Theo mẫu máy DMU 60T: bộ truyền bánh răng côn được dùng để lắp đầu phay đứng có hướng vuông góc với trục chính nằm ngang. Bộ truyền bánh răng côn có tỉ số truyền i = 1, mô đun = 2,5, các thông số đầu vào để tính toán bộ truyền bánh răng côn của cụm trục chính: N = 13 kw; n = 1498 vòngphút. 1. XÁC ĐỊNH CÁC ỨNG SUẤT CHO PHÉP: 1.1. Chọn vật liệu: Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hoá trong thiết kế, ở đây chọn vật liệu của các bánh răng là như nhau, cụ thể theo bảng 6.1 TKHDĐCK I , chọn: Thép 25XT(có các thành phần hoá học chủ yếu như sau: %C = 0.25 % %Cr = 1.0% %Mn = 1.0 % %Ti = 1.0% và các chất khác). Phương pháp nhiệt luyện: Thấm Cácbon, Nitơ và tôi đạt độ rắn: Độ rắn: 57 63 HRC Giới hạn bền: b = 1150 MPa. Giới hạn chảy: ch = 950 MPa. I.2. Xác định ứng suất cho phép: Ứng suất tiếp xúc cho phép H và ứng suất tiếp xúc cho phép H được xác định theo công thức(6.1 – TKHDĐCK I ): H = .ZR.ZV.KxH.KHL. F = .YR.YS.KxF.KHL.KFc. Trong đó các thông số được xác định như sau: 0Hlim và 0Flim: ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với chu kì cơ sở, trị số của chúng cho theo bảng 6.2. 0Hlim1=0Hlim2= 23HRC = 23.60 = 1380 (MPa) và 0Flim1= 0Flim2= 750 MPa (với 60HRC) SH và SF: hệ số an toàn tra theo bảng 6.2 –TKHDĐCK I , ta có: SH = 1,2 và SF = 1,55. ZR: hệ số kể đến độ nhám của bề mặt răng. Zv: hệ số kể đến ảnh hưởng của vận tốc vòng. KxH: hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răng. Khi tính toán sơ bộ thì ZR. Zv. KxH = 1 YZ: hệ số kể đến độ nhám của bề mặt chân răng. YS: hệ số kể đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất. KxF: hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răng đến độ bền uốn. Khi tính toán sơ bộ thì YZ.YS. KxF = 1 KFC: hệ số xét đến ảnh hưởng của tải, KFC = 1 khi tải đặt ở một phía(bộ truyền quay một chiều) và KFC = 0,7 0,8 khi đặt tải hai phía(dùng 0,8 khi HB > 350). KFC = 0,8 KHL và KFL: hệ số xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền được xác định theo công thức sau:
Trang 1Tính toán bộ truyền bánh răng côn
Theo mẫu máy DMU 60T: bộ truyền bánh răng côn đợc dùng để lắp đầu phay đứng
có hớng vuông góc với trục chính nằm ngang Bộ truyền bánh răng côn có tỉ số truyền i = 1, mô đun = 2,5, các thông số đầu vào để tính toán bộ truyền bánh răng côn của cụm trục chính:
N = 13 kw; n = 1498 vòng/phút
1.1 Chọn vật liệu:
Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hoá trong thiết kế, ở
đây chọn vật liệu của các bánh răng là nh nhau, cụ thể theo bảng 6.1 TKHDĐCK I , chọn:
Thép 25XT(có các thành phần hoá học chủ yếu nh sau:
Phơng pháp nhiệt luyện: Thấm Cácbon, Nitơ và tôi đạt độ rắn:
- Giới hạn bền: b = 1150 MPa
- Giới hạn chảy: ch = 950 MPa
I.2 Xác định ứng suất cho phép:
ứng suất tiếp xúc cho phép [H] và ứng suất tiếp xúc cho phép [H] đợc xác định theo công thức(6.1 – TKHDĐCK I ):
[H] =
H
H
S
0 lim
.ZR.ZV.KxH.KHL
[F] =
F
F
S
0 lim
.YR.YS.KxF.KHL.KFc.
Trong đó các thông số đợc xác định nh sau:
- 0
Hlim và 0
Flim: ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với chu kì cơ
sở, trị số của chúng cho theo bảng 6.2
0
Hlim1=0
Hlim2= 23HRC = 23.60 = 1380 (MPa) và
0
Flim1= 0
Flim2= 750 MPa (với 60HRC)
- SH và SF: hệ số an toàn tra theo bảng 6.2 –TKHDĐCK I , ta có:
SH = 1,2 và SF = 1,55
- ZR: hệ số kể đến độ nhám của bề mặt răng
- Zv: hệ số kể đến ảnh hởng của vận tốc vòng
- KxH: hệ số xét đến ảnh hởng của kích thớc răng
Khi tính toán sơ bộ thì ZR Zv KxH = 1
- YZ: hệ số kể đến độ nhám của bề mặt chân răng
- YS: hệ số kể đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất
- KxF: hệ số xét đến ảnh hởng của kích thớc răng đến độ bền uốn
Khi tính toán sơ bộ thì YZ.YS KxF = 1
- KFC: hệ số xét đến ảnh hởng của tải, KFC = 1 khi tải đặt ở một phía(bộ truyền quay một chiều) và KFC = 0,7 0,8 khi đặt tải hai phía(dùng 0,8 khi HB > 350)
KFC = 0,8
- KHL và KFL: hệ số xét đến ảnh hởng của thời gian phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền đợc xác định theo công thức sau:
KHL = m H
HE
HO
N
N
và KFL = m F
FE
FO
N N
Trong đó:
mH và mF: bậc đờng cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn; mH = 6 và mF = 9 khi HB > 350
NHO: số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc;
NHO = 30.HB2,4= 30.6052,4= 142,3.106
Trang 2 NFO: số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn; NFO = 4.10, đối với tất cả các loại thép
NHE và NFE: số chu kỳ thay đổi ứng suất tơng đơng; coi bộ truyền chịu tải trọng tĩnh; NHE = NFE = 60.c.n.t
o c : số lần ăn khớp trong một vòng quay;c = 1;
o n : số vòng quay trong một phút; ntốc độ cao = 1498 vòng/phút;
ntốc độ thấp = 542 vòng/phút;
o t : tổng số giờ của bánh răng đang xét: t = 54 000 h;
NHE tốc độ cao = NFE = 60.c.n.t = 60.1.998.54000 = 4854.106 > NHO
NHE tốc độ thấp = NFE = 60.c.n.t = 60.1.165.54000 = 1756.106 > NHO
theo TKHDĐCK I chọn: NHE = NHO (khi NHE > NHO)
NFE = NFO (khi NFE > NFO)
KHL = KFL = 1
Từ các thông số trên ta tính đợc [H] và [F]:
[H] =
H
H
S
0 lim
2 , 1
1
= 1150 MPa
[F] =
F
F
S
0 lim
KFC.KFL = 750
75 , 1
8 , 0 1
= 342,86 MPa
2.1 Xác định chiều dài côn ngoài hoặc đờng kính chia ngoài:
Chiều dài côn ngoài hoặc đờng kính
chia ngoài của bánh côn chủ động đợc xác
định theo độ bền tiếp xúc, công thức 6.52a
TKHDĐCK I, nh sau:
Re =KR
3
2 1
2
1
.
1
H be be
H
u K K
K T u
Trong đó:
- KR = 0.5Kd – hệ số phụ thuộc bánh
răng và loại răng Với truyền động
bánh răng côn răng thẳng bằng thép,
Kd = 100 MPa1/3;
- KR = 50
- KH - hệ số kể đến phân bố không
đều tải trọng trên chiều rộng vành
răng côn, tra bảng 6.21; giá trị KH
phụ thuộcvào giá trị Kbe = 0,3 và tỉ
số truyền u =1; KH = 1,16 ứng với
giá trị
be
be
K
u K
2
.
= 0,17( chọn 0,2);
- Kbe – hệ số chiều rộng vành răng,
Kbe = b/Re = 0,25…0,3 (trị số nhỏ dùng khi u > 3, trị số lớn dùng khi u 0,3 (trị số nhỏ dùng khi u > 3, trị số lớn dùng khi u 3); Kbe = 0,3;
- T1 – Mômen xoắn trên trục bánh chủ động, Nmm; Mômen xoắn lớn khi truyền dẫn chính qua đờng truyền tốc độ thấp:
T = 9,55.106.13.0,96.0,982/(1498/2,45452.1,125) = 517889 Nmm
- [H] – ứng suất tiếp xúc cho phép; [H] = 1150 MPa
Re = KR
3
2 1
2
1
.
1
H be be
H
u K K
K T u
3
2 2
1150 1 3 , 0 3 , 0 1
16 , 1 517889
1 1
2.2 Xác định các thông số ăn khớp:
Số răng bánh nhỏ:
2
Hình : Sơ đồ tính toán bánh răng côn
Trang 3de1 = 2Re/ 2
1 u = 129,33 mm, do đó tra bảng 6.22 TKHDĐCK I và kết hợp với máy đã tham khảo đợc z1p = 34 răng Với H1 và H2 > 45 HRC ta chọn z1 =
z1p = 34 răng
Đờng kính trung bình và môđun trung bình:
dm1 = (1 – 0,5.Kbe)de1 = (1 – 0,5.0,3).129,33 = 109,93 mm
mtm = dm1/z1 = 109,33/34 = 3.215 Theo công thức 6.56, ta có:
Với bánh răng côn răng thẳng:
mte = mtm/(1 – 0,5.Kbe) = 3,215/(1 – 0,5.0,3) = 3.676, chọn theo dãy tiêu chuẩn, bảng 6.8 TKHDĐCK I và kết hợp với máy đã tham khảo , lấy trị số mte
= 2,5, do đó:
mtm = mte/(1 – 0,5.Kbe) = 2,5/(1 – 0,5.0,3) = 2,94
z1 = dm1/ mtm = 109,33/2,94 = 37.1 lấy theo máy đã nghiên cứu là z1 = 34 răng;
Số răng bánh lớn: z2 = u.z1 = 1.34 = 34 răng; Xác định lại tỉ số truyền: u = z2/ z1= 34/34 = 1;
Góc côn chia:
1 = arctg(z1/z2) = arctg(34/34) = 450
2 = 90 - 1 = 450
Đờng kính trung bình của bánh nhỏ dm1 = z1.mtm = 34.2,94 = 99,96 mm
2.3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
Theo công thức (6.58) TKHDĐCK I:
H = ZM.ZH.Z
u d b
u K T
m
H
85 , 0
1
2
2 1
2
Trong đó:
ZM – Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp, trị số của ZM đợc tra trong bảng 6.5 TKHDĐCK I, ZM = 274 MPa1/3;
ZH – Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, trị số ZH tra trong bảng 6.12 với lu ý trong bộ truyền bánh răng côn thờng dùng dịch chỉnh đều hoặc không dịch chỉnh và m = ;
ZH = 1,76;
Z - Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng đợc xác định theo công thức sau:
Z =
3
4
=
3
692 , 1
4
= 0,877 Với - hệ số trùng khớp ngang tính theo công thức;
= [1,88 – 3,2(1/z1 + 1/z2)]cosm = [1,88 – 3,2(1/34 + 1/34)]cos00 = 1,692
KH - Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc;
KH = KH.KH.KHv = 1,16.1.1,04 = 1,2
Với:
- KH là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng tra bảng 6.21 - TKHDĐCK I ; KH = 1,16;
- KH là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp; với bánh răng côn răng thẳng KH =1;
- KHv – Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, tính theo công thức:
KHv = 1 +
H H
m
K K T
d b
2
.
1
1
= 1 + 162,.76517889.27,44.1.,9916..961 = 1,04 Trong đó:
= H.go.v
u
u
d m1 1
1
1 1 96 ,
Với: v =
1000 60
.d m1 n1
1000 60
45 , 45 , 2 125 , 1 1498 96 , 99
= 1.16 m/s
H, go: đợc tra trong bảng 6.15 và 6.15 - TKHDĐCK I; H = 0,014, go
=73;
- T1 – Giá trị mômen xoắn trên trục bánh chủ động;
T1 = 9,55.106N/n = 9,55.106.13.0,96.0,982/(1498/2,45452.1,125) = 517889 Nmm
- b = Kbe.Re – chiều rộng vành răng; b = 0,3.91,45 = 27,44
Trang 4- [H] – ứng suất tiếp xúc cho phép MPa, đợc xác định từ trớc, [H] = 1150.
H = ZM.ZH.Z
u d b
u K T
m
H
85 , 0
1
2
2 1
2
= 274.1,76.0,877
1 96 , 99 44 , 27 85 , 0
1 1 2 , 1 517889
2
2
2
H [H] = 1150 MPa Ta có thể khắc phục bằng cách tăng chiều rộng b theo công thức sau
đây: b = Kbe.Re(H/[H])2 = 0,3.91,45.(1161,49/1150)2 = 27,98;
2.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:
Tơng tự bộ truyền bánh răng trụ, điều kiện bền uốn đối với bánh răng côn đ ợc viết
nh sau:
F1 =
1
1 1
85 , 0
.
2
m tm
F F
d m b
Y Y Y K
[F1]
F2 = F1.YF2/YF1 [F2]
Trong đó:
T1 – Mômen xoắn trên trục bánh chủ động;
T1 = 9,55.106N/n = 9,55.106.13.0,96.0,982/(1498/2,45452.1,125) = 517889 Nmm
mnm – Môđun pháp trung bình( đối với bánh răng côn răng thẳng thì mnm = mtm)
mtm = mte/(1 – 0,5.Kbe) = 2,5/(1 – 0,5.0,3) = 2,94
b – Chiều rộng vành răng; b = Kbe.Re = 0,3.91,45 = 27,44
dm1 - Đờng kính trung bình của bánh chủ động; dm1 = z1.mtm = 34.2,94 = 99,96
Y - Hệ số trùng khớp ngang; Y = 1/ = 1/1,74 = 0,575;
Y - Hệ số kể đến độ nghiêng của răng; Y = 1- n/140 = 1
YF1, YF2 - Hệ số dạng răng tra bảng 6.18 –TKHDĐCK I theo số răng tơng đơng zvn tính theo công thức 6.53a hoặc 6.34b Nếu dịch chỉnh đều thì chọn x1 theo bảng 6.20 – TKHDĐCK I theo công thức 6.50 và x2 = - x1 = 0;(zvn = 48) YF1 = YF2 = 3,65;
KH – Hệ số tải trọng khi tính về uốn;
KF = KF.KF.KFv =1,25.1.1,05 = 1,31
Với:
- KF - Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng, tra bảng 6.21;
KF = 1,25;
- KF - Hệ só kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp, tra bảng 6.14, với bánh răng côn răng thẳng KF = 1;
- KFv – Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp tính theo công thức ( tơng tự nh khi tính về tiếp xúc):
KFv = 1 +
F F
m F
K K T
d b
2
.
1
1
= 1 +
1 25 , 1 517889
2
96 , 99 98 , 27 15 , 19
= KFv =1,05
Trong đó:
= F.go.v
u
u
d m1 1
1
1 1 96 ,
= 19,15
Với: v =
1000 60
.d m1 n1
1000 60
45 , 45 , 2 125 , 1 1498 96 , 99
= 1.16 m/s
H, go: đợc tra trong bảng 6.15 và 6.15 - TKHDĐCK I; H = 0,014, go
=73;
F1 =
1
1 1
85 , 0
2
m tm
F F
d m b
Y Y Y K
=
96 , 99 94 , 2 98 , 27 85 , 0
65 , 3 1 575 , 0 31 , 1 517889
2
= 407 [F1] = 342,86
MPa
Ta có thể khắc phục bằng cách tăng chiều rộng b của răng lên b = 35 (có tham khảo máy chuẩn);
F1 =
1
1 1
85 , 0
2
m tm
F F
d m b
Y Y Y K
=
96 , 99 94 , 2 35 85 , 0
65 , 3 1 575 , 0 31 , 1 517889
2
= 325,72 [F1] =
342,86 MPa
Cặp bánh răng đủ bền uốn
2.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải:
Tơng tự nh kiểm nghiệm đối với cặp bánh răng trụ răng thẳng ta có:
4
Trang 5Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải ( thí dụ lúc mở máy, hãm máy v.v.) với hệ số quá tải Kqt = Tmax/T = 1, trong đó T là mômen xoắn danh nghĩa, Tmax là momem xoắn quá tải Vì vậy cần kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất uốn cực đại
Để tránh biến dạng d hoặc hoặc biến dạng dòn bề mặt, ứng suất cực đại Hmax
không đợc vợt quá giá trị cho phép:
Hmax = H K qt [Hmax] = 2520 Trong đó: H đợc xác định theo công thức 6.33 TKHDĐCK I và [Hmax] theo công thức 6.13 TKHDĐCK I
[Hmax] = 40HRC = 40.63 = 2520
Đồng thời để tránh biến dạng d hoặc phá hỏng tĩnh mặt lợn chân răng ứng suất uốn cực đại Fmax tại mặt lợn không đợc vợt quá một giá trị cho phép:
Hmax = F.Kqt [Fmax] = 2660 Trong đó: F đợc xác định theo công thức 6.43 và 6.44 TKHDĐCK I và [Hmax] theo công thức 6.14 TKHDĐCK I
[Fmax] = 2,8.ch = 2,8.950 = 2660
2.6 Xác định các kích thớc hình học:
Trang 6Khái niệm và tính toán ổ lăn theo Mechanical Destop 4.0
1 Khái niệm:
Theo Cơ sở thiết thiết kế máy có hai kiểu tính toán ổ lăn Kiểu tính phụ thuộc vào dạng tải trọng tác dụng: Tính theo khả năng tải tĩnh và tính theo khả năng tải động:
- Tính theo khả năng tải động đợc thực hiện với các ổ quay nhanh Kết quả là tuổi thọ tính bằng giờ hoặc bằng triệu vòng quay Nó là tuổi thọ tơng ứng với xác xuất làm việc không hỏng 90%, đối với ổ lăn xác xuất hỏng này là thông dụng nhất và với
điều kiện làm việc thông thờng
- Tính theo khả năng tải tĩnh đợc thực hiện trong trờng hợp ổ chịu tác dụng tải trọng khi đứng yên, khi thực hiện chuyển động lắc hoặc chịu tải trọng với số vòng quay thấp ( n < 10) Kết quả tính là hệ số an toàn tĩnh
2 Phơng pháp chọn ổ lăn:
Ta phân biệt hai phơng pháp tính toán ổ lăn nh sau:
- ổ lăn đợc tính toán riêng
- ổ lăn đợc tính trong quá trình chèn ổ vào ngõng trục
Tính toán theo Shaft Generator đợc yêu cầu khi ổ lăn đợc chèn vào chi tiết ghép trên
bản vẽ và lắp lên trục
3 Tính toán ổ lăn:
4 Tính toán ổ lăn trong quá trình chèn ổ lên trục:
5 Tính khả năng tải khi chèn ổ lên trục:
6