Thuyết minh đồ án chi tiết máy

+ Động cơ xoay chiều ba pha : gồm hai loại: đồng bộ và không đồng - Động cơ ba pha đồng bộ có ưu điểm hiệu suất cao, hệ số tải lớn nhưng có nhược điểm: thiết bị tương đối phức tạp, gi

PHẦN I

TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ

Ι CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN :

1.1 Chọn kiểu loại động cơ điện :

Trong công nghiệp thường sử dụng nhiều loại động cơ song chúng ta cần chọn

loại động cơ sao cho phù hợp nhất để vừa đẩm bảo yếu tố kinh tế vừa đẩm bảo yếu tó

kỹ thuật Dưới đây là 1 vài loại động cơ thường gặp :

- Động cơ điện một chiều: loại động cơ này có ưu điểm là có thể thay đổi trị số của

mômen và vận tốc góc trong phạm vi rộng, đảm bảo khởi động êm, hãm và đảo chiều

dễ dàng nhưng chúng lại có nhược điểm là giá thành đắt, khó kiếm và phải tăng

thêm vốn đầu tư để đặt thiết bị chỉnh lưu, do đó được dùng trong các thiết bị vận

chuyển bằng điện, thang máy, máy trục, các thiết bị thí nghiệm

- Động cơ điện xoay chiều : bao gồm 2 loại : một pha và ba pha

+ Động cơxoay chiều một pha có công suất nhỏ do đó chỉ phù hợp cho dân dụng

là chủ yếu

+ Động cơ xoay chiều ba pha : gồm hai loại: đồng bộ và không đồng

- Động cơ ba pha đồng bộ có ưu điểm hiệu suất cao, hệ số tải lớn nhưng có

nhược điểm: thiết bị tương đối phức tạp, giá thành cao vì phải có thiết bị phụ để khởi

động động cơ, do đó chúng được dùng cho các trường hợp cần công suất lớn

(>100kw), và khi cần đảm bảo chặt chẽ trị số không đổi của vận tốc góc

- Động cơ ba pha không đồng bộ gồm hai kiểu: rôto dây cuốn và rôto lồng sóc

- Động cơ ba pha không đồng bộ rôto dây cuốn cho phép điều chỉnh vận tốc

trong một phạm vi nhỏ ( khoảng 5%), có dòng mở máy thấp nhưng cosϕ thấp, giá thành đắt, vận hành phức tạp do đó chỉ dùng hợp trong một phạm vi hẹp để tìm ra vận

tốc thích hợp của dây chuyền công nghệ

- Động cơ ba pha không đồng bộ rôto lồng sóc có ưu diểm là kết cấu đơn giản,

giá thành hạ, dễ bảo quản, song hiệu suất thấp (cosϕ thấp) so với động cơ ba pha đồng

bộ, không điều chỉnh được vận tốc

Từ những ưu, nhược điểm trên cùng với điều kiện hộp giảm tốc của ta, ta đã chọn

Động cơ ba pha không đồng bộ rôto lồng sóc

1.2 Chọn công suất động cơ:

Công suất động cơ được chọn theo điều kiện nhiệt độ đảm bảo khi động cơ làm

việc nhiệt sinh ra không quá mức cho phép Muốn vậy :

Vì tải thay đổi nên : Pdt dc=

ck

i ct lv

ct i i

dc

t P

ct lv

P : công suất làm việc danh nghĩa trên trục công tác

i

P : công suất phụ tải trên trục công tác ở chế độ thứ i

dc lv

P : công suất làm việc danh nghĩa trên trục động cơ

t i ,t ck : Thời gian làm việc ở chế độ thứ i và thời gian cả chu kỳ

Plv dc =

Σ

η

ct dt

Trong đó : ηx : Hiệu suất bộ truyền xích

ηbrt: Hiệu suất của một cặp bánh răng ăn khớp

ηo : Hiệu suất của một cặp ổ lăn

ηk: Hiệu suất của nối trục đàn hồi

P

=

91,0

83,4

= 5,3 (kW)

Vậy Pdt dc = 5,3

t t

t

t t

t

ck ck

ck

ck ck

T T

T T

T

3 , 0 5 , 0 2 , 0

3 , 0 5 , 0 5

, 0 8 , 0 2

, 0

2 2

2

+ +

Pdm dc≥ 4,08 (kW)

1.3 Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ: nđb

Khi số vòng quay đồng bộ của động cơ càng tăng thì khuôn khổ, khối lượng và giá thành giảm ( vì số đôi cực giảm ), trong khi đó hiệu suất và hệ số công suất (cosϕ) càng tăng Vì vậy người sử dụng muốn có số vòng quay cao

Tuy nhiên, dùng động cơ với số vòng quay cao lại yêu cầu giảm tốc nhiều hơn, tức là phải sử dụng hệ thống dẫn động với tỷ số truyền lớn hơn Do đó kích thước, khối lượng

bộ truyền lớn Vì vậy khi thiết kế phải phối hợp cả 2 yếu tố trên, đồng thời căn cứ vào

sơ đồ hệ thống dẫn động cần thiết để chọn số vòng quay thích hợp cho động cơ Theo tiêu chuẩn có các số vòng quay : 3000 v/p;1500 v/p;1000 v/p; 750 v/p;600 v/p và 500 v/p

300

3,0.10.60

10

D: Đường kính tang dẫn của băng tải(mm)

v: Vận tốc vòng của băng tải(m/s)

Chọn sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ ndb=1500(v/p) vì trên các ổ hay sự truyền giữa các bánh răng có ma sát và trừ đi sự trượt 3%

Vậy tốc độ vòng quay của trục công tác :

ndb=1450(v/p)

Tỷ số truyền sơ bộ của toàn hệ thống

Xác định theo công thức 21,69

85,66

n

n u

ndb: Số vòng quay của động cơ

nct: Số vòng quay của trục công tác

Mặt khác tỉ số truyền của hệ dẫn động là:

x

br u u

u∑ =

Trong đó: ubr: Tỉ số truyền bánh răng trụ 2 cấp

ux: Tỉ số truyền của bộ truyền xích Tra bảng 2.4 [I]/21 ta có

ubr = 8 ÷ 40

ux = 1,5 ÷ 5

=> uΣ = 12 ÷ 200

Ta thấy usb = 21,69 ∈ (12÷200 ) thỏa mãn điều kiện Vậy chọn số vòng quay đồng

bộ của động cơ là ndb=1450(v/p)

1.4 Chọn động cơ:

Từ bảng P1.3[I]/236 căn cứ vào điều kiện Pdm dc ≥ 4,08 (kW), và ndb=1450(v/ph) ta

chọn loại động cơ 4A112M4Y3

Loại động cơ

Vận tốc quay (v/ph)

Công suất (kW) Cosϕ η% Tmax/Tdn Tk/Tdn

1 5 Kiểm tra điều kiện mở máy, điều kiện quá tải cho động cơ:

a Kiểm tra điều kiện mở máy:

Khi khởi động, động cơ cần sinh ra công suất đủ lớn để thắng sức ỳ của hệ thống tức là: P P dc (kW)

dc

T

T P

K

=> Pmm dc =2,0.5,5 = 11 (kW)

dc bd

P : Công suất của lực cản ban đầu dc

cbd

P = P lv dc Kbd =5,3.1,3 = 6,89 (kw) < 11 (kW)

=> Động cơ được chọn thoả điều kiện mở máy

b Kiểm tra điều kiện quá tải:

Đối với trường hợp tải thay đổi quay một chiều vì công suất định mức của động cơ chọn theo công suất đẳng trị, do đó có những giai đoạn công suất làm việc sẽ vượt quá công suất định mức của động cơ Để tránh hiện tượng này cần kiểm tra quá tải cho động cơ:

dc qt

dc P

Pmax ≥

max 2,2.5,5 12,1( )

T

T P K

dm dn

dc dm qt

p qt dc =T = p lv ct = 4,83< Pmaxdc

Vậy điều kiện quá tải của động cơ được thoả mãn

II PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN :

Tỉ số truyền của toàn hệ thống:

85,

1 Tỷ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp :

Vì hệ dẫn động gồm bộ truyền bánh răng 2 cấp nối với 1 bộ truyền ngoài hộp

=> U ng = (0,15÷0,1)UΣ = (0,15÷0,1)21,32 =1,78÷1,46

Chọn Ung = 1,6

6,1

32,

325,13

1

ph v u

77,307

2

ph v u

86,106

ph v u

13 , 5 10 55 ,

00,5.10.55,

82,4.10.55,

Momen xoắn (N.mm) Trục đc 1425

THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH

I/- CHỌN LOẠI XÍCH:

Có 3 loại xích : xích ống , xích con lăn và xích răng Trong 3 loại trên ta chọn xích con lăn để thiết kế bởi vì chúng có ưu điểm là :

- Có nhiều trên thị trường do đó dễ thay thế

- Chế tạo không phức tạp bằng xích răng

- Phù hợp với vận tốc yêu cầu

- Độ bền mòn của xích con lăn cao hơn xích ống

Vì công suất không lớn lên ta chọn xích con lăn 1 dãy

II/- Xác định các thông số xích và bộ truyền:

Vì số vòng quay đĩa nhỏ n1=nx=106,86(v/ph), nên ta chọn n01 = 200(v/ph)

→ kn = 1,87

86,

106200 =

Ta có: Hệ số sử dụng

k = k0 ka kdc kbt kd kc

Ta bảng 5.6 [I]/82 ta có:

k0: Hệ số kể đến ảnh hưởng vị trí bộ truyền, lấy k0=1

(Chọn độ nghiêng giữa bộ truyền và phương ngang < 400)

ka: Hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích, lấy ka = 1( Khoảng cách trục a=(30 50)p )

kdc: Hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích, lấy kdc = 1 (ứng với vị trí trục không điều chỉnh được)

kbt: Hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn, lấy kbtr = 1,3 ( vì môi trường có bụi, bôi trơn loại II)

kd: Hệ số tải trọng động, kể đến tính chất của tải trọng, lấy kd = 1,25 (vì tải trọng động )

Kc: Hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền , lấy kc = 1,25(làm việc

Ptx = 17,58 (KW) < [P] = 19,3 (KW)

Thoả mãn điều kiện (1)

Theo bảng 5.8[I]/83 với n1 = 106,86 < 300(v/phut)

p = p max = 50,8(mm), với pmax là bước xích lớn nhất cho phép

Ù Thoả mãn điều kiện va đập đối với bộ truyền

8,50.27452

452775,31

1170.24

.2

2

2

2 2

2 1 2 2

Π

−+

p

a

x

Lấy số mắt xích: x = 116

Tính lại khoảng cách trục a theo số mắt xích x = 116

86,106.27

Điều kiện : i ≤ [i]

[i]: Số lần va đập cho phép trong một giây

Tra theo bảng 5.9[I]/85 Dựa vào P = 31,75mm ta có: [i] = 25

Vậy i = 1,65 < [i] = 25 => thoả mãn

Q s

V t

d

≥++

86 , 106 75 , 31 27 10

60

.

3 3

5 1000

kf: Hệ số phụ thuộc độ võng f của xích và vị trí bộ truyền, f = (0,01÷0,02)a

Lấy kf = 6 ( Bộ truyền nghiêng một góc < 400)

→ F0 = 9,81.6.3,8.1261.10-3 = 282,04(N)

Vậy ta tính được s

29 , 23 7 , 42 8 , 668 8

, 7523 2 , 1

10 8 , 226

3

0

= +

+

= + +

=

V t

Vậy S = 15,13 > [S] = 8,5 ⇒ Bộ truyền xích đảm bảo độ bền

5/ Xác định các thông số của đĩa xích và kiểm nghiêm độ bền tiếp xúc:

a/ Xác định thông số của đĩa xích:

- Đường kính vòng chia của đĩa xích được xác định theo công thức:

π

→ d1 = 273 , 48 ( )

27 180

75 , 31

mm Sin

75 , 31

mm Sin

,0.75,31cotg

- Đường kính vòng chân của đĩa xích 1,2:

df1 = d1 - 2r Tra bảng 5.2[I]/78 với p=31,75=> d1 = 19,05 (mm)

.

.

47 ,

kd

vd d

t r H

k A

E F k

F k

σ

Trong đó: [σH]: ứng suất tiếp xúc cho phép MPa.Tra bảng 5.11[I]/86

=>[σH] =500…600 MPa

Chọn vật liệu làm đĩa xích 1 là thép 45 tôi cải thiện, đạt độ cứng HB210 đảm bảo được

độ bền tiếp xúc cho răng đĩa 1 →[σH] = 600MPa

kr: Hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích phụ thuộc vào Z

Với Z = 27 => k = 0,42

FVd1: Lực va đập trên m dây xích

FVd1 = 13.10-7.nx.p3.m Với n1 = 106,86(v/phut)

P = 31,75 mm m:số dãy xích m = 1

→ FVd1 = 13.10-7 106,86 31,753.1 = 4,45 (N)

Ft: Lực vòng = 3267,97 (N)

kd: Hệ số tải trọng động, tra bảng 5.6[I]/82 ta lấy kd = 1,2

A: Diện tích chiếu của mặt tựa bản lề, tra bảng 5.12[I]/87 ta được

A = 262 (mm2)

Kkd: Hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy, kkd = 1 vì có 1 dãy

E =

2 1

2 12

E E

E E

+ , Môđun đàn hồi MPa

E1,E2: Mô đun đàn hồi của vật liệu con lăn và răng đĩa

E = 2,1.105 MPa

Vậy ứng suất tiếp xúc σH:

1 262

10 1 , 2 45 , 4 2 , 1 97 , 3267 42 , 0 47 ,

Mà theo trên ta tra bảng được [σH1] = 500…600 MPa

Thoả mãn điều kiện σH1<[σH1]

Đĩa xích 2:

Tương tự đĩa xích 1 ta có điều kiện:

( 2 ) [ ]2

2 2

.47,

kd

vd d t r H

A k

E F k F k

δ

Với z2 =45 => kr 2 = 0,26 và FVd2 = FVd1 = 4,45(N), Kkd= 1,2, Ft= 3267,97 (N) A

=262(mm2) E = 2,1.105 MPa

( ) 425,12( )

1.262

10.1,2.45,42,1.97,3267.26,0.47,0

P

k x

.

10

6 7

Kx: Hệ số kể đến trọng lượng xích Lấy kx = 1,15 Vì đây là bộ truyền nghiêng một góc < 400

→ Fr = 1,15.3267,97 = 3758,16 (N)

7/- Thông số kích thước bộ truyền xích:

- Số răng đĩa xích 1 và 2: Z1 = 27, Z2 = 45 (răng)

THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

I : THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP NHANH

1.Chọn vật liệu:

Vì hộp giảm tốc chịu công suất,vận tốc trung bình nên ta chọn vật liệu nhóm I là loại vật liệu có HB≤350, bánh răng được thường hoá hoặc tôi cải thiện Nhờ độ rắn thấp nên có thể cắt răng chính xác sau khi nhiệt luyện Đồng thời bộ truyền có khả năng chạy mòn.Chọn vật liệu có ký hiệu và cơ tính sau :

Loại

bánh

răng

Nhãn hiệu thép

Nhiệt luyện

Độ rắn Giới hạn

bền σb Mpa

Giới hạn chảy σch MPa

0 limσ

0 limσ

0 limσ

0 limσ

• hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc : S H =1,1

• ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở : 0

H

σ = 2.HB1 + 70 = 2.220 + 70 = 510 (Mpa)

m , H m F: Bậc đường cong mỏi

* N FO1 = N FO2=4 10 6.(với tất cả mọi loại thép)

• Số chu kì thay đổi ứng suất tiếp xúc tương đương :

t : số giờ làm việc ở chế độ ứng với mô men xoắn T i

i : chỉ số chỉ thứ tự chế độ làm việc của bánh răng đang xét

max

T : mômen xoắn lớn nhất của bộ truyền

c : số lần ăn khớp trong một vòng quay

3,0.5,05,0.8,02,0.1.23360.1425.1.60

60

3 3

3 3

max 2

++

++

i HE

t

t T

T t

3 , 0 5 , 0 5 , 0 8 , 0 2 , 0 1 23360 1425 1 60

.

.

60

6 6

6 6

max

+ +

i FE

t

t T

T t

0 limσ

Vậy [ ] 1 463,63( )

1,1

thoả mãn điều kiện

Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải :

1 1

1

] [

).

1 (

ba H

H a

w

u

K T u

K

a

ψσ

β

±

= Vì cặp bánh răng ăn khớp ngoài => lấy dấu “+”

trong đó :

K : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính

về tiếp xúc.Tra bảng 6.7[I]/98 với ψbd=1 : KHβ = 1,12 (sơ đồ 3)

)(05,1253

,0.63,4.54,454

12,1.24,35318)

163,4.(

5,2

9848,0.130.2)1(

cos 2

=

u m

)8318(5,2

2

)(

t

a

z z m a

z m

- Góc prôfin gốc : α=200 (theo TCVN 1065-71)

- Góc prôfin răng : 0 20,540

9711,0

9711,0

)1883.(

5,2.5,0cos

).(

.5,

mm z

z m

18.5,2cos

83.5,2cos

130.21

2 1

u

a d

=

d w2 =d w1.u m =46,18.4,63=212,88(mm)

112,388,1

2 1

−

εα

z z

- Hệ số trùng khớp dọc : 1,19

.5,2

80,13sin.39

sin

=

π π

β

εβ

m

b w

c).kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

ứng suât tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng của bộ truyền phải thoả mãn điều kiện sau

2

1

1

.

) 1 (

2

w m W

m H H

M H

d u b

u K T Z Z

cos2

tw

b H

Z

α

β

Bánh răng không dịch chỉnh nên αtw =αt =20,540

Góc nghiêng trên mặt trụ cơ sở :

2300 , 0 80 , 13 54 , 20 cos

9711,0

w W H HV

K K T

d b V K

2

1

1

1

+

=

+/

m

w H

H

u

a v g

V =δ 0

Vận tốc vòng của bánh răng :

3,44( / )

10.60

1425.18,46.10

.60

3 3

130.44,3.73.002,

18,46.39.66,21

2

1

w W H HV

K K T

d b V

18 , 46 63 , 4 39

) 1 63 , 4 (

36 , 1 24 , 35318 2 78 , 0 72 , 1 274

.

) 1 (

2

=

w m W

m H H

M

H

d u b

u K T Z Z

[ ] 431,81 39,69( )

65,435.39

2 2

mm b

b

cx H

H cu

d) Kiểm tra răng về độ 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 :

m d b

Y Y Y K T

w w

F F

F

.

2

1 1

1 1

1

β ε

σ = ≤ [σ F1]

1

2 1

2

.

F

F F

Y F1, Y F2 Hệ số dạng răng của bánh 1 và bánh 2, phụ thuộc vào số răng tương đương

9711,0

+ K Fα: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng không đồng thời

ăn khớp, Tra bảng 6.14[I]/98 : K Fα =1,40

+ K Fv: Hệ số tải trọng đột ngột xuất hiện trong vùng ăn khớp :

α

β F F

W W F Fv

K K T

d b V K

2

1

130.44,3.73.006,0

F

u

a v g

40,1.24,1.24,35318

2

18,46.40.98,7

=

Fv

K

- Hệ số tải trọng khi tính về uốn:

K F =K Fβ.K Fα.K Fv =1,24.1,40.1,12=1,94

=> Ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh chủ động:

)(28,226][)(95,17

5,2.18,46.40

08,4.90,0.62,0.94,1.24,35318.2

2

1

1 1

1 1

1

MPa MPa

m d b

Y Y Y K T

F

w w

F F

60,3.95,17

2 1

2 1

Y

Y

F F

F F

σ

⇒ Vậy bánh răng thoả mãn điều kiện độ bền uốn

e Kiểm nghiệm răng về qua tải:

Căn cứ vào sơ đồ tải trọng, ta nhận thấy khi làm việc răng có thể bị quá tải (lúc mở máy , hãm máy ) với hệ số quá tải :

3 , 1

1 max = = =

T

T T

T K

ứng suất tiếp xúc cực đại :

71,4963,1.65,435

suất cho phép (2)

=> thoả mãn điều kiện tránh biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt

Ứng suất uốn cực đại :

3,1.95,17

Thoả mãn điều kiện phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng

4 Bảng các thông số cơ bản của bộ truyền cấp nhanh :

Thông số Giá trị đơn vị Thông số Giá trị đơn vị

Ta chọn loại vật liệu có nhãn hiệu và cơ tính như sau :

Loại

bánh

răng

Nhãn hiệu thép

Nhiệt luyện

0 limσ

0 limσ

0 limσ

0 limσ

• hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc : S H =1,1

• ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở : 0

H

σ = 2.HB3 + 70 = 2.245 + 70 = 560 (Mpa)

0

4 lim

H

σ = 2.HB4 + 70 = 2.230 + 70 = 530 (Mpa)

0

3 lim

F

σ = 1,8.HB3 = 1,8.245 = 441 (MPa)

0

4 lim

3

max

Trong đó :

T : mômen xoắn lớn nhất của bộ truyền

c : số lần ăn khớp trong một vòng quay

3,0.5,05,0.8,02,0.1.23360.77,307.1.60

60

3 3

3 3

max 2

2

++

HE

t

t T

T t

u

n c

3 , 0 5 , 0 5 , 0 8 , 0 2 , 0 1 23360 77 , 307 1 60

.

.

60

6 6

6 6

max 3

3

+ +

FE

t

t T

T t

Ö thoả điều kiện

Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải

[ ] σH max =2,8.σch2 =2,8.450=1260(MPa)

Ứng suất uốn cho phép khi quá tải

[ ]σF3 max =0,8σch1 =0,8.580=464(MPa)

[ ]σF4 max =0,8σch2 =0,8.450=360(MPa)

3.Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền:

a)Xác định sơ bộ khoảng cách trục :

3

2 2

2 2

2

][

.)

1(

ba H

H a

w

u

K T u

K a

ψσ

β+

=trong đó :

ba

ψ : hệ số, là tỉ số giữa chiều rộng vành răng và khoảng cách trục Tra bảng 6.6[I]/96 chọn ψba= 0,3 => ψbd = 0,5 ψba ( u2 + 1 ) = 0,5.0,3.(2,88+1) = 0,616 =>chọn ψbd= 0,6

K : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính

về tiếp xúc.Tra bảng 6.7 với ψbd= 0.6 => KHβ = 1,07 (sơ đồ 3)

)(09,1553

,0.88,2.4,495

07,1.18,159182)

188,2.(

5,2

9848,0.160.2)1(

cos 2

=

u m

)9232(5,2

2

)(

o o w

w

t

a

z z m a

- Góc prôfin răng : 0 20,590

9687,0

9687,0

32.5,2)cos(

92.5,2)cos(

160.21

12,388,1cos1

12,388,

1

2 1

−

εα

z z

.5,2

)37,14sin(

.48

c) kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

Ứng suât tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng của bộ truyền phải thoả mãn điều kiện sau :

3

2

.

) 1 (

2

w m W

m H H

M H

d u b

u K T Z Z

=> 1,72

)59,20.2sin(

)48,13cos(

.2

w W H HV

K K T

d b V K

2

1

2

3

H

u

a v g

V =δ 0

Vận tốc vòng của bánh răng 3 :

1,33( / )

10.60

77,307.47,82.10

.60

3 3

K : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành

răng, Tra bảng 6.7[I]98 => : K Hβ =1,07

Trị số của các hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp δHvà δF

Tra bảng 6,15 => δH =0,002

Tra bảng 6.16 => g0 = 73

=> 1,45

88,2

160.33,1.73.002,

2

47,82.48.45,11

2

1

w W H

HV T K K

d b V K

47 , 82 88 , 2 48

) 1 88 , 2 (

22 , 1

18 , 159182

2 77 , 0 72 , 1 274

.

) 1 (

2

=

w m W

m H H

M H

d u b

u K T Z Z

σ

σH =460,86(MPa)<[ ]σH3 =490(MPa)

Tính [ ] σH :

=>Thoả mãn điều kiện bền tiếp xúc

d) Kiểm tra răng về độ 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 :

m d b

Y Y Y K T

w w

F F

2

3 3

3 2

3

β ε

σ = ≤[σ F]3

3

4 3

4

.

F

F F

11

Y ,Y F4: Hệ số dạng răng của bánh 3 và 4, phụ thuộc vào số răng tương đương

9687,0

+ K Fα: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng không

đồng thời ăn khớp, Tra bảng 6.14[I]/104: K Fα =1,37

+ Hệ số tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp :

α

β F F

W W F Fv

K K T

d b V K

2

1

2

3

+

=

4,34

88,2

160.33,1.73.006,0

F

u

a v g

37,1.17,1.18,159182

2

47,82.48.34,4

5,2.47,82.48

63,3.89,0.59,0.65,1.18,159182

2

2

3

3 3

3 2

3

MPa MPa

m d b

Y Y Y K T

F

w w

F F

,3

60,3.17,101

4 3

4 3

Y

Y

F F

F

F

σ

⇒ Vậy bánh răng thoả mãn điều kiện độ bền uốn

e)Kiểm nghiệm răng về qua tải:

Căn cứ vào sơ đồ tải trọng, ta nhận thấy khi làm việc răng có thể bị quá tải (lúc mở máy , hãm máy ) với hệ số quá tải :

3 , 1

• ứng suất tiếp xúc cực đại :

3,1.86,460

max = H qt =

σ = 525,46(MPa) < [σH]max = 1260 (MPa)

=> Thoả mãn điều kiện tránh biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt

• ứng suất uốn cực đại :

3,1.17,101

4

max

4 = F qt =

σ = 130,43 (MPa) < [σF]4max = 360 (MPa)

Thoả mãn điều kiện phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng

Bảng thông số bộ truyền cấp chậm Thông số Giá trị đơn vị Thông số Giá trị đơn vị

III / KIỂM TRA CÁC ĐIỀU KIỆN

1 / kiểm tra điều kiện bôI trơn

Lượng dầu bôi trơn phụ thuộc vào vận tốc vòng:

Xmin = Min(X2min ; X4min ) = Min (99,335 ;110,215 ) = 99,335 (mm)

Xmax = Min(X2max ; X4max) =Min (89,335 ; 90,910) = 89,335 (mm) Vậy ta xét điều kiện bôi trơn:

Xmin – Xmax =10 > 5 (mm)

ΔX = Xmin - Xmax = 141,33 – 131,96 = 9,37 (mm) > 5 (mm)

Vậy bộ truyền có thể bôi trơn được

2 / kiểm tra điều kiện chạm trục

Để bánh răng không chạm trục thì:

) ( 15 8 ) 2 2

2 ,

0 iτ

T

Trong đó Ti: là mô men xoắn trên trục

[τ ]: ứng suất cho phép [τ ]=12÷15 chọn [τ ]=15 (Mpa)

Đường kính sơ bộ của trục I: dSb1 = 3 1

] [

2 ,

0 τ

T = dSb1 = 3

15 2 , 0

24 ,

35318 =22,75(mm)

Đường kính sơ bộ của trục III: dSb3 = 3 3

] [

2 ,

0 τ

T = dSb3 = 3

15 2 , 0

34 ,

446846 =53(mm)

Ta có:X1 = aw1 - 15

22

58,87

X2 = aw2 - 10

22

67,218

Vậy các bánh răng không bị trạm trục

3 / kiểm tra sai số vận tốc

Ta có điều kiện:

%4

%100

n th

Đối với trục II ndc = 1425(v/ph), n2 = 307,77(v/ph), um=4,61

61,4

1425

u

n n

77 , 307 11 ,

Ta có 107,23( / )

87,2

77,307

2

u

n n

m

th = = =

86 , 106

86 , 106 23 ,

86,106

3

u

n n

xt

th = = =

79 , 66

79 , 66 37 ,

a/ Xác định chiều và trị số của các lực từ các bộ truyền bánh răng:

Dựa vào chiều quay của băng tải ta xác định được chiều quay của các bánh răng Chọn chiều nghiêng của các bánh răng như trên hình là hợp lý bởi vì tổng lực dọc trục tác dụng lên ổ trục II là nhỏ nhất

, 212

18 , 159182

2 2

) ( 59 , 1529 18

, 46

24 , 35318 2 2

2

2 2

1

1 1

N d

T F

N d

T F

w t

w t

, 13 cos

54 , 20 51 , 1495 cos

) ( 14 , 590 80

, 13 cos

54 , 20 59 , 1529 cos

0

0 2

2

0

0 1

1

N tg

tg F F

N tg

tg F F

tw t r

tw t r

βαβα

, 13 51 , 1495

) ( 70 , 375 80

, 13 59 , 1529

0 2

2

0 1

1

N tg

tg F F

N tg

tg F F

t a

t a

β β

• Lực tác dụng từ bộ truyền cấp chậm:

, 236

34 , 446846

2 2

) ( 36 , 3860 47

, 82

24 , 159182

2 2

4

3 4

3

3 3

N d

T F

N d

T F

w t

w t

, 14 cos

59 , 20 95 , 3775 cos

) ( 08 , 1497 37

, 14 cos

59 , 20 36 , 3860 cos

0

0 4

4

0

0 3

3

N tg

tg F F

N tg

tg F F

tw t r

tw t r

βαβα

, 14 95 , 3775

) ( 01 , 989 37

, 14 36 , 3860

0 4

4

0 3

3

N tg

tg F F

N tg

tg F F

t a

t a

β β

0 τ

T

Trong đó: T là mômen của các bộ truyền tác dụng lên trục

[τ] là ứng suất xoắn cho phép của vật liệu là trục : Với thép 45 ta chọn [τ]1 = [τ]2 = 15 (MPa) ; [τ]3 = 30(MPa)

Vậy ta có các đường kính trục sơ bộ như sau :

[ ] [ ] [ ] 0,2.30 42( )

34,4468462

,0

)(57,3715

.2,0

159182182

,0

)(74,2215

.2,0

24,353182

,0

mm

T d

mm

T d

Lấy tròn các sơ bộ trục ta có :

d1 = 25 (mm) ; d2 = 40 (mm) ; d3 =45(mm)

3 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực:

Dựa theo đường kính trục sơ bộ ta sử dụng bảng 10.2 để chọn chiều rộng ổ lăn :

d(mm) 25 40 45

Chiều dài mayơ đĩa xích và mayơ bánh răng trụ : l mki = ( 1 , 2 ÷ 1 , 5 ).d k

lm13 = lm22 = (1,2÷1,5).d2 = (1,2÷1,5).25 = 48 ÷60 (mm)

Các kích thước liên quan tra theo bảng 10.3[I]/189 ta có:

- Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay : k1 = 10 mm

- Khoảng cách từ mặt cạnh ổ đến thành trong của hộp giảm tốc: k2 = 10 mm

- Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến nắp ổ: k3 = 15 mm

- Chiều cao nắp ổ và đầu bulông : hn = 15 mm

- Khoảng Côngxôn trên trục tính từ chi tiết ngoài hộp đến gối đỡ:

4 / Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục :

= 8674,91 (Nmm) Theo phương x:

.63,847.l

21

c12 22

l

F l

21

1 22

l

Ma l

Fr

=

+

= +