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 .....
THIẾT KẾ ĐỘNG HỌC
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
𝑃 𝑙𝑣 : công suất làm việc trên xích tải (kW)
Do tải trọng trên xích tải thay đổi nên công suất tương đương của động cơ hay còn gọi là công suất tính toán được tính theo công thức:
Số vòng quay của trục công tác:
Hiệu suất của bộ truyền được tính theo công thức:𝜂 = 𝜂 𝑛𝑡 ⋅ 𝜂 𝑏𝑟𝑡 2 ⋅ 𝜂 𝑜𝑙 5 𝜂 𝑥
Ta chọn sơ bộ hiệu suất các bộ truyền như sau
𝜂 𝑛𝑡 = 0,99 là hiệu suất nối trục
𝜂 𝑏𝑟𝑡 = 0,96 là hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ
𝜂 𝑥 = 0,95 là hiệu suất bộ truyền xích
𝜂 𝑜𝑙 = 0,99 là hiệu suất bộ truyền của 1 cặp ổ lăn
Vậy hệ số truyền động động cơ là
𝜂 = 𝜂 𝑛𝑡 𝜂 𝑏𝑟𝑡 2 𝜂 𝑜𝑙 5 𝜂 𝑥 ≈ 0,824 Công suất cần thiết trên trục động cơ là
1.1.2 Chọn động cơ Để chọn được động cơ thì động cơ phải thỏa mãn điều kiện 𝑃 đ𝑐 ≥ 𝑃 𝑙𝑣
Với 𝑃 𝑙𝑣 = 37 (𝑘𝑊) thì ta chọn loại động cơ dựa theo bảng phụ lục với thông số như sau: Động cơ Công suất
Vận tốc quay (vòng/phút)
Phân phối tỷ số truyền
Ta có tỷ số truyền chung cho hệ truyền động là
126,18= 23,46(1.7) Vậy chọn sơ bộ tỷ số truyền của bộ truyền xích 𝑢 𝑥 = 2
Vậy tỷ số truyền của hộp giảm tốc 2 cấp cần thiết kế là
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]
Do yêu cầu phân phối tỉ số truyền hộp theo yêu cầu bôi trơn nên ta lần lượt chọn
[𝐾 01 ] Dựa vào bảng 6.6 tài liệu [1], ta chọn 𝜓 𝑏𝑑1 = 𝜓 𝑏𝑑2 = 1, [𝐾 01 ] = [𝐾 02 ]
Từ đồ thị hình 3.18 tài liệu [1], ta có được
Ta có tỉ số truyền:
- Truyền động bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh: 𝑢 12 = 3,65
- Truyền động bánh răng trụ răng thẳng cấp chậm: 𝑢 34 = 3,21
- Truyền động bộ truyền xích 𝑢 𝑥 = 2
Xác định thông số trục
Số vòng quay động cơ: 𝑛 đ𝑐 = 2960 (vòng/phút)
Số vòng quay trục II: 𝑛 𝐼𝐼 = 𝑛 𝐼
Số vòng quay trục III: 𝑛 𝐼𝐼𝐼 = 𝑛 𝐼𝐼
Số vòng quay trên trục công tác: 𝑛 𝑐𝑡 = 𝑛 𝐼𝐼𝐼
1.3.2 Công suất trên các trục
Công suất trên xích tải là 𝑃 𝑐𝑡 = 26,372 (𝑘𝑊)
252,64≈ 10059970(𝑁 𝑚𝑚⁄ ) Momen xoắn trục công tác: 𝑇 𝑐𝑡 = 9,55 10 6 𝑃 𝑐𝑡
Bảng thông số động cơ phương án 1
Thông số Động cơ I II III Công tác
Tương tự cách làm phương án 1, ta có bảng phân phối tỉ số truyền phương án 2
Thông số Động cơ I II III Công tác
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
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 :𝜎 𝑏1 = 950𝑀𝑃𝑎; Giới hạn chảy 𝜎 𝑐ℎ1 = 700𝑀𝑃𝑎
- Bánh bị dẫn ta chọn: Thép 40Cr tôi cải thiện, độ rắn 240HB
- Giới hạn bền của bánh bị dẫn 𝜎 𝑏2 = 850𝑀𝑃𝑎; Giới hạn chảy 𝜎 𝑐ℎ2 = 550𝑀𝑃𝑎
Chọn hệ số an toàn theo bảng 5.3 tài liệu [2] ta được 𝑠 ℎ = 1,1; 𝑠 𝐹 = 1,75
1.4.1.2 Tính toán ứng suất cho phép
Số chu kỳ làm việc cơ sở:
Số chu kì làm việc tương đương, xác định theo sơ đồ tải trọng:
Ta thấy 𝑁 𝐻𝐸1 > 𝑁 𝐻01 , 𝑁 𝐻𝐸2 > 𝑁 𝐻02 , 𝑁 𝐹𝐸1 > 𝑁 𝐹01 , 𝑁 𝐹𝐸2 > 𝑁 𝐹02 nên ta chọn 𝑁 𝐻𝐸 ≈ 𝑁 𝐻0 để dễ tính toán
Theo bảng 5.3 tài liệu [4], với thép 40Cr tôi cải thiện ta có: a Giới hạn mỏi tiếp xúc: 𝜎 0𝐻𝑙𝑖𝑚 = 2𝐻𝐵 + 70; 𝑆 𝐻 = 1,1
Bánh bị động: 𝜎 0𝐻𝑙𝑖𝑚2 = 2𝐻𝐵 + 70 = 2.240 + 70 = 550 (𝑀𝑃𝑎) b Giới hạn mỏi uốn: 𝜎 0𝐹𝑙𝑖𝑚 = 1,8 𝐻𝐵
Bánh bị động: 𝜎 0𝐹𝑙𝑖𝑚2 = 1,8𝐻𝐵 = 1,8.240 = 432 (𝑀𝑃𝑎) c Ứng suất tiếp xúc cho phép : [𝜎 𝐻 ] = 𝜎 0𝐻𝑙𝑖𝑚 0,9 𝐾 𝐻𝐿
𝑆 𝐻 với 𝑆 𝐻 = 1,1 (thép 40Cr tôi cải thiện):
1,1 = 450 (𝑀𝑃𝑎) Với bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng:
450 ≤ [𝜎 𝐻 ] ≤ 562,5 Thỏa điều kiện cho phép d Ứng suất uốn cho phép: [𝜎 𝐹 ] = 𝜎 0𝐹𝑙𝑖𝑚 𝐾 𝐹𝐶
1,75× 1 ≈ 314,29 (𝑀𝑃𝑎) e Ứng suất quá tải cho phép: Ứng dụng tiếp xúc quá tải cho phép: [𝜎 𝐻 ] max = 2,8 𝜎 𝑐ℎ
+ Bánh bị động: [𝜎 𝐻2 ]𝑚𝑎𝑥 = 2,8 𝜎 𝑐ℎ2 = 2,8 × 550 = 1540(𝑀𝑃𝑎) Ứng suất uốn quá tải cho phép: [𝜎 𝐹 ] max = 0,8 𝜎 𝑐ℎ
1.4.1.3 Tính toán sơ bộ khoảng cách trục
Theo công thức 6.15a trang 96 [1] ta có:
𝐾 𝑎 = 43: Hệ số phụ thuộc vào vật liệu cặp bánh răng và loại răng (Theo bảng 6.5 [1])
𝐾 𝐻𝛽 = 1,05: Trị số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng (Theo bảng 6.7 trang
➔ Với kết quả 𝑎 𝑤1 , ta chọn khoảng cách trục tiêu chuẩn 𝑎 𝑤 = 160 (mm)
Xác định thông số ăn khớp
𝑚 𝑛 = (0,01 ÷ 0,02) 𝑎 𝑤1 = 1,6 ÷ 3,2 (𝑚𝑚) Theo bảng 6.8 trang 99 tài liệu [1], chọn m = 2 (mm)
Từ điều kiện trang 278 tài liệu [3]
Số bánh răng lớn 𝑧 2 = 𝑢 1 𝑧 1 = 3,65 × 33 = 120,45 chọn 𝑧 2 = 121 răng
1.4.1.4 Tính sơ bộ đường kính vòng chia
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
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 :𝜎 𝑏5 = 950𝑀𝑃𝑎; Giới hạn chảy 𝜎 𝑐ℎ5 = 700𝑀𝑃𝑎
Bánh bị dẫn ta chọn: Thép 40Cr tôi cải thiện, độ rắn 240HB
Giới hạn bền của bánh bị dẫn 𝜎 𝑏6 = 850𝑀𝑃𝑎; Giới hạn chảy 𝜎 𝑐ℎ6 = 550𝑀𝑃𝑎
Chọn hệ số an toàn theo bảng 5.3 tài liệu [2] ta được 𝑠 ℎ = 1,1; 𝑠 𝐹 = 1,75
1.4.2.2 Tính toán ứng suất cho phép
Số chu kỳ làm việc cơ sở:
Số chu kì làm việc tương đương, xác định theo sơ đồ tải trọng:
Ta thấy 𝑁 𝐻𝐸5 > 𝑁 𝐻05 , 𝑁 𝐻𝐸6 > 𝑁 𝐻06 , 𝑁 𝐹𝐸5 > 𝑁 𝐹06 , 𝑁 𝐹𝐸5 > 𝑁 𝐹06 nên ta chọn 𝑁 𝐻𝐸 ≈ 𝑁 𝐻0 để dễ tính toán
Theo bảng 5.3 tài liệu [4], với thép 40Cr tôi cải thiện ta có: f Giới hạn mỏi tiếp xúc: 𝜎 0𝐻𝑙𝑖𝑚 = 2𝐻𝐵 + 70; 𝑆 𝐻 = 1,1
Bánh bị động: 𝜎 0𝐻𝑙𝑖𝑚6 = 2𝐻𝐵 + 70 = 2.240 + 70 = 550 (𝑀𝑃𝑎) g Giới hạn mỏi uốn: 𝜎 0𝐹𝑙𝑖𝑚 = 1,8 𝐻𝐵
Bánh bị động: 𝜎 0𝐹𝑙𝑖𝑚6 = 1,8𝐻𝐵 = 1,8.240 = 432 (𝑀𝑃𝑎) h Ứng suất tiếp xúc cho phép :
𝑆 𝐻 với 𝑆 𝐻 = 1,1 (thép 40Cr tôi cải thiện):
1,1 = 450 (𝑀𝑃𝑎) Với bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng, ta chọn giá trị nhỏ nhất
[𝜎 𝐻 ] 𝑚𝑖𝑛 = 450 (𝑀𝑃𝑎) i Ứng suất uốn cho phép: [𝜎 𝐹 ] = 𝜎 0𝐹𝑙𝑖𝑚 𝐾 𝐹𝐶
1,75 1 ≈ 314,29 (𝑀𝑃𝑎) j Ứng suất quá tải cho phép: Ứng dụng tiếp xúc quá tải cho phép: [𝜎 𝐻 ] max = 2,8 𝜎 𝑐ℎ
+ Bánh bị động: [𝜎 𝐻6 ]𝑚𝑎𝑥 = 2,8 𝜎 𝑐ℎ6 = 2,8.550 = 1540(𝑀𝑃𝑎) Ứng suất uốn quá tải cho phép: [𝜎 𝐹 ] max = 0,8 𝜎 𝑐ℎ
1.4.2.3 Tính toán sơ bộ khoảng cách trục
Theo công thức 6.15a trang 96 [1] ta có:
Với 𝐾 𝑎 = 49,5: Hệ số phụ thuộc vào vật liệu cặp bánh răng và loại răng (Theo bảng 6.5 trang
𝐾 𝐻𝛽 = 1,03: Trị số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng (Theo bảng 6.7 trang
➔ Với kết quả 𝑎 𝑤2 , ta chọn khoảng cách trục tiêu chuẩn 𝑎 𝑤2 = 200 (mm)
1.4.2.4 Xác định thông số ăn khớp
𝑚 𝑛 = (0,01 ÷ 0,02) 𝑎 𝑤 = 2 ÷ 4(𝑚𝑚) Theo bảng 6.8 trang 99 tài liệu [1], chọn m = 2,5 (mm)
Số bánh răng lớn 𝑧 6 = 𝑢 𝐼𝐼 𝑧 5 = 3,21.38 = 121,99 chọn 𝑧 6 = 122 răng
Tính lại khoảng cách trục 𝑎 𝑤 = 𝑚𝑧 𝑡
2 = 200(𝑚𝑚) Tính lại tỉ số truyển 𝑢 𝑏𝑟𝑐 = 𝑧 6
Vậy không cần dịch chỉnh bánh răng
Tính sơ bộ đường kính vòng chia Bánh chủ động 𝑑 5 = 𝑚 𝑧 5 = 2,5 × 38 = 95(𝑚𝑚)
1.4.3 Tính toán sơ bộ bộ truyền xích
Loại xích ch: Bộ truyền xích ống con lăn
Ta có 𝑧 1 = 29 − 2𝑢 = 29 − 2.2 = 25 (răng), vậy 𝑧 2 = 2 𝑧 1 = 25.2 = 50 (răng)
Tính lại tỉ số truyền 𝑢 𝑥 = 50
252,64 = 0,79 là hệ số vòng quay
Hệ số điều kiện sử dụng xích theo công thức 5.4[1]
𝑘 = 𝑘 0 𝑘 𝑎 𝑘 𝑑𝑐 𝑘 𝑏𝑡 𝑘 𝑑 𝑘 𝑐 Tra bảng 5.6 và 5.7 [1] ta được
𝑘 𝑑𝑐 = 1 vì vị trí trục được điểu chỉnh bằng đĩa xích
𝑘 𝑏𝑡 = 1,3 vì bôi trơn đạt yêu cầu, môi trường có bụi
Theo bảng 5.5 [1] với 𝑛 01 = 200 vòng/phút, chọn bộ truyền xích 1 dãy có bước xích 𝑝 38,1𝑚𝑚 thỏa mãn điều kiện bền mòn: 𝑃 𝑡 ≤ [P] = 34,8𝑘𝑊
1.4.3.1 Khoảng cách trục và số mắt xích
4𝜋 2 1524 = 117,51 Chọn số mắt xích là 𝑥 = 118, tính lại được khoảng cách trục
1.4.3.2 Thông số của bộ truyền xích Đường kính vòng chia của xích
50)= 606,78 (𝑚𝑚) Đường kính vòng đỉnh của xích
50)] = 624,63 (𝑚𝑚) Đường kính vòng đỉnh của xích
Ta có bảng thông số phương án 1
𝑢 𝑡𝑘 𝑑 1 mm(vòng chia nếu là bánh răng)
𝑑 2 𝑚𝑚(vòng chia nếu là bánh răng)
Tương tự cách làm trên ta có bảng thông số phương án 2
𝑢 𝑡𝑘 𝑑 1 mm(vòng chia nếu là bánh răng)
𝑑 2 𝑚𝑚(vòng chia nếu là bánh răng)
Cả 2 phương án đều có Δ𝑛 𝑐𝑡 < 1%, nhưng ta sẽ chọn phương án 1 vì phương án 1 có kích thước bộ truyền nhỏ hơn.
KIẾM NGHIỆM CÁC BỘ TRUYỀN
Kiểm nghiệm bộ truyền 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:
𝑍 𝑀 = 274𝑀𝑃𝑎 1 3 : hệ số xét đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp
𝑍 𝐻 : hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
𝛽 𝑏 : là góc nghiêng răng trên trụ cơ sở
𝛼 𝑡 = 𝛼 𝑡𝑤 = arctan (tan 𝛼 cos 𝛽) = arctan ( tan 20 cos 15,74) ≈ 20,71° tan 𝛽 𝑏 = 𝑐𝑜𝑠𝛼 𝑡 𝑡𝑎𝑛𝛽 = 𝑐𝑜𝑠20,71 tan 15,74 ≈ 0,264 → 𝛽 𝑏 ≈ 14,77°
𝑍𝜀: hệ số sự trùng khớp của răng:
1,74 ≈ 0,76 Bảng 6.11 trang 104 [3], đường kính vòng lăn bánh chủ động là:
Hệ số tải trọng khi tính tiếp xúc: 6.39tr106 [1]:
𝐾 𝐻𝛽 = 1,14: hệ số xét đến sự phân bố tải trọng không đều trên vành răng
Vận tốc bánh chủ động [6.40tr106 [3]]:
Ta chọn cấp chính xác động học là 7 theo bảng 6.13 [1]
𝐾 𝐻𝛼 = 1,05:hệ số xét đến phân bố tải trọng không đều giữa các răng (Theo bảng 6.14 trang 107 tài liệu [1]
Theo công thức 6.41 tài liệu [1]:
Với 𝛿 𝐻 = 0,002 hệ số của sai số ăn khớp theo bảng 6.15 [1]
𝑔 0 = 47 hệ số sai lệch kích thước theo bảng 6.16 [1]
64 × 3,67 = 371,76(𝑀𝑃𝑎) Theo công thức 6.39 trang 252 tài liệu [3] và phần 6.2 tài liệu [1], ta có:
𝑍 𝑅 = 1 Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bền mặt
𝑍 𝑉 = 0,85𝑣 0,1 = 0,85 × 10,62 0,1 = 1,07 Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng (với HB ≤
𝐾 𝑙 = 1 Hệ số xét đến ảnh hưởn điều kiện bôi trơn
𝐾 𝑥𝐻 = 1 Hệ số xét đến ảnh hưởng kích thước răng (d a < 700(mm))
𝜎 𝐻 < [𝜎 𝐻 ] 𝑐𝑥 nên đảm bảo độ bền tiếp xúc
2.1.1.2 Kiểm nghiệm đồ bền uốn
- Hệ số dạng răng YF theo bảng 6.18 trang 109 [1]
- Điều kiện độ bền uốn:
- Theo bảng 6.7 trang 98 tài liệu [1], 𝐾 𝐹𝛽 = 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
- Theo công thức 6.24 tr239 tài liệu [3]
Theo bảng 6.15 và 6.16 [1] thì 𝛿 𝐹 = 0,006 là hệ số ảnh hưởng đến sai số ăn khớp và 𝑔 0 47 là hệ số ảnh hưởng đến sai lệch kích thước bánh răng 1 và 2
1,74 = 0,57: Hệ số trung khớp răng
140 = 0,89: Hệ số độ nghiên của răng
- Độ bền uốn tại chân răng:
𝑌 𝑅 = 1: hệ số độ nhám mặt lượn chân răng
𝑌 𝑆 = 1,08 − 0,0695 ln(𝑚) = 1,032: hệ số kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn do 𝑑 𝑎 ≤ 400 (𝑚𝑚)
𝐾 𝑥𝐹 = 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
𝑇 = 1 Theo 6.48 tr110 [1], ứng suất tiếp xúc quá tải là
𝜎 𝐻𝑚𝑎𝑥 = 𝜎 𝐻 √𝐾 𝑞𝑡 = 482,73 (𝑀𝑃𝑎) ≤ [𝜎 𝐻 ] 𝑚𝑎𝑥 = 1540 (𝑀𝑃𝑎) Theo 6.49 tr 110 [1], ứng suất uốn quá tải là
2.1.1.4 Lực tác dụng lên trục
𝐹 𝑟 =𝐹 𝑡 tan 𝛼 𝑡 cos 𝛽 )23,45 × tan 20,71 cos 15,74 = 1148,32(𝑁) Lực dọc trục:
2.1.1.5 Bảng thông số bánh răng cấp nhanh
Thông số Bánh chủ động Bánh bị động
Góc nghiêng của bánh răng
Lực dọc trục (N) 𝐹 𝛼 = 823,95 (𝑁) Đường kính vòng chia
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:
𝑍 𝑀 = 274𝑀𝑃𝑎 1 3 : hệ số xét đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp
𝑍 𝐻 : hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
𝛽 𝑏 : là góc nghiêng răng trên trụ cơ sở
𝛼 𝑡 = 𝛼 𝑡𝑤 = arctan (tan 𝛼 cos 𝛽) = arctan (tan 20 cos 0) = 20° tan 𝛽 𝑏 = 𝑐𝑜𝑠𝛼 𝑡 𝑡𝑎𝑛𝛽 = 𝑐𝑜𝑠20 tan 0 = 0 → 𝛽 𝑏 ≈ 0°
𝑍𝜀: hệ số sự trùng khớp của răng:
1,81 ≈ 0,74 Bảng 6.11 trang 104 [3], đường kính vòng lăn bánh chủ động là:
Hệ số tải trọng khi tính tiếp xúc: 6.39tr106 [1]:
𝐾 𝐻𝛽 = 1,01: hệ số xét đến sự phân bố tải trọng không đều trên vành răng bảng 6.7 [1]
Vận tốc bánh chủ động [6.40tr106 [3]]:
Ta chọn cấp chính xác động học là 8 theo bảng 6.13[1]
𝐾 𝐻𝛼 = 1,09:hệ số xét đến phân bố tải trọng không đều giữa các răng (Theo bảng 6.14 [1] Theo công thức 6.23 trang 239 tài liệu [3]:
Với 𝛿 𝐻 = 0,006 hệ số của sai số ăn khớp theo bảng 6.15 [1]
𝑔 0 = 56 hệ số sai lệch kích thước theo bảng 6.16 [1]
80 × 3,21 = 433,77(𝑀𝑃𝑎) Theo công thức 6.39 trang 252 tài liệu [3] và phần 6.2 tài liệu [1], ta có:
𝑍 𝑅 = 1 Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bền mặt
𝑍 𝑉 = 0,85𝑣 0,1 = 0,85 × 4,03 0,1 = 0,98 Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng (với HB ≤
𝐾 𝑙 = 1 Hệ số xét đến ảnh hưởn điều kiện bôi trơn
𝐾 𝑥𝐻 = 1 Hệ số xét đến ảnh hưởng kích thước răng (d a < 700(mm))
𝜎 𝐻 < [𝜎 𝐻 ] 𝑐𝑥 nên đảm bảo độ bền tiếp xúc
2.1.2.2 Kiểm nghiệm đồ bền uốn
Hệ số dạng răng YF theo bảng 6.18 trang 109 [1]
Bánh bị động 𝑌 𝐹6 = 3,60 Điều kiện độ bền uốn:
Theo bảng 6.7 trang 98 tài liệu [1], 𝐾 𝐹𝛽 = 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 𝐾 𝐹𝛼 1,27
Theo công thức 6.24 tr239 tài liệu [3]
3,21 = 28,5 (m/s) Theo bảng 6.13 và 6.16 [1] thì 𝛿 𝐹 = 0,016 là hệ số ảnh hưởng đến sai số ăn khớp và 𝑔 0 56 là hệ số ảnh hưởng đến sai lệch kích thước bánh răng 5 và 6
1,81 = 0,55: Hệ số trung khớp răng
140 = 1: Hệ số độ nghiên của răng Độ bền uốn tại chân răng:
𝑌 𝑅 = 1: hệ số độ nhám mặt lượn chân răng
𝑌 𝑆 = 1,08 − 0,0695 ln(𝑚) = 1,0: hệ số kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn do
𝐾 𝑥𝐹 = 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
𝑇 = 1 Theo 6.48 tr110 [1], ứng suất tiếp xúc quá tải là
𝜎 𝐻𝑚𝑎𝑥 = 𝜎 𝐻 √𝐾𝑞𝑡 = 450 (𝑀𝑃𝑎) ≤ [𝜎 𝐻 ] 𝑚𝑎𝑥 = 1540 (𝑀𝑃𝑎) Theo 6.49 tr 110 [1], ứng suất uốn quá tải là
𝜎 𝐹2𝑚𝑎𝑥 = 𝜎 𝐹2 𝐾 𝑞𝑡 = 314,29(𝑀𝑃𝑎) ≤ [𝜎 𝐹2 ] 𝑚𝑎𝑥 = 440 (𝑀𝑃𝑎) Lực tác dụng lên trục:
𝐹 𝑟 =𝐹 𝑡 tan 𝛼 𝑡 cos 𝛽 = 7314,57 × tan 20 cos 0 = 2662,29(𝑁) Lực dọc trục:
𝐹 𝛼 = 𝐹 𝑡 tan 𝛽 = 7337,74 × tan 0 = 0 (𝑁) 2.1.2.4 Bảng thông số bánh răng cấp chậm
Thông số Bánh chủ động Bánh bị động
Góc nghiêng của bánh răng
Lực dọc trục (N) 𝐹 𝛼 = 0(𝑁) Đường kính vòng chia
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 ℎ 2 của bánh răng 2 ( nhưng ít nhất 10mm) (ℎ 2 = 2,25𝑚 = 2,25 × 2 = 4,5𝑚𝑚 < 10𝑚𝑚)
- Khoảng cách giữa mức dầu thấp nhất và cao nhất ℎ 𝑚𝑎𝑥 − ℎ 𝑚𝑖𝑛 = 10 … 15𝑚𝑚
- Mức dầu cao nhất không được ngập quá 1/3 bán kính bánh răng 4 (𝑑 𝑎4
Để đảm bảo điều kiện bôi trơn cho hệ thống, mức dầu cần phải cách tâm bánh răng lớn nhất hơn 2/3 bán kính của nó và phải cao hơn đỉnh dưới của bánh răng từ 10 đến 15 mm.
3𝑑 𝑎4 ; ℎ 2 < 10𝑚𝑚 Vậy ta chọn vế dưới
3 315 = 105 Vậy hộp giảm tốc thỏa điều kiện ngâm trơn bôi dầu
2.1.4 Kiểm nghiệm bộ truyền xích
Số lần va đập xích tính theo 5.14[1] và bảng 5.9 [1]
15 × 118 = 3,57 < [𝑖] = 20 Kiểm nghiệm xích về độ bền theo công thức 5.15 [1]
- 𝑄 = 127 𝑘𝑁– tải trọng phá hỏng, tra bảng 5.2 [1]
- 𝑘 𝑑 = 1,2 – hệ số tải trọng động
- 𝐹 𝑣 = 𝑞 𝑣 2 = 5,5 × 3,47 2 = 66,22(𝑁) – lực căng do lực li tâm gây ra
- 𝐹 0 = 9,81 𝑘 𝑓 𝑞 𝑎 = 9,81 × 6 × 5,5 × 1,522 = 492,72(𝑁) – lực căng do trọn lượng nhánh xích bị động sinh ra với a là khoảng cách trục, 𝑘 𝑓 là hệ số phụ thuộc độ võng 𝑓
𝑓 = 0,01 chọn 𝑘 𝑓 = 6 do xích nằm ngang
- Vậy xích thoả độ bền
2.1.4.2 Lực tác dụng lên trục
Lực tác dụng tính theo 5.20 [1]
𝐹 𝑟 = 𝑘 𝑥 𝐹 𝑡 = 1,15 × 8080,69 = 9292,79 (𝑁) Với 𝑘 𝑥 = 1,15 do bộ truyền nằm ngang
Bảng thông số bộ truyền xích
Số răng 𝑧 1 = 25 (răng) 𝑧 1 = 50 (răng) Đường kính vòng chia 𝑑 1 = 303,99 (𝑚𝑚) 𝑑 2 = 606,78 (𝑚𝑚) Đường kính vòng đỉnh 𝑑 𝑎1 = 320,64 (𝑚𝑚) 𝑑 𝑎2 = 624,63 (𝑚𝑚) Đường kính vòng đáy 𝑑 𝑓1 = 281,55(𝑚𝑚) 𝑑 𝑓2 = 584,34 (𝑚𝑚)
TÍNH TOÁN TRỤC, THEN VÀ NỐI TRỤC
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
Bộ truyền răng trụ răng thẳng
3.1.2 Tính toán sơ bộ trục
Xác định đường kính trục
3 = 56,11 … 70,7(𝑚𝑚), chọn 𝑑 3 = 65 (𝑚𝑚) Xác định sơ bộ chiều dài 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 𝜎 𝑏 Giới hạn chảy
3.1.4 Sơ đồ lực tác dụng lên trục
3.1.5 Xác định khoảng cách gối đỡ và điểm đặt lực