thiết kế hệ dẫn động cấp nhanh phân đôi

3.Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ:Ta tiến hành chọn tỉ số truyền sơ bộ cho bộ truyền đai và HGT : Theo các bảng tiêu chuẩn ta có thể chọn các tỉ số truyền sơ bộ cho bộ truyền đa

Chi Tiết Máy

Hình 1 : Sơ đồ hệ dẫn động hộp giảm tốc cấp nhanh phân đôi

1 : Động cơ điện

2 : Bộ truyền động đai

3 : Hộp giảm tốc

t ck

0,4t ck 0,3t ck 0,3t ck t

T

0,5T 0,8T T

thiết kế truyền động đai thang.

I.Chọn động cơ

1.chọn loại động cơ:

Các loại động cơ gồm có:

-đ/c điện một chiều:đắt nên ít dùng

- đ/c cơ điện xoay chiều gồm:

-1 pha :hiệu suất thấp ,công nghiệp ít dùng

-3 pha:công nghiệp hay dùng,gồm 2 loại:

-đ/c 3 pha dồng bộ:đắt ,phải có thiết bị phụ dể khởi động

nên ta không dùng loại này

-đ/c 3 pha không đồng bộ: gồm 2 loại:

+Rô to dây quấn :kích thước lớn ,vận hành phức tạp

+Rô to ngằn mạch:kết cấu đơn giản,giá thành hạ,làm việc tin cậy,được

dùng phổ biến vì vậy ta chọn loại này

2.Tính công suất cần thiết của động cơ:

Công suất trên trục động cơ điện được xác định:

Ptđ =Pr

∑

∑ti

ti T

với ηđ -hiệu suất truyền động đai,lấy ηđ =0,95

ηh -hiệu suất của HGT ,tính như sau:

ηh =ηol3.ηbrt2

Tra bảng ta lấy :ηol =0,992 ; ηbrt =0,97

Suy ra: ηt =0,8726

Vậy Pct =12,916[KW]

3.Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ:

Ta tiến hành chọn tỉ số truyền sơ bộ cho bộ truyền đai và HGT :

Theo các bảng tiêu chuẩn ta có thể chọn các tỉ số truyền sơ bộ cho bộ truyền đai và HGT

4.Chọn nhãn hiệu ,quy cách động cơ:

Điều kiện để chọn động cơ sẽ là:

Pđc≥ Pct

nđc ≈ nsb

Tmm/T ≤ Tk/Tđn

Tra bảng ta chọn được động cơ cần thiết là K160L2

Các thông số kỹ thuật của động cơ K160L2 như sau:

1.Xác định tỉ số truyền tổng U t của toàn bộ hệ thống:

Tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống sẽ được các định như sau:

Ta có: Ut = nđc /nr =2950 / 150 =19,667

2.Phân tỉ số truyền U t cho các bộ truyền :

Bên cạnh vật liệu chế tạo bánh răng và điều kiện chịu tải,việc phân phối tỉ số truyền Uh cho các cấp bộ truyền trong hộp có ảnh hưởng rất lớn đến kích thước và khối lượng của hộp giảm tốc.có nhiều phương pháp phân phối tỉ số truyền ,xuất phát từ các yêu cầu về công nghệ ,về kích thước và khối lượng gọn

nhẹ,vấn đề bôi trơn các bánh răng ăn khớp Xong các phương pháp này đều dựa vào điều kiện sức bền đều:các bánh răng trong hộp cần có khả năng tải tiếp xúc như nhau

Trong đó : U1 - tỉ số truyền cấp nhanh

U2 -tỉ số truyền cấp chậm

Đối với hộp giảm tốc cấp nhanh phân đôi :Để kích thước bánh lớn của hai cấp ít chênh lệch nhau và để thoả mãn điều kiện bôi trơn thì ta nên lấy :

Lấy U1 theo tiêu chuẩn U1=3,15

2.3.Tính lại giá trị U theo U ,U đã chọn:

Truïc II: PII = PI η1 ηoâl

Trục II TII = 9,55.106.PII / nII = 9,55 106 11,713 / 472,5 = 236738,942 [KNmm].

Trục III TIII = 9,55 106 PIII / nIII = 9,55 106 11,270 / 150 = 717523,333 [KNmm]

Công suất

[KW] Pct =12,916 PI = 12,172 PII = 11,713 PIII = 11,270Số vòng quay

III.Thiết kế truyền động đai thang

1.Chọn loại đai và tiết diện đai

Đai thang có 3 loại :Đai thang thường ,đai thang hẹp và đai thang rộng

Đai thang thường đươc dùng phổ biến nên ta chọn loại này

Đai thang thường có 7 loại :O,A, ,E

Dựa vào bảng 4-13 Tr 59,ta chọn được loại tiết diện đai thang thường cần dùng đó là:đai thang thường tiết diện loại A

Đối với đai thang tiết diện loại A có các thông số hình học như sau:

bt =11 [mm]

b = 13 [mm]

yo =2,8 [mm]

h = 8 [mm]

2.Xác định các thông số của bộ truyền :

2.1 Xác định đường kính bánh đai nhỏ:

Dùng dãy tiêu chuẩn của đường kính bánh đai :

d(mm):63,71,80,90,100,112,125,140,160,180,200,224,250,280,315,355,400,450,500,560,630,910,800,900,1000…

Với Uđ :tỉ số truyền của bộ truyền động đai

Uđ = 1,561

ε : hệ số trượt của dây đai

Chọn ε = 0,01

Suy ra : d2 = 140 1,561 (1 - 0,01) = 216,35 [mm]

Theo dẫy tiêu chuẩn của đường kính bánh đai ta chọn : d2 =224 [mm]

Từ giá trị của đường kính bánh đai lớn ở trên ta tính được tỉ số truyền thực tế của bộ truyền đai :

Thoả mãn yêu cầu cho phép về sai số

2.2 Xác định khoảng cách trục a:

Khoảng cách trục a được lựa chọn thông qua tỉ số truyền Uđ và đường kính bánh đai lớn d2 , được cho trong bảng 4-14:

Uđ 1 2 3 4 5 ≥6 a/d2 1,5 1,2 1,0 0,95 0,9 0,85

Ta thấy tỉ số truyền Uđ = 1,561 không trùng với các giá trị đã cho trong bảng nên ta phải sử dụng phương pháp nội suy để tiùnh được giá trị a cần tìm:

Tỉ số : a/d2 = 1,2 + (2 - 1,561).(1,5 - 1,2) = 1,3317

Suy ra a = 1,3317 224 = 298,30 [mm]

Tuy vậy khoảng cách trục a đã tính được ở trên cần phải thoả mãn điều kiện là :

⇔ 0,55(140 + 224) + 8 ≤ 298,30 ≤ 2(140 + 224)

⇔ 208,2 ≤ 298,30 ≤ 728

Ta thấy điều kiện trên đã được thoả mãn

2.3 Xác định chiều dài dây đai :

Áp dụng công thức :

l = 2a + π( d1 + d2 )/2 + (d2 - d1 )2 / (4a)

Suy ra : l = 1173,99 [mm]

Dựa vào dãy tiêu chuẩn chiều dài l của dây đai ta chọn được :

l = 1180 [mm]

Kiểm nghiệm tuổi thọ dây đai :

Áp dụng công thức : i = v1 / l ≤ [imax] = 10

Với giá trị mới của chiều dài đai ta phải tính lại khoảng cách trục a:

Áp dụng công thức : a = (λ + λ 2 − 8 ∆ 2)/ 4

với :λ = l - π(d1 + d2 ) / 2 = 2240 - π (140 + 224 ) / 2 = 1666,7

∆ = (d2 - d1 )/ 2 = 42

Suy ra : a = 832,29 [mm]

2.4.Tính góc ôm của dây đai (α1) trên bánh nhỏ:

Áp dụng công thức : α1 = 1800 - ( d2 - d1 )570 / a = 1800 - (224 - 140 )570 / 832,29 Suy ra : α1 = 178,520

10

Ta thấy α1 thoả mãn điều kiện α1≥ 1200

3.Xác định số dây đai Z:

Số dây đai Z được tính theo công thức :

Z = P1 Kđ / ([P0 ].Cα Cl Cu Cz)

Trong đó :

-P1 :Công suất trên trục bánh đai chủ động, P1 = 12,172 [KW]

-Kđ :Hệ số tải trọng động ,tra bảng ta có Kđ = 1,25

-[P0] công suất cho phép,xác định bằng thực nghiệm ứng với :bộ truyền có số đai Z = 1,chiều dài l0 ,tỉ số truyền Uđ = 1,561 và tải trọng tĩnh.Trị số của [P0]ta tra được trong bảng 4.19 đồng thời ta sử dụng phương pháp nội suy ta sẽ tính được giá trị của [P0] cần thiết cho bộ truyền ta đang thiết kế

Cu: Hệ số kể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền ,ta thấy Cu tăng sẽ làm tăng đường kính bánh đai lớn ,do đó đai ít bị uốn hơn khi tiếp xúc với bánh đai này.Tra bảng và sử dụng phương pháp nội suy ta có:

Ta thấy số dây đai Z phải nguyên ,đồng thời phải đủ số dây đai để đủ bền nên

ta sẽ làm tròn lên.Vậy số dây đai sẽ là : Z = 5

4.Xác định kính thước của bánh đai:

- Xác định chiều rộng bánh đai B:

ϕ

B

d Da

Áp dụng công thức: B = (Z - 1 )t + 2e Với đai thang thường tiết diện loại A có :

t = 15[mm], e = 10[mm] , h0 = 3,3[mm]

Suy ra : B = (5 - 1 ).15 - 2.10 = 40 [mm]

- Xác định đường kính ngoài da của bánh đai:

12

Áp dụng công thức :

da = d + 2h0

Suy ra : da1 = 140 + 2.3,3 = 146,6 [mm]

da2 = 224 + 2.3,3 = 230,6 [mm]

5 Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục:

- Lực căng ban đầu F0 được tính như sau:

F0 = 780.P1.Kđ /(v1.Cα.Z) + Fv

Trong đó Fv là lực căng do lực li tâm sinh ra : Fv = qm.v2

Với : qm khối lượng của 1m chiều dài dây đai , dây đai thường tiết diện loại A có : qm = 0,105[kg/m]

Phần II - Thiết Kế Bộ Truyền Động Bánh Răng Trong HGT

I.Chỉ Tiêu Thiết Kế Và Thứ Tự Thiết Kế

1.Chọn chỉ tiêu

Truyền động bánh răng dùng để truyền chuyển động giữa các trục,thông

thường có kèm theo sự thay đổi về trị số và chiều của vận tốc hoặc mômen Tùy theo vị trí tương đối giữa các trục mà ta phân ra :

-Truyền động bánh răng trụ(răng thẳng ,răng nghiêng,răng chữ V ) để truyền chuyển động giữa các trục song song

-Truyền động bánh răng côn (răng thẳng,răng nghiêng,răng chữ V ) dùng để truyền chuyển động giữa các trục giao nhau

Ở đây ta thiết kế hộp giảm tốc cấp nhanh phân đôi với cặp bánh răng thẳng dùng cho cấp chậm và cặp bánh răng nghiêng dùng cho cấp nhanh

Do các bánh răng trong hộp giảm tốc có ngâm dầu nên dạng phá hỏng chính là tróc rỗ bề mặt răng và gẫy răng.Đó là các phá hỏng mỏi do tác dụng lâu dài của ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn thay đổi có chu kì gây nên.Ngoài ra còn có thể bị biến dạng dư ,gây dòn lớp bề mặt hoặc phá hỏng tĩnh ở chân răng do quá tải.Vì vậy chỉ tiêu thiết kế là chỉ tiêu sức bền tiếp xúc và sức bền uốn.Sau khi thiết kế xong cần kiểm nghiệm lại điều kiện bền : khi tiếp xúc,uốn và khi quá tải

2.Trình tự thiết kế

-Chọn vật liệu

-Xác định ứng suất cho phép

-Tính sơ bộ một kích thước cơ bản của bộ truyền động bánh răng ,trên cơ sở đó xác định các yếu tố ảnh hưởng đến khả năng làm việc của bộ truyền rồi tiến hành kiểm nghiệm răng về độ bền khi tiếp xúc,uốn và quá tải

-Xác định các kích thước hình học của bộ truyền

Trên đây là thứ tự các bước thiết kế chung nhất cho các bộ truyền.Khi ta thiết kế HGT cấp nhanh phân đôi gồm có cấp chậm và cấp nhanh thì ta thiết kế cho cấp nhanh trước còn cấp chậm ta thiết kế sau (không bắt buộc)

14

II Các Bước Thiết Kế Cho Bộ Truyền Hộp Giảm Tốc Đồng Trục.

A.Thiết Kế Cặp Bánh Răng Cấp Nhanh Của HGT

Cấp nhanh của HGT là cặp bánh răng trụ răng nghiêng

1.Chọn vật liệu

-Chọn vật liệu thích hợp là một bước quan trọng trong việc tính toán thiết kế chi tiết máy nói chung và truyền động bánh răng nói riêng

-Thép để chế tạo bánh răng được chia làm hai nhóm khác nhau về công nghệ cắt răng,nhiệt luyện và khả năng chạy mòn :

-Nhóm I: có độ rắn HB ≤ 350 ,bánh răng được thường hóa hoặc tôi cải

thiện.Nhờ độ rắn thấp nên có thể cắt răng chính xác sau khi nhiệt luyện,đồng thời nhờ vậy bộ truyền có khả năng chạy mòn

-Nhóm II có độ rắn HB > 350 ,bánh răng thường được tôi thể tích ,tôi bề mặt,thấm Cácbon,thấm Nitơ

Do bộ truyền ta thiết kế có tải lớn (Pr = 13,8 KW) nên ta chọn vật liệu nhóm I,bên cạnh đó để cho hai bánh có độ bền mỏi là ngang nhau ,ta chọn vật liệu làm bánh răng nhỏ có độ cứng lớn hơn vật liệu làm bánh răng lớn từ 10 đến 15 đơn vị B Tra bảng 6.1 ta chọn vật liệu làm bánh răng cấp nhanh là :

Thép 45 được tôi cải thiện có độ rắn HB từ 192240 và từ 241285

Chọn độ rắn cho bánh 1: HB1 = 250

Chọn độ rắn cho bánh 2: HB2 = 235

2.Định ứng suất cho phép và ứng suất quá tải cho phép

a.Xác định ứng suất cho phép

Ứng suất tiếp xúc cho phép [σH] và ứng suất uốn cho phép [σF] được xác định theo công thức :

- ZR :hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt răng làm việc.

- Zv :hệ số xét đến ảnh của vận tốc vòng

- KxH : hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng

- YR : Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng

- YS : Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập chung ứng suất,được xác định như sau:

YS = 1,08 - 0,0695ln(m)

Trong đó m là môđun [mm]

- KxF : Hệ số xét đến kích thước răng ảnh hưởng đến độ bền uốn

Khi tính toán thiết kế sơ bộ ta lấy :

- KFC :Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải.Do đặt tải hai phía nên ta có : KFC = 0,7

- KHL , KFL : Hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền.Được xác định theo công thức :

- NF0 :Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn ,ta có:

NF0 = 4 106 đối với tất cả các loại thép

- NHE ,NFE :Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương

Khi bộ truyền làm việc với tải trọng thay đổi nhiều bậc,NHE ,NFE được tính theo công thức:

NHE = 60c∑( Ti / Tmax )3 niti

NFE = 60c∑( Ti / Tmax )mF niti

Với c :số lần ăn khớp trong một vòng,ta có c = 1

- ni ,Ti ,ti :Lần lượt là số vòng quay,mômen xoắn ,tổng số giờ làm việc ở chế độ thứ i Từ sơ đồ tải trọng ta có:

Ta thấy điều kiện : [σH] ≤ 1,25 [σH2] thỏa mãn

b.Xác định ứng suất cho phép khi quá tải

Với vật liệu làm bánh răng là thép 45 tôi cải thiện :

-Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải sẽ là :

Bánh nhỏ: [σH1 ]max = 2,8 σch = 2,8 580 = 1624 [MPa]

18

Bánh lớn : [σH2 ]max = 2,8 σch = 2,8 450 = 1260 [MPa]

-Ứng suất uốn cho phép khi quá tải sẽ là :

Bánh nhỏ : [σF1 ]max = 0,8 σch = 0,8 580 = 464 [MPa]

Bánh lớn : [σF2 ]max = 0,8 σch = 0,8 450 = 360 [MPa]

3.Xác định các thông số của bộ truyền

Cấp nhanh của HGT ta thiết kế cặp bánh răng nghiêng có:

H

U

K T

Ψ σ

β

Trong đó:

- Ka : Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng

Tra bảng ta có Ka = 43

- Ψba :Hệ số chiều rộng vành răng,hệ số này phụ thuộc vào các yếu tố:

-Tải bộ truyền

-Vị trí bánh răng so với ổ

Tra bảng ta chọn : Ψba = 0,3

- KHβ : Hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc , KHβ phụ thuộc vào :

-Ψbd :Hệ số chiều rộng tương đối bánh răng , Ψbd = bw / dw

-Độ cứng mặt răng

-Sơ đồ bố trí bộ truyền

Ψbd còn được xác định theo công thức : Ψbd = 0,53 Ψba ( U + 1 ) =0,795

U :tỉ số truyền

Tra bảng ta được : Với cấp nhanh có KHβ = 1,06

- T1 :Mômen xoắn trên bánh chủ động [Nmm]

đối với cấp nhanh có T1 = TI / 2= 30752,02 [Nmm]

Suy ra :

aw1 = 156,72 [mm]

Làm tròn lên ta lấy : aw1 = 180 [mm]

4.Xác định thông số ăn khớp

Ta có : m = ( 0,01 ÷ 0,02 ) aw

Suy ra : m1 = ( 0,01 ÷ 0,02 ) 180 = 1,8 ÷ 3,6 [mm]

Đối với cặp ăn khớp bánh răng giá rrị của môdun m được tiêu chuẩn hoá, tra bảng ta chọn : m1 = 2,5 [mm]

Góc nghiêng của răng la ø β = 80 ÷ 200 chọn β = 13,50

Khi đó số răng các bánh sẽ là :

Z1 = ( 1)

cos 2

1 1

1

+

U m

Ta tính lại khoảng cách trục :

a1 = 0,5 m2 ( Z1 + Z2 ) = 178 [mm] Sai số nhỏ nên không cần phải dịch chỉnh

Lấy a1 = 180 [mm]

Chọn hệ số chiều rộng vành răng Ψba1 = 0,3

Suy ra :bw1 = aw1 Ψba1 = 180 0,3 = 54 [mm]

Thông số của bộ truyền cấp nhanh ( cặp bánh răng nghiêng ) :

Thông số Kí hiêïu Công thức tính

Khoảng cách trục chia a1 a1 = 0,5m( Z1 + Z2 ) = 180 [mm]

20

d2 = mZ2/cosβ = 288 [mm]

Đường kính lăn dw dw1 = d1 + [2y / ( Z1 + Z2 )]d1 = 72 [mm]

dw2 = d2 + [2y / ( Z1 + Z2 )]d2 =288 [mm]Đường kính đỉnh răng da da1 = d1 + 2( 1 + x1 - ∆y )m = 77 [mm]

da2 = d2 + 2( 1 + x1 - ∆y )m = 293 [mm]Đường kính đáy răng df df1 = d1 - (2,5 - 2x1 )m = 65,75 [mm]

df2 = d2 - (2,5 - 2x2 )m = 281,75 [mm]Đường kính cơ sở db db1 = d1 cosα = 72.cos200 = 67,65[mm]

db2 = d2 cosα =288.cos200 = 270,6 [mm]

Góc prôfin răng αt αt = arctg(tgα / cosβ)

= arctg(tg200/cos13,50) = 20,50

Góc ăn khớp αtw αtw = arccos(a1.cosαt / aw) = αt = 20,50

Tổng hệ số dịch chỉnh

Hiệu hệ số dịch chỉnh

Hệ số trùng khớp ngang εα εα = [1,88 - 3,2(1/Z1 + 1/Z2 )] = 1,63

5.Kiểm nghiệm răng theo sức bền tiếp xúc

Áp dụng công thức :

Vậy : ZH = 2 cos 12 , 67 0 / sin 41 0 = 1,72

- Zε :Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng,biểu thức xác định Zε phụ thuộc vào

εβ :

Với εβ :Hệ số trùng khớp dọc tính theo công thức

Vận tốc vòng bánh nhỏ :

v = πdw1n1 / 60000 = 3,14 72 1890 / 60000 = 7,12 [m/s]

Suy ra cấp chính xác là 8

Tra bảng 6.14 và sử dụng phương pháp nội suy ta có:

KHα = 1,12

- KHv :Hệ so ákể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp,trị số của

KHv được xác định theo công thức :

KHv = 1 +

α β

ν

H H

w w H

K K T

d b

- g0 :Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và 2 ,tra bảng 6.16 ta được : g0 = 56

Thay vào ta được : : νH = 0,002 56 7,12 180 / 4 = 5,35

84 , 391

Vậy ta thấy cặp bánh răng cấp nhanh thỏa mãn điều kiện bền tiếp xúc

6.Kiểm nghiệm răng theo sức bền uốn

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng ,ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép

σF1 = 2T1KFYεYβYF1 / ( bw dw1 mn ) ≤ [σF1]

Với :

-T1 :Mômen xoắn trên bánh chủ động, T1 = TI / 2= 30752,02 [Nmm]

-mn : môđun pháp , mn = 2,5 [mm]

- bw : chiều rộng vành răng , bw = 40 [mm]

- dw1 : đường kính vòng lăn bánh chủ động , dw1 = 72 [mm]

- Yε = 1 / εα : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, εα : hệ số trùng khớp ngang,

ν

F F

w w F

K K T

d b

Ta thấy thỏa mãn điều kiện bền uốn.

7.Kiểm nghiệm điều kiện bền khi quá tải

Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải ( thí dụ khi mở máy,hãm máy )

Với hệ số quá tải : Kqt = Tmax / T = 1,9

Trong đó : T mômen xoắn danh nghĩa

Tmax :mômen xoắn quá tải

Vì vậy ta cần phải kiểm nghiệm về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại và ứng suất uốn cực đại

- Để tránh biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt,ứng suất tiếp xúc cực đại

σHmax

không được vượt quá một giá trị cho phép:

σHmax = σH K qt ≤ [σH]max

σHmax =478,15 1 , 9 = 659,08 [MPa]

[σH]max = 1260 [MPa]

Thỏa mãn điều kiện : σHmax ≤ [σH]max

-Đồng thời để đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng, ứng suất uốn cực đại σFmax tại mặt lượn chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép

σFmax =σF Kqt ≤ [σF]max

σF1max = σF1 Kqt = 49,56.1,9 = 94,16 [MPa]

σF2max = σF2 Kqt = 47,23.1,9 = 89,73 [MPa]

Với cặp bánh răng cấp nhanh có :

Bánh nhỏ : [σF1 ]max = 0,8 σch = 0,8 580 = 464 [MPa]

Bánh lớn : [σF2 ]max = 0,8 σch = 0,8 450 = 360 [MPa]

thì điều kiện bền uốn khi quá tải được thỏa mãn

B.Thiết Kế Cấp Chậm Của HGT

1.Chọn vật liệu

Ta chọn vật liệu cấp nhanh như của cấp chậm , vật liệu là thép 45 được tôi cải thiện

2.Định ứng suất cho phép và ứng suất quá tải cho phép

a.Xác định ứng suất cho phép

Do vật liệu hai cấp là như nhau , nên theo tính toán như trên ta có

[σH1] = 570 1 /1,1 = 518,2 [MPa]

26

b.Xác định ứng suất cho phép khi quá tải

Với vật liệu làm bánh răng là thép 45 tôi cải thiện :

-Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải sẽ là :

Bánh nhỏ: [σH1 ]max = 2,8 σch = 2,8 580 = 1624 [MPa]

Bánh lớn : [σH2 ]max = 2,8 σch = 2,8 450 = 1260 [MPa]

-Ứng suất uốn cho phép khi quá tải sẽ là :

Bánh nhỏ : [σF1 ]max = 0,8 σch = 0,8 580 = 464 [MPa]

Bánh lớn : [σF2 ]max = 0,8 σch = 0,8 450 = 360 [MPa]

3.Xác định các thông số của bộ truyền

Cấp chậm của HGT ta thiết kế cặp bánh răng thẳng có:

Ψ σ

β

Trong đó:

- Ka : Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng

Tra bảng ta có Ka = 50

- Ψba :Hệ số chiều rộng vành răng,hệ số này phụ thuộc vào các yếu tố:

-Tải bộ truyền

-Vị trí bánh răng so với ổ

Tra bảng ta chọn : Ψba = 0,35

- KHβ : Hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc , KHβ phụ thuộc vào :

-Ψbd :Hệ số chiều rộng tương đối bánh răng , Ψbd = bw / dw

-Độ cứng mặt răng

-Sơ đồ bố trí bộ truyền

Ψbd còn được xác định theo công thức : Ψbd = 0,53 Ψba ( U + 1 ) = 0,88

U :tỉ số truyền

Tra bảng ta được : Với cấp chậm có KHβ = 1,02

- T1 :Mômen xoắn trên bánh chủ động [Nmm]

đối với cấp chậm có T1 = TII = 236738,942 [Nmm]

Suy ra :

aw2 = 200,6 [mm]

Làm tròn lên ta lấy : aw2 = 210 [mm]

4.Xác định thông số ăn khớp

2

+

U m

Um2 = U2

Ta tính lại khoảng cách trục :

aw2 = 0,5 m2 ( Z1 + Z2 ) = 210 [mm] Không cần dịch chỉnh

Thông số của bộ truyền cặp cấp chậm ( cặp bánh răng thẳng ) :

Chọn hệ số chiều rộng vành răng Ψba2 = 0,35

Suy ra :bw1 = aw1 Ψba1 = 210 0,35 = 73,5 [mm]

Thông số Kí

hiêïu Công thức tínhKhoảng cách trục chia a a = 0,5m( Z1 + Z2 ) = 210 [mm]

Khoảng cách trục aw aw = a = 185 [mm]

d2 = mZ2 = 315 [mm]

Đường kính lăn dw dw1 = d1 + [2y / ( Z1 + Z2 )]d1 = 105 [mm]

dw2 = d2 + [2y / ( Z1 + Z2 )]d2 =315 [mm]Đường kính đỉnh răng da da1 = d1 + 2( 1 + x1 - ∆y )m = 111 [mm]

da2 = d2 + 2( 1 + x1 - ∆y )m = 321 [mm]Đường kính đáy răng df df1 = d1 - (2,5 - 2x1 )m = 97,5 [mm]

df2 = d2 - (2,5 - 2x2 )m = 307,5 [mm]

Đường kính cơ sở db db1 = d1 cosα = 105.cos200 = 98,66 [mm]

db2 = d2 cosα =315.cos200 = 296,01[mm]

Góc prôfin răng αt αt = arctg(tgα / cosβ) = α =200

Góc ăn khớp αtw αtw = arccos(acosαt / aw) = α = 200

Tổng hệ số dịch chỉnh

Hiệu hệ số dịch chỉnh

( ăn khớp trong )

xh xh = 0Hệ số trùng khớp ngang εα εα = [1,88 - 3,2(1/Z1 + 1/Z2 )] = 1,758

5 Kiểm nghiệm răng theo sức bền tiếp xúc

Áp dụng công thức :

- KHv :Hệ so ákể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp,trị số của

KHv được xác định theo công thức :

KHv = 1 +

α β

ν

H H

w w H

K K T

d b

- δH :Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp ,tra bảng 6.15 ta được:

Vậy ta thấy cặp bánh răng cấp chậm thỏa mãn điều kiện bền tiếp xúc

6.Kiểm nghiệm răng theo sức bền uốn

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng ,ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép

σF1 = 2T1KFYεYβYF1 / ( bw dw1 m ) ≤ [σF1]

Với :

-T1 :Mômen xoắn trên bánh chủ động T1 = 236738,942 [Nmm]

-m : môđun , m = 3 [mm]

- bw : chiều rộng vành răng , bw = 55 [mm]

- dw1 : đường kính vòng lăn bánh chủ động , dw1 = 105 [mm]

- Yε = 1 / εα : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, εα : hệ số trùng khớp ngang,

ν

F F

w w F

K K T

d b

1 1

Ta thấy thỏa mãn điều kiện bền uốn.

7.Kiểm nghiệm điều kiện bền khi quá tải

Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải ( thí dụ khi mở máy,hãm máy )

Với hệ số quá tải : Kqt = Tmax / T = 1,9

Trong đó : T mômen xoắn danh nghĩa

Tmax :mômen xoắn quá tải

Vì vậy ta cần phải kiểm nghiệm về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại và ứng suất uốn cực đại

- Để tránh biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt,ứng suất tiếp xúc cực đại

σ không được vượt quá một giá trị cho phép:

σHmax = σH K qt ≤ [σH]max

σHmax = 491 1 , 9 = 676,8 [MPa]

[σH]max = 1260 [MPa]

Thỏa mãn điều kiện : σHmax ≤ [σH]max

- Đồng thời để đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng, ứng suất uốn cực đại σFmax tại mặt lượn chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép

σFmax =σF Kqt ≤ [σF]max

σF1max = σF1 Kqt = 64,45 1,9 = 122,455 [MPa]

σF2max = σF2 Kqt = 60,26 1,9 = 114,494 [MPa]

Với cặp bánh răng cấp chậm có :

Bánh nhỏ : [σF1 ]max = 0,8 σch = 0,8 580 = 464 [MPa]

Bánh lớn : [σF2 ]max = 0,8 σch = 0,8 450 = 360 [MPa]

Điều kiện bền uốn khi quá tải được thỏa mãn

III.Kiểm Tra Điều Kiện Va Chạm Và Bôi Trơn Cho HGT

1.Điều kiện va chạm

HGT mà ta đang thiết kế là HGT đồng trục nên điều kiện va chạm luôn thỏa được mãn

2 Bôi trơn cho HGT

a Chọn dầu bôi trơn

-Để giảm mất mát công suất vì ma sát,giảm mài mòn răng,đảm bảo thoát nhiệt tốt và đề phòng các tiết máy bị han rỉ cần phải bôi trơn liên tục các bộ truyền trong HGT

-Dùng phương pháp ngâm dầu để bôi trơn các bộ truyền trong HGT

- Vật liệu chế tạo các bánh răng là thép 45 có σb = 850 [N/mm2]

- Vận tốc vòng cấp nhanh là : v = 7,12 [m/s]

cấp châïm là : v = 2,596 [m/s]

Dựa vào bảng 18.11 ta chọn được độ nhớt của đầu bôi trơn là 578

Trong đó : 57 - độ nhớt Centistoc ở 500 C

8 - độ nhớt Angle ở 500 C

Dựa vào bảng 18.13 ta chọn được loại dầu bôi trơn là : Dầu tuabin 57

b.Kiểm tra điều kiện bôi trơn

Với HGT đồng trục ta điều kiện bôi trơn

∆ = 7

3 2

75 , 281 3

2

22 21

mm mm

Phần III - THIẾT KẾ TRỤC

Trục dùng để đỡ các chi tiết quay ,bao gồm trục tâm và trục truyền ,trục tâm có thể quay cùng với các chi tiết lắp lên nó hoặc không quay,chỉ chịu được lực ngang và mômen uốn.Trục truyền luôn quay cùng với các chi tiết lắp lên nó ,có thể tiếp nhận đồng thời cả mômen uốn và mômen xoắn.Các trục trong HGT và hộp tốc độ là những trục truyền

Chỉ tiêu quan trọng nhất đối với phần lớn các trục là độ bền,ngoài ra là độ cứng và đối với trục quay nhanh là độ ổn định dao động

Tính toán thiết kế trục bao gồm các bước:

- Chọn vật liệu

- Tính thiết kế trục về độ bền

- Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

- Trường hợp cần thiết tiến hành kiểm nghiệm trục về trục về độ cứng Đối với trục quay nhanh còn kiểm nghiệm trục về độ ổn định dao động

I Chọn Vật Liệu

Chọn Vật liệu thiết kế trục là thép 40X tôi cải thiện.Có σb = 850 [MPa]

σch = 550 [MPa]

II.Tính Toán Thiết Kế Trục

Tính toán thiết kế trục nhằm xác định xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục,các đoạn trục phải đáp ứng các yêu cầu về độ bền ,kết cấu,lắp ghép và tính công nghệ.Muốn vậy cần biết trị số,phương chiều,điểm đặt của tải trọng tác dụng lên trục,khoảng cách giữa các gối đỡ và từ các gối đỡ đến các chi tiết lắp trên trục

1.Xác định sơ bộ đường kính trục

Đường kính trục chỉ được xác định bằng mômen xoắn theo công thức :

36

2 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm dặt lực

Chiều dài trục cũng như khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực phụ

thuộc vào sơ đồ động ,chiều dài mayơ của các chi tiết quay ,chiều rộng ổ,khe hở cần thiết và các yếu tố khác

Từ đường kính sơ bộ trên ta có thể xác định gần đúng chiều rộng ổ lăn bo theo bảng 10.2