Đồ Án thiết kế thiết kế hệ thống dẫn Động xích tải Đề số 10 – phương Án 15

ĐẠI HỌC QUỐC GIA TP HỒ CHÍ MINH TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA KHOA CƠ KHÍ BỘ MÔN THIẾT KẾ MÁY ĐỒ ÁN THIẾT KẾ THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI... MỤC LỤC CHƯƠNG 1 THIẾT KẾ ĐỘNG HỌC .....

ĐẠI HỌC QUỐC GIA TP HỒ CHÍ MINH TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA

KHOA CƠ KHÍ

BỘ MÔN THIẾT KẾ MÁY

ĐỒ ÁN THIẾT KẾ THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI

MỤC LỤC

CHƯƠNG 1 THIẾT KẾ ĐỘNG HỌC 1

1.1 Công suất động cơ 1

1.1.1 Xác định công suất động cơ điện 1

1.1.2 Chọn động cơ 2

1.2 Phân phối tỷ số truyền 2

1.3 Xác định thông số trục 2

1.3.1 Số vòng quay 2

1.3.2 Công suất trên các trục 3

1.3.3 Momen xoắn trên trục 3

1.4 Tính toán sơ bộ bộ truyền bánh răng 4

1.4.1 Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh 4

1.4.1.1 Chọn vật liệu 4

1.4.1.2 Tính toán ứng suất cho phép 4

1.4.1.3 Tính toán sơ bộ khoảng cách trục 6

1.4.1.4 Tính sơ bộ đường kính vòng chia 7

1.4.2 Tính toán sơ bộ bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng cấp chậm 7

1.4.2.1 Chọn vật liệu 7

1.4.2.2 Tính toán ứng suất cho phép 7

1.4.2.3 Tính toán sơ bộ khoảng cách trục 9

1.4.2.4 Xác định thông số ăn khớp 9

1.4.2.5 Tính sơ bộ đường kính vòng chia 10

1.4.3 Tính toán sơ bộ bộ truyền xích 10

1.4.3.1 Khoảng cách trục và số mắt xích 10

1.4.3.2 Thông số của bộ truyền xích 11

CHƯƠNG 2 KIẾM NGHIỆM CÁC BỘ TRUYỀN 13

2.1 Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng 13

2.1.1 Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng răng trụ răng nghiêng 13

2.1.1.1 Kiểm nghiệm răng và độ bền tiếp xúc 13

2.1.1.2 Kiểm nghiệm đồ bền uốn 14

2.1.1.4 Lực tác dụng lên trục 16

2.1.1.5 Bảng thông số bánh răng cấp nhanh 16

2.1.2 Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng 17

2.1.2.1 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc 17

2.1.2.2 Kiểm nghiệm đồ bền uốn 19

2.1.2.3 Kiểm nghiệm răng về quá tải 20

2.1.2.4 Bảng thông số bánh răng cấp chậm 20

2.1.3 Kiểm nghiệm bộ truyền xích 22

2.1.3.1 Kiểm nghiệm độ bền 22

2.1.3.2 Lực tác dụng lên trục 22

CHƯƠNG 3 TÍNH TOÁN TRỤC, THEN VÀ NỐI TRỤC 23

3.1 Tính toán thông số trục 23

3.1.1 Xác định thông số lực tác dụng lên trục từ các bộ truyền 23

3.1.2 Tính toán sơ bộ trục 23

3.1.3 Chọn vật liệu trục 23

3.1.4 Sơ đồ lực tác dụng lên trục 24

1

Đồ án môn học thiết kế máy

1.1 Công suất động cơ

1.1.1 Xác định công suất động cơ điện

Ta có công suất làm việc trên trục xích tải theo công thức là

𝑃𝑙𝑣 = 𝐹 𝑣

1000=

7600 × 3,47

1000 = 26,372 (𝑘𝑊) Trong đó

𝑃𝑙𝑣 : công suất làm việc trên xích tải (kW)

Hiệu suất của bộ truyền được tính theo công thức:𝜂 = 𝜂𝑛𝑡⋅ 𝜂𝑏𝑟𝑡2 ⋅ 𝜂𝑜𝑙5 𝜂𝑥

Ta chọn sơ bộ hiệu suất các bộ truyền như sau

𝜂𝑛𝑡 = 0,99 là hiệu suất nối trục

𝜂𝑏𝑟𝑡 = 0,96 là hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ

𝜂𝑥 = 0,95 là hiệu suất bộ truyền xích

𝜂𝑜𝑙 = 0,99 là hiệu suất bộ truyền của 1 cặp ổ lăn

Vậy hệ số truyền động động cơ là

𝜂 = 𝜂𝑛𝑡 𝜂𝑏𝑟𝑡2 𝜂𝑜𝑙5 𝜂𝑥 ≈ 0,824 Công suất cần thiết trên trục động cơ là

𝑃𝑐𝑡 =𝑃𝑡𝑡

𝜂 = 19,1940,824 ≈ 23,286(𝑘𝑊)

1.1.2 Chọn động cơ

Để chọn được động cơ thì động cơ phải thỏa mãn điều kiện 𝑃đ𝑐 ≥ 𝑃𝑙𝑣

Với 𝑃𝑙𝑣 = 37 (𝑘𝑊) thì ta chọn loại động cơ dựa theo bảng phụ lục với thông số như sau: Động cơ Công suất

(kW)

Vận tốc quay (vòng/phút)

𝑐𝑜𝑠𝜑 𝜂% 𝑇𝑘/𝑇𝑑𝑛 𝑇𝑚𝑎𝑥/𝑇𝑑𝑛

1.2 Phân phối tỷ số truyền

Ta có tỷ số truyền chung cho hệ truyền động là

𝑢𝑐ℎ =𝑛𝑑𝑐

𝑛𝑐𝑡 =

2960126,18= 23,46(1.7) Vậy chọn sơ bộ tỷ số truyền của bộ truyền xích 𝑢𝑥 = 2

Vậy tỷ số truyền của hộp giảm tốc 2 cấp cần thiết kế là

𝑢ℎ𝑔𝑡 =23,46

2 = 11,73(1.8) Phân phối tỷ số truyền trong hộp giảm tốc theo phương án trên

Ta có công thức 3.3 tài liệu [1]

𝜆𝑐3 𝑢1

4 (𝑢1+ 1)(𝑢ℎ𝑔𝑡 + 𝑢1) 𝑢ℎ2 = 1

Do yêu cầu phân phối tỉ số truyền hộp theo yêu cầu bôi trơn nên ta lần lượt chọn

- Truyền động bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh: 𝑢12 = 3,65

- Truyền động bánh răng trụ răng thẳng cấp chậm: 𝑢34 = 3,21

1.3.2 Công suất trên các trục

Công suất trên xích tải là 𝑃𝑐𝑡 = 26,372 (𝑘𝑊)

Công suất trục III:𝑃𝐼𝐼𝐼 = 𝑃𝑙𝑣

1.3.3 Momen xoắn trên trục

Momen xoắn động cơ: 𝑇đ𝑐 = 9,55 106.𝑃đ𝑐

𝑛 đ𝑐 = 9,55 × 106×31,67

2960 ≈ 102191,01(𝑁 𝑚𝑚⁄ ) Momen xoắn trục I: 𝑇𝐼 = 9,55 106.𝑃𝐼

𝑛𝐼 = 9,55 × 106×31,04

2960 ≈ 100157,41(𝑁 𝑚𝑚⁄ ) Momen xoắn trục II:𝑇𝐼𝐼 = 9,55 106.𝑃𝐼𝐼

(N/mm)

102191,01 100157,41 347442,04 1059970,61 1993766,62

Tương tự cách làm phương án 1, ta có bảng phân phối tỉ số truyền phương án 2

(N/mm) 102191,01 100157,41 185619,72 848546,44 1890178,25

1.4 Tính toán sơ bộ bộ truyền bánh răng

1.4.1 Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh

Thông số đầu vào bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh

- 𝑃𝐼 = 29,40(𝑘𝑊); 𝑢𝑏𝑟𝑛 = 3,65 ; 𝑇𝐼 = 100157,41(𝑁𝑚𝑚); 𝑛𝐼 = 2960 (vòng/phút)

1.4.1.1 Chọn vật liệu

Do bộ truyền có công suất 𝑃 > 7,5𝑘𝑊 nên ta chọn cặp bánh răng có vật liệu thép 40Cr với phương pháp nhiệt luyện là tôi cải thiện

Theo bảng 6.1/tr92 [1], ta có được thông số

- Bánh dẫn ta chọn : Thép 40Cr tôi cải thiện, độ rắn 260HB

- Giới hạn bền của bánh dẫn :𝜎𝑏1 = 950𝑀𝑃𝑎; Giới hạn chảy 𝜎𝑐ℎ1 = 700𝑀𝑃𝑎

- Bánh bị dẫn ta chọn: Thép 40Cr tôi cải thiện, độ rắn 240HB

- Giới hạn bền của bánh bị dẫn 𝜎𝑏2 = 850𝑀𝑃𝑎; Giới hạn chảy 𝜎𝑐ℎ2 = 550𝑀𝑃𝑎

Chọn hệ số an toàn theo bảng 5.3 tài liệu [2] ta được 𝑠ℎ = 1,1; 𝑠𝐹 = 1,75

1.4.1.2 Tính toán ứng suất cho phép

Số chu kỳ làm việc cơ sở:

→ 𝐾𝐻𝐿1 = 𝐾𝐻𝐿2 = 𝐾𝐹𝐿1 = 𝐾𝐹𝐿2 = 1 Ứng suất cho phép:

Theo bảng 5.3 tài liệu [4], với thép 40Cr tôi cải thiện ta có:

a Giới hạn mỏi tiếp xúc: 𝜎0𝐻𝑙𝑖𝑚 = 2𝐻𝐵 + 70; 𝑆𝐻 = 1,1

c Ứng suất tiếp xúc cho phép : [𝜎𝐻] = 𝜎0𝐻𝑙𝑖𝑚 0,9.𝐾𝐻𝐿

𝑆 𝐻 với 𝑆𝐻 = 1,1 (thép 40Cr tôi cải thiện):

Bánh chủ động: [𝜎𝐻1] = 𝜎0𝐻𝑙𝑖𝑚1 0,9.𝐾𝐻𝐿1

1,1 ≈ 482,73(𝑀𝑃𝑎) Bánh bị động:[𝜎𝐻2] = 𝜎0𝐻𝑙𝑖𝑚20,9.𝐾𝐻𝐿2

1,1 = 450 (𝑀𝑃𝑎) Với bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng:

[𝜎𝐻2] ≤ [𝜎𝐻] ≤ 1,25[𝜎𝐻2]

450 ≤ [𝜎𝐻] ≤ 562,5 Thỏa điều kiện cho phép

d Ứng suất uốn cho phép: [𝜎𝐹] = 𝜎0𝐹𝑙𝑖𝑚 𝐾𝐹𝐶

𝑆 𝐹 𝐾𝐹𝐿 với 𝐾𝐹𝐶 = 1; 𝑆𝐹 = 1,75 (do quay 1 chiều)

Bánh chủ động: [𝜎𝐹1] =𝜎0𝐹𝑙𝑖𝑚1 𝐾𝐹𝐶

1,75× 1 ≈ 337,14 (𝑀𝑃𝑎) Bánh bị động: [𝜎𝐹2] =𝜎0𝐹𝑙𝑖𝑚2 𝐾 𝐹𝐶

1,75× 1 ≈ 314,29 (𝑀𝑃𝑎)

e Ứng suất quá tải cho phép:

Ứng dụng tiếp xúc quá tải cho phép: [𝜎𝐻] max = 2,8 𝜎𝑐ℎ

1.4.1.3 Tính toán sơ bộ khoảng cách trục

Theo công thức 6.15a trang 96 [1] ta có:

𝐾𝑎 = 43: Hệ số phụ thuộc vào vật liệu cặp bánh răng và loại răng (Theo bảng 6.5 [1])

Từ điều kiện trang 278 tài liệu [3]

𝛽 = arccos (𝑚(𝑧1+ 𝑧2)

2 𝑎𝑤 ) = arccos (

2 × (33 + 121)2.160 ) ≈ 15,74°

1.4.1.4 Tính sơ bộ đường kính vòng chia

Bánh chủ động 𝑑𝑤1 =𝑚.𝑧1

𝑐𝑜𝑠𝛽 ≈ 68,57(𝑚𝑚) Bánh chủ động 𝑑𝑤2 =𝑚.𝑧2

𝑐𝑜𝑠𝛽 ≈ 251,42(𝑚𝑚)

1.4.2 Tính toán sơ bộ bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng cấp chậm

Thông số đầu vào bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng

𝑃𝐼𝐼 = 29,5 𝑘𝑊, 𝑇𝐼𝐼 = 347442,04 𝑁𝑚𝑚, 𝑢𝑏𝑟𝑐 = 3,21, 𝑛𝐼𝐼 = 810,96 (vòng/phút)

1.4.2.1 Chọn vật liệu

Do bộ truyền có công suất 𝑃 > 7,5𝑘𝑊 nên ta chọn cặp bánh răng có vật liệu thép 40Cr với phương pháp nhiệt luyện là tôi cải thiện

Theo bảng 6.1/tr92 [1], ta có được thông số

Bánh dẫn ta chọn : Thép 40Cr tôi cải thiện, độ rắn 260HB

Giới hạn bền của bánh dẫn :𝜎𝑏5 = 950𝑀𝑃𝑎; Giới hạn chảy 𝜎𝑐ℎ5 = 700𝑀𝑃𝑎

Bánh bị dẫn ta chọn: Thép 40Cr tôi cải thiện, độ rắn 240HB

Giới hạn bền của bánh bị dẫn 𝜎𝑏6 = 850𝑀𝑃𝑎; Giới hạn chảy 𝜎𝑐ℎ6 = 550𝑀𝑃𝑎

Chọn hệ số an toàn theo bảng 5.3 tài liệu [2] ta được 𝑠ℎ = 1,1; 𝑠𝐹 = 1,75

1.4.2.2 Tính toán ứng suất cho phép

Số chu kỳ làm việc cơ sở:

- 𝑁𝐻𝐸5 = 60𝑐 Σ ( 𝑇𝑖

𝑇 𝑚𝑎𝑥)

𝑚𝐹 2

→ 𝐾𝐻𝐿5 = 𝐾𝐻𝐿6 = 𝐾𝐹𝐿5 = 𝐾𝐹𝐿6 = 1 Ứng suất cho phép:

Theo bảng 5.3 tài liệu [4], với thép 40Cr tôi cải thiện ta có:

f Giới hạn mỏi tiếp xúc: 𝜎0𝐻𝑙𝑖𝑚 = 2𝐻𝐵 + 70; 𝑆𝐻 = 1,1

1,1 = 450 (𝑀𝑃𝑎) Với bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng, ta chọn giá trị nhỏ nhất

9

Bánh bị động: [𝜎𝐹6] =𝜎0𝐹𝑙𝑖𝑚6 𝐾𝐹𝐶

1,75 1 ≈ 314,29 (𝑀𝑃𝑎)

j Ứng suất quá tải cho phép:

Ứng dụng tiếp xúc quá tải cho phép: [𝜎𝐻] max = 2,8 𝜎𝑐ℎ

1.4.2.3 Tính toán sơ bộ khoảng cách trục

Theo công thức 6.15a trang 96 [1] ta có:

38 = 3,21

Vậy không cần dịch chỉnh bánh răng

Tính sơ bộ đường kính vòng chia Bánh chủ động 𝑑5 = 𝑚 𝑧5 = 2,5 × 38 = 95(𝑚𝑚)

Bánh chủ động 𝑑6 = 𝑚 𝑧5 = 2,5 × 122 = 305(𝑚𝑚)

1.4.3 Tính toán sơ bộ bộ truyền xích

Thông số đầu vào:

-𝑃𝐼𝐼𝐼 = 28,04𝑘𝑊

-𝑛𝐼𝐼𝐼 = 252,64 (vòng/phút)

-𝑢𝑥 = 2

-𝑇𝐼𝐼𝐼 = 10059970,61(𝑁𝑚𝑚)

Loại xích ch: Bộ truyền xích ống con lăn

Ta có 𝑧1 = 29 − 2𝑢 = 29 − 2.2 = 25 (răng), vậy 𝑧2 = 2 𝑧1 = 25.2 = 50 (răng)

𝑘0 = 1 do xích nằm ngang

𝑘𝑎 = 1 chọn khoảng cách truc 𝑎 = 40𝑝

𝑘𝑑𝑐 = 1 vì vị trí trục được điểu chỉnh bằng đĩa xích

𝑘𝑏𝑡 = 1,3 vì bôi trơn đạt yêu cầu, môi trường có bụi

2.152438,1 +

(25 + 50)

(50 − 40)2 44𝜋2 1524 = 117,51 Chọn số mắt xích là 𝑥 = 118, tính lại được khoảng cách trục

Vậy 𝑎 = 1521,422 chọn 𝑎 = 1522𝑚𝑚

1.4.3.2 Thông số của bộ truyền xích

Đường kính vòng chia của xích

𝑑1 = 𝑝sin (𝑧𝜋

38,1sin (25𝜋)= 303,99 (𝑚𝑚)

𝑑2 = 𝑝sin (𝑧𝜋

38,1sin (50𝜋)= 606,78 (𝑚𝑚) Đường kính vòng đỉnh của xích

𝑑𝑓1 = 𝑑1− 2 𝑟 = 303,99 − 2 × 11,22 = 281,55 (𝑚𝑚)

𝑑𝑓2 = 𝑑2− 2 𝑟 = 606,78 − 2 × 11,22 = 584,34 (𝑚𝑚) Với 𝑟 = 0,5025𝑑1+ 0,05 = 0,5025 × 22,23 + 0,05 = 11,22 (𝑚𝑚)

nghiêng

0,44 Bánh răng

thẳng

13

Đồ án môn học thiết kế máy

2.1 Kiểm nghiệm bộ tru yền bánh răng

2.1.1 Kiểm nghliệm bộ truyền bánh răng răng trụ răng nghiêng

2.1.1.1 Kiểm nghiệm răng và độ bền tiếp xúc

Theo 6.33 trang 105 [1], ứng suất tiếp xúc mặt răng làm việc là:

𝜎𝐻 =𝑍𝑀 𝑍𝐻 𝑍𝜀

𝑑𝑤1 √

2 𝑇1 𝐾𝐻(𝑢 + 1)

𝑏𝑤 𝑢 Với:

𝑍𝑀 = 274𝑀𝑃𝑎13 : hệ số xét đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp

𝑍𝐻: hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

𝑍𝐻 = √2𝑐𝑜𝑠𝛽𝑏

2𝑠𝑖𝑛𝑎𝑡𝑤 = √

2cos14,772𝑠𝑖𝑛20,71 = 1,65

𝛽𝑏: là góc nghiêng răng trên trụ cơ sở

𝛼𝑡 = 𝛼𝑡𝑤 = arctan (tan 𝛼

cos 𝛽) = arctan (

tan 20cos 15,74) ≈ 20,71°

𝑑𝑤1 = 2𝑎𝑤

𝑢 + 1=

2.1603,67 + 1 ≈ 68,52(𝑚𝑚)

Hệ số tải trọng khi tính tiếp xúc: 6.39tr106 [1]:

𝐾𝐻 = 𝐾𝐻𝛼 𝐾𝐻𝛽 𝐾𝐻𝑣

𝐾𝐻𝛽 = 1,14: hệ số xét đến sự phân bố tải trọng không đều trên vành răng

𝑣𝐻 = 𝛿𝐻 𝑔0 𝑣√𝑎𝑤

𝑢 = 0,002.47.10,62 √

1603,67≈ 6,59 Với 𝛿𝐻 = 0,002 hệ số của sai số ăn khớp theo bảng 6.15 [1]

𝑔0 = 47 hệ số sai lệch kích thước theo bảng 6.16 [1]

[𝜎𝐻]𝑐𝑥 = 𝜎0𝐻𝑙𝑖𝑚.𝐾𝐻𝐿 𝑍𝑅 𝑍𝑉 𝐾𝑙 𝐾𝑥𝐻

𝑠𝐻 = [𝜎𝐻]𝑍𝑅 𝑍𝑉 𝐾𝑙 𝐾𝑥𝐻 = 466,65 × 1 × 1,07 × 1 × 1

= 499,32(𝑀𝑃𝑎) Trong đó:

𝑍𝑅 = 1 Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bền mặt

𝑍𝑉 = 0,85𝑣0,1 = 0,85 × 10,620,1 = 1,07 Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng (với HB ≤

350)

𝐾𝑙 = 1 Hệ số xét đến ảnh hưởn điều kiện bôi trơn

𝐾𝑥𝐻 = 1 Hệ số xét đến ảnh hưởng kích thước răng (d a < 700(mm))

𝜎𝐻 < [𝜎𝐻]𝑐𝑥 nên đảm bảo độ bền tiếp xúc

2.1.1.2 Kiểm nghiệm đồ bền uốn

- Số răng tương đương:

- Theo bảng 6.7 trang 98 tài liệu [1], 𝐾𝐹𝛽 = 1,11 ứng với sơ đồ 3

- Theo bảng 6.14 trang 107 tài liệu [1], với v = 10,62 (m/s) với cấp chính xác động học 7

𝑣𝐹 = 𝛿𝐹 𝑔0 𝑣 √𝑎𝑤

𝑢 = 0,006 × 47 × 10,62 × √

1603,67 = 19,77 Theo bảng 6.15 và 6.16 [1] thì 𝛿𝐹 = 0,006 là hệ số ảnh hưởng đến sai số ăn khớp và 𝑔0 =

47 là hệ số ảnh hưởng đến sai lệch kích thước bánh răng 1 và 2

140 = 0,89: Hệ số độ nghiên của răng

- Độ bền uốn tại chân răng:

[𝜎𝐹1]𝑐𝑥 = [𝜎𝐹1] 𝑌𝑅 𝑌𝑆 𝐾𝑥𝐹 = 337,14 × 1 × 1,032 × 1 = 347,93(𝑀𝑃𝑎)

[𝜎𝐹2]𝑐𝑥 = [𝜎𝐹2] 𝑌𝑅 𝑌𝑆 𝐾𝑥𝐹 = 314,29 × 1 × 1,032 × 1 = 324,35 (𝑀𝑃𝑎)

Với

𝑌𝑅 = 1: hệ số độ nhám mặt lượn chân răng

𝑌𝑆 = 1,08 − 0,0695 ln(𝑚) = 1,032: hệ số kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn do 𝑑𝑎 ≤ 400 (𝑚𝑚)

𝐾𝑥𝐹 = 1: hệ số độ nhạy vật liệu

Cặp bánh răng trụ răng nghiêng này thỏa độ bền uốn

2.1.1.3 Kiểm nghiệm răng về quá tải

Hệ số quá tải

𝐾𝑞𝑡 =𝑇𝑚𝑎𝑥

𝑇 = 1 Theo 6.48 tr110 [1], ứng suất tiếp xúc quá tải là

𝜎𝐻𝑚𝑎𝑥 = 𝜎𝐻 √𝐾𝑞𝑡 = 482,73 (𝑀𝑃𝑎) ≤ [𝜎𝐻]𝑚𝑎𝑥 = 1540 (𝑀𝑃𝑎) Theo 6.49 tr 110 [1], ứng suất uốn quá tải là

𝐹𝑟 =𝐹𝑡 tan 𝛼𝑡

cos 𝛽 =

2923,45 × tan 20,71cos 15,74 = 1148,32(𝑁) Lực dọc trục:

𝐹𝛼 = 𝐹𝑡 tan 𝛽 = 2923,45 × tan 15,74 = 823,95 (𝑁) 2.1.1.5 Bảng thông số bánh răng cấp nhanh

𝑚 𝑧2𝑐𝑜𝑠𝛽 = 251,43 (𝑚𝑚) Đường kính vòng đỉnh

2.1.2 Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng

2.1.2.1 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Theo 6.33 trang 105 [1], ứng suất tiếp xúc mặt răng làm việc là:

𝜎𝐻 =𝑍𝑀 𝑍𝐻 𝑍𝜀

𝑑𝑤5 √

2 𝑇𝐼𝐼 𝐾𝐻(𝑢 + 1)

𝑏𝑤 𝑢 Với:

𝑍𝑀 = 274𝑀𝑃𝑎13 : hệ số xét đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp

𝑍𝐻: hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

𝑍𝐻 = √2𝑐𝑜𝑠𝛽𝑏

2𝑠𝑖𝑛𝑎𝑡𝑤 = √

2cos02𝑠𝑖𝑛 20 = 1,71

𝛽𝑏: là góc nghiêng răng trên trụ cơ sở

𝛼𝑡 = 𝛼𝑡𝑤 = arctan (tan 𝛼

cos 𝛽) = arctan (

tan 20cos 0) = 20°

𝑑𝑤5 = 2𝑎𝑤2

𝑢𝐼𝐼 + 1=

2.2003,21 + 1 ≈ 95(𝑚𝑚)

Hệ số tải trọng khi tính tiếp xúc: 6.39tr106 [1]:

𝑣𝐻 = 𝛿𝐻 𝑔0 𝑣√𝑎𝑤

𝑢 = 0,006 × 56 × 4,03 × √

2003,21 = 10,69 Với 𝛿𝐻 = 0,006 hệ số của sai số ăn khớp theo bảng 6.15 [1]

𝑔0 = 56 hệ số sai lệch kích thước theo bảng 6.16 [1]

[𝜎𝐻]𝑐𝑥 = 𝜎0𝐻𝑙𝑖𝑚.𝐾𝐻𝐿 𝑍𝑅 𝑍𝑉 𝐾𝑙 𝐾𝑥𝐻

𝑠𝐻 = [𝜎𝐻]𝑍𝑅 𝑍𝑉 𝐾𝑙 𝐾𝑥𝐻 = 433,77 × 1 × 0,98 × 1 × 1

= 425,1(𝑀𝑃𝑎)

𝐾𝑙 = 1 Hệ số xét đến ảnh hưởn điều kiện bôi trơn

𝐾𝑥𝐻 = 1 Hệ số xét đến ảnh hưởng kích thước răng (d a < 700(mm))

𝜎𝐻 < [𝜎𝐻]𝑐𝑥 nên đảm bảo độ bền tiếp xúc

2.1.2.2 Kiểm nghiệm đồ bền uốn

Số răng tương đương:

Theo bảng 6.7 trang 98 tài liệu [1], 𝐾𝐹𝛽 = 1,01 ứng với sơ đồ 7

Theo bảng 6.14 trang 107 tài liệu [1], với v = 4,03 (m/s) với cấp chính xác động học 8 𝐾𝐹𝛼 =1,27

Theo công thức 6.24 tr239 tài liệu [3]

𝐾𝐹𝑣 = 1 + 𝑣𝐹 𝑏𝑤 𝑑𝑤5

2.103 𝑇𝐼𝐼 𝐾𝐹𝛼 𝐾𝐹𝛽 = 1 +

28,5 × 80 × 952.103× 347442,04 × 1,27 × 1,01= 1 Với 𝑣𝐹 = 𝛿𝐹 𝑔0 𝑣 √𝑎𝑤

𝑢 = 0,016 × 56 × 4,03√200

3,21 = 28,5 (m/s) Theo bảng 6.13 và 6.16 [1] thì 𝛿𝐹 = 0,016 là hệ số ảnh hưởng đến sai số ăn khớp và 𝑔0 =

56 là hệ số ảnh hưởng đến sai lệch kích thước bánh răng 5 và 6

140 = 1: Hệ số độ nghiên của răng

Độ bền uốn tại chân răng:

𝜎𝐹1 =2𝑇1 𝐾𝐹 𝑌𝐹5 𝑌𝜀 𝑌𝛽

𝑏𝑤 𝑑𝑤2 𝑚 =

2 × 347442,04 × 1,2827 × 3,7 × 0,55 × 1

80 × 200 × 2,5 = 35,35(𝑀𝑃𝑎)

𝑌𝑅 = 1: hệ số độ nhám mặt lượn chân răng

𝑌𝑆 = 1,08 − 0,0695 ln(𝑚) = 1,0: hệ số kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn do

𝑑𝑎 ≤ 400 (𝑚𝑚)

𝐾𝑥𝐹 = 1: hệ số độ nhạy vật liệu

Cặp bánh răng trụ răng thẳng này thỏa độ bền uốn

2.1.2.3 Kiểm nghiệm răng về quá tải

Hệ số quá tải

𝐾𝑞𝑡 =𝑇𝑚𝑎𝑥

𝑇 = 1 Theo 6.48 tr110 [1], ứng suất tiếp xúc quá tải là

𝜎𝐻𝑚𝑎𝑥 = 𝜎𝐻 √𝐾𝑞𝑡 = 450 (𝑀𝑃𝑎) ≤ [𝜎𝐻]𝑚𝑎𝑥 = 1540 (𝑀𝑃𝑎) Theo 6.49 tr 110 [1], ứng suất uốn quá tải là

𝐹𝑟 =𝐹𝑡 tan 𝛼𝑡

cos 𝛽 =

7314,57 × tan 20

cos 0 = 2662,29(𝑁) Lực dọc trục:

2.1.3 Kiểm nghiệm bôi trơn ngập dầu

Điều kiện bôi trơn ngâm dầu đối với hộp giảm tốc phân đôi cấp nhanh

- Mức dầu thấp nhất ngập (0,75 ÷ 2) chiều cao chân răng ℎ2 của bánh răng 2 ( nhưng ít nhất 10mm) (ℎ2 = 2,25𝑚 = 2,25 × 2 = 4,5𝑚𝑚 < 10𝑚𝑚)

- Khoảng cách giữa mức dầu thấp nhất và cao nhất ℎ𝑚𝑎𝑥− ℎ𝑚𝑖𝑛 = 10 … 15𝑚𝑚

- Mức dầu cao nhất không được ngập quá 1/3 bán kính bánh răng 4 (𝑑𝑎4

6

⁄ ) Tổng hợp ba điều kiện trên thì để đảm bảo điều kiện bôi trơn: Tính từ tâm thì mức dầu phải cách tâm lớn hơn 2/3 bán kính của bánh răng lơn nhất và mức dầu phải cao hơn đỉnh dưới của bánh

răng lơn từ 10 15(mm) nên:

→ 𝐻 = 1

2× 254,43 − 10 − (10 … 15) = 102,215 … 107,215 >

1

3 315 = 105 Vậy hộp giảm tốc thỏa điều kiện ngâm trơn bôi dầu

2.1.4 Kiểm nghiệm bộ truyền xích

23

Đồ án môn học thiết kế máy

3.1 Tính toán thông số trục

3.1.1 Xác định thông số lực tác dụng lên trục từ các bộ truyền

Bộ truyền răng trụ răng nghiêng

3.1.3 Chọn vật liệu trục

Ta chọn thép 40CR với phương pháp tôi cải thiên

Thông số các trục dựa theo bảng 10.1 [3]

Độ rắn 𝐻𝐵 Giới hạn bền 𝜎𝑏 Giới hạn chảy

3.1.4 Sơ đồ lực tác dụng lên trục

PHỤ LỤC

27

TÀI LIỆU THAM KHẢO

1 Trịnh Chất và Lê Văn Uyển, Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí tập 1, Nhà

xuất bản Giáo dục Việt Nam

2 Trịnh Chất và Lê Văn Uyển, Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí tập 2, Nhà

xuất bản Giáo dục Việt Nam

3 Nguyễn Hữu Lộc, Cơ sở thiết kế máy, Nhà xuất bản Đại Học Quốc gia TP.Hồ Chí Minh