ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MỘT CƠ CẤU NÂNG TẢI TRỌNG NÂNG HAI TẤN ppt

* Mục đích thiết kế: Máy nâng được thiết kế có tải trọng nâng 2000kg , phục vụ công việc nâng các vật thể khối lượng nhỏ lên các nhà cao tầng đang xây dựng, tãi trọng nâng gồm: vât liệu



ĐỀ TÀI

ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MỘT CƠ CẤU NÂNG

TẢI TRỌNG NÂNG HAI TẤN

Giáo viên hướng dẫn : Sinh viên thực hiện :

LỜI NÓI ĐẦU

Trong nhiều thế kỷ qua, từ thời lạc hậu cho đến hiện đại sự vận chuyển, xếp dỡ là một công việc không thể thiếu và quan trọng trong nhiều lĩnh vực sản xuất nhằm giảm nhẹ sức lao động nặng nhọc, tăng năng suất lao động và an tòan Qua quá trình phát triển của khoa học kỹ thuật trên thế giới đã có nhiều thiết bị nâng chuyển Các thiết bị này được chia làm hai nhóm chính: máy trục chủ yếu phục vụ vận chuyển các vật nặng thể khối; máy chuyển liên tục chủ yếu phục vụ các quá trình vận chuyển vật liệu vụn rời liên tục theo một tuyến không gian xác định

Các lãnh vực sản xuất hiện nay có nhu cầu ngày một tăng về các máy móc, thiết

bị nâng chuyển, nhu cầu đó cần được đáp ứng với những thiếât bị nâng gọn nhẹ dễ sử dụng và đáp ứng được tính bền, tính kinh tế phù hợp với không gian làm việc và điều kiện làm việc cho phép

Trong quá trình thực hiện đồ án môn học Truyền Động Cơ Khí, Nhóm chúng em được giao nhiệm vụ thiết kế một cơ cấu nâng Nhằm cũng cố lại những kiến thức đã học như: Cơ Học Máy, Chi Tiết Máy, Nguyên Lý Máy Cũng như đáp ứng được nhu cầu trên

PHẦN I

NHIỆM VỤ, MỤC ĐÍCH, YÊU CẦU,

ĐẶC TÍNH KỸ THUẬT

* Nhiệm vụ: Thiết kế một máy nâng tải trọng nâng hai tấn

* Mục đích thiết kế: Máy nâng được thiết kế có tải trọng nâng 2000kg , phục vụ

công việc nâng các vật thể khối lượng nhỏ lên các nhà cao tầng đang xây dựng, tãi trọng nâng gồm: vât liệu ở các công trường xây dựng, các công việc xếp dỡ ngồi trời, nhằm giảm nhẹ sức lao động của công nhân

* Yêu cầu thiết kế:

+máy nâng có kích thướt nhỏ gọn ,phù hợp không gian làm việc + Đảm bảo sức bền

+ Vận hành an tồn dể sử dụng , sữa chữa , bảo trì lắp ráp …

+ Thiết kế có tính kinh tế, phù hợp với điều kiện sản xuất hiện có

*Đặc tính kỹ thuật:

Đề tài yêu cầu thiết kế máy nâng (Tời đổi chiều), nâng tải trọng có khối lượng là 2000 kg, không có yêu cầu đặt biệt nào về số liệu kỷ thuật

các tài liệu liên quan khác Nhóm thực hiện đồ án nhất trí chọn thiết kế có các chỉ tiêu kỹ thuật sau:

Tải trọng nâng2000 kg Chiều cao nâng 12 m

PHẦN III

PHÂN TÍCH CHỌN PHƯƠNG ÁN

Máy nâng có thể phân loại như sau:

- Phân loại theo nguồn dẫn động:Dẫn động bằng động cơ điện và dẫn động bằng

thuỷ lực

- Phân loại theo cơ cấu: Cơ cấu truyền động bằng đai ,cơ cấu truyền động bằng

xích

*Vai trò, chức năng các bộ phận của cơ cấu:

Tời nâng gồm có : Động cơ điện, hộp giảm tốc, tang, cáp nâng, khớp nối ,phanh

Động cơ điện: có hai loại, đó là: động cơ điện một chiều và động cơ điện xoay

chiều

Động cơ điện xoay chiều được sử dung rộng rải trong công nghiệp ,với sức bền làm việc cao, mô men khởi động lớn Bên cạnh đó ta có động cơ điện một chiều: là loại động cơ điện có khả năng điều chỉnh tốc độ trong phạm vi rộng, khi làm việc bảo đảm khởi động êm, hãm và đảo chiều dễ dàng, giá thành cao, khi lắp đặt cần thêm bộ chỉnh lưu khá phức tạp Trên những ưu khuyết điểm của hai lọai động cơ điện xoay chiều

và động cơ điện một chiều một chiều ta thấy được động cơ điện xoay chiều tuy tính chất thay đổi tốc độ không bằng động cơ điện một chiều nhưng với tính thông dụng, bền và kinh tế hơn thì những khuyết điểm của lọai động cơ này vẫn chấp nhận được

Vậy ta chọn động cơ xoay chiều

Hộp giảm tốc: Có ba loại, đó là: bộ truyền bánh răng trụ,bộ truyền bánh răng nón

và bộ truyền bánh vít - trục vít

Bộ truyền bánh răng trụ được sử dụng để truyền mô men từ các trục song song với nhau, trong đó hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp được sử dụng nhiều nhất, chúng được bố trí theo các sơ đồ sau:

+ sơ đồ khai triển: loại này đơn giản nhất nhưng có nhược điểm là các bánh răng bố trí không đối xứng với các ổ, do đó làm tăng sự phân bố không đều tãi trọng trên chiều dài răng

+Sơ đồ phân đôi:công suất được phân đôi ở cấp nhanh hoặc cấp chậm Với kết cấu này, cấp chậm chịu tãi lớn hơn, nên có thể chế tạo với vành răng khá lớn, nhờ vị trí bánh răng đối xứng với các ổ có thể khắp phục được sự phân bố không đều tãi trọng

+Sơ đồ đồng trục: loại này có đặc điểm là đường tâm của trục vào và trục ra trùng nhau, nhờ đó có thể giảm bớt chiều dài của hộp giãm tốc và nhiều khi giúp cho việc bố trí

cơ câùu gọn hơn

Bộ truyền bánh răng nón được dùng để truyenà mô men và chuyễn động giữa các trục giao nhau, nhưng chế tạo bánh răng khá phức tạp

Bộ tuyền bánh vít - trục vít dùng để truyền mô men xoắn và chuyễn động giữa các trục chéo nhau, nhưng chế tạo ren trục vít khá phức tạp

Vậy ta chọn hộp giãm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triễn , để phù hợp với cơ cấu làm việc và giảm vật liệu chế tạo

Tang: Gồm có hai loại, đó là: tang đơn và tang kép

+ Tang đơn: quấn được nhiều lớp cáp nhưng lúc làm việc tải trọng sẽ bị lắc

+ Tang kép: quấn được một lớp cáp nhưng khi làm việc tãi trọng sẽ không bị lắc, nâng hạ theo đường thẳng

Vậy ta chọn tang kép được chế tạo bằng gang xám GX 15-32

Cáp nâng: lựa chọn dựa trên hệ số an tòan cho phép, và tuổi thọ của dây cáp Do

đó ta phải chọn cáp cho phù hợp với tải trọng nâng, chịu lực căng dây lớn

Có hai lọai cáp có thể sử dụng: cáp bện xuôi và cáp bện chéo

Dựa trên tính chất của hai loại cáp và cấu tạo của cơ cấu , ta chọn lọai cáp bện xuôi vì có tính bền trong quá trình làm việc hơn là cáp bện chéo, đồng thời trong cơ cấu nâng thì một đầu cáp được giữ cố định nên cáp không bị xoắn hay tở

Khớp nối: Co ù nhiều loại, ở đây ta chọn khớp nối trục vòng đàn để nối giữa truc

vào của hộp giảm tốc và trục ra của động cơ, có ưu điễm hơn các loại khác là chịu được

sự rung, do số vòng quay khá lớn và chọn khớp nối xích con lăn để nối giữa trục ra của hộp giảm tốc với trục của tang, vì có tính kinh tế hơn các loại khớp khác và để truyền mô men xoắn lớn hơn

Phanh: Có nhiều loại, ở đây ta chọn phanh áp má điện từ thường đóng, vì loại này

được đấu chung dây cùng với nguồn điện của động cơ

Từ sự phân tích nêu trên ta có các phương án sau:

* Các phương án:

+ phương án I:

Sơ đồ động:

Chú thích:

3 4

8

9

1 2

1 Khớp nối vòng đàn hồi

2 Phanh điện từ

3 B ánh răngtru răng thẳngïI

4 Bánhrăngtrụ răng thẳngII:

5 Bánh răng trụrăng thẳngIII

6 Bánh răng trụ răng thẳngVI

7 Khớp nối xích con lăn

8 Tang

9 Động cơ điện +Nguyên tắc hoạt động:

Động cơ điện quay, truyền công suất qua khớp nối vòng đàn hồi đến hộp giảm tốc, nhờ sự ăn khớp của các bánh răng trụ răng thẳng mà công suất được truyền qua khớp nối xích con lăn làm tangï quay kéo theo hệ ròng rọc làm việc

+Ưu điễm: Chế tạo bánh răng dễ dàng, dễ lắp ráp, sữa chữa, và bảo hành +Nhược điễm: chế tạo trục phải có độ cứng tốt, không đảm bão chịu sự phân bố

không đều của tãi trọng

+ phương án II:

Sơ đồ động:

1 Tang

2: Trục vít 3:Bánh vít 4:Khớp nối vòng đàn hồi 5:Phanh điện từ

6:Động cơ 7:Khớp nối xích con lăn +Nguyên tắc hoạt động:

Động cơ điện quay, truyền công suất qua khớp nối vòng đàn hồi đến hộp giảm tốc trục vít - bánh vít nhờ sự ăn khớp của bánh vít và trục vít truyền đến khớp nối xích con lăn làm tangï quay kéo theo hệ ròng rọc làm việc

+Ưu điễm: Truyền được công suất với tỉ số truyền lớn, tự hãm cũng tốt

+Nhược điễm: Chế tạo trục vít rất khó khăn, ren làm trục cần có độ cứng tốt

+ phương án III:

Sơ đồ động:

Chú thích:

1

2 3

4

8

9

1:Động cơ điện

2:Phanh điện từ

3:Khớp nối vòng đàn hồi 4:Bánh răng côn I

5:Bánh răng côn II

6:Bánh răng côn III

7:Bánh răng côn IIII

8: Khớp nối xích con lăn

9: tang

+Nguyên tắc hoạt động:

Động cơ điện quay, truyền công suất qua khớp nối vòng đàn hồi đến hộp giảm tốc Bánh răng côn nhờ sự ăn khớp của các bánh răng côn truyền mô men đến khớp nối xích con lăn làm tangï quay kéo theo hệ ròng rọc làm việc

+ Ưu điễm: Cơ cấc gọn gàng, đãm bão gọn nhẹ cơ cấu

+ Nhược điễm: Chế tạo bánh răng khó khăn, lắp ráp đòi hỏi phải chính xác

* Với ba phương án và sự phân tích vừa nêu trên, ta chọn phương án thứ nhất

là phù hợp với yêu cầu được đặt ra và phù hợp với điều kiện kinh tế

Vậy ta chọn phương án I

Số liệu ban đầu:

Tải trọng: QO=2000kg =20000 (N)

Bộ phận mang: Qm = 500kg = 5000(N.) Chiều cao nâng: H = 12( m)

Vận tốc nâng: vn = 12.5 (m/phut)

Chế độ làm việc trung bình

PHẦN IV

CHỌN TANG, KHỚP NỐI, ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ

PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

I.Chọn tang, khớp nối, động cơ điện:

1) Hiệu suất của palăng

λ : hiệu suất ròng rọc: λ = 0,98 (với điều kiện ròng rọc đặt trên ổlăn bôi

trơn tốt) a =2: Bội suất palăng

t = 0 : Số ròng rọc đổi hướng

Với : Smax = a t

m

Q

λλ

λ) 1 (

) 1 (

Lực căng lớn nhất trong dây cáp: Smax

Ta chọn cáp K - P6x19 =114 (ΓOCT 2688 – 69) có giới hạn bền các sợi thép là σb

= 1600 N/mmm2

3) Tang:

+ Đường kính tang:

Dt ≥ dc (e-1) = 8 (25-1 )=192 (mm)

Dt : đường kính tang đến đáy rãnh cắt (mm)

Dc: đường kính dây cáp quấn lên tang (mm)

e: hệ số thực nghiệm

⇒ Dt =Dr =250 mm + Chiều dài tang

Chiều dài: chiều dài tồn bộ tang được xác định theo công thức

L’ =L'o+2L1 +2L2 +L3 Với: L1 : chiều dài thanh tang

L2 : chiều dài phần chừa ra để quấn cáp

L'o L3 L'o

Hình biểu diễn

L3 : Chiều dài phần phân cách giữa hai bên

+ Chiều dài một nhánh cáp quấn lên tang

l = H.a = 12*2 =24 (m)

H = 12, chiều cao nâng danh nghĩa

a =2, bội suất palăng + Số vòng cáp quấn lên một nhánh:

Z =

)(D t d c

+ L3 =L4 –2*hmintgα =150-260*0.07 = 66 với tgα = tg(4o) =0.07

hmin = 260, là khoảng cách tối đa cho phép giữa ròng rọc và tang Vậy ⇒ L’ = 520+73.6 +26.4 +66 = 668 (mm)

+ Kiểm tra sức bền tang theo công thức:

σn =

t

S K

max δ

ϕ

≤ [σn] Với :

+ Bề dày tang δ =0.02 Dt + (6… 10) = 15(mm)

+ t = 8.8 : bước cáp + ϕ: hệ số giản ứng suất ϕ = 1.08 : đối với tang bằng gang

+ K= 1: hệ số phụ thuộc số lớp cáp cuốn lên tang

+ [σ n] = 565 N/mm2 vơí vật liệu đúc tang là gang

+ Mmax=

960

7

* 9550

* 2

b) Để an tồn khi nâng vật:

Thì : Mmax’= Mmax*K1 *K2

Với K1 = 1.3 ( hệ số an tồn)

K2 = 1.2 ( hệ số an tồn) ⇒ Mmax=153*1.3*1.2 =238 (Nm)

Vậy ta chọn khớp nối theo tiêu chuẩn Với số liệu sau

2

L D ZD

KM

o

[{σd} = (2 4) MPA Với: K=1.2, hệ xố điều kiện làm việc

⇒ σd = 0.53 (MPA) [{σd} vậy đủ bền c) Điều kiện làm việc của chốt:

Theo công thức: σu =

Z D

L1 = L2 –B = 66-2 = 64 ⇒ Vậy σu = 18 [ {σu} Vậy đủ bền 5) Khớp xích con lăn:

a) Mômen do vật gây ra trên tang

=

Với : + Smax = 6313 (N), lực căng trên nhánh dây nâng vật

+ Do= Dt +Dc = 250 + 8 = 258 (mm)

b) để an tồn khi nâng vật:

Mt’= Mt *K1 *K2 = 2539 (Nm)

Với + K1 =1.3, K1, là hệ số an tồn + K2 = 1.2, K2 , là hệ số an tồn Vậy ta chọn khớp nối xích con lăn theo bảng sau:

x

d L D khe

hở lắp nghé

p c

dc khoản

g cáhc giữa hai má

2.1

'

*

*2

D n

M

) ( 5173 3

196

2539000

* 2 0

* 2

+ Mt’ = 2539 (Nm)

+ {S} = 7, hệ số an tồn + n3 = 30.88 (vong /phut) ⇒ S = 20.6 > {S} Vậy đủ bền

6) Chọn động cơ điện:

+ Công thức tĩnh khi nâng vật :

Nlv =

.1000.60

5 12

* 2500

= 5.2(KW) + Công suất tương đương:

Ntd = 2 * ( 0 6 ) ( * 0 5 ) 2 * ( 0 2 ) ( 0 3 * ) 2 * ( 0 2 )

t N

t N

t

=N lv 0.6+0.05+0.018 = 4.25 (KW) + Hiệu suất của bộ truyền :

+η = ηp ηt η0l4.ηK.ηηmscn.ηmscc =0.776 Với: + ηp = 0.99 : hiệu suất palăng + ηt = 0.96 : hiệu suất tang + η0l = 0.99 : hiệu suất ổ lăn + ηk = 0.99 :hiệu suất khớp

+ η mscn = 0.96:hiệu suất bộ truyền cấp nhanh

+ ηmscc = 0.98 :hiệu suất bộ truyền cấp chậm + Công suất cần thiết trên trục động cơ:

Nct =

776 0

25

Chọn động cơ điện xoay chiều ba pha, số hiệu 4A1326Y3 + Công suất: p = 5.5 ( KW)

+ Tốc độ danh nghĩa: n = 960 (vòng/ phút)

Với: nt làSố vòng quay của tang để đảm bảo vận tốc nâng cho trước

nt =

)(

c d t D

a n

+ Tỷ số truyền bánh răng cấp chậm u2 =4.46 + Tỷ số truyền chung la : uo = 31.1

b) Số vòng quay trên mỗi trục:

Mô men xoắn T(Nmm) 48645 309935 1366936

PHẦN V TÍNH TỐN TRUYỀN ĐỘNG BÁNH RĂNG

Ta chọn vật liệu cặp bánh răng này vật liệu như nhau, bảng ( 6-1)-[1]

+ Bánh răng nhỏ thép 45, tôi cải thiện có độ rắn HB1 = 241 285 có

δb1 = 850 Mpa; δch1 = 850 Mpa

+ Bánh lớn thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB2 = 192…240 có δ = 2

730 Mpa; δch2= 430 Mpa

II) Ứùng suất cho phép :

a) ứng suất tiếp xúc cho phép

HB = 180 350

0 lim

H

δ = 2 HB + 70 ; S z = 1.1 : hệ số an tồn

δFlim = 1.8HB ; SF = 1.75 :hệ số an tồn Chọn độ rắn bánh răng nhỏ HB1 = 245 Chọn độ rắn bánh răng lớn û HB2 = 230 khi đó :

δH lim1 = 2HB1 +70 =560 MPA

Với HB ≤ 350 ⇒ mH = 6 (mH : bậc của đường cong mỏi)

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

NHO = 30 HB2 , 4 = 30* 2302.4 =1.4 107

+ Thời gian làm việc tính bằng giờ

TΣ =21*365*A**Kn*KngTrong đó A = 10 năm

Kn = 0.5 : hệ số tuổi thọ

Kng = 0.67 : hệ số sử dụng theo ngày

⇒ TΣ = 29346 (giờ) + Theo (6-7)-[1], ta có :

NHE =60*c*Σ(Ti/Tmax)3*ni*ti

C = 1, Cặp bánh răng ăn khớp

ni : Vận tốc làm việc của trục thứ i

ti : Thời gian làm việc trong một chu kỳ

Ti: Mômen xoắn thứ i trong một chu kỳ

Tmax : Mômen lớn nhất trong một chu kỳ Vậy:

NHE = 60*1*143.28*29346(12*0.6+0.53 *0.2

+0.33*0.2) =15.9 107

+ NHE1 > NHO1 ⇒ ta chọn NHE 1 =1

Tương tự ta có: + NHE2 >NHO2 ⇒ KHL2 = 1

Như vậy theo (6- 2)[1], ta xác địng sơ bộ {δH} = δHlim KHL/SH

+{δH1} = 560/1.1 = 509 (Mpa) + {δH2} = 470/1.1 = 445 (MPa)

Vì đây là cặp bánh răng trụ răng thẳng nên ứng suất tiếp xúc cho phép là: {δH} = min({δH1} ; {δH2}) = 445 MPa

b) Ứng suất uốn khi quá tải

δf =δFlim KHL.KFC/SFTheo (6-7)-[1], ta có:

NFE = 60 C

F

m i

ti : Thời gian làm việc trong một chu kỳ

Ti: Mômen xoắn thứ i trong một chu kỳ

Tmax : Mômen lớn nhất trong một chu ky

mF = 6 ⇒ NFÉ1 = 60*1*29346*143.28(16*0.6+0.56*0.2+0.36*0.2) =15.9 107

với NFE1 > NFeo; ta chọn KFL1 = 1 Tương tự ta có : NFE2 > NFEo ta chọn KFL2 = 1 Theo (6-2a) –[1], Với bộ truyền quay hai chiều chọn KFC = 0.8 Vậy với các số liệu như trên ta tính được :

{δF1} = 201.6 MPa {δF2} = 189.1 MPa

c) Ứng suất uốn khi quá tải

[ ]δH max = 2,8 δch2 = 2,8 450 = 1260 Mpa

[ ]δF max 1 = 0,8 δ = 0,8 580 = 464 Mpa ch1

[ ]δF max2 = 0,8 δch2 = 0,8 450 = 360 Mpa

III) xác định những thông số cơ bản của bộ truyền

1) Tính tốn bộ tryền bánh răng cấp nhanh

a) Khoảng cách trục:

aw= k*a*(u1+1)3 [ ]H u H ba

K T

ψδ

β

2 1

+ ψ = 0,3 (răng thẳng không đối xứng), (bảng 6-6)-[1] ba

+ KHβ :hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng

bd

ψ = 0,5.ψ (u+1) = 1.223 ba với ψ = 1.223 ⇒ tra bảng ( 6.7 )-[1], sơ đồ 5 ⇒ Kbd Hβ = 1,2

aw = 49.5*(6.7+1) 3

26.7*0.3445

2.1

*48645

= 201 (mm) b.) Xác định cáa thông số ăn khớp:

Mô đun m = (0,01…0,12)aw = 2.01…4.02 chọn m = 3

Số răng Z1 =

) 1 (

2 +

u m

a w

6 7

* 3

) 17 114 (

* 3

mm

= +

.2

2

1+

m.cosα ⇒ costw α = 0.93969; tw α =20tw 0 + Tính lại tỷ số truyền thực:

u1 = 114/17 =6.7

c) kiểm ngiệm răng về độ bền tiếp xúc

Ưùng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng thoả mản điều kiện tiếp xúc theo (6-33)-[1]

δ = ZH MZHZε

1 2

1

)1( 2

w w

H

d U b

u K

≤ [ ]δ H Với :

ZM = 274 MPa1/ 3 (bánh răng thẳng vật liệu thép_thép)

ZM : hệ số tính đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

ZH = α

β

2sin

cos.2

=

5 , 50 sin

1 ( + cosαβ] = 1.66

66.1

1

αε Đường kính vòng lăn bánh răng :

1

2+

u

a w

1 67 6

5 196

* 2

mm

= +

V =

60000

14

3 xd w1xn1

= 2.56 ( m/s) Với:

n1= 960

dw1 = 51 ( mm ) Theo bảng (6_13_)dùng cấp chính xác 8

+ Tra bảng( 6.16)-[1] ⇒go= 56 + Tra bảng (6.15)-[1] với HB ≤ 350 ⇒δ = 0.006 H

5.196

= 4

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

KHV = 1+

α β

γ

H H

w w H

xK xK xT

xd xb

1

1

09 1 2 1

* 48645

* 2

51

* 95 58

* 66

=ZMxZHxZε

1 2

1 ( 1)2

w w

H

xuxd b

u xK

51

*7.6

*3.0

*5.196

45.1

*)17.6(

*48645

*

= 386 (MPa)

⇒ δ = 381 Mpa H

Nhận xét: Vì chênh lệch δH và SH quá lớn nên ta giảm chiều rộng của bánh răng xuống : bw =φba aw ) 2

} {

Ta chọn chiều rộng của bánh răng là bw =45(mm)

d) Kiểm ngiệm răng về độ bền uốn

Để đảm bảo điều kiện uốn cho răng ứng suất sinh ra tại chân răng không vượt quá một giới hạn cho phép

δ =F1

xm xd b

xY xY xY xK T

w w

F F

1

1 1

F

F F

Y

xY

δ

≤ [ ]δF2 Trong đó:

+ ZV1 = Z1 = 17 ; ZV2 = Z2 = 114 và hệ số dịch chỉnh x

Tra bảng (6.18)-[1] ⇒YF1 = 4.22 và YF2 = 2

Yβ =1 bánh răng thẳng

Yr =1 bánh răng phay

+ KF = KFβ xKFαxKFV

với ψ =0.72 Tra bảng( 6.7)-[1], Sơ đồ 5 bd ⇒ kF B = 1.41

Tra bảng(6.15)-[1], δF= 0.016 Tra bảng(6.16)-[1] , go =56

u

a xvx

5.196

=12

α β

γ

F F

w w F

FV xT xK xK

xd xb K

* 41 1 48645

* 2

51

* 45

* 42 12

=1.164 Vậy ⇒ KF = 1.164*1.41*1.27 = 2.08

xm xd b

xY xY xY xK xT

w w

F F

F

1

1 1

* 45

26 4

* 1 6 0

* 084 2

* 48645

* 2

=75.25(Mpa)

1

2 1 2

F

F F

27 75

* 6

{δF1 } = 201.6 (MPa) : ứng suất uớn cho phép

{δF2 } = 189.1 (MPa ) : ứng suất uớn cho phep

Như vậy cặp bánh răng cấp chậm đảm bảo độ bền uốn

e) Kiểm ngiệm răng về quá tải

Hệ số quá tải Kqt=2.2

Với:

+ δH1 max = δH1 K qt = 441.4* 2.2 = 654.7 (MPa)

+ δF1 max = δF*Kqt = 156.7 (MPa)

và δH1 max <{δH} max = 2.8.δch 1 = 1260 (MPa)

δF1 max <{ δF}max = 0.8.δch = 464 (MPA ) Như vậy cặp bánh răng cấp chậm đảm bảo độ bền quá tải

f) Các thông số của bộ truyền cấp nhanh

Dùng vật liệu giống vật liệu chế tạo bánh răng cấp chậm

a) Ứng suất tiếp xúc cho phép :

ba H

H

xUx

xK T

ψδ

*64.4445

07.1

*309935

2 +

u m

xa w

=31.98 ⇒ chọn Z1 = 32

_ ) 32 149 {

* 3

mm

= +

Góc ăn khớp

cos α = ( Ztw 1 +Z2 )x m xcosα / 2xaw = cos 20

⇒ α = 20tw 0

Tính lại tỷ số truyền thực:u2 =(Z1 +Z2) /2 =4.66

Hệ số dịch chỉnh :y =aw2/m -0.5(Z1+Z2) =0 Vậy đây không phải là cặp

bánh răng dịch chỉnh

f) Kiểm ngiệm răng về độ bền tiếp xúc

δ = ZH MxZHxZε x

1 2

2

w w

H

xUxd b

U x xK

Với

ZM = 274 (Mpa )1/3 (vật liệu thép –thép , bánh răng thẳng)

cos.2

=

40sin

0cos.2

5

271 =

KHV = 1+

α β

γ

H H

w w H

K K T

d b

1

1

13 1 07 1

* 309935

* 2

94 95

* 4 0

* 5 271

* 4 2

=

⇒ KH=KHβ .KHα .KHV=1.07*1.13*1.04 = 1.258

94.95

*66.4

*4.0

*5.271

)166.4(

*258.1

*309935

*

=358(MPa) ⇒δH < [ ]δ =495,454 (Mpa) H

Do chênh lệch quá lớn giữa δ vàH [ ]δ , nên ta phải giảm chiều rộng vành răng thành H

bw2 = ϕba.aw2.(δH/{δH})2 = 0.4*271.5*(358/445)2 = 70.28 (mm)

Ta chọn bw2 = 71 (mm) Kiểm tra lại thì: δH = 439 MPA < {δH} = 445 ( Mpa) Vậy cặp bánh răng cấp chậm đảm bảo độ bền tiếp xúc

g) Kiểm ngiệm răng về độ bền uốn:

Theo (6.43)-[1]:

m d b

Y Y Y K T

w w

F F

2

1

1 1

1

β ε

1

2 1 2

F

F F

γ

F F

w w F

K K T

d b

2

1

1 = 1+ (6.41*71*95.94) /(2*309935*1.16*1.37 = 1.05

KF = 1.16*1.37*1.05 = 1.67 vậy:

δF1= 109.53( MPA) < {δF1} = 201.6 (MPa)

δF2 = 103.76( MPA) < {δF2} = 189.1 (MPa)

(Trong đó thì {δF1} và{δF2} được tính như phần kiểm bền )

Như vậy cặp bánh răng cấp nhanh đảm bảo độ bền uốn

h) Kiểm nghiệm về quá tải:

Theo (6-48)-[1], Với hệ số quá tải Kqt = (Tmax / T) = 2.2 thì +δH1 max = δH K qt = 439* 2.2 = 651 (Mpa) < {δH max} =1260 (Mpa) + δF1 max = δF2* Kqt = 109.56*2.2 = 241 (Mpa ) <{δF1} = 241 (Mpa) + δF2 max = δF2*Kqt = 103.76*2.2 = 228 (Mpa) < {δF2} = 228 (Mpa)

Như vậy cặp bánh răng cấp nhanh đảm bảo độ bền quá tải

i) Những thông số bộ truyền cấp nhanh