Đồ án chi tiết máy 2016

Đồ án Chi tiết máy 2016 Đại Học Công Nghiệp Tp.HCM. Thiết kế hộp giảm tốc, Khoa Công nghệ Cơ Khí Đại hoc Công Nghiệp Tp.HCM. Thiết kế hộp giảm tốc, Khoa Công nghệ Cơ Khí Đại hoc Công Nghiệp Tp.HCM Thiết kế hộp giảm tốc, Khoa Công nghệ Cơ Khí Đại hoc Công Nghiệp Tp.HCM. Thiết kế hộp giảm tốc, Khoa Công nghệ Cơ Khí Đại hoc Công Nghiệp Tp.HCM

TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP TP.HCM

KHOA CÔNG NGHỆ CƠ KHÍ

- -ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

GVHD: PGS.TS Nguyễn Danh Sơn

Mã lớp học phần:

Sinh viên thực hiện:

Tp.HCM Ngày tháng năm 2016

Đề số 5: THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

Phương án số: 01

Chú thích:

1 – Động cơ điện ba pha không đồng bộ

2 – Nối trục đàn hồi

3 – Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp phân đôi

4 – Bộ truyền xích ống con lăn

5 – Tang dẫn động

Bảng phân công nhiệm vụ nhóm 17

Nội dung

- Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền

- Tính toán thiết kế hộp giảm tốc

- Tính toán thiết kế bộ truyền hở: xích ốngcon lăn

- Tính toán thiết kế trục

- Tìm hiểu hệ thống truyền động

- Bôi trơn xích tải, hộp giảm tốc

- Tính toán thiết kế: chọn dung sai, then

và ổ lăn cho các trục

- Tính toán thiết kế các chi tiết phụ khác

- Chọn bulong các chi tiết phụ khác

- vẽ máy chi tiết các trục và bánh răng

- Vẽ tay bản vẽ lắp A0

Lời mở đầu

Trong sự nghiệp đổi mới đất nước tầm quan trọng của ngành Cơ Khí nói chung và Ngành Công Nghệ Chế Tạo Máy nói riêng, giữ vai trò then chốt trong công cuộc Công Nghiệp Hóa và Hiện Đại Hóa đất nước Trong bối cảnh đất nước đang gia nhập WTO thì điều này lại càng được khẳng định

Môn học chi tiết máy đóng vai trò rất quan trọng trong chương trình đào tạo kỹ sư

và cán bộ kỹ thuật về nghiên cứu cấu tạo, nguyên lý làm việc và phương pháp tính toán thiết kế các chi tiết và thiết bị phục vụ cho ngành công nghiệp, nông nghiệp

và giao thông vận tải…

Đồ án môn học chi tiết máy đóng vai trò hết sức quan trọng trong quá trình đào tạotrở thành người kỹ sư Môn học là sự kết hợp chặc chẽ giữa lý thuyết và thực nghiệm Quá trình làm đồ án tốt nghiệp giúp cho sinh viên hiểu rõ hơn về những kiến thức đã được tiếp thu trong quá trình học tập, đồng thời nâng cao khả năng vận dụng sáng tạo những kiến thức này để làm đồ án cũng như công tác sau này.Trong thời gian làm đồ án môn thiết kế chi tiết máy, nhóm em được giao nhiệm vụ: “Thiết kế Hệ Thống Dẫn Động Băng Tải” Đồ án này được thực hiện trong 15 tuần, gồm 2 thành viên, khối lượng công việc sẽ được phân đều cho thành viên trong nhóm Đồ án này được hoàn thành cũng nhờ sự góp ý nhiệt tình của các bạn trong lớp và sự hướng dẫn tận tình của thầy PGS.TS Nguyễn Danh Sơn Vì đây là lần đầu làm đồ án nên không tránh khỏi sai sót, mong thầy cho chúng em thêm những nhận xét quý báu để chúng em hoàn thành tốt hơn đồ án và có thêm kinh nghiệm cho công việc sau này

Tp.HCM ngày tháng năm 2016

Nhận xét của Giảng Viên

Mục Lục

Chương 1 Tìm hiểu hệ thống truyền động băng tải 8

1.1 Động cơ điện 8

1.2 Bộ truyền xích 9

1.3 Hộp giảm tốc 10

1.4 Khớp nối đàn hồi 11

1.5 Băng tải (xích tải) 11

1.6 Nguyên lý làm việc của hệ thống truyền động băng tải 11

Chương 2 Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền 12

2.1 Công suất cần thiết 12

2.2 Phân phối tỉ số truyền sơ bộ cho hệ thống 12

2.3 Chọn động cơ 12

2.4 Phân phối lại tỷ số truyền cho hệ thống 13

2.5 công suất trên các trục 13

2.6 Tốc độ quay trên các trục 13

2.7 Tính momen xoắn trên trục 13

Chương 3 Truyền động xích 15

3.1 Chọn loại xích 15

3.2 Xác định các thông số của xích và bộ truyền xích 15

3.3 Kiểm nghiệm xích về độ bền 17

3.4 Xác định thông số của đĩa xích và lực tác dụng lên trục 18

Chương 4 Truyền động bánh răng 21

4.1 Tính toán bộ truyền bánh răng trụ nghiêng cấp nhanh 21

4.2 Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng cấp chậm 31

Chương 5 Tính toán thiết kế trục 43

5.1 Chọn vật liệu 43

5.2 Tính toán thiết kế trục về độ bền 43

5.3 Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi 54

Chương 6 Tính toán thiết kế then 62

6.1 Tính then lắp trên trục I 62

6.2 Tính toán then trên trục II 63

6.3 Tính toán then trên trục III 64

Chương 7 Thiết kế gối đỡ trục 66

7.1 Trục I 66

7.2 Trục II 67

7.3 Trục III 69

Chương 8 Nối trục 71

Chương 9 Bôi trơn hộp giảm tốc & dung sai lắp ghép 73

9.1 Dung sai lắp ghép 73

9.2 Bôi trơn 75

Chương 10 Vỏ hộp giảm tốc và các chi tiết phụ 77

10.1 Vỏ hộp giảm tốc 77

10.2 Các chi tiết phụ 79

Tài liệu tham khảo 83

Chương 1 Tìm hiểu hệ thống truyền động băng tải

Băng tải là một cơ chế hoặc máy có thể vận chuyển liên tục một tải đơn (thùng carton, hộp, túi ,…) hoặc số lượng lớn vật liệu (đất, bột, thực phẩm …) từ một điểm A đến điểm B nào đó

Định nghĩa chuyên nghiệp hơn thì hệ thống băng tải là thiết bị chuyển tải có tính kinh tế cao trong ứng dụng vận chuyển hàng hóa, nguyên vật liệu trong sản xuất với mọi khoảng cách …

Hệ thống băng tải gồm các bộ phận sau đây:

Chú thích:

1 Động cơ điện ba pha không đồng bộ

2 Nối trục đàn hồi

3 Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp phân đôi

4 Bộ truyền xích ống con lăn

5 Tang dẫn động

1.1 Động cơ điện

- Là thiết bị cung cấp momen cho hệ thống dẫn động hoạt động, chọn động cơđiện để dẫn động máy móc hoặc thiết bị công nghệ là giai đoạn đầu tiên trong quá trình tính toán thiết kế máy Muốn chọn đúng động cơ cần hiểu rõ

đặc tính và phạm vi sử dụng của từng loại, đồng thời cần chú ý đến các yêu cầu làm việc cụ thể của từng thiết bị dẫn động.

 Động cơ điện một chiều

- Ưu điểm: dễ dàng thay đổi trị số momen và vận tốc gốc trong phạm vi rộng đảm

bảo khởi động êm, hãm và đảo chiều dễ dàng, do đó được dùng rộng rãi trong các thiết bị vận chuyển

- Nhược điểm: giá thành đắt, khó tìm kiếm trên thị trường, phải tăng thêm vốn đầu

tư để đặt các thiết bị chỉnh lưu

 Động cơ điện xoay chiều

bao gồm hai loại: một pha và ba pha

- Động cơ một pha có công suất tương đối nhỏ nên thuận tiện cho các dụng cụ gia đình

- Động cơ ba pha đồng bộ:

+ Ưu điểm: hiệu suất và cosα cao, hệ số quá tải lớn

+ Nhược điểm: thiết bị tương đối phức tạp, giá thành tương đối cao

- Động cơ ba pha không đồng bộ:

+ Động cơ không đồng bộ roto dây quấn: Cho phép thay đổi vận tốc trong phạm vi nhỏ, nhưng hệ số công suất thấp, giá thành cao, kích thước lớn và vận hành phức tạp

+ Động cơ không đồng bộ roto ngắt mạch: Ưu điểm: Kết cấu đơn giản, giá thành tương đối rẻ, dễ bảo quản, làm việc tin cậy, có thể mắc trực tiếp vào lưới điện ba pha không cần biến đổi dòng điện Nhược điểm: hiệu suất và hệ số công suất thấp, không điều chỉnh được vận tốc

Chọn động cơ: Nhờ có ưu điểm đơn giản, dễ dàng tìm kiếm trên thị trường, động

cơ xoay chiều ba pha không đồng bộ roto ngắt mạch được sử dụng rất phổ biến trong nghành công nghiệp, nên ta chọn loại động cơ này

1.2 Bộ truyền xích

- Được dùng để truyền chuyển động hoặc tải trọng từ trục dẫn sang trục bị dẫnnhờ sự ăn khớp các mắc xích với các răng trên đĩa xích (dẫn động gián tiếp)

Phân loại: Tùy theo cấu tạo của dây xích, bộ truyền xích được chia thành các loại:

xích ống con lăn, xích ống, xích răng

Ưu điểm và nhược điểm chung:

Ưu điểm:

+ Có thể truyền động giữa hai trục song song cách nhau tương đối xa

+ Khuôn khổ kích thước nhỏ gọn hơn truyền động đai cùng công suất

+ Không có hiện tượng trượt, tỷ số truyền trung bình ổn định

+ Hiệu suất cao, có thể đạt 98% nếu được chăm sóc và sử dụng hết khả năng tải

+ Gây tiếng ồn khi làm việc nhất là khi đạt vận tốc cao

+ Cần bôi trơn và điều chỉnh sức căng xích thường xuyên

Chọn loại xích truyền: do làm việc ở tốc độ chậm, hệ số truyền mômen tương đối

lớn, giá thành rẻ, dễ tìm kiếm trên thị trường và độ mài mòn thấp, nên ta chọn loại xích ống con lăn để sử dụng

1.3 Hộp giảm tốc

- là hệ thống truyền động ăn khớp trực tiếp gồm các bộ truyền bánh răng cấp nhanh và cấp chậm được gắn trên các trục, trong hộp kín có tỷ số truyền không đổi dùng để giảm vận tốc và tăng mômen xoắn đến trục công tác

Ưu điểm:

+ Hiệu suất làm việc cao

+ Độ tin cậy và tuổi thọ cao

+ Thuận lợi và đơn giản khi sử dụng

Phân loại:

- Theo truyền động: hộp giảm tốc bánh răng trụ, bánh răng côn, trục vít, bánh

răng hành tinh

- Theo cấp số: một cấp, hai cấp, ba cấp

- Theo vị trí tương đối giữa các trục trong không gian: đặt ngang, đặt đứng

+ Hộp giảm tốc bánh răng trụ một cấp, hai cấp, ba cấp

+ Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp đồng trục, phân đôi, khai triển

+ Hộp giảm tốc bánh răng côn một cấp

+ Hộp giảm tốc bánh răng côn-trụ

Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp phân đôi

- Công suất này phân đôi ở cấp nhanh,, kết cấu ở cấp chậm chịu tải lớn hơn có thể chế tạo với chiều rộng vành khăn khá lớn (ψ ≥0.5 ) nhờ vị trí bánh răng đối xứng với các ổ nên có thể khắc phục sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành khăn

1.4 Khớp nối đàn hồi

- làm nhiệm vụ truyền động giữa hai trục, nối các trục ngắn thành trục dài, khớp nối còn có tác dụng đóng mở các cơ cấu (ly hợp), ngăn ngừa quá tải, giảm tải trọng động, bù sai lệch giữa các trục

1.5 Băng tải (xích tải)

- Là loại máy vận chuyển liên tục dùng để vận chuyển các vật liệu dạng rời hoặc dạng kiện liên tục thành dòng theo một tuyến vận chuyển xác định.1.6 Nguyên lý làm việc của hệ thống truyền động băng tải

- Khi động cơ quay truyền động truyền momen quay qua khớp nối đàn hồi tới

bộ truyền kín (từ bánh răng cấp nhanh sang bánh răng cấp chậm) ra bộ truyền xích

và cuối cùng đến trục công tác làm băng tải chuyển động

Chương 2 Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền

2.1 Công suất cần thiết

Do tải trọng thay đổi theo bậc,theo công thức 2.13, trang 20 [1]nên ta có:

η x=0.95 : hiệu suất bộ truyền xích

ηk = 1 :hiệu suất khớp đàn hồi

ηol = 0.99 : hiệu suất một cặp ổ lăn

ηbr = 0.96 : hiệu suất bộ truyền bánh răng

Suy ra: ηch =1 0,95 0.993 0.962 = 0.85

Vậy công suất cần thiết của động cơ : Pct = P η tđ

ch

= 6.27 0.85=7.38(kW)

2.1 Phân phối tỉ số truyền sơ bộ cho hệ thống

Tra bảng 2.4 trang 21 [1]:

Ta chọn bộ truyền xích có :u x=3

T ỉ s ố truy ề n h ợ p gi ả mt ố c 2 c ấ p 8÷ 40ta ch ọ n u h=8

Nên tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống là: u sb=u h .u x=8.3=24

Vận tốc sơ bộ của động cơ là: nsb = usb.n = 24 55 = 1320 (v/p)

+ Tỷ số truyền cấp nhanh của hộp giảm tốc : un= 3.08

+ Tỷ số truyền cấp chậm của hộp giảm tốc: uc = 2.6

+ Tỷ số truyền của hộp giảm tốc là: uh = un.uc = 8

+ Tỷ số truyền của bộ truyền xích: ux = 26.458 =3.3

2.4 công suất trên các trục

- Công suất trên trục III là:

P3= P lv

η ol .η x=

6,27 0,99.0,95=

- Công suất trên trục I là:

P1= P2

η ol .η br=

7,015 0,99.0,96=7,38 (kW)2.5 Tốc độ quay trên các trục

- Tốc độ quay trên trục I là: n1= ndc = 1455 (v/p)

- Tốc độ quay trên trục II là: n2=n1

u n=

1455 3.08=472.4(v/p)

- Tốc độ quay trên trục III là: n3=η2

u c

= 472.4 2.6 =181.7 (v/p)

- Tốc độ quay trên trục IVlà: n4=η3

u x=

181.7 3.3 = 55 (v/p)2.6 Tính momen xoắn trên trục

- Theo công thức trang 49 [1] ta có: T i=9.55× 106N i

n i

Trong đó: T là công suất (kW)

Chương 3 Truyền động xích

- Truyền động xích thuộc loại truyền động bằng ăn khớp gián tiếp, được dùng

để chuyển động giữa các trục xa nhau Có thể dùng truyền động xích để giảm tốc

độ hoặc tăng tốc So với truyền động đai, khả năng và hiệu suất của truyền động xích cao hơn, cùng một lúc có thể truyền chuyển động và công suất cho nhiều trục Tuy nhiên, truyền động xích đòi hỏi chế tạo và chăm sóc phức tạp, làm việc

có va đập, chóng mòn nhất là khi bôi trơn không tốt và làm việc trong môi trườngnhiều bụi

Các thông số ban đầu

- Công suất P = P3 = 20/3 (kW)

- Số vòng quay bánh dẫn: n = n3 = 181,7 (v/p)

- Tỉ số truyền: ux = 3,3

- Đường nối tâm đĩa xích so với đường nằm ngang: @ = 00

- Điều kiện làm việc: Quay một chiều, làm việc hai ca, tải va đập nhẹ (một năm làm việc 300 ngày, một ca làm việc 8 giờ)

Trong đó k được tính từ các hệ số thành phần cho trong bảng 5.6 [1] với:

k0 = 1 – hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền;

ka = 1 - hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích;

kđc = 1- hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích;

kbt = 1,3 - hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn;

kđ = 1,3 - hệ số tải trọng động, kể đến tính chất của tải trọng;

kc = 1,25 - hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền;

Vậy k = k0kakđckbtkđkc = 1x1x1x1.3x1.3x1.25 = 2,11

Do vậy P t=Pk k z k n=( 20

3 ).2,11 1,087 1,1=¿16,8 (kW)Tra bảng 5.5 trang 81 [1] với n01 = 200 (v/p) và pt = 16,8 kW ta được:

Với các bộ truyền xích bị quá tải lớn khi mở máy hoặc thường xuyên chịu tải trọng

va đập trong quá trình làm việc cần tiến hành kiểm nghiệm về quá tải theo hệ số antoàn:

3.4.3 đường kính chân răng

kr – hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích, phụ thuộc Z; kr = 0,45

A – diện tích chiếu của bản lề, được tra theo bảng 5.12 trang 87 [1] với p = 31,75

Tổng hợp các thông số của bộ truyền xích

Đường kính vòng chia đĩa xích lớn d2 778,4 (mm)

Đường kính vòng đỉnh đĩa xích nhỏ da1 246,87(mm)

Đường kính vòng đỉnh đĩa xích lớn da2 793,63 (mm)

Đường kính chân răng đĩa xích nhỏ df1 213,93 (mm)

Đường kính chân răng đĩa xích nhỏ df2 759,16 (mm)

Chương 4 Truyền động bánh răng

 Truyền động bánh răng dùng để truyền động giữa các trục, thông thường có kèm theo sự thay đổi về trị số và chiều của vận tốc hoặc momen

4.1 Tính toán bộ truyền bánh răng trụ nghiêng cấp nhanh.

4.1.1 Chọn vật liệu:

- do hợp giảm tốc 2 cấp chịu tải trọng trung bình nên ta chọn vật liệu làm bánh răng có độ rắn bề mặt HB≤350 Đồng thời muốn tăng khả năng chạy mòn của răng, ta nên nhiệt luyện bánh răng lớn đạt độ rắn thấp hơn bánh răng nhỏ khoảng: H1≥ H2 + (10 15)HB

Bánh răng trụ nghiêng nhỏ: tra bảng 6.1 [1] chọn thép 45 tôi cải thiện, ta có cácthông số:

+ số chu kì thay đổi ứng suất tương đương của bánh chủ động:

N HE 1=60 c∑ [ ( T i

T max)3n i t i] ( CT 6.7 trang 93 [1]) Trong đó:

+ c là số lần ăn khớp trong một lần quay c = 1 (lần)

+ Ti là momen xoắn của từng chế độ tải với T1 = T; T2 = 0.6T

+ Tmax là momen xoắn cực đại Tmax = T

+ ni là số vòng quay của trục I, n = 1455 (v/p)

+ t i là thời gian làm việc của từng chế độ tải t1 = 11 (s); t2 = 45 (s)

∑t i là tổng số giờ làm việc được tính bởi:

- Theo giả thuyết, tải làm việc 9 năm, 1 năm làm 300 ngày, ngày làm 2 ca, 1

NHE2 = NHE1/un = 1,395.109/ 3,08=4,53.108 (chu kì)

Bánh nhỏ: N HO 1=30 HHB 12,4

= 30.200 2,4 =10 7(chu kì)Bánh lớn: N HO 2=30 HHB 22,4 =30.1902,4=8,83.106(chu kì)

Theo hướng dẫn trang 94 [1] do N HE 1 ≥ N HO 1 , N HE 2 ≥ N HO 2 nên lấy NHE = NHO để tính, lúc này: K HL1=K HL2=1

Tương tự:

Vì bộ truyền thay đổi với tải trọng nhiều bậc nên:

N FE=60 c∑ [ ( T i

T max)m F n i t i] (CT6.8 trang 93 [1]) Trong đó:

mF – là bậc của đường cong mỏi khi thử về uốn mF = 6

- số chu kì tương đương của bánh nhỏ:

N FE 1=60.1.1455 (11+ 4511 1

6

+ 45 11+45 0,6

6

).43200=8,82.108 (chu kì)

- số chu kì tương đương của bánh nhỏ:

N FE 2=N FE 1/u n=2,864.108 (chu kì)

NFO là số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về bền uốn, thông thường lấy NFO

= 5.106 với mọi loại thép

Theo hướng dẫn trang 94 [1] do N FE 1 ≥ N FO 1 , N FE 2 ≥ N FO 2 nên lấy NFE = NFO để tính, lúc này: K FL1=K FL2=1

- Áp dụng công thức 6.1a và 6.2a trang 93 [1] ta có:

KFC – hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải do bộ truyền quay 1 chiều nên KFC = 1

SH,SF – hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn được tra ở bảng 6.2 trang 94 [1]:

[σ H 2]=σ O Hlim2 K HL2

450.1 1,1 =409(MPa)

[σ F 1]=σ Flim1 O K FL1 K FC

360.1 1 1,75 =205,7(MPa)

[σ F 2]=σ Flim 2 O K FL2 K FC

343.1.1 1,75 =195,4 (MPa)

- Theo 6.12 trang 95 ta được:

[σ H]=[σ H 1]+[σ H 2]

409+ 427,27

2 =418 (MPa)

Vì [σ H]≤1,25[ [σ H] ]min nên các ứng suất đã tính toán thỏa yêu cầu đưa ra

+ khi đó: ψ bd sẽ được tính theo công thức 6.16 trang 97 [1]:

+ ψ bd=0.53ψba (u ±1) do bánh răng ăn khớp ngoài nên công thức 6.16 sẽ được viết lại:

 Chọn aw theo tiêu chuẩn; aw = 125 (mm)

Môđun răng được tính theo công thức 6.17 trang 97 [1]:

m = (0,01 0,02)aw = (0,01 0,02)125 = 1,25 2,5 (mm)

theo bảng 6.8 trang 99 [1] ta nên chọn m = 2 (mm)

Môđun càng nhỏ thì số răng càng lớn, khi đó tăng khả năng chống dính, tăng hệ số trùng khớp ngang, giảm tiếng ồn và khối lượng lao động cắt răng, giảm hao phí vậtliệu (giảm đường kính đỉnh), tuy nhiên độ bền uốn giảm xuống

chọn sơ bộ góc nghiêng răng: β=100

tính số răng Z1 theo công thức 6.31 trang 103 [1]:

=>β=12,580

Xác định lại tỉ số truyền sau khi chọn răng: u ,=Z2

3,08 .100 %=0,45 % => thỏa yêu cầu

nhanh:

Dựa vào các thông số đã tính toán ở trên ta có bảng sau( trích bảng 6.11 trang 104 [1])

Bánh bị dẫn d2= m Z2

cos β=

2.92 0,976=188,5

Đường kính vòng

đỉnh (mm)

Bánh dẫn da1 = d1 + 2m = 61,5 + 2.2 = 65,5Bánh bị dẫn da2 = d2 + 2m = 188,5 + 2.2 = 192,5

Đường kính vòng

đáy (mm)

Bánh dẫn df1 = d1 – 2,5m = 61,5 – 2,5.2 = 56,5Bánh bị dẫn df2 = d2 – 2,5m = 188,5 – 2,5.2 = 183,5Chiều rộng vành

ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiện sau: (công thức 6.33 trang 105 [1])

+ β b – góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở được tính theo công thức 6.35 trang 105 [1]:

+ K Hβ – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răngđược tra ở bảng 6.7 K Hβ=1,05

+ K Hα – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp được tra ở bảng 6.14; K Hα=1,16

+ K Hv - hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp được tính theo công thức 6.41 trang 107 [1]:

K Hv=1+ v H b w d w1

2 T1K Hβ K Hα trong đó:

+ vH được tính theo 6.42 trang 107 [1]: v H=δ H g o v√a w/u trong đó:

+ δ H – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp được tra ở bảng 6.15;

K xH=√1,05− d

10 4 =√1,05−63

10 4 =1,0216

=>[σ¿¿H ]=[σ¿¿H ] Z R Z v K xH=418.1.0,95 1,0216 ≈ 406¿ ¿ (MPa)

vậy σ H< [σ H¿ => thỏa điều kiện bền tiếp xúc

để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không được vượt quá giá trị cho phép Theo công thức 6.43 và 6.44 trang 108 [1]:

σ F 1=2 T1K F Y ε Y β Y F 1

b w d w 1 m ≤ [σ F 1] (6.43)

σ F 2=σ F 1 Y F 2

Y F 1 ≤[σ F 2] (6.44)Trong đó:

+ T1 – momen xoắn trên trục chủ động; T1 = 48439,2 (Nmm)

cos3β=98,955; trị số Y F 1 ,Y F 2 được tra ở bảng 6.18 vậy Y F 1=3,8 ;YF 2=3,6

- Y R – hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng; Y R=1

- Y s – hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất;

Vì σ F 1<[σ F 1];σ F 2<[σ F 2] => thỏa yêu cầu đưa ra

Để trách biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại phải thỏamãn điều kiện được tính theo công thức 6.48 trang 110 [1]:

σ Hmax=σ H√K qt ≤[σ H]max trong đó:

σ H=397 (MPa)

+ Kqt – hệ số quá tải; được tính bằng Kqt = Tmax/T = 2,2 ( bảng phụ lục P1.3 trang 237 [1])

Vậy: σ Hmax=σ H√K qt= ¿ 397.√2,2=589 (MPa) <[σ H]max=1260 (MPa)

Theo 6.49 trang 110 [1]:

σ F 1 max=σ F 1 K qt= 87,5.2,2=192,5 (MPa) <[σ F 1]max=464 (MPa)

σ F 2 ma x=σ F 2 K qt=83.2,2=182,6 (MPa) <[σ F 2]max=360 (MPa)

=> như vậy độ quá tải được đảm bảo

- số chu kì thay đổi ứng suất tương đương của bánh chủ động:

N HE 1=60 c∑ [ ( T i

T max)3n i t i] ( CT 6.7 trang 93 [1]) Trong đó:

+ c là số lần ăn khớp trong một lần quay c = 1 (lần)

+ Ti là momen xoắn của từng chế độ tải với T1 = T; T2 = 0.6T

+ Tmax là momen xoắn cực đại Tmax = T

+ ni là số vòng quay của trục II, n = 472,4 (v/p)

+ t i là thời gian làm việc của từng chế độ tải t1 = 11 (s); t2 = 45 (s)

∑t i là tổng số giờ làm việc được tính bởi:

Theo giả thuyết, tải làm việc 9 năm, 1 năm làm 300 ngày, ngày làm 2 ca, 1 ca 8 giờ

số chu kì làm việc của bánh răng lớn là:

NHE2 = NHE1/uc = 1,395.109/ 2,6=1,74 108 (chu kì)

Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi khử về tiếp xúc:

Bánh nhỏ: N HO 1=30 HHB 12,4 = 30.2002,4=107(chu kì)

Bánh lớn: N HO 2=30 HHB 22,4 =30.190 2,4 =8,83.10 6(chu kì)

Theo hướng dẫn trang 94 [1] do N HE 1 ≥ N HO 1 , N HE 2 ≥ N HO 2 nên lấy NHE = NHO để tính, lúc này: K HL1=K HL2=1

Tương tự:

Vì bộ truyền thay đổi với tải trọng nhiều bậc nên:

N FE=60 c∑ [ ( T i

T max)m F n i t i] (CT6.8 trang 93 [1]) Trong đó:

+ mF – là bậc của đường cong mỏi khi thử về uốn mF = 6

số chu kì tương đương của bánh nhỏ:

N FE 1=60.1.472,4 (11+4511 .1

6

+ 45 11+45 0,6

6

).43200=2,864.1 08 (chu kì)

N FE 2=N FE 1/u c=1,1 108 (chu kì)

NFO là số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về bền uốn, thông thường lấy NFO

= 5.106 với mọi loại thép

Theo hướng dẫn trang 94 [1] do N FE 1 ≥ N FO 1 , N FE 2 ≥ N FO 2 nên lấy NFE = NFO để tính, lúc này: K FL1=K FL2=1

Áp dụng công thức 6.1a và 6.2a trang 93 [1] ta có:

σ Flim1 O =1,8 HB=1,8.200=360 (MPa)

σ Flim2 O =1,8 HB=1,8.190=342 (MPa)+ KFC – hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải do bộ truyền quay 1 chiều nên KFC = 1+ SH,SF – hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn được tra ở bảng 6.2 trang

94 [1]:

+ SH = 1,1; SF = 1,75

+ KHL, KFL – hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độtải trọng của bộ truyền Như đã tính toán ở trên, KHL1 = KHL2 = KFL1 = KFL2 = 1

Vậy:

[σ H 1]=σ O Hlim1 K HL1

470.1 1,1 =427,27 (MPa)

[σ H 2]=σ O Hlim2 K HL2

450.1 1,1 =409(MPa)

[σ F 1]=σ Flim 1 O K FL1 K FC

360.1 1 1,75 =205,7(MPa)

[σ F 2]=σ Flim 2 O K FL2 K FC

343.1.1 1,75 =195,4 (MPa)Theo hướng dẫn trang 95, ứng suất cho phép là ứng suất nhỏ nhất giữa 2 giá trị của[σ H 1] và [σ H 2], vậy:

khi đó: ψ bd sẽ được tính theo công thức 6.16 trang 97 [1]:

+ ψ bd=0.53ψba (u ±1) do bánh răng ăn khớp ngoài nên công thức 6.16 sẽ được viết lại:

do bánh răng là răng thẳng nên β=00

- tính số răng Z1 theo công thức 6.19 trang 99 [1]:

z1= 2 a w

2.180 2(2,6+1)=50 (răng) chọn z1 = 50 (răng)

z1+z2=2 a w

m =180 (răng)

2,6 =0 % => thỏa yêu cầu

 Dựa vào các thông số đã tính toán ở trên ta có bảng sau( trích bảng 6.11 trang 104 [1]):

đáy (mm)

Bánh dẫn df1 = d1 – 2,5m = 100 – 2,5.2 = 95Bánh bị dẫn df2 = d2 – 2,5m = 260 – 2,5.2 = 255Chiều rộng vành

 kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiện sau: (công thức 6.33 trang 105 [1])

+ β b – góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở được tính theo công thức 6.35 trang 105 [1]:

+ vH được tính theo 6.42 trang 107 [1]: v H=δ H g o v√a w/u trong đó:

+ δ H – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp được tra ở bảng 6.15;

[σ¿¿H ]=[σ¿¿H ] Z R Z v K xH¿ ¿ trong đó:

v = 2,238 m/s < 5 m/s; Zv = 1

 với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra = 2,5 1,25 μmm; do đó ZR = 0.95; K xH –

hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng; tính chính xác K xH theo công thức trang 222 [2]:

K xH=√1,05− d

10 4 =√1,05−108

10 4 = 1,02

=>[σ¿¿H ]=[σ¿¿H ] Z R Z v K xH= 409.1.0,95 1,02=396,3 ¿ ¿ (MPa)

Như vậy σ H> [σ H¿, nhưng do chênh lệch này không nhiều, do đó ta có thể tăng chiều rộng vành răng:

Vậy σ H<[σ¿¿H ]¿ => thỏa điều kiện bền tiếp xúc

để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không được vượt quá giá trị cho phép Theo công thức 6.43 và 6.44 trang 108 [1]:

+ K Fβ – hệ số kể đến sự phân bố không đồng đều tải trọng trên chiều rộng vànhrăng khi tính về uốn được tra ở bảng 6.7; K Fβ=1,12

+ K Fα – hệ số kể đến sự phân bố không đồng đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn; tra bảng 6.14 ta có K Fα= ¿1,4

+ K Fv – hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn:

Theo công thức 6.47 trang 109 [1]:

v F=δ F g o v√a w

u

trong đó:

Các hệ số δ F , g o được tra ở bảng 6.15 và 6.16; δ F¿0,011; g o=73 ; v = 2,238 m/sVậy:

+ Y R – hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng; Y R=1

+ Y s – hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất;