thiện đạt độ cứng 170-210

HB (Hardness Brinen)

+ Tra theo bảng 5.11 trang 86 ta có:[H] =600 (MPa )

+ Lực vòng trên băng tải : Ft = 1222 (N)

+ Lực va đập trên m dãy xích (m = 1) :

Fvd1 = 13 10-7 n1 p3 m = 13 10-7 269,662.(25,4)3 1 = 5,744 (N) + Hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy:

 H1 < [H]

 Vậy đảm bảo độ bền tiếp xúc của đĩa xích chủ động với dây xích

3.2.Ứng suất tiếp xúc H trên mặt răng đĩa xích 2:

+ Với: z2 = 69 kr2 = 0,22

Fvd2 = 13.10-7.n2.p3.m = 13 10-7.90,490.(25,4)3 1 = 1,927(N)

 H2 = 0,47.√0,22.(1222.1+1,927).2,1.10

5 180.1 = 263,427 (MPa)

 H2 < [H]

 Vậy đẩm bảo độ bền tiếp xúc của đĩa xích bị động với dây xích

Dùng thép 45 tôi cải thiện đạt nhiệt độ rắn HB321 sẽ đạt được ứng suất tiếp xúc cho phép [H] = 600 MPa, đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho răng 2 đĩa ( với cùng vật liệu và nhiệt luyện)

4 Tính toán các thông số hình học của bộ truyền xích

𝑠𝑖𝑛(𝜋

𝑧2)

= 25,4

𝑠𝑖𝑛(69𝜋) = 558,062 (mm) 4.2.Đường kính vòng đỉnh da1 và da2 :

Theo công thức trang 87 [I] ta có:

+ Lực căng trên đĩa xích chủ động F1 và đĩa xích bị động F2:

F2 = F0 + Fv

F1 = Ft + F2

Trong tính toán thực tế, ta có thể bỏ qua lực F0 và Fv nên F1 = Ft vì vậy lực tác dụng lên trục được xác định theo công thức 5.20, trang 88 [I]:

BẢNG THỐNG KÊ KẾT QUẢ TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH

Loại xích xích con lăn

1283,302

PHẦN IV TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CÔN

I CHỌN VẬT LIỆU CHẾ TẠO BÁNH RĂNG

Đối với hộp giảm tốc bánh răng côn răng thẳng 1 cấp chịu công suất trung bình, nhỏ, ta chỉ cần chọn loại vật liệu nhóm I Vật liệu nhóm I là loại vật liệu có độ rắn HB ≤

350, bánh răng được thường hóa hoặc tôi cải thiện Nhờ có độ rắn thấp nên có thể cắt răng chính xác sau khi nhiệt luyện, đồng thời bộ truyền có khả năng chạy mòn Bên cạnh đó, cần chú ý rằng để tăng khả năng chạy mòn của răng, nên nhiệt luyện bánh răng lớn đạt độ rắn thấp hơn bánh răng nhỏ từ 10 đến 15 đơn vị:

Nhiệt luyện

Kích thước S

mm , không lớn hơn

Độ rắn Giới hạn

bềnbMPa

Giới hạn chảy

chBánh răng

II XÁC ĐỊNH ỨNG XUẤT CHO PHÉP

1 Ứng suất tiếp xúc cho phép [ H ] và ứng suất uốn cho phép [ F ]

Xác định theo công thức sau:

[H] = 𝜎𝐻

0 𝑙𝑖𝑚

𝑆𝐻 ZR .Zv KxH KHL (6.1) [F] = 𝜎𝐹

0 𝑙𝑖𝑚

𝑆 𝐹 YR Ys KxF KFC KFL (6.2) Trong đó:

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

Zv - Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng;

KxH - Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng;

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 đến độ bền uốn;

Trong thiết kế sơ bộ, ta lấy: ZRZvKxH = 1 và YRYsKxF = 1 do đó ta có :

[H] = 𝜎𝐻

0 𝐻𝐿𝑙𝑖𝑚

𝑆 𝐻 (6.1a-6.2a) [F] = 𝜎𝐹

0 𝐹𝐶 𝐹𝐿𝑙𝑖𝑚

𝑆𝐹

( Tra bảng 6.2[I] trang94 )

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

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

+ KFC - Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải

KFC = 1 khi đặt tải một phía (bộ truyền quay một chiều) + 𝐻0𝑙𝑖𝑚 và 𝐹0𝑙𝑖𝑚 lần lượt là các ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở

𝐻0𝑙𝑖𝑚= 2HB + 70

𝐹0 𝑙𝑖𝑚 = 1,8HB Suy ra :

- mH , mF - Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn

mH = mF = 6 (khi độ rắn mặt răng HB ≤ 350 )

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

Với: NHO = 30.𝐻𝐻𝐵2,4(6.5)

 NHO1 = 30 2402,4 = 15474914

NHO2 = 30 2302,4 = 13972305

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

NFO = NFO1 = NFO2 = 4 106 = 0,4 107 = const

- NHE , NFE - Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương Khi bộ truyền chịu tải trọng thay đổi nhiều bậc:

NHE =60.c∑( 𝑇𝑖/𝑇𝑚𝑎𝑥)3ni..ti (6.7)

NFE =60.c∑𝑇𝑖/ 𝑇𝑚𝑎𝑥)m ni..ti (6.8)

Trong đó:

c = 1 - Số lần ăn khớp trong một vòng quay của bánh răng

ni - Số vòng quay của bánh răng trong một phút

Ti - Mômen xoắn ở chế độ thứ i

Tmax - Mô men xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng đang xét

ti - Tổng số giờ làm việc của bánh răng ti = 20000 (giờ)

NFE1> NFO1 , NFE2> NFO2

1,1 = 482 (MPa)

[F]1 = 432.1.1

1,75 = 246,85 (MPa) [F]2 = 414.1.1

1,75 = 236,6 (MPa) Với bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng, ứng suất tiếp xúc cho phép là giá trị trung bình của [H]1 và [H]2 nhưng không vượt quá 1,25[H]min

Chọn [H] = ([H]1 + [H]2 )/2 = ( 500 +482 )/2 = 491 (MPa )

* Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép khi quá tải được xác định theo công thức:

[H]max = 2,8ch (6.13-6.14) [F]max = 0,8ch

[H1]max = 2,8.450 = 1260 (MPa)

[H2]max = 2,8.450 = 1260 (Mpa)

[F1]max = 0,8.450 = 360 (MPa)

[F2]max = 0,8.450 = 360 (MPa)

III TÍNH TOÁN CÁC THÔNG SỐ CỦA BỘ TRUYỀN

1 Xác định chiều dài côn ngoài

Re =KR√𝑢2+ 1 √ 𝑇1.𝐾𝐻𝛽

[(1−𝐾𝑏𝑒).𝐾𝑏𝑒.𝑢[𝜎𝐻] 2 ]

3

(6.52a) Trong đó:

KR = 0,5Kd : Hệ số phụ thuộc vật liệu của cặp bánh răng và loại răng

Kd =100 MP𝑎13 với bộ truyền bánh răng côn răng thẳng bằng thép

𝐾𝐻𝛽: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng bánh răng côn

Kbe hệ số chiều rộng vành răng

(Trị số nhỏ dùng khi u>3,trị số lớn dùng khi u≤ 3 )

T1 là momen xoắn trên bánh chủ động , T1= 39251,15

[𝜎𝐻] ứng suất tiếp cho phép ,MPa

Với bộ truyền côn răn thăng bằng thép

KR=0,5Kd=0,5.100=50MP𝑎13

Chọn Kbe=0,3theo bảng 6.21 với

Xác định lại modun trung bình

𝑧2) =18038’58”

𝛿2= 900 - 𝛿1= 71022’2”

Theo bảng 6.20[ 𝐼],ta chọn hệ số dịch chỉnh X1=0,31 X2=-0,31

Đường kính trung bình của bánh nhỏ : dm1=mtm.z1=2,125.27=57,37

Chiều dài côn ngoài: Re= 0,5mte√𝑧12+ 𝑧22= 105,5 mm

𝐾𝐻𝛽 = 1,08- hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng vành răng;

𝐾𝐻𝛼= 1 (bánh răng côn răng thẳng ) - hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp;

Suy ra H < [𝐻]

Ứng suất tiếp xúc cho phép :

[σH] = [σH] Zv.ZR.KXh + v< 5m/s suy ra Zv = 1

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

Tính theo công thức sau:

Y -hệ số kể đến độ nghiêng của răng,với răng thẳng Y = 1

𝑐𝑜𝑠 𝛿2= 245,7

Hệ số dạng răng:

Bánh dẫn YF1 = 3,47 + 13,2

Zvn1 = 3,793 Bánh bị dẫn YF2 = 3,47 + 13,2

Zvn2 = 3,523

Suy ra F1=2.39251,15.1,86.0,574.1.3,793

0,85.31,65.2,5.57,37 = 82,38 MPa → 𝜎𝐹1 < [𝜎𝐹1]

Theo (6.16) trang 116 tài liệu [I]:

5 kiểm nghiện độ bền quá tải

Theo (6.48) trang 110 tài liệu [I]:

𝜎𝐻√𝐾𝑞𝑡 𝐻𝑚𝑎𝑥

Trong đó:

+ H max: ứng suất cực đại

+ Kqt : hệ số quá tải

𝐾𝑞𝑡 = 𝑇𝑚𝑎𝑥

𝑇1,4𝑇𝑇+ Tmax: mômen xoắn quá tải

+ T: mômen xoắn danh nghĩa

BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CÔN RĂNG THẲNG

Chiều dài côn ngoài (mm) Re = 105,5

Modun vòng trung bình (mm) 𝑚𝑡𝑚 = 2,125

Góc côn chia (Độ) 1= 18038’58” 2 = 71022’2” Chiều cao răng ngoài (mm) h = 5,5 e

Chiều cao đầu răng ngoài (mm) h ae1 = 3,275 h ae2 = 1,725 Chiều cao chân răng ngoài (mm) h fe1 =2.225 h fe2 =3,775 Đường kính đỉnh răng (mm) d ae1= 73,7 d ae2 = 201,1

Fr1 473,66

PHẦN V TÍNH TOÁN TRỤC

I CHỌN VẬT LIỆU

Vật liệu dùng để chế tạo trục cần có độ bền cao, ít nhạy cảm với sự tập trung ứng suất

dễ gia công và có thể nhiệt luyện dễ dàng Cho nên thép cacbon và thép hợp kim là những vật liệu chủ yếu để chế tạo trục Việc lựa chọn thép hợp kim hay thép cacbon tùy thuộc điều kiện làm việc trục đó có chịu tải trọng lớn hay không

Đối với trục của hộp giảm tốc làm việc trong điều kiện chịu tải trọng trung bình thì ta chọn vật liệu làm trục là thép C45 thường hoá có cơ tính như sau:

2 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực

2.2.Xác định các kích thước liên quan đến bộ truyền

Chiều dài mayơ bánh đai, mayơ đĩa xích, mayơ bánh răng trụ được xác định theo công thức sau:

Sử dụng các kí hiệu sau đây:

K - số thứ tự của trục trong hộp giảm tốc

I - số thứ tự của tiết diện trục ,trên đó lắp các chi tiết có tham gia truyền tải trọng

lki - khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện thứ i trên trục k

Theo CT 10.14[1] ta có:

lcki = 0,5.(lmki + b0) + k3 + hn Trong đó:

lcki - khoảng côngxôn( khoảng chìa) trên trục thứ k, tính từ chi tiết thứ i ở ngoài hộp giảm tốc đến gối đỡ

lmki - chiều dài mayơ của chi tiết quay thứ i trên trục k

b0 - chiều rộng ổ lăn

k3 - khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ

hn - chiều cao nắp ổ và đầu bu lông

Theo CT trong bảng 10.4[I]trang 191:

lk3 = 0,5( lmk3+b0) + k1+k2Các khoảng cách khác được chọn trong bảng 10.3 [1] trang189 ta có:

+ Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay:

k1 = (8…15) mm; lấy k11 = k21= 8 mm + Khoảng cách từ mặt cạnh của ổ đến thành trong của hộp:

k2 = (5…15) mm; lấy k12 = k22=5 mm + Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến nắp ổ:

k3 = (10…20) mm; lấy k31 = k32= 20mm + Chiều cao nắp ổ và đầu bu lông:

L22=48

Theo Hình 10.10[1]: ta có sơ đồ tính khoảng cách giữa các gối đỡ:

3 Tính chính xác đường kính trục theo điều kiện bền

𝑙 11 = 214,08 66 +473,66.106−153,90.29