Thiết kế trạm dẫn động băng tải

Tài liệu tham khảo kỹ thuật công nghệ cơ khí Thiết kế trạm dẫn động băng tải

NHËN XÐT CñA GI¸O VI£N

Lời nói đầu

Đất nớc ta đang trên con đờng Công Nghiệp Hoá - Hiện Đại Hoá theo

định hớng XHCN trong đó ngành công nghiệp đang đóng một vai trò rất quan trọng Các hệ thống máy móc ngày càng trở nên phổ biến và từng bớc thay thế sức lao động của con ngời Để tạo ra đợc và làm chủ những máy móc nh thế đòi hỏi mỗi chúng ta phải tìm tòi nghiên cứu rất nhiều Là sinh viên khoa: Cơ Khí Chế Tạo Máy em thấy đợc tầm quan trọng của những kiến thức mà mình đợc tiếp thu từ thầy cô.

Việc thiết kế đồ án hoặc hoàn thành bài tập dài là một công việc rất quan trọng trong quá trình học tập bởi nó giúp cho ngời sinh viên nắm bắt

và đúc kết đợc những kiến thức cơ bản của môn học Môn học Chi tiết máy

là một môn khoa học cơ sở nghiên cứu về phơng pháp tính toán và thiết kế các chi tiết máy có công dụng chung từ đó giúp sinh viên có những kiến thức cơ bản về cấu tạo, nguyên lý hoạt động và phơng pháp tính toán thiết

kế các chi tiết máy làm cơ sở để vận dụng vào việc thiết kế máy, vì vậy Thiết Kế Đồ án Môn Học Chi Tiết Máy là công việc quan trọng và rất cần thiết

Đề tài thiết kế của em đợc thầy: TS Nguyễn Văn Dự giao cho là thiết

kế trạm dẫn động băng tải Với những kiến thức đã học trên lớp, các tài liệu tham khảo cùng với sự giúp đỡ tận tình của thầy cô giáo, sự đóng góp trao đổi xây dựng của các bạn em đã hoàn thành đợc đồ án này.

Song với những hiểu biết còn hạn chế cùng với kinh nghiệm thực tế cha nhiều nên đồ án của em không tránh khỏi những thiếu sót Em rất mong

đợc sự chỉ bảo của các thầy, cô trong bộ môn Cơ Sở Thiết Kế Máy để đồ án của em đợc hoàn thiện hơn cũng nh kiến thức về môn học này.

Em xin chân thành cảm ơn các thầy, cô giáo trong bộ môn đã tận tình giúp đỡ em đặc biệt là thầy TS Nguyễn Văn Dự.

Thái Nguyên, ngày tháng năm 2008

Sinh viên

Nguyễn Bá Học

TàI LIệU THAM KHảO

[I] Tính toán Thiết kế hệ dẫn động cơ khí – Tập I

Trịnh Chất - Lê Văn Uyển Nhà xuất bản giáo dục – 2005

[II] Tính toán Thiết kế hệ dẫn động cơ khí – Tập II

Trịnh Chất - Lê Văn Uyển Nhà xuất bản giáo dục – 2001

[III] CHI TIếT MáY – TậP 1, 2

Nguyễn Trọng Hiệp - Nhà xuất bản Giáo dục - 2006

[IV] Tập bản vẽ chi tiết máy

Nguyễn Bá Dơng - Nguyễn Văn Lẫm - Hoàng Văn Ngọc - Lê Đắc Phong Nhà xuất bản Đại học và Trung học chuyên nghiệp - 1978

Đồ áN môn học Chi tiết máy

Phần I: Tính toán động học hệ dẫn động cơ khí

I Chọn động cơ điện

1 Chọn kiểu, loại động cơ

Đây là trạm dẫn động băng tải nên ta chọn động cơ: 3 pha không đồng

bộ roto lồng sóc, do nó có nhiều u điểm cơ bản sau:

- Kết cấu đơn giản, giá thành thấp

- Dễ bảo quản và làm việc tin cậy

Với: Plv dc- công suất làm việc danh nghĩa trên trục động cơ

Plv ct - Giá trị công suất làm việc danh nghĩa trên trục công tác:

ηΣ - hiệu suất chung của toàn hệ thống

Theo bảng 2.3: Trị số hiệu suất của các bộ truyền và ổ (tài liệu: Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí – Tập 1 – Trịnh Chất & Lê Văn Uyển – NXB Giáo Dục) [I] ta chọn:

t

Sơ đồ tải trọng Kbd = 1,5

3,7515 0,8230

ct

dc lv

lv

P P

n U

n

= nằm trong khoảng tỉ số

truyền nên dùng (tra bảng 2.4 – (I)): U sb∈U∑nd

Trong đó: nct – số vòng quay của trục công tác

Đây là hệ dẫn động băng tải nên:

60.10 60.10 0,65

82,8025 3,14.150

ct

V n

U = = Giá trị này thoả m n ã U sb∈U∑nd

Vậy ta chọn đợc số vòng quay đồng bộ của động cơ là: nđb = 1500 (v/ph)

4 Chọn động cơ

Qua các bớc trên ta đ xác định đã ợc: 3,7515

1500 /

dc dm db

Kiểu động

cơ

Công suất KW

Vận tốc quay (v/

dn

T T

k dn

T T

3 1

2

Ft

5 6

5 Kiểm tra điều kiện mở máy, điều kiện quá tải cho động cơ

a Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ

Khi khởi động, động cơ cần sinh ra một công suất mở máy đủ lớn để thắng sức ỳ của hệ thống Vậy:

P ≥ P (KW)Trong đó: Pmmdc – Công suất mở máy của động cơ Pmm dc = K Pmm dm dc

mm k

dn

T K

T

= - Hệ số mở máy của động cơ

Pbddc – Công suất ban đầu trên trục động cơ

Kbd – Hệ số cản ban đầu (sơ đồ tải trọng)

Ta thấy: Pmm dc > Pbd dc Vậy động cơ đ chọn thoả m n điều kiện mở máy.ã ã

b Kiểm tra điều kiện quá tải cho động cơ

Nhìn vào sơ đồ tải trọng ta thấy tính chất tải trọng là không đổi nên

ta không cần kiểm tra quá tải cho động cơ

II Phân phối tỉ số truyền

Tỉ số truyền chung của toàn hệ thống: 1420 17,1492

82,8025

dc ct

n u n

Trong đó: ndc – số vòng quay của động cơ đ chọn (v/ph)ã

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

Ta có: uΣ =u u ng. h =u u x. h

Với: ung – tỉ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp

uh – tỉ số truyền của hộp giảm tốc uh = u1.u2

u1, u2 – tỉ số truyền của các bộ truyền cấp nhanh và cấp chậm

1 Tỉ số truyền của bộ truyền ngoài hộp

Hệ dẫn động gồm hộp giảm tốc hai cấp bánh răng nối với 1 bộ truyền ngoài hộp

Nên ung = (0,1 ữ 0,15)uh

 Tỉ số truyền của cập chậm (tỉ số truyền của bánh răng trụ)

2 3

ψba2 - hệ số chiều rộng bánh răng trụ (ψba2 = 0,3 0, 4 ữ )

Chọn kbe = 0,3 và ψba2 = 0, 4, ta có:

3 3

2 1,32 h 1,32 8,5746 2,7018

 Tỉ số truyền của cấp nhanh (tỉ số truyền của bánh răng côn)

1 2

III Xác định các thông số trên các trục

1 Tính tốc độ quay của các trục (v/ph)

- Tốc độ quay của trục I: 1420 1420

1

dc I k

n n u

n n u

n n u

- Tốc độ quay của trục IV: 124, 2040 82,8027

1,5

III IV x

n n u

3 Tính mômen xoắn trên các trục (Nmm)

- Mômen xoắn trên trục động cơ:

9,55.10 9,55.10 3,7515

25230,1585 1420

dc dc

dc

P T

I I

I

P T

II II

II

P T

III

P T

IV IV

IV

P T

Trục động cơ 1420

3,7515 25230,15853,7140 24977,9577

Phần II: Tớnh toỏn thiết kế cỏc chi tiết truyền động

I Tớnh toỏn thiết kế cỏc bộ truyền trong hộp

1 Chọn vật liệu cặp bỏnh răng cụn và cặp bỏnh răng trụ

- Do hộp giảm tốc ta đang thiết kế có công suất trung bình, nên chọn vật liệu nhóm I có độ cứng HB < 350 để chế tạo bánh răng.

- Đồng thời để 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 độ cứng

σ (MPa) Giới hạn chảy σch(MPa)

Bánh nhỏ Thép 45 – tôi cải thiện HB 241…285 850 580

H

Z Z K K S

F

Y Z K K K S

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 với tập trung ứng suất

KXF - Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn.Chọn sơ bộ: Z Z K R V XH =1 và Y Z K R S XF =1 nên các công thức (1), (2) trở thành:

lim

[ ]

o H

H

K S

σ

[ ]

o F

F

K K S

0 lim 1,8

Bánh lớn: σH0lim 2 = 2HB2 +70 2.230 70 530= + = (MPa)

0 lim 2 1,8 2 1,8.230 414

Bánh lớn: σH0lim 4 = 2HB4 +70 2.200 70 470= + = (MPa)

0 lim 4 1,8 4 1,8.200 360

 KFC: Hệ số xét đến ảnh hưởng của việc đặt tải

Vì hệ dẫn động ta thiết kế, tải được đặt một phía (bộ truyền quay 1 chiều)

HE

N K

N

Với:

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

Vì vật liệu ta chọn làm bánh răng có HB < 350 nên: mH = mF = 6

- NHO: số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc

2,4 30

- NHE, NFE: số chu kì thay đổi ứng suất tương đương.

Vì ở đây bộ truyền chịu tải động tĩnh, nên theo [I] thì:

NHE = NFE = N = 60.c.n.t

Với: c, n, tV lần lượt là số lần ăn khớp trong một vòng quay, số vòng quay trong

1 phút và tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét

Từ đó ta xác định được sơ bộ ứng suất cho phép của bánh răng.

- Bộ truyền bánh răng côn (cấp nhanh):

H

K S

F

K K S

H

K S

F

K K S

σ

Với cấp nhanh, ta sử dụng bộ truyền bánh răng côn răng thẳng Dù bánh răng côn răng thẳng có khả năng tải nhỏ hơn so với răng không thẳng, làm việc ồn hơn song năng suất chế tạo cao hơn, ít nhạy với sai số chế tạo và lắp ráp

Vì vậy, ứng suất tiếp xúc cho phép là: [ ] [σH = σH2] = 481,82 (MPa).Vì

H

K S

F

K K S

H

K S

F

K K S

σ

Với bộ truyền cấp chậm, bánh răng trụ răng nghiêng, thi:

- Ứng suất tiếp xúc cho phép là:

Ta thấy [σH]' thỏa mãn điều kiện: [σH]' 1, 25≤ [ ]σH min =1, 25[σH4]

- Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:

[ ]σH 'max =2,8σch4 =2,8.427, 27 1196,36= (Mpa)

- Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:

[ ]σF3 max =0,8σch3 =0,8.450 360= (MPa)

[ ]σF4 max =0,8σch4 =0,8.340 272= (MPa)

3 Tính toán truyền động bánh răng côn răng thẳng (cấp nhanh)

a) Xác định chiều dài côn ngoài (của bánh côn chủ động, được xác định theo độ bền tiếp xúc)

[ ]

1 2

1

.1

b K

- T1 – mômen xoắn trên trục bánh chủ động (Nmm)

T1 = 24977,9577 (Nmm)

- [ ]σH - ứng suất tiếp xúc cho phép [ ]σ =H 481,82 (MPa)

Thay các đại lượng trên vào công thức (7), ta được:

2 3

Khi xác định môđun và số răng cần chú ý:

- Để tránh cắt chân răng, số răng tối thiểu của bánh răng trụ răng thẳng tương đương với bánh răng côn: Z V1 ≥Zmin = 17, trong đó:

Với bánh răng côn răng thẳng: 1 1

1

os

V

Z Z

1

Kết hợp de1 = 54 mm với các dữ kiện bánh răng côn răng thẳng và tỉ số truyền

u = 4,2315, tra bảng 6.22, [I] ta được số răng Z1p = 16

Vì độ rắn mặt răng H1, H2 < HB 350 Z1 = 1,6.Z1p = 1,6.16 = 26

 Xác định đường kính trung bình dm1 và môđun trung bình

Đường kính trung bình: dm1 = (1 - 0,5Kbe)de1 (9)

= (1 - 0,5.0,3).54 = 45,9 (mm)Môđun trung bình: 1

1

m tm

d m

Z

45,9

1, 7726

be

m m

45,9

271,7

m tm

d

Z

m

= = = Vậy Z1 = 27 răng.

 Xác định số răng bánh 2 (bánh lớn) và góc côn chia

- Số răng bánh lớn: Z2 = u1.Z1 = 4,2315.27 = 114,25 Lấy Z2 = 114 răng

Tỉ số truyền thực tế: 2

1

114

4, 22 27

Z u Z

o

Z acrtg acrtg

Theo bảng 6.20, [I], với Z1 = 27, ta chọn hệ số dịch chỉnh đều:

x1 = 0,35 ; x2 = - 0,35Chiều dài côn ngoài:

1 2

Re =0,5.m te Z +Z =0,5.2 27 +114 =117,15 (mm)

c) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng bánh răng côn phải thỏa mãn điều kiện

- ZM:Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp

Tra bảng 6.5, [I], vì vật liệu bánh nhỏ và bánh lớn đều làm bằng thép nên chọn ZM = 274 MPa1/3

- ZH: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, trị số của ZH được tra trong bảng 6.12, [I]

Tra bảng 6.12, [I] với x1 + x2 = 0, góc nghiêng = m = 0 ta có ZH = 1,76

+) K Hα : Hệ số kể đến sự phân bố không đểu tải trọng cho các đôi

răng đồng thời ăn khớp

Với bánh răng côn răng thẳng: K Hα =1

+) K HV: Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp

Theo công thức 6.63, [I], ta có:

1 1

12

HV

v bd K

m

d n

m/sTheo bảng 6.13, [I], do v =3,41 m/s < 4, nên ta chọn cấp chính xác 8

Cũng theo bảng 6.15, [I], ta có: δ =H 0,006

Theo bảng 6.16, [I], ta có go = 56

Trong đó: go – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng

δH - hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp

Vậy σH =456,66 MPa < [ ]σH cx = 457,729 MPa nên bộ truyền đảm bảo về tiếp xúc.

d) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Ứng suất uốn sinh ra trên mỗi bánh răng phải thỏa mãn điều kiện bền uốn đối với mỗi bánh răng Điều kiện bền uốn được viết như sau:

Trong đó:

- b: chiều rộng vành răng (mm)

- mtm: môđun trung bình (mm)

- dm1: đường kính trung bình của bánh răng chủ động (mm)

- Yβ: hệ số kể đến độ nghiêng của răng

2 2

Với x1 = 0,35 và x2 = - 0,35

Dựa vào các thông số trên và tra bảng 6.18 ta được 1

2

3,5

3, 63

F F

Y Y

b K R

Tra bảng 6.21, [I], với các số liệu đã có T K Fβ =1, 7

+) K Fα : Hệ số kể đến sự phân bố không đểu tải trọng cho các đôi

răng đồng thời ăn khớp

Với bánh răng côn răng thẳng: K Fα =1

+) K HV: Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp

1

12

FV

v bd K

F

[ ] [ ]σF2 cx = σF2 Y Y K R S XF =236,57.1.1, 04.1 246, 03= (MPa)

Ta có: σF1 =100, 6 (MPa) < [ ]σF1 cx =262, 08 (MPa)

σF2 =104, 34 (MPa) < [ ]σF2 cx =246,03 (MPa)

Vậy bộ truyền đảm bảo độ bền uốn

e) Kiểm nghiệm răng về quá tải

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

Ta có: Kqt = Kbđ = 1,5

Để tránh biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại σHmax

không được vượt quá một giá trị cho phép:

Mà: [ ]σH max = 1260 (MPa) nên bất đẳng thức (14) được thỏa mãn.

Đồng thời để đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng, ứng suất uốn cực đại σFmax tại mặt lượn chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép:

Vậy các điều kiện (14) và (15) đều thỏa mãn nên bộ truyền cấp nhanh thỏa mãn các yêu cầu về quá tải.

f) Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng côn

Theo các công thức trong bảng 6.19, [I] ta tính được:

de2 = 228 mm

dm2 = 193,8 mmGóc côn chia G1 = 13,320 02 = 76,680

Chiều cao đầu răng ngoài hae1 = 2,7 mm

hae2 = 1,3 mmChiều cao chân răng ngoài hfe1 = 1,7 mm

hfe2 = 3,1 mmĐường kính đỉnh răng ngoài dae1 = 59,25 mm

- [ ]σH ': Ứng suất tiếp xúc cho phép, MPa

ψ = : Hệ số chiều rộng bảnh răng

Theo bảng 6.6, [I] ta chọn ψba2 = 0,3

Từ đó theo công thức 6.16, [I] ta có:

20,53 ( 1) 0,53.0,3(2, 7018 1) 0,59

-K Hβ : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành

răng khi tính về tiếp xúc

Giá trị của K Hβ phụ thuộc vị trí của bánh răng đối với các ổ và hệ số ψbd, được tra trong bảng 6.7, [I]:

Do bộ truyền ta thiết kế có vị trí bánh răng lắp ứng với sơ đồ 5 (bảng 6.7, [I])

( 3 4)w

2 cos

n

m Z Z a

β

+

Sơ bộ chọn góc nghiêng S, với răng nghiêng thì , = 8 … 200

- Chọn sơ bộ góc nghiêng - = 100, từ công thức (17) ta tính số răng bánh nhỏ:

0 w

Lấy Z4 = 100 răng.

- Tỉ số truyền thực tế: 4

2 3

100 2,7 37

Z u Z

a

= = 11,480

c) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

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

ZM – hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp

Tra bảng 6.5, [I], vì vật liệu bánh nhỏ và bánh lớn đều làm bằng thép nên chọn

ZM = 274 MPa1/3

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

w

2cos sin 2

b H

Với αt và αtw lần lượt là góc prôfin răng và góc ăn khớp

Ở đây bộ truyền cấp chậm là bánh răng nghiêng không dịch chỉnh nên theo tài liệu [I] ta có:

0

0 w

o t

β ε

π

=

Với bw =ψba2.aw =0,3.140 42= mm 42sin11, 48 1,33

2.

o b

=α

Ở đây là bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng nên K Hα được tra trong bảng

6.14, [I] Để tra được giá trị của K Hα và K HVta phải tính vận tốc vòng của bánh răng

chủ động, sau đó chọn cấp chính xác theo vận tốc vòng, từ trị số của cấp chính xác ta tra các hệ số trên

3 60.10

d n

v=π

Với dw3 là đường kính vòng lăn bánh nhỏ, tính theo công thức sau:

w w3

Dựa vào bảng 6.13, [I], do v < 4 (m/s) nên ta chọn cấp chính xác 9

Vậy theo bảng 6.14, [I] ta có: K Hα =1,13 và K Fα =1,37

- Tính KHV: Trị số của KHV được tính theo công thức sau:

w w3 2

12

H HV

v b d K

Do mn = 2 < 3,55, cấp chính xác theo mức làm việc êm là 9 nên tra bảng 6.16, [I] ta được go = 73

H

δ - hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp

Do độ rắn mặt răng bánh bị động HB4 < 350 HB và dạng răng là răng nghiêng nên: δ =H 0,002

2

140 0,002.73.1,33 1, 4

bw3 = bw4 + (5 ÷ 10) mm Vậy ta lấy bw3 = 50 mm.

Khi đó ứng suất sinh ra trên mặt răng bánh răng lúc này là:

w cu moi cu

Vậy σH =416, 47 MPa < [ ]σH cx = 418,86 MPa nên bộ truyền đảm bảo về tiếp xúc

d) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

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

Trong đó:

dw3 - đường kính vòng lăn của bánh răng chủ động dw3 = 75,68 mm

T2 - mômen xoắn trên bánh chủ động T2 = 100453,3718 Nmm

YY - hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

0,58 1,73

KF - hệ số tải trọng khi tính về uốn K F = K Fβ.K Fα.K FV

Với: K Fα =1,37 (đã tra ở phần kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc)

F FV

v b d K

T K Kβ α

= +

Với: go – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng.

Do mn = 2 < 3,55, cấp chính xác theo mức làm việc êm là 9 nên tra bảng 6.16, [I] ta được go = 73

δF - hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp

Do độ rắn mặt răng bánh bị động HB4 < 350 HB và dạng răng là răng nghiêng nên: δ =F 0,006

v = 1,33 m/s

2

140 0,006.73.1,33 4,19

[ ] [ ]σF4 cx = σF4 Y Y K R S XF =205, 71.1.1, 03.1 211,88= (MPa)

Ta có: σF3 =94, 26(MPa) < [ ]σF3 cx =227,77 (MPa)

σF4 =91, 71(MPa) < [ ]σF4 cx =211,88 (MPa)

Vậy bộ truyền đảm bảo độ bền uốn

e) Kiểm nghiệm răng về quá tải

Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải (thí dụ lúc mở máy, hãm máy v,v…) với hệ số quá tải Kqt = Tmax/T, trong đó T là mômen xoắn danh nghĩa, Tmax là mômen

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

Ta có: Kqt = Kbđ = 1,5

Để tránh biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại σHmax

không được vượt quá một giá trị cho phép:

Mà: [ ]σH ' max = 1196,36 (MPa) nên bất đẳng thức (22) được thỏa mãn.

Đồng thời để đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng, ứng suất uốn cực đại ứFmax tại mặt lượn chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép:

Góc ăn khớp Gtw = 20,370

II Kiểm tra điều kiện bôi trơn và chạm trục

1 Kiểm tra điều kiện bôi trơn

Để giảm mất mát công suất vì ma sát, giảm mài mòn răng, đảm bảo thoát nhiệt tốt và đề phòng các tiết máy bị han gỉ cần phải bôi trơn liên tục các bộ truyền trong hộp.

Theo mục 18.3.1 – Các phương pháp bôi trơn hộp giảm tốc, [II] thì với bộ truyền bánh răng có vận tốc vòng v ≤ 12 m/s thì dùng phương pháp bôi trơn ngâm dầu cho hộp giảm tốc (hộp giảm tốc bánh răng côn – trụ 2 cấp)

Gọi:

Xmax, Xmin: lần lượt là khoảng cách từ đường tâm các bộ truyền đến mức dầu max

và min của hộp giảm tốc

X2max, X4max: là khoảng cách từ đường tâm các bộ truyền đến mức dầu max của

bộ truyền cấp nhanh và chậm

X2min, X4min: là khoảng cách từ đường tâm các bộ truyền đến mức dầu min của bộ truyền cấp nhanh và chậm

a) Mức dầu tối thiểu X min

- Với bánh răng côn:

Vì v = 3,41 m/s > 1,5 m/s nên mức dầu max cách mức dầu min là 10 mm

Nên: X2max = X2min – 10 = 82,32 – 10 = 72,32 (mm)

- Với cấp chậm:

Vì v = 1,33 m/s < 1,5 m/s nên chiều sâu ngâm dầu bằng khoảng 1/4 bán kính bánh răng Tức là:

4 4min 4max

Vậy X4max = X4min – 26,01 = 95,04 – 26,01 = 69,03 (mm)

Mức dầu chung cho toàn hộp giảm tốc:

Xmin = min (X2min ; X4min) = min (82,32 ; 95,04) = 82,32 (mm)

Xmax = max (X2max ; X4max) = max (72,32 ; 69,03) = 72,32 (mm)

Ta có chiều sâu ngâm dầu:

TX = Xmin - Xmax = 82,32 – 72,32 = 10 (mm) > 5 (mm)

Vậy điều kiện bôi trơn được thỏa mãn

2 Kiểm tra điều kiện chạm trục

d - đường kính sơ bộ của trục III

Theo công thức (10.9), [I] ta có: 3 3[ ]

0, 2

sb III

T d

τ

=

Trong đó:

T3 – mômen xoắn trên trục III , Nmm

[ ]τ - ứng suất xoắn cho phép, MPa

Với vật liệu trục là thép 45 thì [ ]τ =15 30 Mpa (lấy trị số nhỏ đối với trục vào của hộp giảm tốc, trị số lớn đối với trục ra)

Vì lúc này tính đường kính trục không xét đến ứng suất uốn, nên để bù lại phải lấy [ ]τ thấp xuống khá nhiều

Lấy [ ]τ =25MPa ta có: 3 3[ ] 3 260625,1006

35

0, 2 0, 2.25

sb III

Suy ra bánh răng côn 2 không chạm vào trục III

Vậy điều kiện về chạm trục được thỏa mãn

III Tính toán thiết kế bộ truyền ngoài hộp: Bộ truyền xích

Thiết kế truyền động xích bao gồm các bước:

- Chọn loại xích

- Chọn số răng đĩa xích, xác định bước xích theo chỉ tiêu về độ bền mòn và xác định các thông số khác của đĩa xích và bộ truyền

- Kiểm tra xích về độ bền (đối với xích bị quá tải)

- Thiết kế kết cấu đĩa xích và xác định lực tác dụng lên trục

1 Chọn loại xích

Có 3 loại xích: xích ống, xích con lăn và xích răng Trong đó:

- 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, mà mòn bản lề là dạng hỏng nguy hiểm và thường là nguyên nhân chủ yếu làm mất khả năng làm việc của bộ truyền xích Vì vậy chỉ dùng xích ống với các bộ truyền không quan trọng mặt khác yêu cầu khối lượng nhỏ

- Xích con lăn: Về kết cấu giống như xích ống, chỉ khác phía ngoài ống lắp thêm con lăn, nhờ đó có thể thay thế ma sát trượt giữa ống và răng đĩa bằng ma sát lăn giữa con lăn và răng đĩa Kết quả là độ bền mòn của xích con lăn cao hơn xích ống, chế tạo nó không phức tạp bằng xích răng, do đó xích con lăn được dùng khá rộng rãi

Nó dùng thích hợp khi vận tốc làm việc dưới 10 đến 15 m/s Nên ưu tiên dùng xích một dãy, nhưng ở các bộ truyền quay nhanh, tải trọng lớn nên dùng xích 2, 3 hoặc 4 dãy vì sé làm giảm được bước xích, giảm tải trọng động và kích thước khuôn khổ của bộ truyền.

- Xích răng: Có ưu điểm khả năng tải lớn, làm việc êm, nhưng chế tạo phức tạp

và giá thành đắt hơn xích con lăn, do vậy chỉ nên dùng xích răng khi vận tốc xích trên

10 đến 15 m/s

Với bộ truyền xích ta đang thiết kế có:

- Vận tốc đĩa xích dẫn là không cao: n3 = 124,204 v/ph

Nên dựa theo những phân tích trên ta chọn loại xích con lăn

2 Xác định các thông số của xích và bộ truyền xích

x

Z u Z

Pt - công suất tính toán

P - công suất cần truyền

P = PIII = 3,3896 KW[P] - công suất cho phép

1

25 0,926 27

z

Z k Z

k - hệ số sử dụng

k = k0kakđckbtkđkc (2.2)với:

k0 – hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền

ka - hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích

kđc - hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích

kbt - hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn

kđ - hệ số tải trọng động, kể đến tính chất của tải trọng

kc - hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền

Trị số các hệ số trên được tra trong bảng 5.6, [I]

- Đường nối tâm 2 đĩa xích so với đường nằm ngang là 00 < 600 nên: k = 1

- Chọn khoảng cách trục a = 30p nên: ka = 1

- Vị trí trục không điều chỉnh được nên: Kđc = 1,25

- Môi trường làm việc có bụi, chất lượng bôi trơn II (đạt yêu cầu theo bảng 5.7, [I]) nên: kbt = 1,3

- Tải trọng là tải trọng tinh, làm việc êm nên : kđ = 1

- Tỷ lệ số giờ làm việc/ngày là 1/3 tức là làm việc 1 ca nên: kc = 1

Vì số mắt xích nên lấy là số chẵn, nên ta chọn x = 94

Với x = 94 ta tính lại khoảng cách trục a theo số mắt xích chẵn xc = 94

=Với v là vận tốc trung bình của xích:

P F

Kf – hệ số phụ thuộc độ võng f của xích và vị trí bộ truyền

Do bộ truyền xích nằm ngang nên kf = 6Vậy: F o =9,81.6.2,6.0, 758 116= (N)

Vậy s > [s] (thỏa mãn 3.1) nên bộ truyền xích đã đảm bảo đủ bền

4 Xác đinh các thông số của đĩa xích và lực tác dụng lên trục

a) Xác đinh các thông số của đĩa xích

p d

Z

π π

p d

Z

π π

Theo bảng 14 – 4b: Các thông số về biên dạng của xích ống con lăn, [II] ta có:

b) Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích

Ứng suất tiếp xúc ỨH trên mặt răng đĩa xích phải thỏa điều kiện:

Tra bảng 5.6, [I] ta được kđ = 1

- kr: hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích, nó phụ thuộc vào Z1

E E

- A: diện tích chiếu của bản lề

Tra bảng 5.12, [I] ứng với p = 25,4 mm và xích con lăn 1 dãy ta được: