Đồ án Thiết Kế Máy

do an thiet ke may

Phần1. TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC

1.1 Chọn động cơ.

1.1.1 Phân loại động cơ điện.

Như ta đã biết, viêc chọn động cơ điện để dẫn động máy móc hay các thiết bị là công viêc đầu tiên trong thiết kế máy Trong trường hợp dùng hộp giảm tốc và động

cơ điện biệt lập, việc chọn đúng động cơ ảnh hưởng rất lớn đến việc lựa chọn và thiết

kế hộp giảm tốc Và động cơ điện được phân thành nhiều loại sau:

Động cơ điện một chiều và hệ thống động cơ cho phép có thể thay đổi trị số momen

và vận tốc góc trong một phạm vi rộng, khởi động êm, hãm, đổi chiều dễ dàng… nhưng lại đắt, và rất khó tìm và phải tăng vốn đầu tư để đặt các thiết bị chỉnh lưu

Động cơ một pha: có công suất nhỏ, mắc vào mạng điện chiếu sáng nên rất thuận

tiện cho các dụng cụ gia đình nhưng hiệu suất nhỏ

Động cơ ba pha đồng bộ: có vận tốc góc không đổi, không phụ thuộc vào trị số tải

trọng nhưng trong thực tế thì không điều chỉnh được

Động cơ ba pha không đồng bộ roto ngắn mạch: kết cấu đơn giản, giá thành thấp,

dễ bảo quản, làm việc tin cậy, có thể mắc trực tiếp vào mạng lưới điện bap ha mà không cần biến đổi dòng diện Nhưng hiệu suất công suất thấp và không điều chỉnh được vận tốc

Như vậy, với dữ liệu đề cho, kết hợp với những đặc điểm của động cơ nêu trên thì ta sử dụng động cơ ba pha không đồng bộ roto ngắn mạch là tối ưu nhất

1.1.2 Xác định công suất yêu cầu của động cơ.

Xác định momen thực tế trên băng tải (T):

Xác định hiệu suất chung của hệ thống truyền động:

Gọi ηht là hiệu suất toàn bộ của hệ thống và được xác định theo công thức:

3 2

1 2 3 4 5

ht

           (1.1a)

Trong đó: η1 là hiệu suất truyền động của bộ truyền bánh răng côn;

η2 là hiệu suất truyền động của bộ truyền bánh răng trụ;

η3 là hiệu suất truyền động của một cặp ổ lăn;

η4 là hiệu suất truyền động của bộ truyền đai;

η5 là hiệu suất của khớp nối đàn hồi

Theo bảng 2.3 [1] ta chọn: η1 = 0,96; η2 = 0,97; η3 = 0,99; η4 = 0,92; η5 = 1;

Thay các giá trị số vào (1.1a), ta được:

ηht = 0,96 × 0,97 × 0,993 × 0,92 × 1 = 0,83

* Chọn động cơ điện theo công suất:

Động cơ được chọn phải thõa: Ndc ≥ Nyc

Trong đó: Ndc là công suất của động cơ;

Nyc là công suất yêu cầu

Ta có:

Tải không đổi nên β = 1; kết hợp với kết quả trên (ηht = 0,83; Nct = 6,39 kW)

Suy ra công suất yêu cầu của động cơ:

6,39 1

7, 68 0,83

1.1.2 Xác định số vòng quay yêu cầu của động cơ.

Số vòng quay công tác trên băng tải;

D – là đường kính tang quay và D = 520 mm

Suy ra, số vòng quay công tác trên băng tải:

60000 60000 0,74

27, 2 / 3,14 520

Xác định số vòng quay đồng bộ của động cơ (nđb):

Số vòng quay đồng bộ của động cơ không đồng bộ, xác định khi động cơ chạy không tải được tính theo công thức:

Từ các thông số đã tính toán như trên.Theo bảng P1.1 [1] – ta chọn động cơ có

các thông số như sau:

Bảng 1-1a Bảng đặc trưng cơ – điện của động cơ.

I I

K dn

T T

Khốilượng,kgkW

Mãlực

50Hz 60Hz

*Đặc điểm của động cơ điện K:

Về phạm vi cộng suất: với cùng số vòng quay đồng bộ (nđb) 1500v/ph động cơ K có phạm vi công suất (0,7 – 30)kW lớn hơn động cơ DK, nhỏ hơn động cơ 4A

Động cơ K có khối lượng nhỏ hơn so với động cơ DK và đặc biệt có momen khởi động cao hơn 4A và DK

1.2 Phân phối tỷ số truyền và hiệu suất các bộ truyền.

1.2.1 Xác định tỷ số truyền chung (u).

Để phân phối tỷ số truyền cho các bộ truyền, ta phải tính tỷ số truyền cho toàn bộ

ud – tỷ số truyền sơ bộ của bộ truyền đai

u1 – tỷ số truyền cặp bánh răng côn (cặp bánh răng cấp nhanh)

u2 – tỷ số truyền cặp bánh răng trụ (cặp bánh răng cấp chậm)

1.2.2 Phân phối tỷ số truyền.

Theo bảng 2.4[1] - ta chọn tỷ số truyền cho các bộ truyền: ud = 4; u1 = 3,15

Dựa vào (1.2a), suy ra:

Bộ truyềnđai, ud

Bộ truyềnbánh răng cấpnhanh, u1

Bộ truyềnbánh răng cấpchậm, u2

1.3 Tính toán các thông sô trên các trục.

1.3.1 Xác định công suất trên các trục.

Ta có:

Công suất công tác: Nct = 6,39kW

Khi đó:

Công suất trên trục – III:

362,5

115,08 /

n n

115,08

27,14 /

n n

 

Vận tốc trên trục công tác: 3 27,14

27,14 / 1

Vậy tỷ số truyền (u = 53,42) thỏa mãn điều kiện cho phép.

1.3.3 Momen xoắn trên các trục của hệ thống.

Momen trên trục động cơ:

58419,66( )1450

Phần2 TÍNH TOÁN - THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN CHÍNH.

2.1 Tính toán, thiết kế bộ truyền đai.

2.1.1 Phân tích và lựa chọn loại đai tối ưu nhất.

Nguyên lý làm việc của bô truyền đai:

Truyền động đai được dùng để truyền động giữa các trục cách xa nhau Đai được mắc lên hai bánh với lực căng ban đầu F0, nhờ đó có thể tạo ra lực ma sát trên bề mặt tiếp xúc giữa đai và bánh đai, nhờ lực ma sát mà tải trọng được truyền đi

Phân loại và đặc điểm:

Đai được phân thành các loại: đai dẹt; đai thang; đai răng; đai nhiều chêm Như vậy, ta có thể lựa chọn các phương án sau:

Đai dẹt: da đai có độ bền mòn cao, chịu va đập tốt nhưng không dùng được ở nơi

có axit, ẩm ướt và giá thành cao

Đai thang: Loại này có tiết diện hình thang, mặt làm việc là hai mặt bên tiếp xúc với

các rãnh hình thang tương ứng trên bánh đai Vì diện tích tiếp xúc lớn hơn đai dẹt nên khả năng tải cũng lớn hơn đai dẹt và cũng chính vì thế mà hiệu suất cũng thấp hơn đai dẹt

Đai nhiều chêm: Sử dụng loại này sẽ phối hợp được ưu điểm về độ bám tốt của đai

thang với ưu điểm liền khối và dẻo của đai dẹt

Đai răng: sử dụng loại này thì sẽ không có hiện tượng trượt, tỷ số truyền lớn,hiệu

suất cao, không cần lực căng ban đầu, lực tác dụng lên trục và ổ nhỏ Nhưng khả năng làm việc của loại này là độ bền , đặc trưng hình học của răng đai và bánh đai, giá thànhcao

Như vậy, với đặc điểm của từng loại trên, ta nhận thấy sử dụng đai thang có thể nói

là tối ưu nhất đối với trường hợp này

2.1.2 Chọn loại đai và tiết diện đai.

Sô liệu ban đầu :

Công suất trục dẫn: P1 = 8,87 kW;

Số vòng quay trục dẫn: n1 = 1450 v/ph;

Tỷ số truyền đai: ud = 4

h,mm

y0,mm

A,

mm2

Chiều dàiđai L, mm

T1, Nm

d1, mm

Vậy đai cần chọn là đai thang thường – loại B

2.1.3 Xác định các thông số của bộ truyền.

Theo bảng 4.13 [1] – ta có đường kính bánh đai nhỏ: d1 = (140 ÷ 280) mm

Đường kính bánh đai nhỏ: d1 = 1,2 × dmin = 1,2 × 140 = 168 mm

Theo bảng 4.19 [1] - ta chọn đường kính bánh đai nhỏ: d1 = 160 mm

Vận tốc đai:

Vậy tỷ số truyền đai thỏa điều kiện.

Khoảng cách trục nhỏ nhất trong bộ truyền đai được lựa chọn thỏa mãn:

Theo bảng 4.3 [2] – ta chọn theo tiêu chuẩn đai có chiều: L = 2500 mm = 2,5 m.

Số vòng chạy của đai trong một giây:

Do đó, điều kiện được thỏa mãn

Tính toán chính khoảng cách trục theo công thức:

Hệ số xét đến ảnh hưởng của tỷ số truyền:

Theo bảng 4.17 [1] – ta tra được: Cu = 1,14

Hệ số xét đến ảnh hưởng của số dây đai Cz , ở đây ta chọn sơ bộ: Cz = 1.

Hệ số xét đến ảnh hưởng chế độ tải trọng: Cr = 0,85

Hệ số xét đến ảnh hưởng chiều dài đai:

Theo hình 4.21b [2] – ta xác định được chiều dài đai thực nghiệm: L0 = 2240 mm,

Theo đồ thị 4.21b - [2] ta chọn [P0] = 4 kW khi d = 160 mm và đai loại B

Số dây đai được xác định theo công thức:

0

8,87

2, 66[ ] .u L v r z 4 0,86 1,14 1,02 0,98 0,85 1

P Z

P C C C C C C

Ta chọn số đai cần thiết: Z = 3 (đai)

Lực căng đai ban đầu:

Lực vòng trên mỗi dây đai: Ft1 = Ft2 = Ft/2 = 730,64/2 = 365,32 N

Giải phương trình Ơ le, ta có:

N mm A

Ứng suất có ích sinh ra trong đai:

2,65 /138

t

t

F

N mm A

δ – chiều dày đai, lấy theo tiêu chuẩn và ta lấy là δ = 1,2;

E là modun đàn hồi và ta lấy là E = 350MPa

Khối lượng riêng đai, ta chọn ρ = 1200 kg/m3;

Ứng suất kéo trên nhánh căng:

m r m h

σr - giới hạn mỏi của đai, MPa, và ta chọn theo tiêu chuẩn là 9MPa;

m - là số mũ đường cong mỏi

2.2 Tính toán, thiết kế bộ truyền bánh răng.

Nguyên lý làm việc.

Bộ truyền bánh răng làm việc theo nguyên lý ăn khớp, thực hiện truyền chuyển động và công suất nhờ vào sự ăn khớp giữa các răng trên bánh răng Bộ truyền bánh răng có thể truyền chuyển động quay giữa hai trục song song, chéo nhau, giao nhau hay biến đổi chuyển động quay thành chuyển động tịnh tiến và ngược lại

Đặc điểm của bộ truyền bánh răng: Kích thước nhỏ gọn, khả năng tải lớn; tỷ số

truyền không thay đổi do không có hiện tượng trượt trơn; hiệu suất cao và có thể đạt (0.97 – 0.97); làm việc với vận tốc lớn có thể đạt 150m/s, công suất đến chục ngàn

kW, tỷ số truyền một cấp (2 - 7), bộ truyền nhiều cấp đến vài chục ngàn; tuổi thọ cao, làm việc với độ tin cậy cao Nhược điểm: chế tạo phức tạp; đòi hỏi độ chính xác cao;

có nhiều tiếng ồn khi làm việc với vận tốc lớn

2.2.1 Tính toán, thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh – răng côn.

Số liệu ban đầu:

Công suất đầu vào P = 8,16kW;

Momen xoắn T1 = 162811,03 N.mm;

Số vòng quay n1 = 362,5v/p;

Tỷ số truyền u1 = 3,15

2.2.1.1 Vật liệu và nhiệt luyện bánh răng.

Chọn vật liệu nào là tùy thuộc vào yêu cầu cụ thể, tải trọng lớn hay nhỏ, khả năng công nghệ cũng như thiết bị chế tạo, vật tư cung cấp…đối với hộp giảm tốc côn – trụ 2cấp chịu công suất trung bình (Ndc = 8,86 kW) Ta chọn vật liệu làm bánh răng có độ cứng HB < 350 Bánh răng được thường hóa hoặc tôi cải thiện Nhờ có độ cứng thấp nên khi gia công chế tạo bánh răng đạt được độ chính xác cao, đồng thời trong quá trình truyền động cặp bánh răng ăn khớp có khả năng chạy mòn tốt và không bị phá hủy giòn khi chịu tải trọng động

Theo bảng 6.1 [1] – cơ tính của vật liệu làm bánh răng chủ động Z1, bi động Z2, như sau:

Bánh nhỏ Z1:

Thép 45X tôi cải thiện;

Đạt độ rắn HB 260 – 280;

Giới hạn bền σb1 = 950 MPa;

Giới hạn chảy σch1= 700 MPa;

Ta chọn độ rắn của bánh răng Z1 có độ rắn HB = 280MPa

Bánh nhỏ Z2:

Thép 45 tôi cải thiện;

Đạt độ rắn HB 241 – 285;

Giới hạn bền σb1 = 700 MPa;

Giới hạn chảy σch1= 400 MPa;

Ta chọn độ rắn của bánh răng Z2 có độ rắn HB = 250MPa

2.2.1.2 Xác định các ứng suất cho phép.

Trong bộ truyền bánh răng côn – răng thẳng, khi làm việc tồn tại 2 ứng suất chính:

ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn.

a Ứng xuất tiếp xúc cho phép trên bánh răng dẫn1 [σH1] và bánh răng bị dẫn 2 [σH2].

1

2 2

HL

HE

HO m

HL

HE

N K

N N K

= > Đảm bảo điều kiện biến dạng dẻo xảy ra trên bề mặt răng khi làm việc

Theo bảng 3.13 [2] – giới hạn mỏi tiếp xúc ứng với số chu kỳ cơ sở:

MPa s

Hệ số xét đến ảnh hưởng điều kiện bôi trơn: KL = 1;

Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răng:

MPa s

Vì đây là bộ truyền bánh răng côn – răng thẳng có HB < 350 và HB1 – HB2 = 30 <

100 nên theo 6.12 [1] - ứng suất tiếp xúc cho phép của bộ truyền là:

[σH] = 530,1MPa

Vậy ứng suất tiếp xúc cho phép là [σH] = 530,1MPa

b X ác định ứng suất uốn cho phép trên bánh răng 1[σF1] và trên bánh 2 [σF2]

Số chu kỳ cơ sở: N1FO = N2FO = 5×106 được áp dụng cho tất cả các loại thép

Theo bảng 6.13 [2] – hệ số an toàn: s1F = s2F = 1,75

Bậc của đường cong mỏi: m1F = m2F = 6 (vì độ cứng bề mặt răng HB <350)

Tổng thời gian làm việc:

Lh = 21900 (giờ);

Số lần ăn khớp cặp bánh răng trong một vòng quay: c1 =1; c2 = 1

Số vòng quay trong một phút của cặp bánh răng lần lượt:

1 1

1

2 2

FL

FE FO m

FL

FE

N K

N N K

=> Đảm bảo điều kiện biến dạng dẻo xảy ra trên bề mặt răng khi làm việc

Theo bảng 6.13 [2] – giới hạn mỏi uốn:

1 lim 1

1,8 1,8 280 5041,8 1,8 250 450

K

MPa s

K

MPa s

Hệ số xét đến ảnh hưởng khi quay hai chiều đến độ bền mỏi:

KFC = 1 vì tải đặt về một phía và bộ truyền quay một chiều;

Từ đó, ứng suất uốn cho phép được xác định:

K Y Y Y K

MPa s

c Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép và uốn cho phép quá tải.

Ứng suất tiếp xúc quá tải cho phép bánh răng Z1 và Z2 lần lượt:

2.2.1.3 Tỷ số truyền bộ truyền cấp nhanh (u1).

1 1

2

362,5

3,15115,08

2.2.1.5 Xác định chiều dài côn ngoài.

Chiều dài côn ngoài của bánh răng côn chủ động được xác định theo độ bền tiếp xúc Theo 6.116b [2] – công thức thiêt kế ở dạng:

2 2 1

KR = 0,5.Kd – hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng, với truyền động bánh răng côn – răng thẳng bằng thép thì:

Kd = 100MPa1/3 = >KR = 0,5 × 100 = 50 MPa1/3;

ψ ba – hệ số chiều rộng vành răng, ta chọn: ψ ba = 0,25;

KHβ – hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng bánh

răng côn, theo bảng 6.18 [2] và áp dụng phương pháp nội suy Lagrange – ta xác định

được hệ số tải trọng tính KH = KHβ = 1,37;

Như vậy, thay các kết quả tính trên vào (5a), ta được:

1 2

3

1 2

= > Re ≥ 174,16 mm.

Ở đây, ta lấy sơ bộ: Re = 175 mm

2.2.1.6 Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền.

a Xác định sơ bộ các thông số cơ bản của bộ truyền:

Theo bảng 6.19 [2] và áp dụng phương pháp nội suy Lagrange – ta tính được:

Z1p = 19 (răng) và ta chọn số răng Z1p = 19 (răng) Do HB1 và HB2 đều nhỏ hơn 350HB nên Z1 = 1,6.Z1p = 1,6×19 = 30,4 (răng), ta chọn Z1 = 30 (răng)

* Đường kính vòng tròn chia trung bình (d m1 ) và modun trung bình (m m ):

b Tính chính xác các thông số cơ bản của bộ truyền:

* Số răng của bộ truyền Z1 và Z2 lần lượt:

2.3.1.7 Xác định các giá trị lực tác dụng lên bộ truyền.

Trong mối ăn khớp của bộ truyền bánh răng côn khi làm việc có các lực tác dụng: lực vòng Ft, lực dọc trục Fa và lực hướng tâm Fr, được thể hiện như hình vẽ

Theo công thức 6.102 ÷ 6.104 [2] – ta xác định giá trị các thành phần lực như sau:

Với bánh răng côn dẫn:

1 1

1

2 2 162811, 03

5237,6162,17

F r1 F t1.tan os c 1 5237,61 tan 20 0cos15,780 1834, 49N

F a1 F t1.tan sin 1 5237,61 tan 20 0sin15,780 518, 42N

Với bánh răng côn bị dẫn:

Lực tác dụng có chiều ngược lại, tức là:

Fa2 = Fr1 = 1834,72 N; Fa1 = Fr2 = 518,42 N; Ft1 = Ft2 = 5237,61 N

2.3.1.8 Chọn hệ số tải trọng động K HV và K FV

Theo bảng 6.17 [2]: KHV= KFV = 1,08

2.3.1.9.Kiểm nghiệm răng theo ứng suất tiếp xúc.

Theo công thức 6.114 [2] - ứng suất tính toán σH trên vùng ăn khớp được tính:

KHβ - Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng,

theo bảng 6.18 [2] và áp dụng phương pháp nội suy Lagrange ta tìm được KHβ = 1,79

KHα – Hệ số kể đến tải trọng phân bố không tải trọng cho các đôi răng ăn khớp với nhau, và đây là bánh răng côn – răng thẳng nên KHα = 1

.1

δH - hệ số ảnh hưởng của sai số ăn khớp, tra theo bảng 6.8 [2] – ta được: δH = 0,006

g0 - hệ số ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh dẫn, tra bảng 6.10 [2] ta

chọn : g0 = 73 Thay các kết quả trên vào (9b), ta được:

T : Mô men xoắn trên trục dẫn: T1 162811,03( Nmm )

Ứng suất tiếp xúc cho phép, [σH] = 530,1 MPa, thay các giá trị trên vào (9a), ta được:

Vậy bộ truyền đảm bảo được điều kiện bền tiếp xúc

2.2.1.10 Kiểm nghiệm răng theo độ bền uốn mỏi.

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất sinh ra tại chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép:

Theo công thức 6.43 và 6.11 [2] – ứng suất tại chân răng phải thỏa:

Yβ = 1 – β0/140 là hệ số kể đến độ nghiêng của răng, răng thẳng nên Yβ = 1;

YF1và YF2 là hệ số dạng răng của bánh răng 1 và bánh răng 2 được tính như sau;

1

1 2

KF = KFβ KFα KFv là hệ số tải trọng khi tính về uốn;

KFβ – hệ số tải trọng phân bố không đều trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn, theobảng 6.21 [1], ta chọn KFβ = 1,25

KFα – hệ số phân bố không đều cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn, tra bảng 6.14[1] – với bánh răng thẳng KFα = 1

KFv – hệ số tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn, theo công thức 6.46 [1] – ta có công thức xác định KFv là:

δF – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp, theo bảng 6.15 [1], ta chọn δF = 0,016

g0 – hệ số kể đến ảnh hưởng sai lệch của bước răng, theo bảng 6.16 [1], với cấp chính

xác 9 và modun mm < 3,55 nên ta chọn g0 = 73

v1 – vận tốc vòng là 2 m/s

61, 79 3,6

58,533,8

MPa Y

Vậy bộ truyền đảm bảo điều kiện bền mỏi

2.2.1.11 Kiểm nghiệm răng về điều kiện quá tải.

Khi làm việc răng có thể bị quá tải lúc mở máy hay lúc hãm máy…Với hệ số quá tải được tính: max

qt

T K

T

 , ta lấy Kqt = 1,4

Trong đó:

T – momen xoắn danh nghĩa

Tmax – momen xoắn quá tải

Vì vậy khi kiểm nghiệm răng về quá tải thì ta phải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại (σHmax) và ứng suất uốn cực đại (σFmax)

Để tránh biến dạng dư hay gãy giòn lớp bề mặt hay phá hủy tĩnh mặt lượn chân răng

Vậy bộ truyền đảm bảo bền uốn và bến kéo khi quá tải

Bảng 1- Thông số và kích thước bộ truyền bánh răng côn.

Chiều dài côn ngoài Re 197,34 mm

Đường kính trung bình Bánh răng chủ động dm1 105 mm

Theo bảng 6.1 [2] – ta chọn vật liệu chế tạo bánh răng có cơ tính như sau:

Thép 45, tôi cải thiện;

Theo bảng 6.1 [2] – ta chọn vật liệu chế tạo bánh răng có cơ tính như sau:

Thép 45, tôi cải thiện;

Đạt tới độ rắn HB = (192 – 240);

Giới hạn bền σb4 = 750MPa;

Giới hạn chảy σch4 = 450MPa

Ta chọn độ rắn bánh lớn HB4 = 240

2.2.2.2 Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép [σσ H ] và ứng suất uốn cho phép [σσ F ].

Ứng suất tiếp xúc cho phép [σH] và ứng suất uốn cho phép [σF] được xác định theo công thức:

0

2 lim

0 lim

F

Z Z K K b ac S

Y Y K K K S

KxH – hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng;

YR – hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng;

Ys – hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất;

KxF – hệ số xét đến kích thước của bánh răng ảnh hưởng độ bền uốn;

Ở đây, ta lấy sơ bộ: ZR.Zv.KxH = 1 và YR.Ys KxF = 1, do đó công thức (2a) trở thành:

0 lim

0 lim

F

K S

K K S

Và hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn: SH = 1,1 và SF = 1,75

Thay số vào ta được kết quả:

HE FO m

FL

FE

N K

N N K

c – là số lần ăn khớp của răng sau mỗi vòng quay của bánh răng,c = 1;

Lh – tổng thời gian làm việc tính theo giờ, Lh = 5 × 365 × 12 = 21900 (giờ)

n3 – số vòng quay trong một phút của bánh răng Z3, n3 = 115,08 v/ph.

Thay số vào (2c) ta tính được:

Do: NHE3 > NHO3 và NFE3 > NFO3 ; NHE4 > NHO4 và NFE4 > NFO4

Nên ta lấy: NHE3 = NHO3 và NHE4 = NHO4 (đường cong mỏi là đường thẳng song song vớitrục hoành; tức là trên khoảng này giới hạn mỏi và giới hạn tiếp xúc không thay đổi).Khi đó:

HL

HE FO m

FL

FE

N K

N N K

0 3lim 3

0 4lim 4

0 4lim 4

630

1,1 504

1, 75 550

1,1 432

F H

H F

Kiểm tra sơ bộ ứng suất:

Theo công thức 4.61 [2] – thì rõ ràng [σH] không thỏa, do đó ta có:

[σH] =1,25 [σH]min = 1,25 [σH4] = 1,25 × 500 = 625MPa

Rõ ràng: 1,25 [σH]min = 625MPa > 536,36 MPa = [σH]

Vậy bộ truyền đảm bảo điều kiện bền ứng suất tiếp xúc.

Ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép khi quá tải:

Vì bánh răng được tôi cải thiện, theo công thức 6.13[1] và 6.14 [1] – ta có:

Ứng suất tiếp xúc cho phép lớn nhất:

[ ]

H a

T2 momen xoắn trên trục chủ động: T2 = 598327,25.mm;

[σH] - ứng suất tiếp xúc cho phép: [σH] = 536,36 MPa;

u2 – tỷ số truyền: u2 = 4,24;

Theo bảng 6.6 [1] – ta chọn: ψ ba = 0,25;

Theo công thức 6.16 [1] – hệ số ψ bd được xác định:

bd 0,53.ba.(u21) 0,53 0, 25.(4, 24 1) 0, 69   

KHβ – hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng, theo

bảng 6.7 [1] và áp dụng phương pháp nội suy Lagrange:

Suy ra KHβ =1,056 – sơ đồ 5

Thay các kết quả tìm được vào (3a), ta được:

2 3

Với bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng β =(80÷200), ta chọn sơ bộ β = 100 Khi đó:

0 23

3

2

2 os 2 287 os10

35,96.( 1) 3.(4, 24 1)

3

2

36,07 ( 1) 3.(4, 24 1)

23

2840,5( ) 0,5(36 153) 0,17

Theo bảng 6.10a [1] – ta tra được hệ số: kx = 0,009

Khi đó, hệ số giảm đỉnh răng:

t

t t

2.2.2.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền mỏi tiếp xúc.

Theo công thức 6.33 [1] - ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng của bộ truyền

phải thỏa mãn điều kiện sau:

βb – góc nghiêng trên hình trụ cơ sở và được xác định theo công thức:

tan βb = cosαt tan β (5c)

Góc profin răng:

0

0 0

tanβb = cosαt tanβ = cos(20,370) tan(11,370) = 0,19 = >βb = 10,750

Thay các giá trị trên vào (5b), ta được:

0 0 w

2 os 2 os(10,75 )

2, 46sin 2 sin(2.20, 28 )

b H

Zε – hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, theo công thức 6.38b [1] - hệ số trùng khớp

ngang (εα ) được xác định theo công thức:

KHβ – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, tra

bảng 6.7 [1] và áp dụng phương pháp nội suy Lagrange, ta được:

g0 – hệ số kể đến ảnh hưởng sai lệch của các bước răng bánh 1 và bánh 2, tra bảng

v b d K

Vậy bộ truyền thỏa mãn điều kiện bền ứng suất tiếp xúc

2.2.2.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền mỏi uốn.

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất sinh ra tại chân răng không được vượt quá

một giá trị cho phép, theo công thức 6.43 [1] – ta có:

Yβ = 1 – β0/140 là hệ số kể đến độ nghiêng của răng, răng thẳng nên Yβ = 0,92;

YF1và YF2 là hệ số dạng răng của bánh 1 và bánh 2 được tính như sau;

Ta lấy Ztd1 = 37 (răng) và Ztd2 = 156 (răng)

Ở đây ta cho cặp bánh răng ăn khớp không dịch chỉnh, theo bảng 6.18 [1] – ta tìm

được: YF3 = 3,70 và YF4 = 3,60

KF = KFβ KFα KFv là hệ số tải trọng khi tính về uốn;

KFβ – hệ số tải trọng phân bố không đều trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn,

theo bảng 6.21 [1], ta chọn KFβ = 1,25;

KFα – hệ số phân bố không đều cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn, tra

bảng 6.14[1] – với bánh răng nghiêng KFα = 1,37;

KFv – hệ số tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn, theo công thức 6.46 [1] – ta có công thức xác định KFv là: