công nghệ tự động hóa theo dây chuyền trong sản xuất thiết kế đai thẳng có bản vẽ đi kèm để lại tin nhắn nhận bản vẽ

Xác định công suất cần thiết của động cơ Do hộp giảm tốc làm việc trong chế độ tải thay đổi theo một quy luật xác định.. Để đảm bảo rằng các cơ cấu truyền truyền động đợc làm việc trong

Lời Nói Đầu

Hiện nay khoa học kỹ thuật đang phát triển rất nhanh, mang lại những lợi ích cho con người về tất cả những lĩnh vực tinh thần và vật chất Để nâng cao đời sống nhân dân và để hòa nhập vào sự phát triển chung của các nước trong khu vực cũng như trên thế giới Đảng và Nhà nước ta đã đề ra những mục tiêu trong những năm tới

là nước ta sẽ trở thành nước công nghiệp hóa, hiện đại hóa.

Để thực hiện được điều đó một trong những ngành cần quan tâm phát triển đó

là ngành cơ khí vì ngành đóng vai trò quan trọng trong việc sản xuất ra các thiết bị công cụ cho mọi ngành kinh tế quốc dân.Muốn thực hiện việc phát triển ngành cơ khí cần đẩy mạnh đào tạo đội ngũ cán bộ kỹ thuật có trình độ chuyên môn đáp ứng được các yêu cầu của công nghệ tiên tiến, công nghệ tự động hóa theo dây chuyền trong sản xuất.

Chúng Em là sinh viên Khoa Cơ Khí Công Nghệ nói riêng và những sinh viên Trường Đại Học Công Nghiệp Hà Nội luôn cố gắng phấn đấu trong học tập và rèn luyện, trau dồi kiến thức đã được dạy trong trường để sau khi ra trường có thể đóng góp một phần trí tuệ và sức lực vào trong công cuộc phát triển đất nước

Song với những hiểu biết còn hạn chế cùng với kinh nghiệm thực tế chưa có nên

Đồ Án của Em còn nhiều thiếu sót Em rất mong được sự chỉ bảo của các Thầy, Cô

để Đồ Án của Em được hoàn thiện hơn.

Cuối cùng Em xin chân thành cảm ơn sự quan tâm chỉ bảo của các Thầy, Cô trong khoa Cơ khí trường Đại Học Học Công Nghiệp Hà Nội và đặc biệt là sự hướng

dẫn tận tình của thầy: Nguyễn Tuấn Linh

Hà Nội, Ngày 10 Tháng 8 Năm 2012

SVTH: Trịnh văn Việt

Sinh viên:Trịnh Văn Việt

Phần 1:Tớnh toỏn hệ dẫn động

Với phơng án thiết kế hộp giảm tốc hai cấp phân đôi ở cấp chậm ta sẽ gặp phải những u

điểm và nhợc điển nh sau:

* Ưu điểm: - Tải trọng sẽ đợc phân bố đều cho các ổ.

- Giảm đợc sự phân bố không đồng đều tải trọng trên chiều rộng vành răng nhờ các bánh răng đợc bố trí đối xứng đối với các ổ

- Tại các tiết diện nguy hiểm của các trục trung gian và trục ra mômen xoắn chỉ tơng ứng với một nửa công suất đợc truyền so với tờng hợp không khai triển

Nhờ đó mà hộp giảm tốc loại này nói chung có thể nhẹ hơn 20% so với hộp giảm tốc khai triển dạng bình thờng

* Nh ợc điểm: của hộp giảm tốc khai triển là bề rộng của hộp giảm tốc tăng do ở cấp khai

triển làm thêm một cặp bánh răng so với bình thờng Do vậy cấu tạo bộ phận ổ phức tạp hơn,

số lợng các chi tiết và khối lợng gia công tăng lên có thể làm tăng giá thành của động cơ lên

I Chọn động cơ

A Xác định công suất cần thiết của động cơ

Do hộp giảm tốc làm việc trong chế độ tải thay đổi theo một quy luật xác định Cho nên công suất lớn nhất phát sinh trên động cơ ứng với tải lớn trong quá trình làm việc là:

Pthmax= Ptg

η (kW).

Trong đó: - Ptg là công suất làm việc trên bộ truyền tải

-  là hiệu suất truyền động của toàn bộ cơ cấu của Theo sơ đồ đề bài thì :  = m

ổ lăn k bánh răng khớp nối.đai..Trong đó: - m là số cặp ổ lăn (m = 4);

Số vòng quay thực tế của trục băng tải là: nlv =

60000 v πDD =

60000 0,22 πD.320 =13( vg/ ph).

Vậy ta có số vòng quay sơ bộ của động cơ : nsb = nlv Uht = 13.50 = 650vg/ph)

Ta chọn số vòng quay sơ bộ của trục động cơ là 1400 (vg/ph)

Việc chọn động cơ làm việc với bộ truyền phải thỏa mãn đồng thời các điều kiện sau:

Ptđ Pđc ; nđc nsb và Tmm/T  TK/Tdn

Các thông số kỹ thuật yêu cầu đối với động cơ ta đã tính toán đợc nh sau:

Pyc = 2,7 (kW); nsb = 650(vg/ph); Tmm/T = 1,48

Theo Bảng phụ lục P1.1 ( Trang 234 - Tập 1: Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) Ta

chọn đợc động cơ có ký hiệu là : 4A112MB8Y3đáp ứng nhu cầu làm việc của bộ truyền Các thông số kĩ thuật của động cơ 4A112MB8Y3nh sau :

Pđc = 3(kW) ; nđc = 701(vg/ph); TK/TDN = 1,8

II

PHÂN PhốI Tỷ Số TRUYềN

Ta đã biết rằng tỉ số chuyền của toàn bộ cơ cấu Ucơ cấu = Uhộp.Ungoài

Mặt khác tỷ số truyền thực của toàn bộ cơ cấu đợc xác định nh sau:

U cocau=n dc

nlv=

701

13 =53 , 9Chọn Ungoài = Uđa= 2.5 Uhộp = 53,9 : 2,5 = 21,56 ;

Mặt khác đây là hộp giảm tốc cấp 2 nên ta có: U h=U nh .U ch

Trong đó - Unh là tỉ số truyền cấp nhanh

- Uch : Tỉ số truyền cấp chậm

Để đảm bảo rằng các cơ cấu truyền truyền động đợc làm việc trong điều kiện bôi trơn

là tốt nhất thì ta phải phân phối tỉ số chuyền giữa hai cấp nhanh và cấp chậm trong hộp

giảm tốc theo nguyên tắc: U nh = (1,21,3).U ch Nên tỉ số chuyền của cấp nhanh và chậm trong hộp động cơ đợc phân phối nh sau: U nh = 6,06; U ch = 4,66.

Kết luận: Tỉ số chuyền đợc phân phối giữa các cấp nh sau:

Uh = 21,56 ; Unh = 6,06; Uch = 4,66; Uđai = 2,5

III. Xác định công xuất, mômen, số vòng quay trên các trục: Do Pthmax = 3,2> Pthđc = 3 (kW)

Vậy để đảm bảo điều kiện cho các chi tiết có thời gian làm việc lâu dài theo yêu cầu đã đề

ra, ta phải sử dụng công suất phát sinh lớn nhất trong quá trình làm việc tính toán kết cấu hộp giảm tốc Có nh vậy mới đề phòng đợc việc hỏng hóc khi công suất tăng đến giá trị lớn nhất

* Ta có công suất trên các trục lần lợt đợc xác định nh sau :

(Vì trục III nối với trục IV qua khớp đàn hồi).

* Còn giá trị Mô men đợc xác định nh sau: T i=9 , 55 106.P i

Phần 2 : TíNH TOáN THIếT Kế các CHI TIếT MáY

I Tính bộ truyền đai thang

2.1Chọn tiết diện đai.

Dựa vào công suet cần truyền Plv= 5,34 và số vòng quay cua bánh đainhỏ :n=ndc=1445

Chọn tiết diện đai A với cỏc thụng số:

Hình 2.1 Mặt cắt ngang của đai thang:

2.2Tính toán sơ bộ đai

với vmax = 25 m/s  thoả mãn điều kiện

Theo (4.2) tài liệu [1]

4,3 .100%=1,6%<4 % Thỏa mãn điều kiện

 Chọn khoảng cách trục và chiều dài đai

Sinh viên:Trịnh Văn Việt

Theo bảng 4.14 trang 60 tài liệu [1] chọn khoảng cách trục dựa theo tỉ số truyền u vàđường kính bánh đai d2:

Chän a=d2=500mm

Kiểm tra điều kiện a:

0,55(d1 + d2) + h  a  2(d1 + d2)`

2(d1 + d2) = 2 (120 + 500) = 620mm

 thỏa mãn điều kiện

Theo (4.4) tài liệu [1]

Từ khoảng cách trục a đã chọn, ta có chiều dài đai:

l = 2000 mm

Nghiệm số vòng chạy của đai trong 1 giây

Theo (4.15) tài liệu [1] ghh

i= v

l =

10,62

2,0 =5,31<imax

với imax = 10 vòng/giây

- Tính lại khoảng cách trục a theo chiều dài tiêu chuẩn l = 2000 mm

Theo (4.6) trang 54 tài liệu [1]

+ C: hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm 1

Bảng 4.15 trang 61 tài liệu [1]  C= 1-0,0025(180- α1 ) = 0,88với  = 131,67o+ Cl : hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai

Bảng 4.7 trang 55 tài liệu [1]  Kđ = 1,0

+ Cu : hệ số kể đến ảnh hưởng của tỷ số truyền

Bảng 4.17 trang 61 tài liệu [1]  Cu = 1,14 với u = 4,25

+ [Po] : công suất cho phép (kW)

Bảng 4.19 trang 62 tài liệu [1]  [Po] = 1,94 kW

+ qm: khối lượng 1 m chiều dài đai

Theo bảng 4.22 trang 64 tài liệu [1]

qm = 0,105 kg/m

+ v: vận tốc vòng =9,1(m/s)

+ P1: công suất trên bánh đai chủ động

Theo (4.19) trang 63 tài liệu [1]

F o=780 P1 K d

v C α z +F v

Sinh viên:Trịnh Văn Việt

B t

Số đaiLực tỏc dụng lờn trục

d1, mm

d2, mm

B, mm

l, mmz

Fr, N

12050050 20003

1038

II TíNH toán các TRUYềN bên trong HộP GIảM TốC.

Do bộ truyền trong của hộp giảm tốc đều là các cặp bánh răng ăn khớp với nhau trong điềukiện che kín và đợc bôi trơn đầy đủ Cho nên dạng hỏng chính mà bộ truyền thờng gặp phải làtróc mỏi bề mặt bánh răng ăn khớp làm cho tuổi thọ của cơ cấu giảm xuống rất nhiều Vậy ta phải chọn vật liệu làm bánh răng để xác định giá trị ứng suất giới hạn [H] cho phép Để thiết

kế và tính toán ra các thông số hình học của cặp bánh răng vừa đáp ứng đợc yêu cầu về tỉ số truyền lại để cho ứng suất tiếp xúc sinh ra trong quá trình làm việc trên bề mặt bánh răng trong quá trình ăn khớp là H không đợc lớn hơn giá trị [H] cho phép

A.Thiết kế cặp bánh bánh răng thẳng ở cấp nhanh:

Sinh viờn:Trịnh Văn Việt

1.Chọn vật liệu.

Vật liệu làm bánh răng đáp ứng các đòi hỏi sau:

- Vật liệu làm bánh răng phải thoả mãn các yêu cầu về độ bền bề mặt để tránh hiện tợng tróc mỏi, mài mòn, dính răng và độ bền uấn trong quá trình làm việc Cho nên vật liệu làm bánh răng thờng là thép có chế độ nhiệt luyện hợp lý hoặc đợc làm bằng gang hay các vật liệukhông kim loại khác

- Theo yêu cầu của đề bài thì bộ truyền bánh răng thẳng phải truyền đợc công suất tối đa chính là công suất truyền lớn nhất của trục I là 3 (kW) ứng với chế độ trung bình cho nên vật

Bánh nhỏ: Chọn vật liệu thép C45 và chế độ nhiệt luyện là tiến hành tôi cải thiện sau khi

gia công có các thông số kỹ thuật (độ cứng,giới hạn bền và giới hạn bền chảy) lần lợt nh sau:

HB = 241  285; b1 = 850 MPa ; ch 1 = 580 Mpa

Vậy ta chọn độ cứng của bánh răng 1 là HB 1 = 250.

Bánh lớn: Chọn vật liệu thép C45 cũng tiến hành tôi cải thiện sau khi gia công có các

thông số về vật liệu (độ cứng, giới hạn bền và giới hạn bền chảy) lần lợt nh sau:

HB = 192  240; b2 = 750 MPa ; ch2 = 450 Mpa

Vậy ta chọn độ cứng của bánh răng 2 là: HB 2 = 220.

2 Xác định ứng suất tiếp xúc [ H ] và ứng suất uấn [ f ] cho phép.

a ứng suất tiếp xúc cho phép đợc xác đinh bởi công thức nh sau:

[σ H]=(σ H lim/S H) Z R Z V K L K xH

.Trong đó: - SH là hệ số an toàn

là giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bề mặt răng

- KHL là hệ số xét đến ảnh hởng của chu kỳ làm việc

Theo Bảng 6.2 (Trang 94 - Tập 1: Tính toán thiết kế hệ thông dẫn động cơ khí) ta có công

thức xác định σ ° H lim và SH nh sau: σ ° H lim = 2.HB + 70 (MPa) còn S

N HE=60 c i.∑ (T i/Tmax)3.t i n i.

Trong đó: - c là số lần ăn khớp trong một vòng quay Nên ta có c =1

- Ti là mômen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét

- ni là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét

- ti là tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét

Vậy với bánh lớn (lắp với trụcII) ta có: N HE2=60 ci.∑ (T i/Tmax)3 t i n i

Thay số vào các giá trị tơng ứng của công thức ta có:

Ta lại có : N HE1 = N HE2 U 1 ¿ } ¿¿ → K HL =1 ¿

Thay số vào ta sẽ xác định đợc ứng suất cho phép của bánh răng nh sau:

[σ H]1=σ H lim 1 o K HL

570 11,1 =518 , 2 (MPa).

[σ H]2=σ H lim2 o K HL

510 11,1 =463 ,6 (MPa)

Do đây là cặp bánh trụ răng thẳng ăn khớp cho nên ứng suất tiếp xúc cho phép xác định

Trong đó: - [Flim] là giới hạn bền mỏi uấn ứng với chu kỳ chịu tải NEF

- SF là hệ số an toàn lấy bằng 1,7 do bề mặt đợc tôi cải thiện

là giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bề mặt răng

- KFL là hệ số xét đến ảnh hởng của chu kỳ làm việc

Theo Bảng 6.2 (Trang 94-Tập 1: Tính toán thiết hệ dẫn động cơ khí) ta có công thức xác

định σ ° F lim và SF nh sau: σ F lim ° = 1,8.HB và SF =1,75

Vậy ta có giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bánh răng nhỏ và bánh răng lớn nh sau:



F lim1 = 1,8.HB1 = 1,8.250 = 450 (Mpa)



F lim2 = 1,8.HB2 = 1,8.220 = 396 (Mpa)

Hệ số chu kỳ làm việc của bánh răng đợc xác định nh sau:

Sinh viờn:Trịnh Văn Việt

KFL=

6

√N FO/N FE

Mà số chu kỳ cơ sở NFO =6.106 đợc xác định cho mọi loại thép

Còn số chu kì thay đổi ứng suất tơng đơng NFE đợc xác định nh sau:

N FE=60 ci.∑ (T i/Tmax)m F t i n i.

Trong đó: - c là số lần ăn khớp trong một vòng quay Nên ta có c =1

- Ti là mômen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét

- ni là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét

- ti là tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét

- mF là bậc của đờng cong mỏi khi thử về uấn ở đây mF = 6

Vậy với bánh răng lớn (lắp với trụ II) ta có: N FE=60 ci.∑ (T i/Tmax)6.t i n i

Tiến hành thay các giá trị băng số vào công thức ta có

5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

Yêu cầu cần phải đảm bảo điều kiện H [H] = 463 MPa

Bảng 6.15 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) H = 0,004

Bảng 6.16 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí)  go = 73

Sinh viờn:Trịnh Văn Việt

Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép của cặp răng: [H] = [H] ZRZVKxH.

Với v = 0,92 m/s  ZV = 1 (vì v < 5m/s ).Với cấp chính xác động học là 9 và chọn mức chính xác tiếp xúc là 9 Khi đó độ nhám bề mặt là Ra = 1040 m  ZR = 0,9 với da< 700mm  KxH = 1 Vậy [H] = 463.1.0,9.1 = 416,7 MPa

Do H = 400,9< [H] =416,7 nên bánh răng thoả mãn điều kiện bền tiếp xúc

- Theo bảng 6.10a (Trang 101-Tập1: Tính toán ) ta có kx = 0,33

- Vậy hệ số giảm đỉnh răng: y = kx.Zt/1000 = 0,33 148/1000 = 0,049

cost = Zt.m.cos/(2 a2) = 148.3.cos200/(2.220) = 0,948t = 18,50

6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.

Để bảo đảm bánh răng trong quá trình làm việc bị gãy răng thì ứng suất uấn tác dụng lên bánh răng F phải nhỏ thua giá trị ứng suất uấn cho phép [F] hay: F [F]

Do

σ F 1=2.T1 K F Y F 1

b ω d ω 1 m 

F2 = F1 YF2 / YF1

Trong đó : - T1 : Mômen xoắn tác dụng trên trục chủ động

- KF : Hệ số tải trọng khi tính về uốn KF = KF.KFKFv

Bảng 6.15 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) F = 0,011.

Bảng 6.16 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí)  go = 73

Bảng 6.7 (Trang 98-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí)  KF = 1,11

7 Kiểm nghiệm răng về quá tải.

Để bộ truyền khi quá tải (xảy khi mở máy hoặc hãm máy Lúc đó momen xoắn tăng đột ngột) không bị biến dạng d, gẫy dòn lớp bề mặt của răng hoặc biến dạng d, phá hỏng tĩnh mặtlợn chân răng thì ứng suất tiếp xúc cực đại Hmax và ứng suất uốn cực đại F1max luôn luôn phải nhỏ hơn ứng suất quá tải cho phép [H]max và [F1]max

* Ta có ứng suất quá tải cho phép [H]max và [F1]max đợc xác định nh sau:

{ [ σ H ] max =2,8.σ ch ¿¿¿¿

Vậy suất quá tải cho phép [H]max và [F1]max của mỗi bánh răng xác định nh sau:

{ σ Hmax1 = σ H √ K qt =411,53 √ 1,48=500,64 ( MPa ) < [ σ H1 ] max =1260 ( MPa ) ¿ { σ Fmax1 = σ F K qt =18,6.1,48=27,5 ( MPa ) < [ σ F1 ] max =464 ( MPa ) ¿¿¿¿

Kết luận: Vậy cặp bánh răng ta đã tính toán đợc ở trên hoàn toàn đảm bảo đợc rằng bộ

truyền cấp nhanh làm an toàn

* Thông số cơ bản của bộ truyền cấp nhanh :

Tiến hành tơng tự nh ở cặp bánh răng thẳng ta có vật liệu làm bánh răng nh sau:

Bánh nhỏ: Chọn vật liệu là thép C45 cũng tiến hành tôi cải thiện sau khi gia công có các

thông số kỹ thuật (độ cứng,giới hạn bền và giới hạn bền chảy) lần lợt nh sau:

HB = 241  285; b1 = 850 MPa ; ch 1 = 580 Mpa

Vậy ta chọn độ cứng của bánh răng 1 là HB 1 = 250.

Bánh lớn: Chọn vật liệu là thép C45 cũng tiến hành tôi cải thiện sau khi gia công có các

thông số kỹ thuật (độ cứng, giới hạn bền và giới hạn bền chảy) lần lợt nh sau:

HB = 192  240; b2 = 750 MPa ; ch2 = 450 Mpa

Vậy ta chọn độ cứng của bánh răng 2 là: HB 2 = 220.

2 Xác định ứng suất tiếp xúc [ H ] và ứng suất uấn [ f ] cho phép.

a ứng suất tiếp xúc cho phép đợc xác đinh bởi công thức nh sau:

- KHL là hệ số xét đến ảnh hởng của chu kỳ làm việc

Theo Bảng 6.2 (Trang 94-Tập 1: Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ta công thức xác

định SH và σ H lim

°

nh sau: σ ° H lim = 2.HB + 70 ; S

H = 1,1Vậy ta có giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bánh răng nhỏ và bánh răng lớn nh sau:

Trong đó: - c là số lần ăn khớp trong một vòng quay Nên ta có c =1

- Ti là mômen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét

- ni là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét

- ti là tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét

- mH là bậc của đờng cong mỏi khi thử về tiếp xúc ở đây mH = 3

Vậy với bánh răng lớn ta có: N HE2=60 c.∑ (T i/Tmax)3 t i n i

Tiến hành thay thế các giá trị bằng số ta có

[σ H]2=σ H lim2 o K HL

510 11,1 =463 ,6 (MPa)

Nhng ứng suất cho phép dùng để tính toán cho hệ chuyển động răng nghiêng là giá trị nhỏ nhất trong các giá trị sau:

{ [ σ H ] =1,18.min ( [ σ H ] 1 , [ σ H ] 2 ) =1,18.463,6=547,1 ( MPa ) ¿¿¿¿

[H] = 490,9 (MPa)

b ứng suất tiếp uấn cho phép đợc xác đinh bởi công thức nh sau:

[σ F]=σ F lim Y R Y S K xF/S F

Trong đó: - [Flim] là giới hạn bền mỏi uấn ứng với chu kỳ chịu tải NEF

- SF là hệ số an toàn lấy bằng 1,7 do bề mặt đợc tôi cải thiện

- YS = 1,08 – 0,16.lgm là hệ số xét đén ảnh hởng của kích thớc răng

Sinh viờn:Trịnh Văn Việt

là giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bề mặt răng.

- KFL là hệ số xét đến ảnh hởng của chu kỳ làm việc

Theo Bảng 6.2 (Trang 94-Tập 1: Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ta có công thức xác định SF và σ H lim ° nh sau: σ ° F lim = 1,8.HB và S

Mà số chu kỳ cơ sở NFO = 6.106 đợc xác định cho mọi loại thép

Còn số chu kì thay đổi ứng suất tơng đơng NFE đợc xác định nh sau:

N FE=60 c ∑ (T i/Tmax)m F t i n i

Trong đó: - c là số lần ăn khớp trong một vòng quay Nên ta có c =1

- Ti là mômen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét

- ni là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét

- ti là tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét

- mF là bậc của đờng cong mỏi khi thử về uấn ở đây mF = 6

Vậy với bánh lớn (Lắp trên trục III) ta có: N FE 2=60 c ∑ (T i/Tmax)6 t i n i

Tiến hành thay số vào các giá trị trong công thức ta có:

Trong đó: - T1 là mômen xoắn trên trục bánh chủ động (là trục II)

- a = b/a1 = 0,3 là hệ số chiều rộng bánh răng

- KH là hệ số tập trung tải trọng

- KHv là hệ số tải trọng động

- KH là hệ số phân bố không đều tải trọng giữa các răng

- u1 là tỉ số truyền của cặp bánh răng ta đang xét

Khi đó góc nghiêng răng thực tế có giá trị xác định nh sau:

 = arccos[(m.Zt)/(2.a)] = arccos[(3.136/(2.245)] = 33,630

5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

Yêu cầu cần phải đảm bảo điều kiện H [H] = 490,9 (MPa)

- ZM = 274 Mpa1/3 Vì bánh răng là thép tra Bảng 6.5 (Trang 96-Tập 1)

- ZH = √sin 2α 2 cos β tw=√2 cos34 , 770

sin 47 ,795∘ =√2 0 ,8214 0 ,7407 =1 ,489

.( t = actg(tg  /cos) 23,8973 0

Sinh viờn:Trịnh Văn Việt

Còn { K Hv =1+ ν.b ω .d ω1

2.T 1 .K Hβ K Hα =1+

0,22.73,5.86,6 2.299995.1,1275.1,13 =1,002 ¿¿¿¿

Bảng 6.15 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) H = 0,002

Bảng 6.16 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí)  go = 73

Bảng 6.7 (Trang 98-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí)  KH = 1,1275

 KH = KH.KHV KH =1,1275.1,002 1,13 = 1,28

Thay số : H =

274.1,489.0,845 86,6 √ 73,5.4,66 2.299995.1,28.(4 ,66+1) =431,36 (Mpa).

Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép : [H] = [H] ZRZVKxH

Với v =0,208 m/s  ZV = 1 (vì v < 5m/s ), Với cấp chính xác động học là 9, chọn mức chính xác tiếp xúc là 9 Khi đó cần gia công đạt độ nhám là Ra = 1040 m Do đó ZR = 0,9 với da< 700mm  KxH = 1

 [H] = 490,9.1.0,9.1 = 441,81 MPa

Nhận thấy rằng H = 431,36 (MPa) < [H] = 441,81 (MPa) do đó bánh răng nghiêng ta tính toán đã đáp ứng đợc điều kiện bền do tiếp xúc

6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.

Để bảo đảm bánh răng trong quá trình làm việc không bị gãy răng thì ứng suất uấn tác dụng lên bánh răng F phải nhỏ hơn giá trị ứng suất uấn cho phép [F] hay: F [F]

Còn { K Fv =1+ ν.b ω .d ω1

2.T 1 .K Fβ K Fα =1+

1,28.73,5.86,6 2.299995.1,2225.1,37 =1,009 ¿¿¿¿

Vận tốc bánh dẫn : v=0,208 (m/s) < 4 (m/s) tra Bảng 6.13 (Trang 106-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ta có cấp chính xác động học 9 Tra Bảng 6.14 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế ) ta đợc KF=1,37

Bảng 6.15 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) F = 0,006

Bảng 6.16 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí)  go = 73

Bảng 6.7 (Trang 98-Tập 1:Tính toán thiết thiết )  KF = 1,2225

7 Kiểm nghiệm răng về quá tải

Để bộ truyền khi quá tải mà làm việc bình thờng thì ứng suất tiếp xúc cực đại Hmax và ứngsuất uốn cực đại F1max phải nhỏ hơn ứng suất quá tải cho phép [H]max và [F1]max

* Ta có ứng suất quá tải cho phép [H]max và [F1]max đợc xác định nh sau:

{ [ σ H ] max =2,8.σ ch ¿¿¿¿

Vậy suất quá tải cho phép [H]max và [F1]max của mỗ bánh đợc xác định nh sau:

{ σ Hmax = σ H √ K qt =431,36 √ 1,48=510,39 ( MPa ) < [ σ H2 ] max =1260 ( MPa ) ¿ { σ Fmax1 = σ F K qt =93,45.1,48=130,83 ( MPa ) < [ σ F1 ] max =464 ( MPa ) ¿¿¿¿

Kết luận: Vậy cặp bánh răng ta đã tính toán đợc ở trên hoàn toàn đảm bảo đợc rằng bộ

truyền cấp nhanh làm an toàn

* Thông số cơ bản của bộ truyền cấp chậm :

Giới hạn chảy σch = 340 (MPa)

ứng suất xoắn cho phộp [ τ ] = 15…30 (MPa) chọn [ τ ] = 20 (MPa)

di  1 = did (mm)

Trong đó: - Dấu (+) ứng với trờng hợp từ tiết nhỏ lên tiết diện lớn hơn

- Dấu (-) ứng với trờng hợp từ tiết lớn xuống tiết diện nhỏ hơn

- d = 510 mm Đối với vai trục thì d =10 còn không thì d =5

Do mômen T có ảnh hởng rất lớn đến khả năng làm việc của trục Vì trục cũng là

bộ trực tiếp tham gia vào qúa trình truyền mômen giữa các trục Cho nên giữa đờng kính trục với mômen T trục đó phải truyền có mối liên hệ bởi công thức

d≥3√ 0,2 T [ τ ] (mm).

Trong đó: - T là mômen xoắn tác dụng lên trục

- []= 12 30 (MPa) là ứng suất xoắn cho phép

Vì trong quá trình tính toán trục không xét đến ảnh hởng của ứng suất uốn cho nên

để bù lại ảnh hởng của ứng suất uốn tới tuổi bền của trục ta phải hạ thấp [] xuống

* Đờng kính ngõng trục vào của hộp giảm tốc:

dn 1≥3√ 0,2 T [ τ ] =

3

√ 102321 0,2.(12ữ30 ) =25 ,7ữ34 ,9 mm.

Vậy ta chọn sơ bộ đờng kính ngõng trục vào là d n = 30 mm

* Đờng kính trục trung gian của hộp giảm tốc:

Đờng kính trục tại vị trí lắp bánh răng thẳng bị động đợc xác định sơ bộ nh sau:

d = (0,3  0,35).a1 =(0,3  0,35).220 = 6677 mm

Vậy ta chọn sơ bộ đờng kính trục lắp bánh răng thẳng bị động là d = 70 mm.

* Đờng kính trục ra của hộp giảm tốc:

Do trong hộp giảm tốc phân đôi thì trục trung gian có cấu tạo là phức tạp nhất quyết

định kích thớc của các trục khác khi truyền chuyển động cho nhau, nên ảnh hởng tới kích thớc của hộp giảm tốc Do đó khi tính toán kích thớc hình học của các trục thì ta phải xác định kích thớc của trục trung gian trớc hết căn cứ vào đó để định các thông sốhình học cho các trục khác

Do lắp bỏnh đai lờn đầu vào của trục I nờn khụng cần quan tõm đến đường kớnh trục động cơ điện

B: Xỏc định khoảng cỏch giữa cỏc gối đỡ và điểm đặt lưc.

Sơ đồ (sơ bộ) kết cấu của trục trung gian trong hộp giảm tốc:

Sinh viờn:Trịnh Văn Việt

b 0

21

63,5 142

284 220,5

b 2

10 62

- Theo bảng (10.2) ta chọn Chiều rộng ổ lăn là bo = 31 (mm)

- Chiều dài mayơ bánh đai và bánh răng

Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành

trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay

+ Trục I

l13 = l23 = 163,5 (mm)

l11 = l21 = 327 (mm)

l12 = 0,5.( lm11 + bo) + k3 + hn = 0,5.(38 + 31) + 10+ 18 = 62,5 (mm) + Trục III

⇒ -FY11+ Fr12 + FY10 - FY13 = 0

Phương trình mô men : ∑ M ( A) = F

d1A = 35 (mm)

d1C = 45(mm)

d1B =35 (mm)

- Xác định then và kiểm nghiệm độ bền của then

Ta có đường kính vòng lăn bánh răng trụ răng thẳng chủ động là 51,48 ma đường kính của trục một tại vị trí lắp bánh răng là 45 nên ta chọn chế tạo bánh răng đồng trục và không sử dung ghép then

-Xác định điều kiện bền dập: áp dụng công thức 9.1 ( TT-TKHDĐCK)

+Tại tiết diện D-D

Với ltI1 = (0,8…0,9).lm11 = (0,8…0,9).38 = 30,4…34,2 chọn ltI1 = 33(mm)

⇒ σd =

2.102321 25.33.(8−5) = 82 ¿ [σ d] = 100 (MPa)

(Thỏa mãn điều kiện)

+Tại tiết diện C-C

Với ltI2 = (0,8…0,9).lm12 = (0,8…0,9).45 = 36…40chọn ltI2 = 38(mm)

⇒ σd = 45.38.( 8−5) 2.102321 = 39 ¿ [σ d] = 100 (MPa)

(Thỏa mãn điều kiện)

- Xác định điều kiện bền cắt: áp dụng công thức 9.2 ( TT-TKHDĐCK)

 c ứng suất cắt cho phép  c 20 30 ( MPa)

(Thỏa mãn điều kiện)

+Tại tiết diện C-C

τ C= 2 T1

d 1 C l tI 2 b I=

2 102321

45 54 10 = 8 (MPa) ¿[τ C] = 40…60 (MPa)

(Thỏa mãn điều kiện)

- Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi:

Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo được độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện sau:

 

j j j