Đồ án Thiết Kế Máy Thiết Kế Thang Cuốn

MỤC LỤC TrangChương 1. Tổng quan về thang cuốn. 1.1 Tổng quan về thang cuốn……………………………………………………… 5 1.2 Một số lưu ý về thiết kế và an toàn sử dụng với hành khách cho cầu thang cuốn…………………………………………………………………………7Chương 2. Tính toán các thông số và lựa chọn động cơ2.1 Nguyên lý, yêu cầu thiết kế, đặc điểm, chế độ làm việc, đặc tính kĩ thuật của thang cuốn…………………………………………………………….82.2 Lựa chọn phương án thiết kế……………………………………………………92.3 Tính toán động học…………………………………………………………….102.4 Chọn động cơ điện và phân phối tỉ số truyền………………………………….12Chương 3. Thiết kế bộ truyền xích.3.1 Chọn loại xích………………………………………………………………....153.2 Định số răng đĩa xích…………………………………………………………..163.3 Định bước xích…………………………………………………………………163.4 Định khoảng cách trục và số mắc xích………………………………………...183.5 Kiểm nghiệm độ bền xích……………………………………………………...183.6 Đường kính vòng chia đĩa xích………………………………………………...19 3.7 Tính lực tác dụng lên trục……………………………………………………...20Chương 4. Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp 4.1 Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh…………………….22 4.1.1 Chọn vật liệu chế tạo bánh răng và cách nhiệt luyện…..............................224.1.2 Xác định ứng xuất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép…………………….224.1.3 Chọn sơ bộ hệ số tải trọng K……………………………………………….244.1.4 Tính vận tốc vòng v và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng…………….254.1.5 Định chính xác hệ số tải trọng K và khoảng cách trục A…………………..254.1.6 Xác định môđun, số răng, góc chiều rộng bánh răng và góc nghiêng của bánh răng……………………………………………………..264.1.7 Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng………………………………………..264.1.8 Kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chịu quá tải đột ngột………………...294.1.9 Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền……………………………..294.1.10 Tính lực tác dụng………………………………………………………….30 4.2 Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng cấp chậm………………………..30 4.2.1 Chọn vật liệu chế tạo bánh răng và cách nhiệt luyện……………………….304.2.2 Xác định ứng xuất tiếp xúc cho phép………………………………………314.2.3 Chọn sơ bộ hệ số tải trọng K……………………………………………….324.2.4 Tính vận tốc vòng v và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng…………….334.2.5 Định chính xác hệ số tải trọng K và khoảng cách trục A…………………..344.2.6 Xác định môđun, số răng, góc chiều rộng bánh răng và góc nghiêng của bánh răng……………………………………………………...344.2.7 Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng………………………………………...354.2.8 Kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chịu quá tải đột ngột ………………..364.2.9 Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền……………………………..374.2.10 Tính lực tác dụng…………………………………………………………38Chương 5. Thiết kế trục và tính then. 5.1 Thiết kế chi tiết trục…………………………………………………………….39 5.1.1 Chọn vật liệu ……………………………………………………………….39 5.1.2 Tính sơ bộ các trục………………………………………………………….39 5.1.3 Tính gần đúng trục………………………………………………………….40 5.1.4 Tính chính xác trục…………………………………………………………52 5.2 Tính then……………………………………………………………………….58 5.2.1 Tính then trên trục I………………………………………………………...585.2.1 Tính then trên trục II………………………………………………………..595.2.1 Tính then trên trục III……………………………………………………....61Chương 6. Thiết kế gối đỡ trục. 6.1 Chọn ổ lăn………………………………………………………………………63 6.2 Chọn kiểu lắp…………………………………………………………………...66 6.3 Cố định trục theo phương dọc………………………………………………….67 6.4 Che kín ổ lăn……………………………………………………………………67 6.5 Bôi trơn ổ lăn…………………………………………………………………...68Chương 7. Thiết kế cấu tạo vỏ hộp và các chi tiết máy khác và lắp ghép bôi trơn. 7.1 Cấu tạo vỏ hộp và các chi tiêt khác…………………………………………….69 7.1.1 Cấu tạo vỏ hộp………………………………………………………………69 7.1.2Các chi tiết khác……………………………………………………………70 7.2 Bôi trơn và lắp ghép hộp giảm tốc………………………………………………717.3 Nối trục…………………………………………………………………………..72 CHƯƠNG 1TỔNG QUAN VỀ THANG CUỐN Tổng quan về thang cuốnSơ lược về cầu thang cuốnHệ thống thang cuốn, trong một số trường hợp còn gọi là thang máy hay cầu thang máy là một phương tiện phổ biến, giúp con người di chuyển dễ dàng giữa các tầng trong tòa nhà theo phương thức dạng băng chuyền (băng tải). Hệ thống thang cuốn gồm tập hợp những bậc thang di chuyển liên tục, bược gối lên luân phiên nhau theo chiều lên hoặc xuống tạo thành một vòng khép kín và các khe rãnh trên bậc thang được thiết kế so le, ăn khớp với nhau.Hiện nay trên thế giới phổ biến nhất là dạng thang cuốn theo chiều thẳng nhưng cũng có một số thiết kế thang cuốn đặc biệt làm theo hình chôn ốc ưu điểm của loại thang này là tiết kiệm được diện tích. Hệ thống thang cuốn thường được sử dụng trong các trung tâm thương mại, nhà ga, sân bay, khu vui chơi giải trí đông người qua lại v.v… Thang cuốn được lắp đặt thành từng cặp với chức năng mỗi thang theo một chiều nhất định lên hoặc xuống. H1.1: Thang cuốn dạng thẳng H1.2: Thang cuốn hình trôn ốc Ứng dụng cầu thang cuốnThang cuốn được sử dụng để vận chuyển người và hàng hóa tại những nơi như siêu thị, trung tâm thương mại, ga tàu, sân bay…Thang cuốn hiện nay còn được sử dụng trong lĩnh vực nhà ở dân dụng, trong các biệt thự sang trọng…Ngoài ý nghĩa là thiết bị vận chuyển hàng hóa thì thang cuốn còn là một yếu tố làm tăng vẻ đẹp tiện nghi cho mỗi công trình.Phân loại cầu thang cuốnThang cuốn hiện nay được thiết kế chế tạo rất đa dạng và phong phú với nhiều kiểu dáng và chủng loại khác nhau để phù hợp với mục đích sử dụng của công trình.Phân loại theo công dụng: + Cầu thang cuốn bật thang dùng để vận chuyển người.+ Cầu thang cuốn băng tải để vận chuyển người và hàng hóa.Phân loại theo dạng đường đi:+ Cầu thang cuốn di chuyển thẳng. (thường phổ biến ở trong siêu thị, trung tâm thương mại…).+ Cầu thang cuốn di chuyển dạng xoắn ốc.Phân loại theo thông số cơ bản:+ Theo độ cao.+ Theo góc nghiêng.+ Theo chiều dài thang.+ Phân theo mức độ tự động:+ Theo dung lượng vận chuyển.+ Bán tự động.+ Tự động. Một số lưu ý về thiết kế và an toàn sử dụng với hành khách cho cầu thang cuốnMột số lưu ý thiết kếHiện nay theo tiêu chuẩn của thế giới thì thang cuốn phải đáp ứng được các tiêu chí sau:Thiết kế lan can, tay vịn có tốc độ di chuyển trùng với tốc độ di chuyển của bậc thang giúp người sử dụng không bị mất thăng bằng khi thang có sự cố như mất điện, kẹt khiến thang cuốn đang vận hành dừng đột ngột.Đầu và cuối hành trình thang cuốn được thiết kế tấm chờ, đón khách đặc biệt giúp người sử dụng giữ thăng bằng khi bắt đầu hoặc kết thúc hành trình của thang.Ở mỗi bậc thang được sơn màu vàng chanh hoặc hệ thống đèn LED tại 2 đường biên, đầu bậc thang cảnh báo tăng độ an toàn trong khi dùng.Tại vị trí bậc suất phát và bậc kết thúc được thiết kế từ hai đến ba bậc thang tạo thành một mặt phẳng để người sử dụng bắt kịp vận tốc của thang do quan tính.Tùy theo mục đích sử dụng của thang cuốn mà ta có thể tùy chỉnh được hướng vận hành của thang lên hoặc xuống, tốc độ của thang nhanh hay chậm theo thời gian trong ngày, khi lưu lượng người sử dụng tăng lên vào lúc cao điểm.Một số lưu ý với hành kháchKhi sử dụng thang cuốn cần lưu ý những điều sau để đảm bảo an toàn tránh những tai nạn đáng tiếc xảy ra:Nắm chặt lan can, tay vịn.Không vận chuyển hàng hóa cồng kềnh, trọng lượng lớn hay sử dụng các thiết bị vận chuyển hàng có bánh, có thể kẹt gây hỏng học thang cũng như thiết bị vận chuyển hàng.Đối với người tàn tật, di chuyển bằng xe lăn hoặc nạng không nên di chuyển bằng thang cuốn mà sử dụng thang máy để giao thông giữa các tầng.Trước khi sử dụng thang cuốn nên kiểm tra lại trang phục như váy, áo dài, khăn, giây giày tránh trường hợp bị kẹt, quấn vào khe thang.Tuyệt đối không để trẻ em đi thang cuốn một minh, phải có người lớn đi kèm.Hướng mặt nhìn về phía di chuyển.Rời khỏi thang khi kết thúc hành trình, tránh ùn tắc từ người sau. Trường hợp kết thúc hành trình chưa rời khỏi thang, đứng về một phía tránh cho người phía sau đi qua. CHƯƠNG 2TÍNH TOÁN CÁC THÔNG SỐ VÀ LỰA CHỌN ĐỘNG CƠNguyên lý, yêu cầu thiết kế, đặc điểm, chế độ làm việc, đặc tính kĩ thuật của thang cuốnNguyên lý làm việcThang cuốn hoạt động theo nguyên tắc băng tải.Hệ thống thang cuốn gồm tập hợp những bậc thang di chuyển liên tục, bước gối lên luân phiên nhau theo chiều lên hoặc xuống tạo thành một vòng khép kín và các khe rãnh trên bậc thang được thiết kế so le, ăn khớp với nhau bằng những khe sâu trên bề mặtThang cuốn hoạt động với vận tốc tương đối thấp, tải lớn nên phải có bộ giảm tốc từ động cơ đến băng tải.Yêu cầu thiết kếThang cuốn có kích thước nhỏ gọn phù hợp với không gian làm việc và phải có tính thẩm mĩ.Thiết kế theo tiêu chuẩn đảm bảo về an toàn, thân thiện.Có độ bền cao.Sửa chữa bảo trì dễ dàng.Thiết kế phải có tính kinh tế.Lựa chọn phương án thiết kếHệ truyền động thang cuốn bao gồm động cơ điện, hộp giảm tốc, các bộ truyền bánh răng, bộ truyền xích. Hộp giảm tốc là cụm chi tiết quan trọng nhất.Nó được chia làm 3 loại:Bộ truyền bánh răng trụ.Bộ truyền bánh răng nón.Bộ truyền bánh vít trục vít.Các phương án thiết kế:Phương án 1: Hình 2.1: Hộp giảm tốc khai triển, sử dụng bộ truyền ngoài xích.Nguyên tắc hoạt động:Động cơ điện quay, truyền động qua khớp nối đến hộp giảm tốc, nhờ sự ăn khớp giữa các bánh răng trụ răng thẳng đến bộ truyền xích và làm tải chuyển động.Ưu điểm:Kết cấu đơn giản. Sử dụng truyền xích thì không có hiện tượng trượt khi truyền động, hiệu suất cao hơn so với truyền đai, không đòi hỏi phải căng xích, có thể làm việc khi có tải đột ngột. Kích thước nhỏ gọn hơn bộ truyền đai khi cùng công suất. Tỉ số truyền hộp giảm tốc giảm từ 840. Có nhiều ưu điểm nên ngày nay vẫn được sử dụng rộng rãiNhược điểm:Bánh răng bố trí không đối xứng nên tải trọng phân bố không đồng đều trên các ổ, kích thước thường to hơn các hộp giảm tốc khác khi thực hiện cùng chức năng. Mắt xích dễ bị mòn, gây tải trọng động phụ, ồn khi làm việc.Phương án 2: Hình 2.2: Hộp giảm tốc hai cấp đồng trục sử dụng bộ truyền ngoài xích.Ưu điểm:Kích thước chiều dài nhỏ, giảm được trọng lượng của hộp giảm tốc. Làm việc êm, không ồn.Nhược điểm:Khả năng tải nhanh chưa dùng hết, hạn chế chọn phương án, kết cấu ổ phức tạp, có ổ đỡ bên trong vỏ hộp, khó bôi trơn, kích thước chiều rộng hộp giảm tốc lớn.Phương án 3: Hình 2.3: Hộp giảm tốc hai cấp nhân đôi sử dụng bộ truyền ngoài xích.Ưu điểm:Tải trọng phân bố điều, sử dụng hết khả năng tải, bánh răng bố trí đối xứng nên sự tập trung ứng suất giảm, momen xoắn trên các trục trung giam giảm. không có hiện tượng trượt như truyền đai.Nhược điểm:Có bề rộng lớn, cấu tạo các bộ phận phức tạp. Nhiều các chi tiết và khối lượng gia công tang. Làm việc ồn do có truyền động bằng xích, mắc xích dễ bị mòn.Phương án 4:Hình 2.4: Hộp giảm tốc hai cấp bánh răng côn trụ sử dụng bộ truyền ngoài xíchƯu điểmTruyền được mômen xoắn và chuyển động quay giữa các trục giao nhau. Có chuyển động bằng xích nên tỉ số truyền cao hơn truyền động bằng đai và có thể làm việc được khi có quá tải. Tỉ số truyền của hộp giảm tốc từ 815.Nhược điểm:Giá thành chế tạo đắt, lắm ghép khó khăn. Khối lượng và kích thước lớn hơn so với việc dùng bánh răng trụ. Sử dụng truyền xích nên mắc xích dễ bị mòn, ồn ào khi làm việc.Như vậy qua việc phân tích các phương án để thiết kế cơ cấu thang cuốn về ưu nhược điểm của các phương án. Ta lựa chọn phương án thứ nhất.Tính toán động học:Tính toán các thông số băng thangBăng thang chuyển động luân phiên lên trên hay xuống dưới liên tục là nhờ vào sự ăn khớp của các mắc xích bật thang với tang băng thang theo kiểu ăn khớp xích con lăn. Do đó, các thông số của băng thang được tính dựa theo kiểu truyền động xích.Khoảng cách sơ bộ giữa hai tang của băng thangTa có độ dài làm việc của băng thang: = 16000 (mm)Để đảm bảo an toàn hành khách ta chọn hai bước: bước mắc xích đầu thang và bước mắc xích cuối thang của đoạn làm việc sẽ tạo đoạn bằng phẳng. Đồng thời để che tang băng thang ta chọn khoảng cách từ bước thang làm việc đến tâm thang là 1m.Vậy ta có khoảng cách D giữa hai tang băng thang: Xác định số vòng quay trên trục của tang băng thangĐể thuận lợi cho việc tính toán ta chọn đường kín vòng chia của tang băng thang theo tiêu chuẩn là: dct=400.Suy ra số vòng quay trên trục của tang băng thang là: =15(vòngphút)Tính toán sơ bộ công suất trên băng thangVới bước mắc xích thang là 300mm (lấy theo tiêu chuẩn hệ thống bước cầu thang cuốn Hitachi dùng cho bề rộng thang 1500mm). Ta có số bật tối đa (T) trên đoạn làm việc của thang: (bật)Số người tối đa (A) có thể đứng cùng lúc trên cầu thang: = 92 (người)Tải trọng tối đa tác động lên cầu thang trong cùng một lúc (với khối lượng trung bình của mỗi người và hành hóa là 60kg) (N)Lực kéo F băng tải thang: (N)Công suất trên băng thang: (KW)Chọn động cơ điện và phân phôi tỉ số truyền:Chọn động cơ điện:Động cơ điện chọn phải tận dụng được toàn bộ công suất của động cơ. Khi làm việc không quá nóng, có khả năng quá tải trong thời gian ngắn, có mômen khởi động đủ lớn để thắng mômen cản ban đầu của phụ tải. Để chọn động cơ điện, cần tính công suất cần thiết.Nct= Trong đó: N: là công suất làm việc. N=8,28 (Kw) : hiệu suất truyền động. =122344 Tra bảng 2.1 trang 27 1 hiệu suất bộ truyền xích:  = 0,95 0,97 chọn 1 = 0,95 hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ:  = 0,96 0,98 chọn 2 = 0,97 hiệu suất của một cặp ổ lăn:  = 0,99 0,995 chọn 3 = 0,99 hiệu suất khớp nối: chọn 4 = 1 =0,95×0,972×0,994×1=0,859Nct = = 9,64 (kw)Tra bảng 2P trang 321 phần mục lục: Đặc tính kĩ thuật và kích thước động cơ điện 1 ta có: Trong tiêu chuẩn động cơ điện có nhiều loại thỏa mãn điều kiện này. Chọn động cơ điện có mômen mở máy hơi cao và có che kín có quạt gió loại AO2628.Các thông số kỹ thuật của động cơ AO2628:Công suất: P=10 kw Vận tốc quay: nđc= 725 (vgph) nđb=750 (vgph), hiệu suất: 87% = 1,2 Mm: Mômen mở máy. = 1,7 Mmax: Mômen lớn nhất. =0,8 Mmin: Mômen nhỏ nhất. Mdm: Mômen định mức.Phân phối tỉ số truyềnTỉ số truyền động xích là từ 2 – 6, ta chọn tỷ số truyền xích: Ux=3Mặt khác: Suy ra: Ta chọn hộp số có 2 cấp: U1=4,4 ; U2=3,66Sơ đồ động học Số vòng quay trên các trục:Trục 1: Trục 2: Trục 3: Trục 4(công tác): Công suất trên các trục:Trục 1: N1 = Nđc.ηol = 9,64.0,99 = 9,54 (kw)Trục 2: N2 = N1. ηol. ηbr = 9,54.0,99.0,97 = 9,16 (kw)Trục 3: N3 = N2. ηol. ηbr = 9,16.0,99.0,97 = 8,80 (kw)Trục 4: Nct = N3. ηol. ηx = 8,8.0,99.0,95 = 8,28 (kw)Mômen xoắn trên các trục:  CHƯƠNG 3TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCHChọn loại xíchXích truyền chuyển động và tải trọng từ trục dẫn sang trục bị dẫn nhờ sự ăn khớp giữa các mắt xích với răng của đĩa xích. So với bộ truyền đai bộ truyền xích có những ưu điểm sau:Không có hiện tượng trượt, hiệu suất cao hơn, có thể làm việc khi có quá tải đột ngộtKhông đòi hỏi phải căng xích, lực tác dụng lên trục và ổ nhỏ hơnKích thước bộ truyền nhỏ hơn bộ truyền đai nếu truyền cùng công suất và số vòng quay.Bộ truyền xích truyền công suất nhờ vào sự ăn khớp giữa xích và bánh xích, do đó góc ôm không có vị trí quan trọng như trong bộ truyền đai và do đó có thể truyền công suất và chuyển động cho nhiều đĩa xích bị dẫn.Tuy nhiên bộ truyền xích có những nhược điểm là do sự phân bố của các nhánh xích trên đĩa xích không theo đường tròn mà theo hình đa giác, do đó khi vào vào ra khớp, các mắt xích xoay tương đối với nhau và bản lề xích bị mòn gây nên tải trọng động phụ, ồn khi làm việc, có tỷ số truyền tức thời thay đổi, vận tốc tức thời của xích và bánh xích thay đổi, cần phải bôi trơn thường xuyên và phải có bộ phận điều chỉnh xích.Có 3 loại xích chính là xích ống, xích ống con lăn và xích răng.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. Vì vậy chỉ dùng xích ống đối với các bộ truyền không quan trọng mặc khác yêu cầu khối lượng nhỏ.Xích ống con lăn gọi tắt là xích con lăn, về kết cấu giống như xích ống chỉ khác 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 của xích con lăn cao hơn xích ống, chế tạo không phức tạp bằng xích răng, do đó xích con lăn được dùng khá rộng rải.Xích răng có khả năng tải lớn, làm việc êm, nhưng chế tạo phức tạp và giá thành đắt hơn xích con lăn.Ngoài ra:Nếu xích làm việc với vận tốc dưới 1015 ms nên dùng xích ống con lăn. Xích răng chỉ nên dùng khi vận tốc trên 1015 ms và yêu cầu làm việc êm không ồn.Từ những ưu điểm trên và do bộ truyền tải không lớn nên ta chon xích ống con lăn.Định số răng đĩa xíchSố răng của đĩa xích càng ít thì xích càng bị mòn nhanh, va đập của mắt xích vào răng đĩa xích càng tăng và xích làm việc càng ồn. Do đó cần hạn chế số răng nhỏ nhất của đĩa xích. Nên chọn số răng đĩa nhỏ Z1 theo trị số trong bảng 63 trang 105 quyển thiết kế chi tiết máy_Nguyễn Trọng Hiệp, Nguyễn Văn Lẫm.Theo yêu cầu thiết kế ta có tỷ số truyền i = 3. Do đó ta chọn số răng đĩa xích nhỏ Z1 = 25Số răng đĩa xích Z2 được xác định theo hệ thức:Z2 = i.Z1 = 3.25 = 75Định bước xíchBước xích t được chọn theo điều kiện hạn chế áp suất sinh ra trong bản lề và số vòng quay trong 1 phút của các đĩa xích phải nhỏ hơn số vòng quay giới hạn.Để tìm được bước xích t trước hết định hệ số điều kiện sử dụng:K = Kđ.KA. Ko. Kđc. Kb .KcTrong đó:Kđ: Hệ số xét đến tính chất tải trọng ngoài, nếu tải trọng êm Kđ = 1, nếu tải trọng va đập Kđ =1,2÷1,5. Chọn Kđ =1.KA :Hệ số xét đến chiều dài xích.Nếu A=(30 ÷ 50)t thi KA=1; Nếu A 600 nên ta chọn Ko= 1,25.Kđc : Hệ số xét đến khả năng dịch chỉnh lực căng xích,nếu trục đĩa xích có thể điều chỉnh được Kđc=1; Nếu dùng đĩa căng xích hoặc con lăn căng xích Kđc=1,1; Nếu trục không điều chỉnh được và cũng không có đĩa hoặc con lăn căn xích Kđc=1,25. Ở đây ta chọn Kđc=1,1.Kb : Hệ số xét đến điều kiện bôi trơn, nếu bôi trơn liên tục (xích nhúng dầu hoặc được phun dầu liên tục) Kb= 0,8; Nếu bôi trơn nhỏ giọt Kb= 1; Nếu bôi trơn định kì Kb= 1,5.Ở đây ta bôi trơn định kỳ nên chọn Kb= 1,5.Kc: Hệ số xét đến chế độ làm việc của bộ truyền, nếu làm việc 1 ca Kc=1; 2 ca Kc=1,25; 3 ca Kc=1,45. Ở đây là làm việc 2 ca chọn Kc=1,25.Vậy: K = 1. 1. 1,25. 1,1. 1,5. 1,25 ≈ 2,578Xác định công suất tính toán của bộ truyền xích Nt:Nt = K.Kz.Kn.NTrong đó:N : Công suất danh nghĩa cần truyền của bộ truyền, kW Hệ số răng đĩa dẫn. Hệ số vòng quay đĩa dẫn.Z01 và n01 là số răng và số vòng quay đĩa dẫn của bộ truyền cơ sở. Chọn n01=50 vòngphútSuy ra: Nt = 2,578. 1.1,1. 8,80 ≈ 25 (kw)Công suất khá lớn nên ta giảm bước xích p để giảm va đập và đường kính các đĩa xích, ta chọn bộ truyền xích 2 dãy với kx=1,7Khi đó điều kiện chọn bước xích trở thành: (kW)Tra bảng 6.4 (tr106) quyển thiết kế chi tiết máy_Nguyễn Trọng Hiệp, Nguyễn Văn Lẫm, với n01 = 50 (vph) ta chọn bộ truyền xích 2 dãy có bước xích t= 44,45 mm, Thỏa mãn điều kiện bền mòn Nt ≤ N = 15,3 (kw);Sau khi chọn bước xích t cần kiểm nghiệm số vòng quay của đĩa xích theo điều kiện:n1 ≤ nghTrong đó: ngh là số vòng quay giới hạn, phụ thuộc bước xích và số răng đĩa xích theo bảng 65 trang 107 1Ta có: n1=45. ngh= 450.Thỏa điều kiện về kiểm nghiệm số vòng quay đĩa xích.Định khoảng cách trục và số mắc xíchChọn sơ bộ khoảng cách trục Asb = (30÷50)t – ta chọn 40Khoảng cách trục A = 40.t = 40.44,45 = 1778 mmXác định số mắt xích X: Lấy số mắt xích chẵn: Xc = 132Tính lại khoảng cách trục: Để xích không chịu lực căng quá lớn, ta giảm bớt một lượng ΔA = ( 0,002…0,004)AΔA = 0,003.1787 ≈ 5Suy ra: At = 1787 – 5 = 1782 (mm)Số lần va đập của xích: Tra bảng 67 trang 109 1. Ta có .Do đó u < . Thỏa điều kiện số lần va đập cho phép.Kiểm nghiệm về độ bền xíchTa có công thức trị số hệ số an toàn: Theo bảng 5.2 (trang 78 2), tải trọng phá hỏng Q = 344800N, khối lượng 1 mét xích q=14,4kg;Kđ=1,7 (Tải trọng mở máy bằng 2 lần tải trọng danh nghĩa.) => Theo bảng 5.10 với n=50 vph, s=7. Vậy s > s: bộ truyền xích đảm bảo đủ độ bền.Tính đường kính vòng chia của đĩa xíchĐường kính vòng chia đĩa dẫn: Đường kính vòng chia đĩa bị dẫn: Do đó:Đường kính vòng đỉnh của đĩa dẫn: Đường kính vòng đỉnh của đĩa bị dẫn: Đường kính vòng chân của đĩa dẫn: Đường kính vòng chân của đĩa bị dẫn: Với r = 0,5025.dl + 0,05 = 0,5025.25,40 + 0,05 = 12,8 và dl = 25,40 ( tra bảng 5.2 trang 78 quyển tính toán hệ dẫn động cơ khí_Trịnh Chất, Lê Văn Uyển)Kiểm nghiệm độ bền của đĩa xích 1 theo công thức 5.18: kr1 hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích, Z1 = 25 chọn kr1 = 0,42E = 2,1.105 MPa môđun đàn hồiA = 802 mm2( bảng 5.12);Kđ = 1,2 hệ số tải trọng động;Kđ = 1,7 hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy;Fvđ1 = 13.107. n1.p3.m = 13.107.45.44,453.2 = 10,27 N Tương tự ở trên ta kiểm nghiệm đĩa xích 2 :chọn kr2 = 0,22;Fvđ2 = 13.107. n2.p3.m = 13.107.45.44,453.2 = 10,27 N Kết luận: cả 2 đĩa xích đều đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho răng đĩaTính lực tác dụng lên trụcTheo công thức 5.2 (trang 88 quyển tính toán hệ dẫn động cơ khí_Trịnh Chất, Lê Văn Uyển):Fr = kx.Ft = 1,05.10564,2=11092,41 Nkx – hệ số kể đến trọng lượng xích, kx = 1,15– bộ truyền nằm ngàn hoặc nghiêng một góc nhỏ hơn 400 so với đường nằm ngang. kx = 1,05 – bộ truyền nghiêng một góc trên 400 so với đường nằm ngang. Vậy chọn: kx = 1,05Bảng 3.1: Thông số của xích:Các đại lượngCác thông sốKhoảng cách trụcA = 1782 mmSố răng đĩa dẫnZ1 = 25Số răng đĩa bị dẫnZ2 = 75Tỷ số truyềnux = 3Số mắt xíchX = 132Đường kính vòng chia của xíchĐĩa dẫn: d1 = 355 mmĐĩa bị dẫn: d2 = 1061 mmĐường kính vòng đỉnh của xíchĐĩa dẫn: da1 = 374 mmĐĩa bị dẫn: da2 = 1083 mmBước xícht = 44,45 mm Chương 4: THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC BÁNH RĂNG TRỤ 2 CẤP4.1 Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh4.1.1 Chọn vật liệu làm bánh răng và cách nhiệt luyện Do bộ truyền chịu tải trọng rung động nhẹ nên chọn vật liệu làm bánh răng có độ rắn bề mặt răng HB < 350. Đồng thời để tăng khả năng chạy mòn của răng ta chọn độ rắn bánh răng nhỏ lớn hơn độ rắn bánh răng lớn khoảng (25 50)HBHB1 = HB2 + (25 50)HBBánh nhỏ (bánh 1), dự kiến đường kính phôi: 100  300 (mm). Ta chọn thép 45 được thường hóa:bk = 580 (Nmm2) ; ch = 290 (Nmm2) ; HB = 170 – 220 (chọn HB = 210)Bánh lớn (bánh 2), dự kiến đường kính phôi: 300  500 (mm).Ta chọn thép 35 được thường hóa.bk = 480 (Nmm2 ) ; ch = 240 (Nmm2); HB = 140 – 190 (chọn HB = 190)4.1.2 Xác định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phépSố chu kỳ làm việc của bánh lớn.N2 = 60.u.n.TTrong đó: T – thời gian làm việc của máy. T = 12.320.10 = 38400 giờ u – số lần ăn khớp của bánh răng khi bánh răng quay 1 vòng. Chọn u = 1 n – số vòng quay trong 1phút của bánh răng đang tính.Nên: N2 = 60.1. 165.38400 = 38.107Số chu kỳ làm việc của bánh nhỏ.N1 = i.N2 = 4,4.38.107 = 167. 107Vì N1,, N2 đều lớn hơn số chu kỳ cơ sở (bảng 39)của đường cong mỏi tiếp xúc và đường cong mỏi uốn nên khi tính ứng suất cho phép của bánh nhỏ và bánh lớn lấy kN’ = 1Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh răng được tính theo công thức 311tx = Notx. kN’Trong đó: Notx Ứng suất tiếp xúc cho phép (Nmm2) khi bánh răng việc lâu dài.Chọn: Notx = 2,6 HB (dựa vào bảng 39) 1Vì N1,, N2 đều lớn hơn số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc và đường cong mỏi uốn nên khi tính ứng suất cho phép của bánh nhỏ và bánh lớn lấy kN’ = = 1Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh 1: tx1 = Notx = 2,6.HB = 2,6.210 = 546 (Nmm2)Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh 2: tx2 = Notx = 2,6.HB = 2,6.190 = 494 (Nmm2)Lấy tx để tính toán = 494 Nmm2Ứng suất uốn cho phép:Theo công thức 36 1 ta có: Trong đó: n Hệ số an toàn. Chọn n1 = n2 = 1,5 k Hệ số tập trung ứng suất ở chân răng k = 1,8 (vì là phôi rèn, thép thường hóa).kN’’ = 1 (vì Ntđ  N0). Ntđ = N1(N2) được tính giống ở trên 1¬ – giới hạn mỏi uốn trong chu kỳ đối xứng.Đối với thép ta có: 1 = 0,43.bk Bánh nhỏ: 1 = 0,43.580 = 249,4 Bánh lớn: 1 = 0,43.480 = 206,4 Ứng suất uốn cho phép của bánh nhỏ: u1= (Nmm2) Ứng suất uốn cho phép của bánh lớn: u2= (Nmm2)4.1.3 Chọn sơ bộ hệ số tải trọng K Do bộ truyền chế tạo bằng vật liệu có khả năng chạy mòn, các ổ bố trí đối xứng so với bánh răng, và bộ truyền có vận tốc thấp nên ta có thể chọn: K = 1,3Chọn hệ số chiều rộng bánh răng:yA= do bộ truyền chịu tải trung bình nên ta chọn yA = 0,4Xác định khoảng cách trục A:Theo công thức tính sức bền tiếp xúc (bảng 310) 1ta có: A  (i  1) Trong đó: A – Khoảng cách trục ψA – Hệ số chiều rộng bánh răng. ψA = 0,4 i tỉ số truyền. i = 4,4 n2 số vòng quay trong một phút của bánh bị dẫn. n2 = nII = 165 (vgph) N – công suất của bộ truyền. N = 9,54 (kW) K – Hệ số tải trọng. K = 1,3 θ – Hệ số phản ánh khả năng tải. θ = 1,2Suy ra: = 178,4 (mm)Chọn A = 180 (mm)4.1.4 Tính vận tốc vòng v của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răngVận tốc vòng của bánh răng trụ: = = 2.5 (ms)Với vận tốc này ta chọn cấp chính xác của bánh răng = 9 (theo bảng 311) 14.1.5 Định chính xác hệ số tải trọng K và khoảng cách trục AHệ số tải trọng K được tính theo công thức 3191:K = Ktt.KđTrong đó: Ktt – hệ số tập trung tải trọng. Đối với bộ truyền có khả năng chạy mòn ta chọn Ktt = 1 Kđ – hệ số tải trọng động.Tra theo bảng 313 1 ta có: Kđ = 1,45Suy ra hệ số tải trọng: K = 1 . 1,45 = 1,45 Ta thấy rằng hệ số tải trọng K được tính chính xác sai lệch nhiều so với trị số đã chọn sơ bộ (K = 1,3) nên ta phải điều chỉnh lại khoảng cách trục A theo công thức:A = Asb× = (mm)Chọn: A = 190 (mm)4.1.6 Xác định môđun, số răng, chiều rộng bánh răng và góc nghiêng của bánh răng Môđun bánh răng: mn = (0,01  0,02)×A = (0,01  0,02)×190 = 1,9 3,8 (mm)Theo bảng 31 1 ta chọn được môđun pháp: mn = 3 (mm)Số răng của bánh dẫn:Chọn sơ bộ góc nghiêng: β = 12o + Bánh 1: Z1 = = răng+ Bánh 2: Z2 = i.Z1 = 4,4×23 ≈ 101 răngChọn: Z1 = 23 răng ; Z2 = 101 răng.Góc nghiêng β được tính chính xác theo công thức:Cosβ=  β ≈ 11,77oChiều rộng bánh răng:b = A.A = 0,4.190 = 76 (mm)Lấy b = 76 (mm)4.1.7 Kiểm nghiệm sức bền uốn của răngTheo công thức (334) bảng 316 1 ta có:u = Trong đó: u ứng suất uốn sinh ra tại chân răng K – hệ số tải trọng. K = 1,45 N – công suất của bộ truyền. N = 9,8 (kW) mn – môđun của bánh răng nghiêng. mn = 3 θ” hệ số phản ánh khả năng tải. θ” = 1,5 y, Z, b, n – hệ số dạng răng, số răng, chiều rộng bánh răng và số vòng quay trong 1 phút của bánh răng đang tính. Z1 = 23 Z2 = 101 b = 76 mm n1 = 725 ; n2 = 165  y1 = 0,478  y2 = 0,525Suy ra:ứng suất uốn của bánh răng 1: (Nmm2) < u1 = 92,37ứng suất uốn của bánh răng 2:u2 = u1. = 33,63. (Nmm2) < u2 = 76,44Kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chịu tải quá đột ngộtỨng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:txqt = 2,5Notx với (HB  350)+ bánh 1: txqt1 = 2,5.Notx1 = 2,5.2,6.HB1 =2,5.2,6.210 = 1365 (Nmm2)+ bánh 2: txqt2 = 2,5.Notx2 = 2,5.2,6.HB2 = 2,5.2,6.190 = 1235 (Nmm2)Ứng suất tiếp xúc quá tải: được tính theo công thức (314) bảng 310 1 tx = (Nmm2)< tx2 = 494 (Nmm2Với θ’: hệ số phản ánh sự tăng khả năng tải tính theo sức bền tiếp xúc của bánh răng nghiêng so với bánh răng thẳng θ’= 1,15÷1,35.Trong trường hợp này ta chọn θ’= 1,2txqt = Trong đó hệ số quá tải Kqt = 1,80txqt =484,3× Nmm2 < txqt1 và txqt2Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:Công thức 346 1, do HB  350:uqt = 0,8.ch + Bánh 1: uqt1 = 0,8.290 = 232 (Nmm2) + Bánh 2: uqt2 = 0,8.240 = 192 (Nmm2)Điều kiện quá tải khi chịu uốn được kiểm nghiệm theo công thức 342:uqt = u.Kqt  uqtuqt1 = u1.Kqt = 33,63.1,80 = 60,5 (Nmm2)  uqt1 = 232 (Nmm2)uqt2 = u2.Kqt = 30,62.1,80 = 55,1 (Nmm2)  uqt1 = 192 (Nmm2) Các bánh răng đủ bền khi chịu ứng suất tiếp xúc và uốn khi quá tải.4.1.9 Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền (bảng 32) Môđun pháp: mn = 3Số răng : Z1 = 23 ; Z2 = 101 Chiều cao răng h = 2,25 mn = 2,25×3 = 6,75 Chiều cao đầu răng hd = mn = 3 mm Độ hở hướng tâm c = 0,25mn = 0,25.3 = 0,75mmGóc ăn khớp: αn= 20oGóc nghiêng răng: β≈ 11,77oĐường kính vòng chia (vòng lăn): = = 70 (mm) = = 310 (mm)Chiều rộng bánh răng: b = 76 (mm) Khoảng cách trục: A = (mm)Đường kính vòng đỉnh răng:De1 = d1 + 2.mn = 70 + 2×3 = 76 (mm)De2 = d2 + 2.mn = 310 + 2×3 = 316 (mm)Đường kính vòng chân răng:Di1 = d1 2×mn 2×c = 70 2×3 – 2×0,75 = 62,5 (mm)Di2 = d2 2×mn 2×c = 310 2×3 2×0,75 = 302,5 (mm)4.1.10 Tính lực tác dụngLực tác dụng lên bánh răng được chia làm ba thành phần : lực vòng P, lực hướng tâm Pr và lực dọc trục Pa(Pa=0 vì là bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng phân đôi có dạng bánh răng chữ V). 4.2 Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng cấp chậm4.2.1 Chọn vật liệu làm bánh răng và cách nhiệt luyện Do bộ truyền chịu tải trọng rung động nhẹ nên chọn vật liệu làm bánh răng có độ rắn bề mặt răng HB < 350. Đồng thời để tăng khả năng chạy mòn của răng ta chọn độ rắn bánh răng nhỏ lớn hơn độ rắn bánh răng lớn khoảng (25 50)HBHB1 = HB2 + (25 50)HB Bánh nhỏ (bánh 1), dự kiến đường kính phôi: 100  300 (mm). Ta chọn thép 45 được thường hóa:bk = 580 (Nmm2) ; ch = 290 (Nmm2) ; HB = 170 – 220 (chọn HB = 210) Bánh lớn (bánh 2), dự kiến đường kính phôi: 300  500 (mm).Ta chọn thép 35 được thường hóa.bk = 480 (Nmm2 ) ; ch = 240 (Nmm2); HB = 140 – 190 (chọn HB = 190)4.2.2 Xác định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phépSố chu kỳ làm việc của bánh lớn. N2 = 60.u.n.T Trong đó: T – thời gian làm việc của máy. T = 12.320.10 = 38400 giờ u – số lần ăn khớp của bánh răng khi bánh răng quay 1 vòng. Chọn u = 1 n – số vòng quay trong 1phút của bánh răng đang tính.Nên: N2 = 60.1. 45.38400 = 10,4.107Số chu kỳ làm việc của bánh nhỏ.N1 = i.N2 = 3,66.10,4.107 =38. 107Vì N1,, N2 đều lớn hơn số chu kỳ cơ sở (bảng 39) của đường cong mỏi tiếp xúc và đường cong mỏi uốn nên khi tính ứng suất cho phép của bánh nhỏ và bánh lớn lấy kN’ = 1Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh răng được tính theo công thức 31tx = Notx. kN’Trong đó: Notx Ứng suất tiếp xúc cho phép (Nmm2) khi bánh răng việc lâu dài.Chọn: Notx = 2,6 HB (dựa vào bảng 39) 1Vì N1,, N2 đều lớn hơn số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc và đường cong mỏi uốn nên khi tính ứng suất cho phép của bánh nhỏ và bánh lớn lấy kN’ = = 1Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh 1: tx1 = Notx = 2,6.HB = 2,6.210 = 546 (Nmm2)Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh 2:tx2 = Notx = 2,6.HB = 2,6.190 = 494 (Nmm2)Lấy tx để tính toán = 494 Nmm2Ứng suất uốn cho phép:Theo công thức 36 1 ta có: Trong đó: n Hệ số an toàn. Chọn n1 = n2 = 1,5 k Hệ số tập trung ứng suất ở chân răng k = 1,8 (vì là phôi rèn, thép thường hóa). kN’’ = 1 (vì Ntđ  N0). Ntđ = N1(N2) được tính giống ở trên 1¬ – giới hạn mỏi uốn trong chu kỳ đối xứng.Đối với thép ta có: 1 = 0,43.bk Bánh nhỏ: 1 = 0,43.580 = 249,4 Nmm2 Bánh lớn: 1 = 0,43.480 = 206,4 Nmm2+ Ứng suất uốn cho phép của bánh nhỏ: u1= (Nmm2)+ Ứng suất uốn cho phép của bánh lớn: u2= (Nmm2)4.2.3 Chọn sơ bộ hệ số tải trọng K Do bộ truyền chế tạo bằng vật liệu có khả năng chạy mòn, các ổ bố trí đối xứng so với bánh răng, và bộ truyền có vận tốc thấp nên ta có thể chọn: K = 1,3Chọn hệ số chiều rộng bánh răng:yA= do bộ truyền chịu tải trung bình nên ta chọn yA = 0,4 định khoảng cách trục A:Theo công thức tính sức bền tiếp xúc (bảng 310) 1ta có: A  (i  1) Trong đó: A – Khoảng cách trục ψA – Hệ số chiều rộng bánh răng. ψA = 0,4 i tỉ số truyền. i = 3,66 n2 số vòng quay trong một phút của bánh bị dẫn.n2 = nIII = 45 (vgph) N – công suất của bộ truyền. N = 9,16 (kW) K – Hệ số tải trọng. K = 1,3 θ – Hệ số phản ánh khả năng tải. θ = 1,2Suy ra: = 264,54 (mm)Chọn A = 265 (mm)4.2.4 Tính vận tốc vòng v của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răngVận tốc vòng của bánh răng trụ: = = 1 (ms)Với vận tốc này ta chọn cấp chính xác của bánh răng = 9 (theo bảng 311) 14.2.5 Định chính xác hệ số tải trọng K và khoảng cách trục A:Hệ số tải trọng K được tính theo công thức:K = Ktt.KđTrong đó: Ktt – hệ số tập trung tải trọng. Đối với bộ truyền có khả năng chạy mòn ta chọn Ktt = 1 Kđ – hệ số tải trọng động.Tra theo bảng 313 1 ta có: Kđ = 1,45 Suy ra hệ số tải trọng: K = 1 . 1,45 = 1,45 Ta thấy rằng hệ số tải trọng K được tính chính xác sai lệch nhiều so với trị số đã chọn sơ bộ (K = 1,3) nên ta phải điều chỉnh lại khoảng cách trục A theo công thức:A = Asb. = (mm)Chọn: A = 280 (mm)4.2.6 Xác định môđun, số răng, chiều rộng bánh răng và góc nghiêng của bánh răng Môđun bánh răng: mn = (0,01  0,02).A = (0,01  0,02).280 = 2,8 5,6 (mm)Theo bảng 31 1 ta chọn được môđun pháp: mn = 4 (mm)Số răng của bánh dẫn:+Bánh 1: Z1 = = răng+Bánh 2: Z2 = i.Z1 = 3,66 ×30 ≈ 109,8 răngChọn: Z1 = 30 răng ; Z2 = 110 răng.Chiều rộng bánh răng:b = A.A = 0,4.280 = 112 (mm)Lấy b = 112 (mm)4.2.7 Kiểm nghiệm sức bền uốn của răngTheo công thức (334) bảng 316 1 ta có:u = Trong đó: u ứng suất uốn sinh ra tại chân răng K – hệ số tải trọng. K = 1,45 N – công suất của bộ truyền. N = 9,46 (kW) mn – môđun của bánh răng. mn = 4 θ” hệ số phản ánh khả năng tải. θ” = 1,5 y, Z, b, n – hệ số dạng răng, số răng, chiều rộng bánh răng và số vòng quay trong 1 phút của bánh răng đang tính. Z1 = 30 ; Z2 = 110b = 112 mmn1 = 165 ; n2 = 45Ztđ1 = Z1 = 30  y1 = 0,392Ztđ2 = Z2 = 110  y2 = 0,495Suy ra:ứng suất uốn của bánh răng 1: (Nmm2) < u1 = 92,37ứng suất uốn của bánh răng 2:u2 = u1. = 50. (Nmm2) < u2 = 76,44Kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chịu tải quá đột ngộtỨng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:txqt = 2,5Notx với (HB  350)+bánh 1: txqt1 = 2,5.Notx1 = 2,5.2,6.HB1 =2,5.2,6.210 = 1365 (Nmm2)+bánh 2: txqt2 = 2,5.Notx2 = 2,5.2,6.HB2 = 2,5.2,6.190 = 1235 (Nmm2)Ứng suất tiếp xúc quá tải: được tính theo công thức (313) bảng 310 1 tx = (Nmm2)< tx2 = 494 (Nmm2)txqt = Trong đó hệ số quá tải Kqt = 1,80txqt =490. Nmm2 < txqt1 và txqt2Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:Công thức 346 1, do HB  350:uqt = 0,8.ch + Bánh 1: uqt1 = 0,8.290 = 232 (Nmm2) +Bánh 2: uqt2 = 0,8.240 = 192 (Nmm2)Điều kiện quá tải khi chịu uốn được kiểm nghiệm theo công thức 342:uqt = u.Kqt  uqtuqt1 = u1.Kqt =50.1,80 = 90 (Nmm2)  uqt1 = 232 (Nmm2)uqt2 = u2.Kqt = 39,6.1,80 = 71,28 (Nmm2)  uqt1 = 192 (Nmm2) Các bánh răng đủ bền khi chịu ứng suất tiếp xúc và uốn khi quá tải.4.2.9 Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền (bảng 32) Môđun pháp: mn = 4Số răng : Z1 = 30 ; Z2 = 110Góc ăn khớp: αn= 20o Chiều cao răng h = 2,25 mn = 2,25.4 = 9 Chiều cao đầu răng hd = mn = 4mm Đường kính vòng chia (vòng lăn):d1 = = 4×30 = 120 mmd2 = = 4×110 = 440 mmChiều rộng bánh răng: b = 112 (mm) Khoảng cách trục: A = (mm)Đường kính vòng đỉnh răng:De1 = d1 + 2.mn = 120 + 2.4 = 128 (mm)De2 = d2 + 2.mn = 440 + 2.4 = 448 (mm)Độ hở hướng tâm: c = 0,25. mn = 0,25.4 = 1Đường kính vòng chân răng:Di1 = d1 2.mn 2.c = 120 2.4 – 2.1 = 110 (mm)Di2 = d2 2.mn 2.c = 440 2.4 2.1 = 430 (mm)4.2.10 Tính lực tác dụngLực tác dụng lên bánh răng được chia làm 2 thành phần : lực vòng P và lực hướng tâm Pr  CHƯƠNG 5 THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN5.1 Thiết kế chi tiết trục 5.1.1 Chọn vật liệuLà trục truyền chịu tải trọng trung bình, ngoài tác dụng đỡ các chi tiết quay còn truyền mômen xoắn, chịu uốn và xoắn đồng thời ngoài ra còn chịu tác dụng của lực dọc trục.Từ yêu cầu đó ta chọn vật liệu là thép C45 nhiệt luyện bằng phương pháp thường hóa. 5.1.2 Tính sơ bộ trụcBan đầu ta chưa biết các kích thước các phần chủ yếu của trục như độ dài các đoạn trục và đường kính của nó.Để xác định đường kính sơ bộ trục, dùng công thức sơ bộ để tính chỉ xét đến tác dụng của mômen xoắn trên trục, vì không xét đến tác dụng của tải trọng gây biến dạng uốn nên giá trị ứng suất cho phép lấy nhỏ hơn giá trị thực.Theo công thức :d ≥ (mm) (CT 72,tr.1141)Trong đó: d : đường kính trụcN : công suất truyền của trục (KW)n: số vòng quay trong một phút của trục (vòngphút)C: hệ số phụ thuộc vào ứng suất xoắn cho phép C= 110130Chọn: C =120Trục I N = 9,54 (KW)n = 725 (vòngphút)=> d1 ≥ (mm)Chọn: d1 = 30 (mm)Trục II N = 9,16 (KW)n = 165 (vòngphút)=> d2 ≥ (mm)Chọn: d2 = 50 (mm)Trục IIIN = 8,8 (KW)n = 45 (vòngphút)=> d3 ≥ (mm)Chọn d3 = 70 (mm) 5.1.3 Tính trục gần đúngTính gần đúng có xét đến tác dụng đồng thời cả mômen xoắn lẫn mômen uốn đến sức bền trục. Trị số mômen xoắn đã biết, ta chỉ cần tìm trị số mômen uốn.Chọn và vẽ phát họa hộp giảm tốc theo hình sau:Trong đó: a = 15 : khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộpb1 = 81 (mm) : bề rộng bánh răng dẫn cấp nhanhb2 = 76 (mm) : bề rộng bánh răng bị dẫn cấp nhanhb3 = 117 (mm) : bề rộng bánh răng dẫn cấp chậmb4 = 112 (mm) : bề rộng bánh răng bị dẫn cấp chậmc = 15 (mm) : khoảng cách giữa các chi tiết quay= 10 (mm) : chiều dày thân hộpB (mm): chiều rộng ổ lăn = 1,2=12(mm) : khe hở giữa bánh răng và thành trong của hộpl = B + 2l2 +2a + b1 + c + b3 2.5 : khoảng cách giữa các gối đỡl1 = 16 (mm) : chiều cao của nắp và đầu bulôngl2 = 8 (mm) : khoảng cách từ cạnh ổ đến thành trong của hộpl3 = l4 + l5 (mm) : khoảng cách từ nắp ổ đến nối trụcl4 = 20 (mm) : khoảng cách từ nắp ổ đến mặt cạnh của chi tiết quay ngoài hộpl5 (mm) : khoảng cách từ nắp ổ đến đầu nối trụcl6 = l4 + 0,60,8d + 0,5.B+l1 : khoảng cách giữa gối đỡ trục và điểm đặt lực của đĩa xíchl7 (mm) : khe hở giữa trục và bánh răngTrong quá trình tính toán chọn đường kính d theo sơ bộ và chiều rộng ổ lăn theo kích thước d sơ bộ.Chọn: B = 27 (mm) ; d = 50 (mm)Chọn nối trục vòng đàn hồi: l5 =69 (mm)l6 = 20 + 0,8.50 +0,5.27+16= 90 (mm)Hình 5.1. sơ đồ phát họa hộp giảm tốcTính trục thứ nhất Hình 5.2Các số liệul3 = 20 + 69 = 89 (mm)k = 0,5.27 + 8+ 15 + 0,5.81 = 77 (mm)e = 0,5.27 + 8+ 15 + 0,5.117 = 95 (mm)f = 0,5.117 + 10 + 0,5.76 = 106,5 (mm)dc1 = 70 (mm) Lực vòng: (N)Lực hướng tâm: (N)Lực dọc trục: (N)Lực tác dụng do khớp nối trục :Từ kích thước trục dI và mômen xoắn trên

MỤC LỤC

Trang

Chương 1 Tổng quan về thang cuốn

1.1 Tổng quan về thang cuốn……… 5

1.2 Một số lưu ý về thiết kế và an toàn sử dụng với hành khách cho cầu thang cuốn………7

Chương 2 Tính toán các thông số và lựa chọn động cơ 2.1 Nguyên lý, yêu cầu thiết kế, đặc điểm, chế độ làm việc, đặc tính kĩ thuật của thang cuốn……….8

2.2 Lựa chọn phương án thiết kế………9

2.3 Tính toán động học……….10

2.4 Chọn động cơ điện và phân phối tỉ số truyền……….12

Chương 3 Thiết kế bộ truyền xích. 3.1 Chọn loại xích……… 15

3.2 Định số răng đĩa xích……… 16

3.3 Định bước xích………16

3.4 Định khoảng cách trục và số mắc xích……… 18

3.5 Kiểm nghiệm độ bền xích……… 18

3.6 Đường kính vòng chia đĩa xích……… 19

3.7 Tính lực tác dụng lên trục……… 20

Chương 4 Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp 4.1 Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh……….22

4.1.1 Chọn vật liệu chế tạo bánh răng và cách nhiệt luyện… 22

4.1.2 Xác định ứng xuất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép……….22

4.1.3 Chọn sơ bộ hệ số tải trọng K……….24

4.1.4 Tính vận tốc vòng v và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng……….25

4.1.5 Định chính xác hệ số tải trọng K và khoảng cách trục A……… 25

4.1.6 Xác định môđun, số răng, góc chiều rộng bánh răng và góc nghiêng của bánh răng……… 26

4.1.7 Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng……… 26

4.1.8 Kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chịu quá tải đột ngột……… 29

4.1.9 Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền……… 29

4.1.10 Tính lực tác dụng……….30

4.2 Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng cấp chậm……… 30

4.2.1 Chọn vật liệu chế tạo bánh răng và cách nhiệt luyện……….30

4.2.2 Xác định ứng xuất tiếp xúc cho phép………31

4.2.3 Chọn sơ bộ hệ số tải trọng K……….32

4.2.4 Tính vận tốc vòng v và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng……….33

4.2.5 Định chính xác hệ số tải trọng K và khoảng cách trục A……… 34

4.2.6 Xác định môđun, số răng, góc chiều rộng bánh răng và góc nghiêng của bánh răng……… 34

4.2.7 Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng……… 35

4.2.8 Kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chịu quá tải đột ngột ……… 36

4.2.9 Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền……… 37

4.2.10 Tính lực tác dụng………38

Chương 5 Thiết kế trục và tính then. 5.1 Thiết kế chi tiết trục……….39

5.1.1 Chọn vật liệu ……….39

5.1.2 Tính sơ bộ các trục……….39

5.1.3 Tính gần đúng trục……….40

5.1.4 Tính chính xác trục………52

5.2 Tính then……….58

5.2.1 Tính then trên trục I……… 58

5.2.1 Tính then trên trục II……… 59

5.2.1 Tính then trên trục III……… 61

Chương 6 Thiết kế gối đỡ trục 6.1 Chọn ổ lăn………63

6.2 Chọn kiểu lắp……… 66

6.3 Cố định trục theo phương dọc……….67

6.4 Che kín ổ lăn………67

6.5 Bôi trơn ổ lăn……… 68

Chương 7 Thiết kế cấu tạo vỏ hộp và các chi tiết máy khác và lắp ghép bôi trơn. 7.1 Cấu tạo vỏ hộp và các chi tiêt khác……….69

7.1.1 Cấu tạo vỏ hộp………69

7.1.2Các chi tiết khác………70

7.2 Bôi trơn và lắp ghép hộp giảm tốc………717.3 Nối trục……… 72

CHƯƠNG 1 TỔNG QUAN VỀ THANG CUỐN

1.1 Tổng quan về thang cuốn

1.1.1 Sơ lược về cầu thang cuốn

Hệ thống thang cuốn, trong một số trường hợp còn gọi là thang máy hay cầuthang máy là một phương tiện phổ biến, giúp con người di chuyển dễ dàng giữacác tầng trong tòa nhà theo phương thức dạng băng chuyền (băng tải) Hệ thống

phiên nhau theo chiều lên hoặc xuống tạo thành một vòng khép kín và các kherãnh trên bậc thang được thiết kế so le, ăn khớp với nhau

Hiện nay trên thế giới phổ biến nhất là dạng thang cuốn theo chiều thẳngnhưng cũng có một số thiết kế thang cuốn đặc biệt làm theo hình chôn ốc ưu điểmcủa loại thang này là tiết kiệm được diện tích Hệ thống thang cuốn thường được

sử dụng trong các trung tâm thương mại, nhà ga, sân bay, khu vui chơi giải tríđông người qua lại v.v… Thang cuốn được lắp đặt thành từng cặp với chức năngmỗi thang theo một chiều nhất định lên hoặc xuống

H1.1: Thang cuốn dạng thẳng H1.2: Thang cuốn hình trôn ốc

1.1.2 Ứng dụng cầu thang cuốn

Thang cuốn được sử dụng để vận chuyển người và hàng hóa tại những nơinhư siêu thị, trung tâm thương mại, ga tàu, sân bay…

Thang cuốn hiện nay còn được sử dụng trong lĩnh vực nhà ở dân dụng, trong cácbiệt thự sang trọng…

Ngoài ý nghĩa là thiết bị vận chuyển hàng hóa thì thang cuốn còn là mộtyếu tố làm tăng vẻ đẹp tiện nghi cho mỗi công trình

1.1.3 Phân loại cầu thang cuốn

Thang cuốn hiện nay được thiết kế chế tạo rất đa dạng và phong phú vớinhiều kiểu dáng và chủng loại khác nhau để phù hợp với mục đích sử dụng củacông trình

- Phân loại theo công dụng:

+ Cầu thang cuốn bật thang dùng để vận chuyển người

+ Cầu thang cuốn băng tải để vận chuyển người và hàng hóa

- Phân loại theo dạng đường đi:

+ Cầu thang cuốn di chuyển thẳng (thường phổ biến ở trong siêu thị,trung tâm thương mại…)

+ Cầu thang cuốn di chuyển dạng xoắn ốc

- Phân loại theo thông số cơ bản:

Hiện nay theo tiêu chuẩn của thế giới thì thang cuốn phải đáp ứng được các tiêu chí sau:

Thiết kế lan can, tay vịn có tốc độ di chuyển trùng với tốc độ di chuyển của bậcthang giúp người sử dụng không bị mất thăng bằng khi thang có sự cố như mất điện, kẹtkhiến thang cuốn đang vận hành dừng đột ngột

Đầu và cuối hành trình thang cuốn được thiết kế tấm chờ, đón khách đặc biệt giúpngười sử dụng giữ thăng bằng khi bắt đầu hoặc kết thúc hành trình của thang

Ở mỗi bậc thang được sơn màu vàng chanh hoặc hệ thống đèn LED tại 2 đườngbiên, đầu bậc thang cảnh báo tăng độ an toàn trong khi dùng

Tại vị trí bậc suất phát và bậc kết thúc được thiết kế từ hai đến ba bậc thang tạothành một mặt phẳng để người sử dụng bắt kịp vận tốc của thang do quan tính

Tùy theo mục đích sử dụng của thang cuốn mà ta có thể tùy chỉnh được hướngvận hành của thang lên hoặc xuống, tốc độ của thang nhanh hay chậm theo thời giantrong ngày, khi lưu lượng người sử dụng tăng lên vào lúc cao điểm

1.2.2 Một số lưu ý với hành khách

Khi sử dụng thang cuốn cần lưu ý những điều sau để đảm bảo an toàn tránh nhữngtai nạn đáng tiếc xảy ra:

Nắm chặt lan can, tay vịn

Không vận chuyển hàng hóa cồng kềnh, trọng lượng lớn hay sử dụng các thiết bịvận chuyển hàng có bánh, có thể kẹt gây hỏng học thang cũng như thiết bị vận chuyểnhàng

Đối với người tàn tật, di chuyển bằng xe lăn hoặc nạng không nên di chuyển bằngthang cuốn mà sử dụng thang máy để giao thông giữa các tầng

Trước khi sử dụng thang cuốn nên kiểm tra lại trang phục như váy, áo dài, khăn,giây giày tránh trường hợp bị kẹt, quấn vào khe thang

Tuyệt đối không để trẻ em đi thang cuốn một minh, phải có người lớn đi kèm.Hướng mặt nhìn về phía di chuyển

Rời khỏi thang khi kết thúc hành trình, tránh ùn tắc từ người sau Trường hợp kếtthúc hành trình chưa rời khỏi thang, đứng về một phía tránh cho người phía sau đi qua

CHƯƠNG 2

TÍNH TOÁN CÁC THÔNG SỐ VÀ LỰA CHỌN ĐỘNG CƠ

2.1 Nguyên lý, yêu cầu thiết kế, đặc điểm, chế độ làm việc, đặc tính kĩ thuật của thang

cuốn

2.1.1 Nguyên lý làm việc

Thang cuốn hoạt động theo nguyên tắc băng tải

Hệ thống thang cuốn gồm tập hợp những bậc thang di chuyển liên tục, bướcgối lên luân phiên nhau theo chiều lên hoặc xuống tạo thành một vòng khép kín

và các khe rãnh trên bậc thang được thiết kế so le, ăn khớp với nhau bằng nhữngkhe sâu trên bề mặt

Thang cuốn hoạt động với vận tốc tương đối thấp, tải lớn nên phải có bộgiảm tốc từ động cơ đến băng tải

2.1.2 Yêu cầu thiết kế

Thang cuốn có kích thước nhỏ gọn phù hợp với không gian làm việc vàphải có tính thẩm mĩ

Thiết kế theo tiêu chuẩn đảm bảo về an toàn, thân thiện

Có độ bền cao

Sửa chữa bảo trì dễ dàng

Thiết kế phải có tính kinh tế

2.2 Lựa chọn phương án thiết kế

Hệ truyền động thang cuốn bao gồm động cơ điện, hộp giảm tốc, các bộ truyền bánhrăng, bộ truyền xích Hộp giảm tốc là cụm chi tiết quan trọng nhất

Nó được chia làm 3 loại:

Hình 2.1: Hộp giảm tốc khai triển, sử dụng bộ truyền ngoài xích.

- Nhược điểm:

Bánh răng bố trí không đối xứng nên tải trọng phân bố không đồng đều trên các

ổ, kích thước thường to hơn các hộp giảm tốc khác khi thực hiện cùng chức năng.Mắt xích dễ bị mòn, gây tải trọng động phụ, ồn khi làm việc

2.2.3 Phương án 3:

Hình 2.3: Hộp giảm tốc hai cấp nhân đôi sử dụng bộ truyền ngoài xích.

- Ưu điểm:

Tải trọng phân bố điều, sử dụng hết khả năng tải, bánh răng bố trí đối xứng nên

sự tập trung ứng suất giảm, momen xoắn trên các trục trung giam giảm không cóhiện tượng trượt như truyền đai

- Nhược điểm:

Giá thành chế tạo đắt, lắm ghép khó khăn Khối lượng và kích thước lớn hơn sovới việc dùng bánh răng trụ Sử dụng truyền xích nên mắc xích dễ bị mòn, ồn àokhi làm việc

Như vậy qua việc phân tích các phương án để thiết kế cơ cấu thang cuốn về ưu nhượcđiểm của các phương án Ta lựa chọn phương án thứ nhất

2.3 Tính toán động học:

2.3.1 Tính toán các thông số băng thang

Băng thang chuyển động luân phiên lên trên hay xuống dưới liên tục là nhờ vào

sự ăn khớp của các mắc xích bật thang với tang băng thang theo kiểu ăn khớp xíchcon lăn Do đó, các thông số của băng thang được tính dựa theo kiểu truyền độngxích

2.3.2 Khoảng cách sơ bộ giữa hai tang của băng thang

Ta có độ dài làm việc của băng thang:

0

8000sin sin 30

Vậy ta có khoảng cách D giữa hai tang băng thang:

0

1 2 3002

sin 30

D L= + × × ×

2.3.3 Xác định số vòng quay trên trục của tang băng thang

Để thuận lợi cho việc tính toán ta chọn đường kín vòng chia của tang băng thangtheo tiêu chuẩn là: dct=400

Suy ra số vòng quay trên trục của tang băng thang là:

2.3.4 Tính toán sơ bộ công suất trên băng thang

Với bước mắc xích thang là 300mm (lấy theo tiêu chuẩn hệ thống bước cầu thangcuốn Hitachi dùng cho bề rộng thang 1500mm) Ta có số bật tối đa (T) trên đoạnlàm việc của thang:

60 10 92 60 10 55200

P= × × =A × × =

(N)Lực kéo F băng tải thang:

0

sin 30 55200 0,5 27600

(N)

Công suất trên băng thang:

Để chọn động cơ điện, cần tính công suất cần thiết

Nct=

N

η Trong đó: N: là công suất làm việc N=8,28 (Kw)

η: hiệu suất truyền động η=η1η2 η3 η4

Tra bảng 2.1 trang 27 [1]

- hiệu suất bộ truyền xích: η= 0,95 - 0,97 chọn η1 = 0,95

- hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ: η= 0,96 - 0,98 chọn η2 = 0,97

- hiệu suất của một cặp ổ lăn: η= 0,99 - 0,995 chọn η3 = 0,99

- hiệu suất khớp nối: chọn η4 = 1

η=0,95×0,972×0,994×1=0,859

Nct =

8,280,859

lv

đc x h

n

n U U

Suy ra:

11 , 16 3

33 , 48

725n

2 1

165n

3 2

2.4.6 Mômen xoắn trên các trục:

N

N mm n

N

N mm n

CHƯƠNG 3 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH

3.1 Chọn loại xích

Xích truyền chuyển động và tải trọng từ trục dẫn sang trục bị dẫn nhờ sự ăn khớpgiữa các mắt xích với răng của đĩa xích So với bộ truyền đai bộ truyền xích cónhững ưu điểm sau:

Không có hiện tượng trượt, hiệu suất cao hơn, có thể làm việc khi có quá tải độtngột

Không đòi hỏi phải căng xích, lực tác dụng lên trục và ổ nhỏ hơn

Kích thước bộ truyền nhỏ hơn bộ truyền đai nếu truyền cùng công suất và sốvòng quay

Bộ truyền xích truyền công suất nhờ vào sự ăn khớp giữa xích và bánh xích, do

đó góc ôm không có vị trí quan trọng như trong bộ truyền đai và do đó có thể truyềncông suất và chuyển động cho nhiều đĩa xích bị dẫn

Tuy nhiên bộ truyền xích có những nhược điểm là do sự phân bố của các nhánhxích trên đĩa xích không theo đường tròn mà theo hình đa giác, do đó khi vào vào rakhớp, các mắt xích xoay tương đối với nhau và bản lề xích bị mòn gây nên tải trọngđộng phụ, ồn khi làm việc, có tỷ số truyền tức thời thay đổi, vận tốc tức thời của xích

và bánh xích thay đổi, cần phải bôi trơn thường xuyên và phải có bộ phận điều chỉnhxích

Có 3 loại xích chính là xích ống, xích ống con lăn và xích răng

- Xích ống đơn giản, giá thành hạ và khối lượng giảm vì không dùng conlăn,nhưng cũng vì thế mà bản lề mòn nhanh Vì vậy chỉ dùng xích ống đối vớicác bộ truyền không quan trọng mặc khác yêu cầu khối lượng nhỏ

- Xích ống con lăn gọi tắt là xích con lăn, về kết cấu giống như xích ống chỉ khácngoài ống lắp thêm con lăn, nhờ đó có thể thay thế ma sát trượt giữa ống vàrăng đĩa bằng ma sát lăn giữa con lăn và răng đĩa Kết quả là độ bền của xíchcon lăn cao hơn xích ống, chế tạo không phức tạp bằng xích răng, do đó xíchcon lăn được dùng khá rộng rải

- Xích răng có khả năng tải lớn, làm việc êm, nhưng chế tạo phức tạp và giáthành đắt hơn xích con lăn

Ngoài ra:

Nếu xích làm việc với vận tốc dưới 10-15 m/s nên dùng xích ống con lăn Xíchrăng chỉ nên dùng khi vận tốc trên 10-15 m/s và yêu cầu làm việc êm không ồn.

Từ những ưu điểm trên và do bộ truyền tải không lớn nên ta chon xích ống conlăn

3.2 Định số răng đĩa xích

Số răng của đĩa xích càng ít thì xích càng bị mòn nhanh, va đập của mắt xích vàorăng đĩa xích càng tăng và xích làm việc càng ồn Do đó cần hạn chế số răng nhỏnhất của đĩa xích Nên chọn số răng đĩa nhỏ Z1 theo trị số trong bảng 6-3 trang 105quyển thiết kế chi tiết máy_Nguyễn Trọng Hiệp, Nguyễn Văn Lẫm

Theo yêu cầu thiết kế ta có tỷ số truyền i = 3 Do đó ta chọn số răng đĩa xích nhỏ

- KA :Hệ số xét đến chiều dài xích.Nếu A=(30 ÷ 50)t thi KA=1; Nếu A<25t,

KA=1,25; Nếu A=(60÷80)t thì KA=0,8 Ta giả thiết A=(30÷50)t chọn KA=1

- Ko : Hệ số xét đến cách bố trí bộ truyền xích, nếu đường nối 2 tâm đĩa xích làmvới đường nằm ngang một góc nhỏ hơn 600 thi K0=1; Nếu lớn hơn 600 trị số K0 cóthể lấy tới 1,25, αn> 600 nên ta chọn Ko= 1,25

- Kđc : Hệ số xét đến khả năng dịch chỉnh lực căng xích,nếu trục đĩa xích có thể điềuchỉnh được Kđc=1; Nếu dùng đĩa căng xích hoặc con lăn căng xích Kđc=1,1; Nếutrục không điều chỉnh được và cũng không có đĩa hoặc con lăn căn xích Kđc=1,25

Ở đây ta chọn Kđc=1,1

- Kb : Hệ số xét đến điều kiện bôi trơn, nếu bôi trơn liên tục (xích nhúng dầu hoặcđược phun dầu liên tục) Kb= 0,8; Nếu bôi trơn nhỏ giọt Kb= 1; Nếu bôi trơn định

kì Kb= 1,5.Ở đây ta bôi trơn định kỳ nên chọn Kb= 1,5

- Kc: Hệ số xét đến chế độ làm việc của bộ truyền, nếu làm việc 1 ca Kc=1; 2 ca

Kc=1,25; 3 ca Kc=1,45 Ở đây là làm việc 2 ca chọn Kc=1,25

Vậy: K = 1 1 1,25 1,1 1,5 1,25 ≈ 2,578Xác định công suất tính toán của bộ truyền xích Nt:

Nt = K.Kz.Kn.NTrong đó:

- N : Công suất danh nghĩa cần truyền của bộ truyền, kW

-125

25K

1

01

z z

- Hệ số răng đĩa dẫn

-1,145

50K

1

01

n n

Sau khi chọn bước xích t cần kiểm nghiệm số vòng quay của đĩa xích theo điều kiện:

đ F F F k

Q

++

=.S

Theo bảng 5.2 (trang 78 [2]), tải trọng phá hỏng Q = 344800N, khối lượng 1 mét xíchq=14,4kg;

Kđ=1,7 (Tải trọng mở máy bằng 2 lần tải trọng danh nghĩa.)

) / ( 833 , 0 60000

45 45 , 44 25 60000

N v

q 14,4.0,833 10

N A

q

k f 9 , 81 1 14 , 4 1 , 782 251 , 7

81 , 9

3.6 Tính đường kính vòng chia của đĩa xích

Đường kính vòng chia đĩa dẫn:

25

t

mm Z

75

t

mm Z

Do đó:

Đường kính vòng đỉnh của đĩa dẫn:

0 a1

d 2 355 2 12 , 8 329

df1 = 1− = − =

Đường kính vòng chân của đĩa bị dẫn:

mm r

d 2 1061 2 12 , 8 1035

df2 = 2 − = − =

Với r = 0,5025.dl + 0,05 = 0,5025.25,40 + 0,05 = 12,8 và dl = 25,40 ( tra bảng 5.2 trang

78 quyển tính toán hệ dẫn động cơ khí_Trịnh Chất, Lê Văn Uyển)

- Kiểm nghiệm độ bền của đĩa xích 1 theo công thức 5.18:

][

)

(47,

đ

vđ đ t r H

K A

E F K F k

σ

kr1 hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích, Z1 = 25 chọn kr1 = 0,42

E = 2,1.105 MPa môđun đàn hồi

10.1,2)

27,102,1.4,10960(42,047,0

5

σ

MPa MPa [ ] 600 7

, 433

σTương tự ở trên ta kiểm nghiệm đĩa xích 2 :chọn kr2 = 0,22;

Fvđ2 = 13.10-7 n2.p3.m = 13.10-7.45.44,453.2 = 10,27 N

MPa

7,1.802

10.1,2)

27,102,1.4,10960(22,047,0

5

σ

MPa MPa [ ] 600 89

, 313

σKết luận: cả 2 đĩa xích đều đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho răng đĩa

Các đại lượng Các thông số

a2 = 1083 mm

Chương 4: THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC BÁNH RĂNG TRỤ 2 CẤP4.1 Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh

4.1.1 Chọn vật liệu làm bánh răng và cách nhiệt luyện

Do bộ truyền chịu tải trọng rung động nhẹ nên chọn vật liệu làm bánh răng có độ rắn bề mặt răng HB < 350 Đồng thời để tăng khả năng chạy mòn của răng ta chọn

độ rắn bánh răng nhỏ lớn hơn độ rắn bánh răng lớn khoảng (25 50)HB

HB 1 = HB 2 + (25 50)HB

- Bánh nhỏ (bánh 1), dự kiến đường kính phôi: 100 ÷ 300 (mm).

Ta chọn thép 45 được thường hóa:

σbk = 580 (N/mm 2 ) ; σch = 290 (N/mm 2 ) ; HB = 170 – 220 (chọn HB = 210)

- Bánh lớn (bánh 2), dự kiến đường kính phôi: 300 ÷ 500 (mm).

Ta chọn thép 35 được thường hóa.

σbk = 480 (N/mm 2 ) ; σch = 240 (N/mm 2 ); HB = 140 – 190 (chọn HB = 190)

4.1.2 Xác định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép

Số chu kỳ làm việc của bánh lớn.

N 2 = 60.u.n.T Trong đó: T – thời gian làm việc của máy T = 12.320.10 = 38400 giờ

u – số lần ăn khớp của bánh răng khi bánh răng quay 1 vòng Chọn u = 1

n – số vòng quay trong 1phút của bánh răng đang tính.

Nên: N 2 = 60.1 165.38400 = 38.10 7

Số chu kỳ làm việc của bánh nhỏ.

[σ] Notx - Ứng suất tiếp xúc cho phép (N/mm 2 ) khi bánh răng việc lâu dài.

Chọn: [σ] Notx = 2,6 HB (dựa vào bảng 3-9) - [1]

Vì N 1, , N 2 đều lớn hơn số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc và đường cong mỏi uốn nên khi tính ứng suất cho phép của bánh nhỏ và bánh lớn lấy

k N ’ =

''

kN

= 1 Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh 1:

n.k

''.k-

kσ- Hệ số tập trung ứng suất ở chân răng kσ = 1,8 (vì là phôi rèn, thép thường hóa).

k N ’’ = 1 (vì N tđ≥ N 0 ) N tđ = N 1 (N 2 ) được tính giống ở trên

σ-1 – giới hạn mỏi uốn trong chu kỳ đối xứng.

1.4,249

=

(N/mm 2 )

- Ứng suất uốn cho phép của bánh lớn: [σ] u2 =

44,768,1.5,1

1.4,206

K.N

.it

1,05.10

2A

2x

ψA – Hệ số chiều rộng bánh răng ψA = 0,4

4.1.4 Tính vận tốc vòng v của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng

Vận tốc vòng của bánh răng trụ:

) 1 ( 1000 60

.

4.1.5 Định chính xác hệ số tải trọng K và khoảng cách trục A

Hệ số tải trọng K được tính theo công thức 3-19[1]:

K = K tt K đ

Trong đó: K tt – hệ số tập trung tải trọng.

Đối với bộ truyền có khả năng chạy mòn ta chọn K tt = 1

K đ – hệ số tải trọng động.

4.1.6 Xác định môđun, số răng, chiều rộng bánh răng và góc nghiêng của bánh răng

- Môđun bánh răng:

m n = (0,01 ÷ 0,02)×A = (0,01 ÷ 0,02)×190 = 1,9 ÷3,8 (mm) Theo bảng 3-1 [1] ta chọn được môđun pháp: m n = 3 (mm)

- Số răng của bánh dẫn:

Chọn sơ bộ góc nghiêng: β = 12 o

+ Bánh 1: Z 1 =

1) (i n m

2.A.cos

+ β

= 3 (4,4 1) 23

12cos1902

≈+

×

×

×

răng + Bánh 2: Z 2 = i.Z 1 = 4,4×23 ≈ 101 răng

3 101 23

=

+

A

m Z

→ β ≈ 11,77 o

- Chiều rộng bánh răng:

b = ψA A = 0,4.190 = 76 (mm)

.K.N 19,1.10 2

6

θ

Trong đó: σu - ứng suất uốn sinh ra tại chân răng

K – hệ số tải trọng K = 1,45

N – công suất của bộ truyền N = 9,8 (kW)

m n – môđun của bánh răng nghiêng m n = 3

23cos3 3

101cos3 3

- ứng suất uốn của bánh răng 1:

63,335,1.76725233478,0

8,945,1101,19

= 33,63.

62,30525,0

478,0

=

(N/mm 2 ) < [σ] u2 = 76,44

4.1.8 Kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chịu tải quá đột ngột

-Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:

[σ] txqt = 2,5[σ] Notx với (HB ≤ 350) + bánh 1: [σ] txqt1 = 2,5.[σ] Notx1

3

10 05 , 1

N K i

i A

tx

σtx =

165 76 2 , 1

8 , 9 45 , 1 1 4 , 4 4 , 4 190

10 05 ,

σtxqt =484,3×

6508,

⇒ Các bánh răng đủ bền khi chịu ứng suất tiếp xúc và uốn khi quá tải.

4.1.9 Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền (bảng 3-2)

Môđun pháp: m n = 3

Số răng : Z 1 = 23 ; Z 2 = 101

Chiều cao răng h = 2,25 m n = 2,25×3 = 6,75

Chiều cao đầu răng h d = m n = 3 mm

1

1

Z m

2

2

Z m

Khoảng cách trục: A =

190 2

310 70 2

2

d

(mm) Đường kính vòng đỉnh răng:

D e1 = d 1 + 2.m n = 70 + 2×3 = 76 (mm)

D e2 = d 2 + 2.m n = 310 + 2×3 = 316 (mm) Đường kính vòng chân răng:

6 1

n r

4.2 Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng cấp chậm

4.2.1 Chọn vật liệu làm bánh răng và cách nhiệt luyện

Do bộ truyền chịu tải trọng rung động nhẹ nên chọn vật liệu làm bánh răng có độ rắn bề mặt răng HB < 350 Đồng thời để tăng khả năng chạy mòn của răng ta chọn

độ rắn bánh răng nhỏ lớn hơn độ rắn bánh răng lớn khoảng (25 50)HB

HB 1 = HB 2 + (25 50)HB

- Bánh nhỏ (bánh 1), dự kiến đường kính phôi: 100 ÷ 300 (mm).

Ta chọn thép 45 được thường hóa:

σbk = 580 (N/mm 2 ) ; σch = 290 (N/mm 2 ) ; HB = 170 – 220 (chọn HB = 210)

- Bánh lớn (bánh 2), dự kiến đường kính phôi: 300 ÷ 500 (mm).

Ta chọn thép 35 được thường hóa.

σbk = 480 (N/mm 2 ) ; σch = 240 (N/mm 2 ); HB = 140 – 190 (chọn HB = 190)

4.2.2 Xác định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép

Số chu kỳ làm việc của bánh lớn.

N 2 = 60.u.n.T

Trong đó: T – thời gian làm việc của máy T = 12.320.10 = 38400 giờ

u – số lần ăn khớp của bánh răng khi bánh răng quay 1 vòng Chọn u = 1

n – số vòng quay trong 1phút của bánh răng đang tính.

Nên: N 2 = 60.1 45.38400 = 10,4.10 7

Số chu kỳ làm việc của bánh nhỏ.

N 1 = i.N 2 = 3,66.10,4.10 7 =38 10 7

Vì N 1, , N 2 đều lớn hơn số chu kỳ cơ sở (bảng 3-9) của đường cong mỏi tiếp xúc và đường cong mỏi uốn nên khi tính ứng suất cho phép của bánh nhỏ và bánh lớn lấy

k N ’ = 1

- Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh răng được tính theo công thức 3-1

[σ] tx = [σ] Notx k N ’ Trong đó:

[σ] Notx - Ứng suất tiếp xúc cho phép (N/mm 2 ) khi bánh răng việc lâu dài Chọn: [σ] Notx = 2,6 HB (dựa vào bảng 3-9) - [1]

Vì N 1, , N 2 đều lớn hơn số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc và đường cong mỏi uốn nên khi tính ứng suất cho phép của bánh nhỏ và bánh lớn lấy

k N ’ =

''

kN

= 1 Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh 1:

[σ] tx1 = [σ] Notx = 2,6.HB = 2,6.210 = 546 (N/mm 2 ) Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh 2:

[σ] tx2 = [σ] Notx = 2,6.HB = 2,6.190 = 494 (N/mm 2 ) Lấy [σ] tx để tính toán = 494 N/mm 2

- Ứng suất uốn cho phép:

Theo công thức 3-6 [1] ta có:

[ ]

σ

N 1

n.k

''.k-

k N ’’ = 1 (vì N tđ≥ N 0 ) N tđ = N 1 (N 2 ) được tính giống ở trên

σ-1 – giới hạn mỏi uốn trong chu kỳ đối xứng.

1.4,249

=

(N/mm 2 )

+ Ứng suất uốn cho phép của bánh lớn: [σ] u2 =

44,768,1.5,1

1.4,206

K.N

.it

1,05.10

2A

2x

ψA – Hệ số chiều rộng bánh răng ψA = 0,4

4.2.4 Tính vận tốc vòng v của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng

Vận tốc vòng của bánh răng trụ:

) 1 ( 1000 60

.

=60.1000 3, 66 1 2.3,14.265.165 ( + )

= 1 (m/s) Với vận tốc này ta chọn cấp chính xác của bánh răng = 9 (theo bảng 3-11) [1]

Đối với bộ truyền có khả năng chạy mòn ta chọn K tt = 1

K đ – hệ số tải trọng động.

Tra theo bảng 3-13 [1] ta có: K đ = 1,45

Suy ra hệ số tải trọng: K = 1 1,45 = 1,45

Ta thấy rằng hệ số tải trọng K được tính chính xác sai lệch nhiều so với trị số

đã chọn sơ bộ (K = 1,3) nên ta phải điều chỉnh lại khoảng cách trục A theo công thức:

A = A sb

3sbK K

4.2.6 Xác định môđun, số răng, chiều rộng bánh răng và góc nghiêng của bánh răng

- Môđun bánh răng:

m n = (0,01 ÷ 0,02).A = (0,01 ÷ 0,02).280 = 2,8÷ 5,6 (mm) Theo bảng 3-1 [1] ta chọn được môđun pháp: m n = 4 (mm)

- Số răng của bánh dẫn:

+ Bánh 1: Z 1 =

1) (i n m

2.A

+

= 4.(3,66 1) 30

280.2

≈+

răng + Bánh 2: Z 2 = i.Z 1 = 3,66 ×30 ≈ 109,8 răng

.K.N 19,1.10

N – công suất của bộ truyền N = 9,46 (kW)

m n – môđun của bánh răng m n = 4

- ứng suất uốn của bánh răng 1:

505,1.112.165.30.4.392,0

46,9.45,1.10.1,19

= 50.

6,39495,0

392,0

=

(N/mm 2 ) < [σ] u2 = 76,44

4.2.8 Kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chịu tải quá đột ngột

- Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:

[σ] txqt = 2,5[σ] Notx với (HB ≤ 350) +bánh 1: [σ] txqt1 = 2,5.[σ] Notx1

n b

N K i

i A

bc bc

×

×+

×

×

=σ

σtx =

6 3, 66 1 1, 45.9,161,05.10

σuqt = σu K qt ≤ [σ] uqt

σuqt1 = σu1 K qt =50.1,80 = 90 (N/mm 2 ) ≤ [σ] uqt1 = 232 (N/mm 2 )

σuqt2 = σu2 K qt = 39,6.1,80 = 71,28 (N/mm 2 ) ≤ [σ] uqt1 = 192 (N/mm 2 )

⇒ Các bánh răng đủ bền khi chịu ứng suất tiếp xúc và uốn khi quá tải.

4.2.9 Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền (bảng 3-2)

Môđun pháp: m n = 4

Số răng : Z 1 = 30 ; Z 2 = 110

Góc ăn khớp: α n = 20 o

Chiều cao răng h = 2,25 m n = 2,25.4 = 9

Chiều cao đầu răng h d = m n = 4mm

Đường kính vòng chia (vòng lăn):

Khoảng cách trục: A =

280 2

440 120 2

2

d

(mm) Đường kính vòng đỉnh răng: