tính toán thiết kế các chi tiết truyền động

Thiết kế bộ truyền xích  Để thiết kế bộ truyền xích trên phần mềm công nghiệp ta thực hiện các bước sau:Bước 1: Chọn loại xích Bước 2: Dựa vào yêu cầu của đề tài và tài liệu để tính toá

PHẦN I NHIỆM VỤ ĐỒ ÁN 5

1 Thông tin sinh viên 5

2 Thông tin đề tài 5

2.1 Tên đề tài: 5

2.2 Mô tả hệ thống: 5

2.3 Số liệu thiết kế: 5

PHẦN II TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ 6

1 Tính chọn động cơ điện 6

1.1 Chọn kiểu loại động cơ 6

1.2 Chọn công suất động cơ 6

1.3 Chọn tốc độ đồng bộ của động cơ 6

1.4 Chọn động cơ thực tế 6

1.5 Kiểm tra điều kiện mở máy, điều kiện quá tải cho động cơ 7

2 Phân phối tỉ số truyền 7

2.1 Tỉ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp giảm tốc 7

2.2 Tỉ số truyền cho các bộ truyền trong hộp giảm tốc 8

3 Tính toán các thông số trên các trục 8

3.1 Tính công suất trên các trục 8

3.2 Tính số vòng quay trên các trục 9

3.3 Tính mô men xoắn trên các trục 9

3.4 Lập bảng kết quả 9

PHẦN III THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG 10

1 Thiết kế bộ truyền xích 10

1.1 Chọn loại xích 10

1.2 Tính sơ bộ thông số kĩ thuật bộ truyền xích 10

1

-1.3 Với các thông số đầu vào đã tính được trên 12

1.4 Chọn tiêu chuẩn xích thiết kế 12

1.5 Sau quá trình tính toán với thông số nhập vào như trên ta được 12

2 Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm 17

2.1 Tính toán sơ bộ các thông số kĩ thuật 17

 Xác định sơ bộ khoảng cách trục 17

 Xác định sơ bộ thông số ăn khớp 18

2.2 Chọn tiêu chuẩn thiết kế bánh răng và cấp chính xác 18

2.3 Nhập các thông số mục Factors 19

2.4 Nhập thông số mục Loads 20

2.5 Chọn vật liệu làm bánh răng 20

2.6 Chọn tuổi bền theo yêu cầu đề tài 21

2.7 Với thông số đầu vào như sau 21

3 Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh 25

3.1 Tính toán sơ bộ các thông số kĩ thuật 26

 Xác định sơ bộ khoảng cách trục 26

 Xác định sơ bộ thông số ăn khớp 26

3.2 Chọn tiêu chuẩn thiết kế bánh răng và cấp chính xác 27

3.3 Nhập các thông số Factors 27

3.4 Nhập thông số Loads 28

3.5 Chọn vật liệu làm bánh răng 29

3.6 Chọn tuổi bền theo yêu cầu đề tài 29

3.7 Thiết kế và kiểm nghiệm bền với thông số đầu vào như sau 29

4 Kiểm tra điều kiện bôi trơn cho hộp giảm tốc 34

PHẦN IV THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT ĐỠ NỐI 35

1 Thiết kế trục 35

2

-1.2 Tính chính xác 39

2 Tính chọn ổ lăn 81

2.1 Tính ổ lăn trục I 81

2.2 Tính ổ lăn trục II 85

2.3 Tính chọn ổ lăn trục III 88

3 Tính chọn khớp nối 92

4 Tính chọn then 93

4.1 Tính chọn then cho trục I 93

4.2 Tính chọn then cho trục II 97

4.3 Tính chọn then cho trục III 99

PHẦN V CẤU TẠO VỎ HỘP, CÁC CHI TIẾT PHỤ VÀ CHỌN CHẾ ĐỘ LẮP TRONG HỘP 103

1 Thiết kế các kích thước của vỏ hộp 103

1.1 Yêu cầu về kết cấu hộp giảm tốc 103

1.2 Xác định kích thước cơ bản trong hộp giảm tốc 103

2 Thiết kế các chi tiết phụ 106

2.1 Bu lông vòng 106

2.2 Chốt định vị 108

2.3 Cửa thăm 108

2.4 Nút thông hơi 109

2.5 Nút tháo dầu 110

2.6 Que thăm dầu 111

2.7 Nắp ổ 112

2.8 Vòng phớt 114

2.9 Vòng chắn dầu 114

3 Chọn các chế độ lắp trong hộp 115

3

-3.1 Lắp ghép ổ lăn 115

3.2 Lắp ghép bánh răng lên trục 116

3.3 Lắp ghép nắp ổ và thân hộp 116

3.4 Lắp ghép vòng chắn dầu trên trục 116

3.5 Lắp chốt định 117

3.6 Lắp ghép then 117

4

Quay 1 chiều, làm việc 2 ca, tải va đập nhẹ (1 ca làm việc 8 giờ)

- Chế độ tải: T1 = T, T2 = 0.85 T, t1 = 26 giây, t2 = 34 giây

3.

PHẦN II TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ

1 Tính chọn động cơ điện

1.1 Chọn kiểu loại động cơ

Với các thông số đề tài : “ta chọn động cơ 3 pha không đồng bộ roto ngắn mạch”

 Ưu điểm : kết cấu đơn giản, giá thành tương đối hạ,dễ bảo quản ,làm việc có độ tin cậy, có thể mắc trực tiếp vào lưới điện 3 pha không cần biến đổi dòng điện

 Nhược điểm: hiệu suất và hệ số công suất thấp (so với động cơ 3 pha đồng bộ), không điều chỉnh được vận tốc(so với động cơ một chiều và động cơ 3 pha không đồng bộ roto dây quấn)

1.2 Chọn công suất động cơ

Ta biết: Pt=5Kw :Công suất trên trục băng tải.

η = kn m

ol k

br x

Với: kn =0,99 : hiệu suất nối trục đàn hồi

ol =0,99 : hiệu suất ổ lăn

br =0,98 : hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

x =0,95 : hiệu suất bộ truyền xích ống con lănCông suất cần thiết : Pct

=P t

η =5/0,8677=5,7621.3 Chọn tốc độ đồng bộ của động cơ

Số vòng quay trên trục công tác nlv =56(vòng/phút)

Chọn sơ bộ tỉ số truyền ut của hệ thống :

ut = uh ux =16.3=48Với {u h =16tỉ số truyền của hộp giảmtốc 2cấp(8÷ 40)

u x =3tỉ số truyền củabộ truyền xích(2÷ 5)

Số vòng quay sơ bộ của cả động cơ :

n sb =n lv .u t=56.48=2688(vòng/phút)

Động cơ điện chọn có thông số thỏa mãn:

Tốc độ quayN(Vg/ph)

Hiệu suất(%)

4A112M2Y3 7,5 2922 87,5 2,2 2,0

1.5 Kiểm tra điều kiện mở máy, điều kiện quá tải cho động cơ

Điều kiện mở máy :

Vậy động cơ ta đã chọn thỏa mãn điều kiện làm việc ổn định

2 Phân phối tỉ số truyền

2.1 Tỉ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp giảm tốc

 Tỉ số truyền chung của hệ dẫn động thùng trộn:

Cơ cấu bộ truyền xích

Cơ cấu hộp giảm tốc đồng trục hai cấp

Do hộp giảm tốc 2 cấp đồng trục nên ta chọn :

u1= u2 = √ uh= √ 16=4,0 Trong đó : u1 Tỉ số truyền của cặp bánh răng cấp nhanh

u2 Tỉ số truyền của cặp bánh răng cấp chậm

3 Tính toán các thông số trên các trục

3.1 Tính công suất trên các trục

P3= P max

n ol .n x=0,99.0,955 =5,316(KW )

PHẦN III THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG

1 Thiết kế bộ truyền xích

 Để thiết kế bộ truyền xích trên phần mềm công nghiệp ta thực hiện các bước sau:Bước 1: Chọn loại xích

Bước 2: Dựa vào yêu cầu của đề tài và tài liệu để tính toán sơ bộ các thông số kĩ

thuật (yêu cầu đầu vào)

Bước 3: Nhập các thông số kĩ thuật sơ bộ đã tính được

Bước 4: Tính toán thiết kế xích và kiểm nghiệm bền xích

Bước 5: Chọn thông số xích tối ưu nhất vừa đủ bền, tiết kiệm vật liệu

Bước 6: Lập bảng các lực trên bộ truyền xích mà ta tính được

 Khi thiết kế xích nên chọn xích có bước xích nhỏ vì bước xích nhỏ bộ truyền xích chạy êm hơn, và sẽ làm giảm đi các đường kính đĩa xích, nên khi là bài toán thiết kế xích tối ưu, nếu xích chưa đủ bền ta nên tăng số dãy xích để cho sự phân bố mômen lên các dãy xích tăng lên dẫn đến bước xích cần chọn giảm đi

 Khi số răng đĩa xích chủ động càng ít, đĩa bị động quay càng không đều, động năng

va đập càng lớn và xích càng bị mòn nhanh Nên ta cần phải đảm bảo số răng nhỏ nhất của đĩa xích nhỏ zmin >23 răng

 Khi thiết kế xích ta có thể tăng khoảng cách trục lên để đảm bảo độ bền của xích nhưng cũng không nên tăng khoảng cách trục quá nhiều sẽ dẫn đến hệ dẫn động xích cồng kềnh và số mắt xích tăng lên

1.2 Tính sơ bộ thông số kĩ thuật bộ truyền xích

 Theo bảng 5.4 tài liệu(*)

 Với u = 3,26

 Chọn số răng đĩa xích nhỏ :z1=25

 Do đó số răng đĩa xích lớn z2=z1.u x =82<z max=120

Công suất tính toán :

Pt = P.k.kz.kn =5,316.2,34.1.1,095=13,62 KW

Trong đó : kz = z01/z1 = 25/25= 1 ; (hệ số dạng răng)

kn = n01/n1 = 200/182,6 =1,095 ;( hệ số số vòng quay)Theo công thức 5.4 và bảng 5.6 tài liệu (*)

k = k0kakđckbtdđkc

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

ka – hệ số kể đến khoảng cách trục ka = 1(Lấy a ¿30÷ 60p)

kđc – hệ số kể đến a/h của việc điều chỉnh căng xích kđc = 1,2

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

kđ – hệ số tải trọng động, kể đến tính chất của tải trọng kđ = 1,2

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

⇒ k = 1.1.1,2.1,3.1,2.1,25 = 2,34

 Theo công thức 5.5 tài liệu(*)

P d =P t /k d=13.62 /2,5=5,448 kWVới k d=2,5 xích 3 dãy

 Theo bảng 5.5 với : n01=200 (vg/ ph)⇒ p c=25,4 (mm)

Thỏa mãn điều kiện: P d ≤[P]=11 KW

Đồng thời theo bảng 5.8,bước xích p c =25,4 mm< p max

Để xích không bị quá căng ta sẽ giảm a đi một lượng: ∆ a=0,003a

Số lần va đập của xích theo 5.14 và bảng 5.9 tài liệu (*)

i = z1n1/(15x) = 25.182,6/(15.136) = 2,24 < [i] = 25

1.3 Với các thông số đầu vào đã tính được trên

1.4 Chọn tiêu chuẩn xích thiết kế

Dùng tiêu chuẩn: ISO 606:2004 –USA

1.5 Sau quá trình tính toán với thông số nhập vào như trên ta được

 Kích thước dãy xích

Diagram power – Công suất theo biểu đồ P D 6.041 kW

Centrifugal force – Lực li tâm trên đĩa xích F C 28.158 N Maximum tension chain – Lực kéo lớn nhất F Tmax 2771.741 N Static safety factor – Hệ số an toàn tĩnh s s 60.179 ul Dynamic safety factor – Hệ số an toàn động s D 60.179 ul

 Expected service life – Tuổi thọ các chi tiết

Chain service like for spectied elongation t h 1069258 hr

Sprocket 1 – Thông số đĩa xích 1

Kích thước đĩa chủ động Number of teeth – Số răng đĩa xích một z 25.000 ul Number of teeth in contact – Số răng trong đường lăn z c 12.000 ul

Power ratio – Tỉ số truyền công suất P x 1.000 ul

Force on input – Lực trên nhánh căng F1 2771.741 N Force on output – Lực trên nhánh trùng F2 28.158 N Span length – Chiều dài nhánh xích L f 1260.104 mm Sprocket 2 – Thông số đĩa xích 2

Number of teeth - Số răng đĩa xích hai z 82.000 ul Number of teeth in contact – Số răng trong tiếp xúc z c 46.000 ul

Power ratio – Tỉ số truyền công suất P x 1.000 ul

Force on input – Lực trên nhánh căng F1 28.158 N Force on output – Lực trên nhánh trùng F2 2771.741 N Span length – Chiều dài nhánh xích L f 1260.104 mm

Cơ cấu bộ truyền xích

Thông số Kí hiệu Giá trị Đợn vị

Quay một chiều tải trọng va đập nhẹ, làm việc 2 ca, 8 tiếng một ca

 Thiết kế bộ truyền bánh răng gồm các bước sau:

Bước 1: Tính toán sơ bộ được các thông số kĩ thuật như : Tỉ số truyền, mô đun,

khoảng cách trục, góc ăn khớp, góc nghiêng răng, số răng hai bánh

Bước 2: Chọn tiêu chuẩn thiết kế bánh răng – Cấp chính xác thiết kế

Bước 3: Nhập các thông số mục Factors

Bước 4: Nhập các thông số Loads: công suất, số vòng quay, mômen xoắn, hiệu

suất

Bước 5: Chọn vật liệu làm bánh răng (hoặc có thể nhập các thông số đặc trưng cho

vật liệu : mô đun đàn hồi, ứng suất uốn giới hạn, ứng suất tiếp giới hạn).Bước 6: Chọn tuổi bền cho bánh răng theo yêu cầu đề tài

Bước 7: Tính toán thiết kế và kiểm nghiệm bền bánh răng đến tối ưu nhất vừa thỏamãn yêu cầu bền mà tiết kiệm vật liệu nhất (sử dụng phần mềm thay đổi các thông số

sơ bộ như khoảng cách trục, góc nghiêng răng, số răng, chiều rộng răng… đến một giá trị tối ưu nhất và sử dụng giá trị đó)

 Tiến hành thiết kế cặp bánh răng cấp chậm

2.1 Tính toán sơ bộ các thông số kĩ thuật

Chọn sơ bộ góc nghiêng của răng là : β=10°

2.2 Chọn tiêu chuẩn thiết kế bánh răng và cấp chính xác

Sử dụng tiêu chuẩn ISO 6336:1996 thiết kế bộ truyền bánh răng

Chọn cấp chính xác thiết kế :

Accuracy

2.3 Nhập các thông số mục Factors

 Factors of Additional Load – Hệ số của tải trọng

Dynamic Factor- Hệ số động K Hv 1.072 ul 1.072 ul Face Load Factor- Hệ số lực bề mặt K Hβ 1.649 ul 1.464 ul Transverse Load Factor- Hệ số lực ngang K Hα 1.409 ul 1.409 ul One-time Overloading Factor- Hệ số quá tải tức K AS 1.0

Bảng 2.1 – Hệ số tải trọng

 Factor for Contact – Hệ số tiếp xúc

Elasticity Factor- Hệ số đàn hồi Z E 189.812 ul

Contact Ratio Factor- Hệ số tỉ số tiếp xúc Z ε 0.785 ul

Single Pair Tooth Contact Factor

Hệ số tiếp xúc từng cặp răng đơn Z B 1.008 ul 1.000 ul

Helix Angle Factor-hệ số góc xoắn Z β 0.992 ul

Size Factor- Hệ số kích thước Z X 1.000 ul 1.000 ul Work Hardening Factor- Hệ số độ cứng làm việc Z W 1.0

Bảng 2.2 – Hệ số tiếp xúc

 Factor for Bending – Hệ số uốn

Form Factor-Hệ số hình dạng Y Fa 2.680 ul 2.205 ul Stress Correction Factor- Hệ số ứng suất dịch

Teeth with Grinding Notches Factor

Helix Angle Factor-Hệ số góc xoắn Y β 0.926 ul

Contact Ratio Factor- Hệ số tỉ số tiếp xúc Y ε 0.685 ul

Alternating Load Factor- Hệ số tải trọng chuyển

Production Technology Factor Y T 1.000 ul 1.000 ul Life Factor – hệ số tuổi thọ Y N 1.000 ul 1.000 ul Notch Sensitivity Factor-hệ số nhạy cắt rãnh Y δ 1.185 ul 1.206 ul Size Factor – hệ số kích thước Y X 1.000 ul 1.000 ul

User material User material

Contact Fatigue Limit σ Hlim 1260.0 MPa 989.0 MPa

Base Number of Load Cycles in

Base Number of Load Cycles in

Whler Curve Exponent for Bending q F 6.0 ul 6.0 ul Whler Curve Exponent for Contact q H 10.0 ul 10.0 ul

2.6 Chọn tuổi bền theo yêu cầu đề tài

L h =28000h (thời gian cặp bánh răng hoạt động tốt)

2.7 Với thông số đầu vào như sau

Vật liệu làm bánh răng 1 Material 1 Bảng 2.4

Vật liệu làm bánh răng 2 Material 2 Bảng 2.4

 Sau quá trình tính toán với thông số đầu vào như trên ta được kết quả:

 Common Parameters

Product Center Distance – Khoảng cách trục a 145.968 mm Total Unit Correction – Tổng giá trị dịch chỉnh Σx 0.0000 ul Circular Pitch – Bước răng tại vòng chia p 7.854 mm Base Circular Pitch – Bước răng tại vòng chân răng p tb 7.481 mm Operating Pressure Angle – Góc áp lực làm việc α w 20.0000 deg Tangential Pressure Angle – Góc áp lực tiếp tuyến α t 20.2836 deg Tangential Operating Pressure Angle α tw 20.2836 deg Base Helix Angle – Góc nghiêng của răng β b 9.3913 deg Tangential Module - Mô đun tiếp tuyến m t 2.539 mm Tangential Circular Pitch – Bước răng tại vòng tiếp xúc p t 7.975 mm

Transverse Contact Ratio – Tỉ số tiếp xúc ngang ε α 1.6799 ul

Limit Deviation of Axis Parallelity

Limit Deviation of Axis Parallelity

 Gears

Unit Correction – Dịch chỉnh x 0.0000 ul 0.0000 ul

Outside Diameter – Đường kính đỉnh răng d a 63.387 mm 238.548 mm Root Diameter – Đường kính chân răng d f 52.137 mm 227.298 mm Base Circle Diameter – Đường kính cơ sở d b 54.766 mm 219.065 mm Work Pitch Diameter – Đường kính lăn d w 58.387 mm 233.548 mm Facewidth – Bề dày bánh răng b 40.000 mm 40.000 mm Facewidth Ratio – Tỉ số bề dày b r 0.6851 ul 0.1713 ul Addendum – Chiều cao đầu răng a* 1.0000 ul 1.0000 ul Clearance – khe hở hướng tâm c* 0.2500 ul 0.2500 ul Root Fillet – Góc lượn chân răng r f * 0.3500 ul 0.3500 ul Tooth Thickness – Chiều dày răng s 3.927 mm 3.927 mm

Dimension Over (Between) Wires M 64.862 mm 240.302 mm

Limit Deviation of Helix Angle

Dung sai giới hạn góc nghiêng F β 0.0120 mm 0.0130 mm Limit Circumferential Run-out

Dung sai vòng tròn hành trình F r 0.0210 mm 0.0280 mm Limit Deviation of Axial Pitch

Dung sai bước răng hướng trục f pt 0.0085 mm 0.0090 mm Limit Deviation of Basic Pitch

Virtual Base Circle Diameter d bn 56.367 mm 225.467 mm

Unit Correction without Tapering x z 0.3536 ul -1.7748 ul Unit Correction without Undercut x p -0.3837 ul -4.5937 ul Unit Correction Allowed Undercut x d -0.5536 ul -4.7637 ul

Unit Outside Tooth Thickness s a 0.7126 ul 0.8049 ul

Factor of Safety from Tooth Breakage S F 2.956 ul 3.018 ul

Cơ cấu cặp bánh răng nghiêng cấp chậm

3 Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh

Bộ truyền quay một chiều va đập nhẹ, hai ca, tám tiếng một ca

Tốc độ quay n2 2922 vg/ph

 Thiết kế bộ truyền bánh răng gồm các bước sau:

Bước 1: Tính toán sơ bộ được các thông số kĩ thuật như : Tỉ số truyền, mô đun,

khoảng cách trục, góc ăn khớp, góc nghiêng răng, số răng hai bánh

Bước 2: Chọn tiêu chuẩn thiết kế bánh răng – Cấp chính xác thiết kế

Bước 3: Nhập các thông số mục Factors

Bước 4: Nhập các thông số liệu Loads: công suất, số vòng quay, mô men xoắn,

hiệu suất

Bước 5: Chọn vật liệu làm bánh răng (hoặc có thể nhập các thông số đặc trưng của

vật liệu: mô đun đàn hồi, ứng suất uốn giới hạn, ứng suất tiếp giới hạn).Bước 6: Chọn tuổi bền cho bánh răng theo yêu cầu đề tài

Bước 7: Tính toán thiết kế và kiểm nghiệm bền bánh răng đến tối ưu nhất vừa thỏamãn yêu cầu bền mà tiết kiệm vật liệu nhất (sử dụng phần mềm thay đổi các thông số

sơ bộ như khoảng cách trục, góc nghiêng răng, số răng, chiều rộng răng… đến một giá trị tối ưu nhất và sử dụng giá trị đó)

 Tiến hành thiết kế cặp bánh răng cấp nhanh.

3.1 Tính toán sơ bộ các thông số kĩ thuật

Theo công thức :

m = ( 0,01 ¸ 0,02 ) aw2 = 1,45¸ 2,90 mmLấy : m=2,5(mm) dựa theo bảng tiêu chuẩn 6.8(*)

Chọn sơ bộ góc nghiêng của răng là : β=10°

3.2 Chọn tiêu chuẩn thiết kế bánh răng và cấp chính xác

Sử dụng tiêu chuẩn ISO 6336:1996 thiết kế bộ truyền bánh răng

Chọn cấp chính xác thiết kế:

Accuracy

3.3 Nhập các thông số Factors

 Factors of Additional Load – Hệ số của tải trọng

Dynamic Factor – Hệ số động K Hv 1.302 ul 1.302 ul Face Load Factor – Hệ số lực bề mặt K Hβ 1.898 ul 1.559 ul Transverse Load Factor – Hệ số lực ngang K Hα 1.618 ul 1.618 ul One-time Overloading Factor- Hệ số quá tải tức

Bảng 3.1 – Hệ số của tải trọng

 Factors for Contact – Hệ số tiếp xúc

Elasticity Factor – Hệ số đàn hồi Z E 189.812 ul

Contact Ratio Factor- Hệ số tỉ số tiếp xúc Z ε 0.814 ul

Single Pair Tooth Contact Factor Z B 1.027 ul 1.000 ul Life Factor – Hệ số tuổi thọ Z N 1.000 ul 1.000 ul

Helix Angle Factor – Hệ số góc nghiêng Z β 0.992 ul

Size Factor – Hệ số kích thước Z X 1.000 ul 1.000 ul Work Hardening Factor – Hệ số độ cứng làm việc Z W 1.0

Bảng 3.2 – Hệ số tiếp xúc

 Factors for Bending – Hệ số uốn

Form Factor – Hệ số hình dạng Y Fa 2.680 ul 2.209 ul Stress Correction Factor-Hệ số ứng suất dịch

Teeth with Grinding Notches Factor

Helix Angle Factor – Hệ số góc nghiêng Y β 0.948 ul

Contact Ratio Factor – Hệ số tỉ số tiếp xúc Y ε 0.684 ul

Production Technology Factor Y T 1.000 ul 1.000 ul Life Factor – Hệ số tuổi thọ Y N 1.000 ul 1.000 ul Notch Sensitivity Factor – Hệ số nhạy cắt rãnh Y δ 1.185 ul 1.206 ul Size Factor – Hệ số kích thước Y X 1.000 ul 1.000 ul Tooth Root Surface Factor – Hệ số bề mặt chân

Bảng 3.3 – Hệ số uốn 3.4 Nhập thông số Loads

User material User material

Contact Fatigue Limit σ Hlim 1140.0 MPa 1140.0 MPa

Base Number of Load Cycles in

Base Number of Load Cycles in

W?hler Curve Exponent for Bending q F 6.0 ul 6.0 ul

W?hler Curve Exponent for Contact q H 10.0 ul 10.0 ul

Bảng 3.4 – Vật liệu

3.6 Chọn tuổi bền theo yêu cầu đề tài

L h =28000 h (thời gian cặp bánh răng hoạt động tốt không hư hỏng)

3.7 Thiết kế và kiểm nghiệm bền với thông số đầu vào như sau

Vật liệu làm bánh răng 1 Material 1 Bảng 3.4

Vật liệu làm bánh răng 2 Material 2 Bảng3.4

Product Center Distance – Khoảng cách trục a 145.968 mm

Total Unit Correction – Tổng dịch chỉnh Σx -0.0126 ul Circular Pitch – Bước răng tại vòng chia p 7.854 mm Base Circular Pitch – Bước răng tại vòng cơ sở p tb 7.481 mm Operating Pressure Angle – Góc áp lực làm việc α w 19.9654 deg Tangential Pressure Angle – Góc áp lực tiếp xúc α t 20.2836 deg Tangential Operating Pressure Angle α tw 20.2500 deg Base Helix Angle – Góc nghiêng của răng β b 9.3913 deg

Tangential Circular Pitch – Bước răng tại vòng tiếp xúc p t 7.975 mm

Transverse Contact Ratio – Tỉ số tiếp xúc ngang ε α 1.6814 ul

Limit Deviation of Axis Parallelity

Limit Deviation of Axis Parallelity

 Gears – Bánh răng

Unit Correction – Dịch chỉnh x 0.0000 ul -0.0126 ul Pitch Diameter – Đường kính chia d 58.387 mm 233.548 mm Outside Diameter – Đường kính đỉnh răng d a 63.387 mm 238.485 mm Root Diameter – Đường kính chân răng d f 52.137 mm 227.235 mm Base Circle Diameter – Đường kính cơ sở d b 54.766 mm 219.065 mm Work Pitch Diameter – Đường kính lăn d w 58.374 mm 233.498 mm

Facewidth Ratio – Tỉ số bề dày b r 0.4796 ul 0.1199 ul Addendum – Chiều cao đầu răng a* 1.0000 ul 1.0000 ul

Clearance – Khe hở c* 0.2500 ul 0.2500 ul Root Fillet – Góc lượn chân răng r f * 0.3500 ul 0.3500 ul

Dimension Over (Between) Wires M 64.862 mm 240.243 mm

Limit Deviation of Helix Angle

Dung sai giới hạn cho góc nghiêng F β 0.0120 mm 0.0130 mm Limit Circumferential Run-out

Limit Deviation of Axial Pitch

Dung sai bước răng hướng trục f pt 0.0085 mm 0.0090 mm Limit Deviation of Basic Pitch

Virtual Base Circle Diameter d bn 56.367 mm 225.467 mm Unit Correction without Tapering x z 0.3536 ul -1.7748 ul Unit Correction without Undercut x p -0.3837 ul -4.5937 ul Unit Correction Allowed Undercut x d -0.5536 ul -4.7637 ul

Unit Outside Tooth Thickness s a 0.7126 ul 0.8060 ul

Static Safety in Bending S Fst 10.696 ul 10.728 ul

Cơ cấu cặp bánh răng cấp nhanh

4 Kiểm tra điều kiện bôi trơn cho hộp giảm tốc

Để giảm hao tổn công suất vì ma sát giữa các chiết chuyển động, đảm bảo thoát nhiệt tốt và đề phòng các chi tiết máy han gỉ cần phải bôi trơn liên tục các bộ truyền trong hộp giảm tốc

Do vận tốc vòng v<12 m/s nên ta chọn phương pháp bôi trơn ngâm trong dầu

Bảng 18-11 tài liệu(**) chọn độ nhớt của dầu ở 50℃(100℃) để bôi trơn bánh răng

Vận tốc vòng

Theo độ nhớt như trên ta chọn loại dầu bơi trơn trong bảng 18-13

Dầu ô tô máy kéo AK-20 ≥ 70 ≥ 10 ≥ 9,48 ≥ 1,86 0,886÷ 0,926

PHẦN IV THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT ĐỠ NỐI

1 Thiết kế trục

Để tính toán thiết kế trục trên phần mềm công nghiệp được dễ dàng ta sẽ đi tính sơ bộ bằng tay trước để tìm được các thông số như đường kính tối thiểu của trục và chiều dài trục sơ bộ, do phần mềm có thể tính trục cho ta như một bài toán tối ưu nhưng ta cũng không thể lấy đường kính đó để đem đi thiết kế và lắp giáp được, nên ở các vị trí lắp ghép như lắp ổ lăn, bánh răng, thì vẫn phải dùng các kích thước chuẩn để có thể chọn ổ lăn theo các tiêu chuẩn Khi thiết kế trục ta sẽ dựa vào biểu đồ “Ideal Dimearter” để biếtcách phân bố đường kính trục sao cho lý tưởng nhất

 Các bước thiết kế trục trên phần mềm công nghiệp :

Bước 1: Tính sơ bộ các thông số kĩ thuật của trục

Bước 2: Nhập các thông số sơ bộ vừa tính được để vẽ trục sơ bộ

Bước 3: Chọn vật liệu

Bước 4: Gán các “Supports” theo yêu cầu của từng loại hộp giảm tốc

Bước 5: Gán các lực, mômen lên trục theo các phương và hướng trên sơ đồ lực

của hộp giảm tốc

Bước 6: Chọn thuyết bền 3 (Tresca-Guest)

Bước 7: Tính toán thiết kế trục

Bước 8: Dựa vào biểu đồ “Ideal Dimearter” để phát triển hướng thiết kế

Bước 9: Tìm được thông số kĩ thuật cho trục

Bước 10: So sánh kết quả tính được với điều kiện bền của trục (kiểm nghiệm độ bền

mỏi, độ bền tĩnh, tính cứng uốn, tính cứng xoắn)

k Số thứ tự của trục trong hộp giảm tốc

i Số thứ tự tiết diện thứ i trên đó lắp các chi tiết tham gia truyền tải

i = 0; i = 1 Các tiết diện lắp các ổ trục

l k 1 Khoảng cách trục giữa 2 gối đỡ 0 và 1 trên trục thứ k

l ki Khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện thứ i trên trục k

l mki Chiều dài mayơ của chi tiết quay thứ i trên trục k

l cki Khoảng cách công xôn trên trục k tính từ chi tiết thứ i ngoài đến gối đỡ

b ki Chiều rộng vành răng thứ i trên trục thứ k

Sơ đồ khoảng cách các đoạn trục trong hộp giảm tốcChọn thép 45 có :

Bảng thông số đường kính trục sơ bộ và chiều rộng vành răng

 Xác định khoảng cách gối đỡ và điểm đặt lực

k1=10 Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của máy hoặc

khoảng cách các chi tiết quay

k2=8 Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp

k3=10 Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ

h n=15 Chiều cao nắp ổ và đầu bulong

 Xác định chiều dài sơ bộ các đoạn trục