Phạm Văn Vinh 19810000073 Đồ Án Cstkm Thầy Mạnh.pdf

TRƯỜNG ĐẠI HỌC ĐIỆN LỰC KHOA CK&ĐL o0o ĐỒ ÁN MÔN HỌC CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY 1 TÍNH TOÁN VÀ THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC BÁNH RĂNG TRỤ HAI CẤP Họ và tên SV Phạm Văn Vinh Lớp/ Mã SV D14CKOTO 19810000072 Ngày giao[.]

TRƯỜNG ĐẠI HỌC ĐIỆN LỰC KHOA CK&ĐL -o0o - ĐỒ ÁN MÔN HỌC: CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY TÍNH TỐN VÀ THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC: BÁNH RĂNG TRỤ HAI CẤP Họ tên SV:Phạm Văn Vinh Lớp/ Mã SV: D14CKOTO 19810000072 Ngày giao đề: 21/02/2022 Ngày nộp bài: Giáo viên hướng dẫn: TS Nguyễn Hùng Mạnh PHƯƠNG ÁN: Chế độ làm việc: Mỗi ngày ca, ca giờ; Mỗi năm làm việc 290 ngày; Chịu tải trọng tĩnh; Chế độ quay chiều; Thời gian phục vụ năm nhẹ Bảng phương án cụ thể: PHƯƠNG ÁN 10 Lực kéo xích tải P (kG) 310 390 510 340 460 620 325 460 320 480 Vận tốc xích tải V (m/s) 0,5 0,6 0,7 0,45 0,5 0,65 0,45 0,55 0,5 0,45 Bước xích tải t (mm) 65 80 100 65 80 100 65 80 65 80 Số đĩa xích tải 10 12 10 15 12 Chiều cao tâm đĩa xích tải H (mm) 600 600 600 650 650 700 700 700 700 700 5 4 5 Sai số vận tốc cho phép (%) ĐỒ ÁN MÔN HỌC CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY “Tính tốn, thiết kế hộp giảm tốc ” CHƯƠNG I : GIỚI THIỆU CHUNG 1.1 Vai trị hệ dẫn động khí sản xuất Thực tiễn sản xuất công nghiệp nước ta chủ yếu vừa nhỏ, thiết kế chưa đóng vai trị quan trọng, với xu phát triển kinh tế khu vực giới, ngày đòi hỏi hội nhập giao lưu hợp tác nước Vai trị củathiết kế tìm chỗ đứng quan trọng sản xuất công nghiệp hố đại hố Trong sống ta bắt gặp hệ thống truyền động khắp nơi, nói đóng vai trị quan trọng sống sản xuất Đối với hệ thống truyền động thường gặp hộp giảm tốc phận thiếu.Trong công nghiệp, để nâng cao suất hiệu kinh tế tính khả thi người ta chế tạo động điện có cơng suất vận tốc quay giá trị cụ thể bảng tiêu chuẩn Tuy nhiên, sản xuất thực tế, chuyển động học máy thường yêu cầu giá trị cơng suất ngồi tiêu chuẩn Vì vậy, động điện chuyền trực tiếp công suất sang cho hệ thống truyền động mà phải thông qua thiết bị chuyển đổi công suất Một thiết bị phổ biến hộp giảm tốc Hộp giảm tốc cấu truyền động khí ăn khớp trực tiếp với tỷ số truyền không đổi nhằm giảm vận tốc góc tăng mơ men xoắn Vậy hệ thống máy chuyển động cần phải có động cơ, truyền, hộp giảm tốc hệ thống tải Một hệ thống gọi hệ thống dẫn động khí 1.2 Giới thiệu phân tích sơ đồ hệ dẫn động khí giao 1.2.1 Giới thiệu hệ dẫn động khí Khi bắt đầu vận hành tải trọng giảm dần theo thời gian Hộp giảm tốc giảm tốc độ đầu hoạt động số vịng quay lớn , cơng suất không đủ , tốc độ không đáp ứng nên không cắm trực tiếp -Giảm tốc độ trục vào động điện trục dẫn động cho bang tải xích để bang tải xích hoạt động theo yêu cầu HỘP GIẢM TỐC BÁNH RĂNG TRỤ Hộp giảm tốc bánh trụ dùng rộng rãi nhờ ưu điểm : tuổi thọ hiệu suất cao, kết cấu đơn giản, sử dụng phạm vi rộng vận tốc tải trọng Loại bánh hộp giảm tốc : thẳng, nghiêng chữ V Phần lớn hộp giảm tốc có cơng dụng chung dùng nghiêng nhờ khả tải lớn vận tốc làm việc cao so với thẳng Bánh chữ V chế tạo phức tạp nên sử dụng hơn, chủ yếu trường hợp tải nặng không cho phép lực dọc trục lớn tác dụng lên ổ Số cấp hộp giảm tốc chọn tùy thuộc tỉ số truyền chung hộp Hộp giảm tốc bánh trụ hai cấp (1.3.1b, c, d, e) sử dụng nhiều nhất, tỉ số truyền chung hộp giảm tốc thường từ đến 40 Chúng bố trí theo ba sơ đồ sau : a) Sơ đồ khai triển (h.3,1b) : Hộp giảm tốc kiểu đơn giản có nhược điểm bánh bố trí khơng đối xứng với ơ, làm tăng phân bố khơng tải trọng chiều dài Vì cần ý thiết kế trục đủ cứng, đặc biệt trường hợp bảnh nhiệt luyện đạt độ rắn cao chịu tải trọng thay đổi, khả chạy mòn bánh Tuy nhiên kết cấu đơn giản nên loại sơ đồ sử dụng nhiều thực tế b) Sơ đồ phân đội (h.3.1d, e) : Công suất phân đôi cấp nhanh (h 3.ld) cấp chậm (1.3.le), hộp giảm tốc phản đối cấp nhanh dùng nhiều Với kết cấu này, cấp chậm chịu tải lớn chế tạo với chiều rộng vành lớn (va > 0,5) nhờ vị trí bánh đối xứng với khắc phục phân bố không tải trọng chiều rộng vành Để tải trọng phân bố cho cặp bánh phân đôi, người ta dùng hai cặp bánh nghiêng có góc nghiêng lớn (8 = 30 40°) hướng ngược (xem h.3.2), đồng thời hai trục mang cặp bánh phân đôi, trục cố định vỏ hộp, cịn trục thứ hai đặt tùy động (xem mục 13, phần ba, tập hai) cho phép trục tùy ý di động đọc trục Nếu ô hai trục cố định sai số không tránh khỏi chế tạo lắp ghép, công suất phân bố không cho cặp bánh cấp phân đôi Thường đặt tùy động gối đỡ chịu tải nhỏ Kinh nghiệm sử dụng cho thấy sai số chế tạo làm cho trục di chuyển vài milimet, để giảm mòn bề mặt lắp ghép ổ vỏ, thường dùng ổ đũa trụ ngắn có ngấn chặn vòng làm tùy động (xem h 3.2) dùng trượt Trong hộp giảm tốc phân đội cấp nhanh (h 3.2), bánh cấp chậm chế tạo với thẳng, nghiêng chữ V Trường hợp dùng thẳng nghiêng trục chậm cố định, dùng chữ V, ổ trục chậm tùy động Khi chọn Sơ đồ bố trí ổ lăn cịn phải đảm bảo cho tải trọng dọc trục không cặp kề bên, không tác động vào trục tùy động cấp phân đôi (hoặc truyền bánh chữ V) khơng cân tải trọng dọc trục cấp phân đội bị phá vỡ công suất phân bố không cho cặp bánh phân đơi Vì thế, hộp giảm tốc phản đối cấp chậm (1.3.le) sử dụng nghiêng cho truyền bánh cấp nhanh trục (cấp nhanh) cố định trục tùy động Cùng với lí đó, hộp giảm tốc 1.3.2, dùng cố định cho trục trục tùy động.So với sơ đồ khai triển, sơ đồ phân đơi có ưu điểm : - Tải trọng phân bố cho ổ ; - Giảm phân bố không tải trọng chiều rộng vành nhờ bánh bố trí đối xứng ổ ; - Tại tiết diện nguy hiểm trục trung gian (trục 20 mômen xoắn tương ứng với nửa công suất truyền tới trục Nhờ ưu điểm trên, hộp giảm tốc loại nói chung nhẹ khoảng 20% so với hộp giảm tốc khai triển Tuy nhiên hộp giảm tốc phân đôi lại có nhược điểm chiều rộng hộp tăng, cấu tạo phận phức tạp hơn, số lượng chi tiết khối lượng gia công tăng c) Sơ đồ đồng trục (h.3,1c, g, 1.3.3) : Loại có đặc điểm đường tâm trục vào trục trùng nhau, nhờ giảm bớt chiều dài hộp giảm tốc nhiều giúp cho việc bố trí gọn cấu (xem hình 3.4).Tuy nhiên sơ đồ đồng trục có số nhược điểm sau : - Khả tải cấp nhanh khơng dùng hết tải trọng tác dụng vào cấp chậm lớn nhiều so với cấp nhanh (T = u T với T., T mômen xoắn cấp nhanh cấp chậm, un - tỉ số truyền cấp nhanh) khoảng cách trục hai cấp lại (xem công thức tính khoảng cách trục 15a) - Phải bố trí trục đồng tâm bên hộp giảm tốc, làm phức tạp kết cấu gối đỡ gây khó khăn cho việc bơi trơn ổ - Khoảng cách gối đỡ trục trung gian lớn, muốn đảm bảo trục đủ bền đủ cứng cần phải tăng đường kính trục Những nhược điểm hạn chế phạm vi sử dụng hộp giảm tốc đồng trục Chúng sử dụng khơng cần thiết phải có hai đầu trục quay nhanh trục quay chậm, lại u cầu bố trí gọn cấu (hình 3.4) Ngồi hộp giảm tốc dịng cơng suất (h.3.3) thực tế cịn dùng hộp giảm tốc hai dịng cơng suất (h.3.1g 1.3.5) Ở công suất từ trục chủ động truyền Hình 3.5 Hộp giảm tốc hai dịng Cơng suất tới trục bị động theo hai dịng nhờ giảm đáng kể đường kính bánh răng, vận tốc vịng kích thước khn khổ theo hướng thẳng góc với mặt phẳng bố trí đường tâm trục Việc phân bố tải trọng cho hai trục trung gian thực biện pháp công nghệ kết cấu, Chẳng hạn 1.3.5 dùng trục xoắn 1, có trục lắp chỗ với bánh sau chọn khe hở cạnh làm việc truyện 1.2.2 Phân tích sơ đồ hệ dẫn động khí 3.1 A.Hệ dẫn động bao gồm: 1-Động điện 2-Hộp giảm tốc bánh trụ hai cấp 3- Bộ truyền xích (3.1: Ly hợp(khớp nối) ; 3.2: Đĩa xích) B Nguyên lý hoạt động hệ dẫn động: 3.2 - a,b,c,d: bánh hộp giảm tốc Nguyên lý làm việc là: Khi đông điện quay làm cho bánh (a) quay, bánh (a) quay ăn khớp với bánh (b), nên hai bánh (a) (b) tạo nên tỷ số truyền lớn Bánh (b) quay làm cho bánh (c) quay hai bánh (b) (c) nằm trục Khi bánh (c) quay ăn khớp với bánh (d) hai bánh (c) (d) tạo nên tỷ số truyền tỷ số truyền lớn Sau dẫn động đến khớp nối đến đĩa xích C.Vai trị phận cấu thành nên hệ dẫn động - Động điện( đầu vào): Cung cấp chuyển động cho trục vào hộp giảm tốc - Hộp giảm tốc có nhiệm vụ: +Làm tăng cơng suất mơ men để làm cho truyền xích chịu tải trọng lớn +Giảm tốc độ từ trục vào động điện trục băng tải xích nên làm cho băng tải xích làm việc chế độ phù hợp - Bộ truyền tải xích: phục vụ cho băng truyền 1.3 Lập phương án tính tốn, thiết kế hệ dẫn động khí Ta có nhiệm vụ cần tính tốn: A Tính tốn chọn động điện - Tính tốn chọn động phù hợp với yêu cầu đề tài B Tính tốn dẫn động xích tải - Chọn loại xích - Xác đinh thơng số xích truyền - Tính kiểm nghiệm xích độ bền - Đường kính đĩa xích -Xác đinh lực tác dụng lên trục C Tính tốn thiết kế hộp giảm tốc - Chọn vật liệu - Phân tỉ số truyền - Xác định ứng suất cho phép - Tính truyền cấp nhanh - Tính truyền cấp chậm CHƯƠNG II TÍNH TỐN THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ Số liệu thiết kế: Lực kéo xích tải P (kG): 620 Vận tốc xích tải V (m/s): 0,65 Bước xích tải t (mm): 100 Số đĩa xích tải: Chiều cao tâm đĩa xích tải H (mm): 700 Sai số vận tốc cho phép (%): Chế độ làm việc: Mỗi ngày ca, ca giờ; Mỗi năm làm việc 290 ngày; Chịu tảitrọng tĩnh; Chế độ quay chiều; Thời gian phục vụ năm nhẹ Tính toán chọn động điện phân phối tỷ số truyền 1.1 Tính tốn chọn động điện 1.1.1 Xác định công suất cần thiết trục động Hiệu suất truyền động   knol4 br2  x  1.0,994.0,97 2.0,93  0,84 kn  : hiệu suất khớp nối ol  0,99 : hiệu suất cặp ổ lăn br  0,97 : hiệu suất cặp bánh hộp giảm tốc  x  0,93 : hiệu suất truyền xích Cơng suất trục công tác: Plv  Fv 5100.0, 65   3,315(kW) 1000 1000 Do tải trọng truyền thay đổi nên ta phải tính tải trọng tương đương: Ptd  P12 t1  P22 t2 t1  t2  P12 t1  (0,5 P1 ) t2 t1  t2  (3,315)  (0,5.3,315)  2, 42(kW) 35 Công suất cần thiết trục động cơ: Pct  Pct   2, 42  2,88(kW) 0,84 1.1.2 Xác định số vòng quay động Số vịng quay trục cơng tác: nlv  60000 v 0, 65  60000  48, 75(vg / ph) zt 8.100 Từ bảng 2.4 chọn tỷ số truyền hộp giảm tốc bánh trụ hai cấp uh  10 , u x  ,do số vòng quay sơ động theo (2.18): nsb  nlvut  48,75.10.2  975(vg / ph) Chọn số vòng quay đồng động ndb  1000(vg / ph) 1.1.3 Chọn động Động điện có thông số thoả mãn Pdc  Pct  2,88  n dc  n sb Theo phụ lục P1.3 Bảng 2.1: Bảng thông số động cơ: Kiểu động P(kW) n ( vg /ph) cos  Tmax Tdn Tk Tdn Mômen vôlăng roto GD2, kgm2 Dk52-6 4,5 950 0,80 1,4 0,20 1.2 Phân phối tỉ số truyền 1.2.1 Tỉ số truyền hệ dẫn động Tỷ số truyền thực: uht uht  ndc 950   13,57(vg / ph) nlv 70 Chọn tỉ số truyền hộp giảm tốc: uhgt  10(vg / ph) Tỉ số truyền truyền xích: u x ux  uht 13,57   1,3575(vg / ph) unh uch 3,83.2, 61 Phân phối tỉ số truyền hộp giảm tốc: uhgt Bảng 3.1-trang 43 Tỉ số truyền cặp bánh cấp nhanh: unh  3,83 Tỉ số truyền cặp bánh cấp chậm: uch  2, 61 , Tỷ số truyền cuối hộp giảm tốc: uhgt  unh uch  3,83.2,61  9,9963 Sai số tỉ số truyền hộp giảm tốc:   u hgt  u hgt ' u hgt 100%  4% (thoả mã điều kiện sai số cho phép) 10  9,9963 100% 10 Khối lượng kg 84  0, 037  4% (thoả mãn điều kiện sai số cho phép) 1.2.2 Công suất động trục Ta có : Plv  3,315(kW) PIII  PII  PI  Plv 3,315   3, 6(kW)  x ol 0,93.0,99 PIII 3,   3, 7488(kW) br ol 0,97.0,99 PII 3, 7488   3,9038(kW) br ol 0,97.0,99 Pdc'  P1 kn  3,9038  3,9038(kW) 1.2.3 Số vòng quay trục nI  ndc  950(vg / ph) nII  nI 950   248, 042(vg / ph) unh 3,83 nIII  nII 248, 042   95, 035(vg / ph) uch 2, 61 1.2.4 Tính mơmen xoắn trục TI  9,555.106 TII  9,55.106 PI 3,9038  9,55.106  39243, 46316( N mm) nI 950 PII 3, 7488  9,55.106  144334,5885( N mm) nII 248, 042 TIII  9,55.106 PIII 3,  9,55.106  361761, 4563( N mm) nIII 95, 035 Trục Thông số Tỉ số truyền n (vg/ph) P (kW) T (Nmm) Động 1,3575 950 4,5 I II 3,83 950 3,9083 39243,46316 Công tác III 2,61 248,042 95,035 3,7488 3,6 144334,5885 361761,4563 Tính tốn truyền xích tải Dữ liệu tính toán: P1  4, 205kW n1  95, 035(vg / ph) u  1,3575 2.1 Chọn loại xích Vì vận tốc thấp,dùng xích lăn 2.2 Xác định thơng số xích truyền: -Theo bảng 5.4, với u  1,3575 , chọn số đĩa nhỏ z1  27 , số đĩa lớn z2  uz1  1,3575.27  36,6525 Ta lấy z2  53  zmax  120 -Theo công thức (5.3), cơng suất tính tốn Pt  Pkk z kn Trong đó: với z1  27 , k z  25 / z1  0,926 ;với n01  200 vg/ph, kn  n01 / n1  200 / 95,053  2,1 ;theo công thức (5.4) bảng 5.6 k  ko ka kdc kd kc kbt  1.1.1.1.1, 25.1,3  1,625 Với: k0  (đường tâm đĩa xích làm với phương nằm ngang góc  60 ) ka  ( chọn a  40 p ) kdc  ( điều chỉnh đĩa xích) kd  ( chịu tải trọng tĩnh) kc  1, 25 ( làm việc ca) kbt  1,3 Như vậy: Pt  3,6.1,625.0,926.2,1  11,37kW Theo bảng 5.5 với n01  200vg / ph , chọn truyền xích dãy có bước xích p  25, 4mm thoả mãn điều kiện bền mòn: Pt   P  11kW ; Đồng thời theo bảng 5.8, p  pmax Khoảng cách trục a  40 p  40.25,  1016mm ; Theo cơng thức (5.12) số mắt xích ( z2  z1 )2 p 2a x  0,5( z1  z2 )  p 4 a  2.40  0,5(27  56)  (56  27) 25,  122, 033 4 1016 Lấy số mắt xích chẵn x  122 , tính lại khoảng cách trục theo công thức (5.13):  a  0, 25.25, 122  0,5(27  56)  122  0,5(27  56)  (56  27) /   Để xích khơng chịu lực căng q lớn, giảm a lượng bằng:   1016mm a  0, 003a 3mm , a  1013mm - Số lần va đập xích: Theo (5.14) i z1n1 27.95, 035   1,  i   30 (bảng 5.9) 15 x 15.122 2.3 Tính kiểm nghiệm xích độ bền Theo (5.15); s  Q kd Ft  F0  Fv Theo bảng 5.2 tải trọng phá hỏng Q  56700 N , khối lượng mét xích q  2, 6kg kd  1, (tải trọng mở máy 1,4 lần tải trọng danh nghĩa) v z1tn1 27.25, 4.95, 035   1, 09m / s 60000 60000 Ft  1000.P 1000.4, 205   2548 N v 1, 65 Fv  qv  2, 6.1, 652  7, 08 N F0  9,81k f qa  9,81.6.2, 6.1, 016  155, 485 N Trong đó: k f  ( truyền nằm ngang); Do đó: s  56700  19, 01 1, 2.2548  155, 485  7, 08 Theo bảng 5.10 với n  200vg / ph ,  s   8, Vậy s   s  : truyền xích đảm bảo đủ bền 2.4 Đường kính đĩa xích Theo cơng thức (5.17) bảng 13.4: d1  p / sin( / z1 )  25, / sin( / 27)  218, 79mm d2  p / sin( / z2 )  25, / sin( / 56)  453mm da1  p 0,5  cot g ( / z1 )  230mm ; da  464,99mm d f  d1  2r  218, 79  2.8, 4797  201,83mm ; d f  436, 04mm Với r  0,5025d1  0,5  0,5025.15,88  0,5  8, 4797mm d1  15,88mm (xem bảng 5.2) Các kích thước cịn lại tính theo bảng 13.4 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc đĩa xích theo cơng thức (5.18)  H  0, 47 0, 4(2350.1  3,069).2,1.105 / (180.1)  492,514MPa Trong với z1  27 , kr  0, ; E  2,1.10 MPa , A  180mm (bảng 5.12) kd  ( xích dãy), lực va đập xích dãy theo (5.19) Fvd  13.107 n1 p 3m  13.107.144, 053.25, 43.1  3, 069 N Như dùng thép 45 cải thiện đạt độ rắn HB210 đạt ứng suất tiếp xúc cho phép  H   600MPa , đảm bảo độ tiếp xúc cho đĩa  H  0, 47 0, 228(2350.1  3,069).2,1.105 / (180.1)  371,84MPa Trong z2  56 , kr  0, 228 Như  H2   H  nên dùng phép 45 cải thiện độ rắn HB210 2.5 Xác định lực tác dụng lên trục Theo (5.20), Fr  k x Ft  1,15.2350  2702,5N Trong truyền nằm ngang, k x  1,15 Tính tốn thiết kế hộp giảm tốc Dữ liệu tính tốn: P1  4, 205kW n1  950(vg / ph) uh  10 Thời hạn phục vụ: 11600 3.1 Chọn loại vật liệu Do khơng u cầu đặc biệt theo quan điểm thống hoá thiết kế, ta chọn vật liệu cấp bánh Cụ thể, theo bảng 6.1 chọn: Bánh nhỏ: thép 45 cải thiện đạt độ rắn HB241…285 có  b1  850MPa ,  ch1  580MPa Bánh lớn: thép 45 tơi cải thiện đạt độ rắn HB192…240 có  b  750MPa ,  ch  450MPa 3.2 Phân tỉ số truyền Phan tỉ số truyền uh  10 cho cấp: Theo yêu cầu bôi trơn, sử dụng h.3.18, với  c3  1, ta u1  3,575 ; u2  10 / 3,575  2,8 3.3 Xác định ứng suẩt cho phép Theo bảng 6.2 với thép 45, cải thiện đạt độ rắn HB 180…350  H lim  2HB  70 ; S H  1,1 ;  F lim  1,8HB ; S F  1,75 Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1  245 ; độ rắn bánh lớn HB2  230 , đó:  H lim1  2HB1  70  2.245  70  560MPa ;  F lim1  1,8.245  441MPa  H lim2  2HB2  70  2.230  70  530MPa ;  F lim2  1,8.230  414MPa 2,4 Theo (6.5) N Ho  30 H HB đó: N Ho1  30.2452,4  1, 6.107 ; N Ho  30.2302,4  1,39.107 Theo (6.7): N HE  60c (Ti / Tmax )3 ni ti N HE  60c.n1 / u1  ti  (Ti / Tmax )3 ti /  ti N HE  60.1.1440 / 3,5.11600(13.0,375  0,53.0, 625)  1,3.108  N Ho K HL  Suy N HE1  N Ho1 K HL1  Như theo (6.1a) sơ xác định được:  H    H lim K HL / S H  H 1  560.1/1,1  509MPa;  H 2  530.1/1,1  481,8MPa Với cấp nhanh sử dụng nghiêng, theo (6.12)  H   ( H1    H ) /  (509  481,8) /  495, 4MPa  1, 25 H 2 Với cấp chậm dùng thẳng tính N HE lớn N Ho nên K HL   H    H 2  481,8MPa ' Theo (6.7): NFE  60c (Ti / Tmax )6 niTi NFE21  60.1.1440 / 3,5.11600(16.0,375  0,56.0,625)  11.107 Vì NFE  11.107  NFO K FL  , tương tự K FL1  Do theo (6.2a) với truyền quay chiều K FC  1, ta được:  F1   441.1.1/1, 75  252MPa  F   414.1.1/1, 75  236,5MPa Ứng suất tải cho phép: Theo (6.10) (6.11):  H max  2,8 ch  2,8.450  1260MPa;  F1 max  0,8 ch1  0,8.580  464MPa;  F max  0,8 ch  0,8.450  360MPa; 3.4 Tính tốn cấp nhanh Bộ truyền bánh trụ nghiêng: a) Xác định sơ khoảng cách trục: Theo (6.15a): aw1  K a (u1  1) aw1  43(3,5  1) T1 K H   H  u1 ba 29843, 75.1, 05  95,87mm (495, 4) 3,5.0,3 Trong theo bảng 6.6, chọn  ba  0,3 ; với nghiêng K a  43 (bảng 6.5); theo (6.16) bd  0,5 ba (u  1)  0,5.0,3(3,5  1)  0,675 theo bảng 6.7, K H   1, 05 (sơ đồ 6 3); T1  9,55.10 P1 / n1  9,55.10 4,5 /1440  29843, 75 Nmm Lấy aw1  95mm b) Xác định thông số ăn khớp Theo (6.17) m  (0,01  0,02)aw  (0,01  0,02)95  0,95 1,9mm Theo bảng 6.8 chọn môđun pháp m  1,5 Chọ sơ   10 , cos   0,9848 , theo (6.31) số bánh nhỏ z1  2aw cos  / m(u  1)  2.95.0,9848 / 1,5(3,5  1) z1  27, Lấy z1  27 Số bánh lớn: z2  uz1  3,5.27  94,5 Lấy z2  94 Do tỉ số truyền thực um  94 / 27  3, 48 cos   m( z1  z2 ) / (2aw )  1,5(27  94) / (2.95)  0,9553 Suy   17,196  1711'44" c) Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc: Theo (6.33), ứng xuất tiếp xúc mặt làm việc  H  ZM Z H Z 2T1K H (u  1) / (bwudw1 ) - Theo bảng 6.5, Z M  274MPa1/3 ; - Theo (6.35) tg   cos  t tg   cos(20,857).tg (17,196)  16,13 t  tw  arctg (tg / cos  )  arctg (tg 20 / 0,9553)  20,857 Với Do theo (6.34): Z H  2cos b / sin 2tw  2cos(16,13) / sin(2.20,857)  1, Do theo (6.38), Z  1/   1/1, 65  0, 78 Trong theo (6.38b):   1        cos   1,88  3,     0,9553  1, 65  27 94     z1 z2      1,88  3,   - Đường kính vịng lắn bánh nhỏ dw1  2aw / um  1  2.104 / 3, 48  1  46, 42 - Theo (6.40), v   d w1n1 / 60000   46, 42.1440 / 60000  3,5(m / s) Với v  3, 2(m / s) theo bảng 6.13 dùng cấp xác Theo bảng 6.14 với cấp xác v  5(m / s ) , K H  1,16 Theo (6.42), vH   H go v aw / u  0, 002.73.3,5 104 / 3, 48  2,8 Trong theo bảng 6.15,  H  0, 002 ,theo bảng 6.16, go  73 Do đó, theo (6.41) K Hv   vH bw d w1 /  2T1K H  K H    2,8.31, 2.46, 42 / (2.29843, 75.1, 05.1,16)  1, 056 Theo (6.39) K H  K H  K H K HV  1, 05.1,16.1, 056  1, 29 Thay giá trị vừa tính vào (6.33) ta được:  H  274.1, 7.0, 78 2.29843, 75.1, 27(3, 48  1) / (0,3.104.3, 48.46, 422 )  437, 73MPa - Xác đinh xác ứng suất tiếp xúc cho phép: Theo (6.1) với v  3,5 m/s < m/s, Zv  ; với cấp xác động học 9, chọ cấp xác mức tiếp xúc 8, cần gia cơng đạt độ nhám Ra  2,5 1, 25 m , Z R  0,95 , với d a  700mm , K xH  , theo (6.1) (6.1a):  H    H  Zv ZR KxH  495, 4.1.0,95.1  470,7MPa Như  H   H  , cần tăng thêm khoảng cách trục aw tiến hành kiểm nghiệm lại Kết aw  104mm ,  H  437,73MPa <  H   470,7MPa d) Kiểm nghiệm độ bền uốn Theo (6.43):  F  2T1 K F Y Y YF / (bw d w1m) Theo bảng 6.7, K F   1, ; theo bảng 6.14 với v  5(m / s ) cấp xác 9, K F  1, , theo (6.47) vF   F go v aw / u  0,006.73.3,5 104 / 3, 48  8,38 Trong theo bảng 6.15,  F  0, 006 , theo bảng 6.16, go  73 Do theo (6.46) K Fv   vF bw d w1 /  2T1K F  K F    8,38.31, 2.46, 42 / (2.29843, 75.1, 2.1, 4)  1, 21 Do K F  K F  K F K Fv  1, 2.1, 4.1, 21  2, 033 - Với   1, 65 , Y  1/   1/1, 65  0, 61 - Với   17,196 , Y   17,196 /140  0,88 - Số tương đương: zv1  z1 / cos3   27 /  0,9553  30,97 zv  z2 / cos3   94 /  0,9553  107,8 Theo bảng 6.18 ta YF  3,8 , YF  3, Với m  1,5mm , YS  1,08  0,0695ln 1,5  1,052 ; YR  (bánh phay); K xF  1(da  400mm) , theo (6.2) (6.2a):  F 1   F1 YRYS KxF  252.1.1,052.1  265,1MPa Tương tự tính  F 2  248,8MPa Thay giá trị vừa tính vào cơng thức trên:  F1  2.29843, 75.2, 033.0, 61.0,88.3,8 / (31, 2.46, 42.1,5)  F1  113,94MPa   F 1  265,1MPa  F   F 1YF / YF  113,94.3, / 3,8  107,94   F 2  248,8MPa e) Kiểm nghiệm tải: Theo (6.48) với K qt  Tmax / T  1,  H 1max   H K qt  437, 73 1,  517,93MPa   H max  1260MPa ; Theo (6.49):  F 1max   F 1K qt  113,94.1,  159,52MPa   F max  464MPa  F 2max   F K qt  107,94.1,  151,12MPa   F max  360MPa g) Các thông số kích thước truyền Thơng số Giá trị Khoảng cách trục aw1  104mm Modul pháp m  1,5mm Chiều rộng vành bw  31, 2mm Tỷ số truyền um  3, 48 Góc nghiêng   17,196 Số bánh z1  27 z2  94 Hệ số dịch chỉnh x1=0 x2=0 Đường kính vòng chia d1  m.z1 / cos   42, d  147, Đường kính đỉnh da1  d1  2m  45, da  150,6 Đường kính đáy d f  d1  2,5m  38, 65 d f  143,85 Tính truyền cấp chậm a) Xác đinh sơ khoảng cách trục: aw2  49,5(2,86  1) 99700, 43.1, 045  139,876mm 481,82.2,86.0, Trong theo bảng 6.6, chọn  ba  0, ; với bánh thẳng Ka  49,5 , theo (6.14)  bd  0,5.0, 4(2,86  1)  0,772 theo bảng 6.7, K H   1, 045 (sơ đồ 5); u2  10 / 3,5  2,86 ; Tính đến tổn thất ma sát cấp nhanh (   0,96 ) tổn thất cặp ổ lăn (  0,99 ), công suất trục bánh chủ động cấp chậm P1  0,97.0,99.4,5  4,32 Do T1  9,55.106 P1 4,32  9,55.106  99700,34( Nmm) n1 413,8 Lấy aw2  139mm b) Xác định thông số ăn khớp m   0,01 0,02 aw2  1,39 2,78mm Theo quan điểm thống hoá thiết kế, chọn môđun tiêu chuẩn bánh cấp chậm môđun cấp nhanh m  1,5mm z1  2aw /  m  u  1   2.139 / 1,5  2,86  1  48, 01 Lấy z1  27 , z2  u2 z1  2,8.27  75,6 ; lấy z2  75 Do aw  m( z1  z2 ) /  1,5(27  75) /  76,5 Lấy aw  140mm cần dịch chỉnh để tăng khoảng cách trục từ 138,75mm lên 140mm Tính hệ số dịch tâm theo (6.22): y  aw2 / m  0,5  z1  z2   140 /1,5  0,5(27  75)  42,3 Theo (6.23), k y  1000 y / Zt  1000.0,83 / (48  137)  4, 49 Theo bảng 6.10a tra kx  0,156 , theo (6.24) hệ số giảm đỉnh y  k x Zt /1000  0,156.(48  137) /1000  0,029 Theo (6.25) tổng hệ số dịch chỉnh xt  y  y  0,83  0,029  0,859 Theo (6.26), hệ số dịch chỉnh bánh 1: x1  0,5  xt   z2  z1  y / zt   0,5 0,859  (137  48)0,83 / (48  137)   0, 23 hệ số dịch chỉnh bánh 2: x2  xt  x1  0,859  0, 23  0,629 Theo (6.27) góc ăn khớp: cos tw  zt m cos  /  2aw2   (48  137).1,5.cos(20 ) / (2.140)  0,931  Do  tw  21, 41 c) Kiểm tra độ bền tiếp xúc Theo (6.33),  H  Zm Z H Z 2T1K H  um  1 /  bwum d w1  Theo bảng 6.5, Z M  274MPa1/3 , theo 6.34 Z H  2cos b / sin 2tw  2.1/ sin(2.21, 41 )  1,7154 Với bánh thẳng, dùng (6.36a) để tính Z : Z      /  (4 1,79) /  0,9  Trong đó:    1,88  3,  1     1,8 ;  27 75  Đường kính vịng lăn bánh nhỏ dw1  2aw2 / um  1  2.140 / (137 / 48  1)  72,65mm Theo (6.40), v   d w1n1 / 60000   72, 65 1440  1,565(m / s) Theo bảng (6.13), chọn 3,5 60000 cấp xác 9, theo bảng 6.16, go  73 Theo (6.42): vH   H go v aw / u  0,006.73.1,565 140 / 2,86  4,93 Trong theo bảng 6.15,  H  0, 006 Do đó: K Hv   vH bw d w1 /  2T1K H  K H    4, 796.56.72, 65 /  2.99700,34.1, 045.1,13  1, 08 K H  K H  K Hv K H  1, 045.1, 083.1,13  1, 28 Thay giá trị vừa tính vào (6.33):  H  274.1,7154.0,86 2.99700, 43.1, 28  2,86 1 / 56.2,86.72,652   385,71MPa Theo (6.1) với v  1,565(m / s) , Zv  ; với cấp xác động học 9, chọn cấp xác mức tiếp xúc 9, cấp gia cơng đạt độ nhám Rz  10 40 m , Z R  0,9 ; với da  700mm , K xH  , theo (6.1) (6.1a):  H    H Zv ZR KxH  481,8.1.0,9.1  433,62MPa Như  H   H  , chênh lệch nhỏ, giảm chiều rộng bánh răng: bw  56  H /  H   56(385, 71/ 433, 62)  44,31mm Lấy bw  44mm Kiểm nghiệm độ bền uốn tải đạt u cầu Ở khơng trình bày d) Các thơng số kích thước truyền Thơng số Giá trị Khoảng cách trục aw  140mm Modul pháp m  1,8mm Chiều rộng vành bw  45mm Tỷ số truyền um  2,8 Góc nghiêng  0 Số bánh z1  27 z2  75 Hệ số dịch chỉnh x1  0,32 x2  0, 734 Đường kính vịng chia d1  mz1  74mm d2  207,5mm Đường kính đỉnh da1  d1  2(1  x1  y)m  77,6mm da  212,3mm Đường kính đáy d f  d1  (2,5  x1 )m  70,94mm d f  204, 637 mm ve Danh mục tham khảo  ... a,b,c,d: bánh hộp giảm tốc Nguyên lý làm việc là: Khi đông điện quay làm cho bánh (a) quay, bánh (a) quay ăn khớp với bánh (b), nên hai bánh (a) (b) tạo nên tỷ số truyền lớn Bánh (b) quay làm cho bánh... Sơ đồ đồng trục (h.3,1c, g, 1.3.3) : Loại có đặc điểm đường tâm trục vào trục trùng nhau, nhờ giảm bớt chiều dài hộp giảm tốc nhiều giúp cho việc bố trí gọn cấu (xem hình 3.4).Tuy nhiên sơ đồ đồng... yêu cầu HỘP GIẢM TỐC BÁNH RĂNG TRỤ Hộp giảm tốc bánh trụ dùng rộng rãi nhờ ưu điểm : tuổi thọ hiệu suất cao, kết cấu đơn giản, sử dụng phạm vi rộng vận tốc tải trọng Loại bánh hộp giảm tốc : thẳng,