Thuyết minh đồ án chi tiết máy hộp giảm tốc đồng trục

hộp giảm tốc đồng trục, file định dạng pdf, nếu muốn file word thì nhắn tin qua gmail nha, hộp giảm tốc đồng trục, hộp giảm tốc đồng trục, hộp giảm tốc đồng trục, hộp giảm tốc đồng trục, hộp giảm tốc đồng trục, hộp giảm tốc đồng trục, hộp giảm tốc đồng trục, hộp giảm tốc đồng trục

ĐẠI HỌC THÁI NGUYÊN TRƯỜNG ĐẠI HỌC KỸ THUẬT CÔNG NGHIỆP

KHOA CƠ KHÍ



ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY

Đề tài: THIẾT KẾ TRẠM DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

Giáo viên hướng dẫn : PGS TS: Vũ Ngọc Pi Sinh viên thực hiện: 1, Nguyễn Mạnh Hiếu

Trang 1 / 102

LỜI NÓI ĐẦU

Ngày nay khoa học kỹ thuật và công nghệ không ngừng cải tiến, phát triển đã nhanh chóng làm thay đổi bộ mặt thế giới Ngành công nghiệp thế giới nói chung và ngành công nghiệp ở nước ta nói riêng đã và đang phát triển nhanh chóng, tạo ra các sản phẩm thiết yếu phục vụ cho đời sống con người Để nâng cao đời sống nhân dân,

để hoà nhập vào sự phát triển chung của các nước trên thế giới Đảng và Nhà nước ta

đã đề ra mục tiêu đến năm 2021 nước ta cơ bản trở thành một nước công nghiệp phát triển, trở thành một nền kinh tế vững mạnh trong khu vực, có tiếng nói lớn hơn trong các diễn đàn kinh tế thế giới

Muốn thực hiện được điều đó một trong những ngành cần quan tâm phát triển nhất đó là ngành cơ khí chế tạo máy vì ngành cơ khí chế tạo máy đóng vai trò quan trọng trong việc sản xuất ra các thiết bị công cụ cho mọi ngành kinh tế quốc dân Để thực hiện việc phát triển ngành cơ khí cần đẩy mạnh đào tạo đội ngũ cán bộ kỹ thuật có trình độ chuyên môn cao, đồng thời phải đáp ứng được các yêu cầu của công nghệ tiên tiến, công nghệ tự động hoá theo dây truyền trong sản xuất

Qua đồ án Chi tiết máy chúng em đã tổng hợp được nhiều kiến thức chuyên môn, giúp chúng em hiểu rõ hơn những công việc của một kỹ sư tương lai Song với những hiểu biết còn hạn chế cùng với kinh nghiệm thực tế chưa nhiều nên đồ án của chúng em không tránh khỏi những thiếu sót Chúng em rất mong được sự chỉ bảo của các thầy trong bộ môn Thiết kế cơ khí, bộ môn Cơ Khí Chế Tạo Máy và các Thầy Cô giáo trong Khoa để đồ án của chúng em được hoàn thiện hơn

Cuối cùng chúng em xin chân thành cảm ơn sự quan tâm chỉ bảo của các Thầy

Cô trong Khoa và bộ môn Thiết kế cơ khí, bộ môn Cơ Khí Chế Tạo Máy trường Đại Học Kỹ Thuật Công Nghiệp-Đại Học Thái Nguyên và đặc biệt là sự hướng dẫn tận tình của Thầy Vũ Ngọc Pi , chúng em chúc thầy mạnh khỏe, hạnh phúc, thành công trong công việc và sự nghiệp trồng người

Thái Nguyên Ngày 01, tháng 03, năm 2021

Nhóm sinh viên : Nguyễn Mạnh Hiếu Ngô Việt Hoàng

Trang 2 / 102

PHẦN 1 TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ

1.1 Chọn động cơ điện

1.1.1 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 vừa đảm bảo yếu tố kinh tế và vừa đảm bảo yếu tố 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

tỷ 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 đồng bộ và không đồng bộ

- Động cơ ba pha đồng bộ có ưu điểm hiệu suất cao, hệ số tải lớn nhưng có nhược điểm là thiết bị tương đối phức tạp, giá thành cao vì phải có thiết bị để khởi động động cơ Do đó chúng được dùng cho các trường hợp cần công suất lớn (trên 100KW) và khi cần đảm bảo chặt chẽ trị số không đổi của vận tốc góc Động cơ ba pha không đồng bộ: gồm 2 kiểu rô to dây cuốn với rôto lồng sóc

- Động cơ ba pha không đồng bộ rôto lồng sóc có ưu điểm là kết cấu đơn giản, giá thành hạ, dễ bảo quản, song hiệu quả thấp (cos thấp) so với động cơ

ba pha đồng bộ, không điều chỉnh vận tốc

Từ những ưu nhược điểm trên cùng với điều kiện hộp giảm tốc thì chọn

“Động cơ ba pha không đồng bộ rô to lồng sóc”

1.1.2 Chọn công suất động cơ

Điều kiện chọn động cơ: P dm dc P dt dc( )kW (1.1)[2]

P : Công suất đẳng trị trên truc động cơ

- Xác định công suất đẳng trị trên trục động cơ

Do tải trọng không đổi nên công suất đẳng trị trên truc động cơ được xác định như sau:

𝑃𝑑𝑡𝑑𝑐 ≥ 𝑃𝑙𝑣𝑑𝑐 (1.2)[2]

Trong đó 𝑃𝑙𝑣𝑑𝑐 : Công suất làm việc trên trục động cơ

𝑃𝑙𝑣𝑐𝑡 : Công suất làm việc trên trục công tác

- Là hiệu suất chung của toàn hệ dẫn động

𝑃𝑙𝑣𝑑𝑐: Công suất làm việc danh nghĩa trên trục công tác

Các thành phần được tính như sau (Theo CT 1.5[2]):

𝜂Σ = 𝜂𝑏𝑟𝑡2 𝜂𝑜𝑙4 𝜂𝑘 𝜂𝑥 (1.4)

Theo bảng 2.3 [1] ta chọn :

𝜂ol = 0,99 Hiệu suất của 1 cặp ổ lăn

𝜂brt = 0,97 Hiệu suất của 1 cặp bánh răng trụ (che kín)

𝜂k = 1 Hiệu suất của khớp nối

𝜂𝑥 = 0,92 Hiệu suất của bộ truyền xích

Trong đó : Ft -lực vòng trên băng tải (N) Ft =1200 (N)

v - vận tốc vòng của băng tải (m/s) v = 1,1 (m/s)

𝑃𝑑𝑚𝑑𝑐 ≥ 𝑃𝑙𝑣𝑑𝑐 ≥ 1,59(𝐾𝑊)

1.1.3 Xác định số vòng quay đồng bộ của động cơ (𝒏𝒅𝒃)

Động cơ có số vòng quay càng lớn thì kích thước, trọng lượng, giá thành động

cơ giảm.Về mặt mặt này nên chọn động cơ có số vòng quay lớn.Tuy nhiên nếu

số vòng quay càng lớn thì tỷ số truyền động chung càng lớn và kết quả làm tăng khuôn khổ, kích thước, giá thành của các bộ truyền, trục, ổ, với lý do này nên chọn động cơ có số vòng quay nhỏ

Vì vậy, cần phải chọn số vòng quay của động cơ hợp lý Số vòng quay đồng bộ của động cơ (còn gọi là tốc độ từ trường quay), theo tiêu chuẩn có các số vòng quay: 3000, 1500, 1000,750 , (v/ph)

hệ số công suất (cos ) càng tăng Vì vậy ,người ta mong muốn sử dụng động

cơ có số vòng quay cao.Tuy nhiên, dùng động cơ có số vòng quay cao lại yêu cầu giảm tốc độ nhiều hơn tức là phải sử dụng hệ thống dẫn động với tỷ số

truyền lớn hơn, kết quả là kích thước và giá thành của các bộ truyền tăng lên

Vận tốc vòng của băng tải: v = 1,1 (m/s)

Đường kính tang băng tải : D = 380 mm

⟹ 𝑛𝑐𝑡 = 60 × 10

3× 1.1𝜋380 = 55,28(𝑣 𝑝ℎ⁄ ) Chọn sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ 𝑛𝑑𝑏= 1500 v/ph, (kể đến sự trượt của 𝑛𝑑𝑏= 1450 v/ph); Khi này tỉ số truyền sơ bộ 𝑢𝑠𝑏 của hệ thống được tính:

1.1.3.1 Kiểm tra số vòng quay của động cơ

Khi này tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống 𝑢𝑠𝑏 được xác định ( Theo CT 1.11[2]):

𝑢𝑠𝑏 = 𝑛𝑑𝑏

𝑛𝑐𝑡 = 1450

55,28= 26,23 (1.8) Sau khi có 𝑢𝑠𝑏= 26,23 ta so sánh với các giá trị nên dùng và các giá trị giới hạn của hệ thống (bảng 2.4[1])

Ta có:

Tỉ số truyền nên dùng của hộp giảm tốc 2 cấp:

8 ≤ 𝑢ℎ ≤ 40 Tra bảng 2.4[1]

Trang 5 / 102

Tỉ số truyền nên dùng của bộ truyền xích

2 ≤ 𝑢𝒳 ≤ 5 Tra bảng 2.4[1]

Ta thấy 𝑢𝑠𝑏 nằm trong khoảng u nên dùng nên ta chọn ndb=1500 v/ph

Vậy ta chọn được số vòng quay đồng bộ của động cơ là : ndb=1500 (v/ph)

1.1.4 Chọn động cơ thực tế

Động cơ được chọn phải thỏa mãn:

𝑃𝑑𝑚𝑑𝑐 ≥ 1,59(𝐾𝑊) 𝑛𝑑𝑏 ≈ 1500(𝑣 𝑝ℎ⁄ ) Tra bảng P 1.3 [1] ta chọn động cơ 4A160M4Y3 có các thông số kĩ thuật của

động cơ như sau:

Bảng 1.1 : Chọn động cơ cho hộp giảm tốc

Kiểu động cơ Công suất 𝑃𝑑𝑚𝑑𝑐(KW) Vận tốc quay(V/ph) Cos 𝜂(%)

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

a)Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ

Khi khởi động, động cơ cần sinh ra một công suất máy đủ lớn để thắng sức ỳ

của hệ thống Vì vậy cần kiểm tra điều kiện mở máy của động cơ:

(Theo CT 1.12[2])

Trong đó:

+Công suất ban đầu trên trục động cơ : P bd dc

+Công suất mở máy của động cơ: P mm dc = K mm.P dm dc

+ Công suất cản ban đầu trên trục động cơ :P bd dc = K bd.P lv dc

Với : 𝑃𝑙𝑣𝑑𝑐 = 1,59(𝐾𝑊) và hệ số cản ban đầu : 𝐾𝑏𝑑 = 1,4

Nên : 𝑃𝑏𝑑𝑑𝑐 = 1,59 × 1,4 = 2.226(𝐾𝑊)

 𝑃𝑚𝑚𝑑𝑐 = 4,4(𝐾𝑊) ≥ 𝑃𝑏𝑑𝑑𝑐 = 2,226(𝐾𝑊)  Động cơ đó chọn thoả mãn điều kiện mở máy

Trang 6 / 102

b)Kiểm tra quá tải cho động cơ

Tải trọng trong quá trình làm việc không đổi vì vậy không cần kiểm tra điều kiện quá tải cho động cơ

1.2 Phân phối tỉ số truyền

Sau khi chọn động cơ điện ta chọn tỉ số truyền chung của toàn bộ hệ thống theo công thức 1.14[2] :

𝑢Σ = 𝑛𝑑𝑐

Trong đó:

𝑛𝑑𝑐 = 1420 (𝑣 𝑝⁄ ): Số vòng quay của trục đ ộng cơ đã chọn

𝑛𝑐𝑡 = 55,28 (𝑣 𝑝⁄ ) :Số vòng quay của trục công tác

 𝑢Σ = 1420

55,28 = 25,68 Với hệ dẫn động gồm các bộ truyền mắc nối tiếp (Theo CT 1.15[2]):

Trong đó:

+ 𝑢𝑥: Tỉ số truyền của bộ truyền xích

+𝑢ℎ : Tỉ số truyền của hộp giảm tốc

1.2.1 Tỉ số truyền của các bộ truyền ngoài giảm tốc:

-Ký hiệu :𝑢ℎ là TST của hộp giảm tốc (HGT); 𝑢𝑥 là TST của bộ truyền xích TST của bộ truyền ngoài được xác định theo kinh nghiệm như sau:

Hệ dẫn động gồm HGT 2 cấp bánh răng nối với 1 bộ truyền ngoài hộp ta có:

𝑛𝑥 = (0,15 ÷ 0,1) 𝑢ℎHay 𝑢𝑥 = √(0,15 ÷ 0,1) 𝑢Σ = √(0,15 ÷ 0,1) 25,68 = 1,96 ÷ 1,6

Chọn:𝑢𝑥 =1,8 ( theo dãy các tỉ số truyền tiêu chuẩn 0,8; 1; 1,2; 1,24; 1,4; 1,5; 1,8; 2; 2,24; 2,5;3; 3,5 tra từ [2] )

1.2.2 Tỉ số truyền của các bộ truyền trong hộp giảm tốc được xác định:

Tỉ số truyền của hộp được xác định (Theo CT 1.17):

𝑢ℎ =𝑢Σ

𝑢𝑥 = 25,68

1,8 = 14,26 (1.12) Mà: 𝑢ℎ = 𝑢1 𝑢2

Tỉ số truyền của hộp có thể phân theo chỉ tiêu tiết diện ngang của hộp nhỏ nhất Khi này tỉ số truyền của bộ truyền cấp chậm được xác định (Theo CT 1.23[2]):

Trang 7 / 102

𝑢1 = 1,3494 𝑢ℎ0,667

(𝜓𝑏𝑎2/𝜓𝑏𝑎1) 0,6023 (1.13) Trong đó:

Tỉ số truyền của bộ truyền cấp nhanh:

𝑢2 =𝑢ℎ

𝑢1 =14,26

1.3 Tính toán các thông số trên trục

1.3.1 Tính công suất trên các trục

209,13 = 68954,72 (𝑁 𝑚𝑚) Trên trục III: 𝑇ΙΙΙ = 9,55.106.1,45

+ Xích ống: Đơn giản, giá thành hạ và khối lượng giảm vì không dùng con lăn,

nhưng cũng vì thế mà bản lề mòn nhanh Vì vậy chỉ dùng xích ống với các bộ

truyền không quan trọng, mặt khác yêu cầu khối lượng nhỏ

+ Xích ống – con lăn: Kết cấu giống như xích ống, phía ngoài lắp thêm con lăn,

thay thế ma sát trượt giữa ống và răng đĩa (ở xích ống) bằng ma sát lăn giữa con

lăn và răng đĩa xích (ở xích ống - con lăn) Làm tăng độ bền mòn của xích ống -

con lăn Chế tạo không phức tạp bằng xích răng, do đó xích con lăn được dùng

khá rộng rãi Thích hợp dùng khi vận tốc làm việc dưới (10 15) m/s Nên ưu

tiên dùng xích một dãy Nhưng ở các bộ phận truyền quay nhanh, tải lớn nếu dùng

xích 2 , 3 hoặc 4 dãy sẽ làm giảm tải trọng động và kích thước khuôn khổ bộ

truyền

+ Xích răng : khả năng tải lớn, làm việc êm, nhưng chế tạo phức tạp và giá thành

đắt hơn xích con lăn, chỉ nên dùng khi vận tốc xích trên (10 15)%

=> Vì tải trọng nhỏ, vận tốc thấp,dùng xích con lăn

2.1.2 Xác dịnh các thông số của xích và bộ truyền

2.1.2.1 Chọn số răng đĩa xích

Số răng nhỏ nhất của đĩa xích lớn hơn Zmin

Theo bảng 5.4, với ux = 1,8 chọn số răng đĩa nhỏ Z1 = 27,do đó số răng đĩa lớn

Z2 = ux.Z1 =1,8.27 = 48,6 < Zmax = 120

=> Z2 = 49

Ta có:

PIII = 1,45 (kW) nIII = 99,58 (vg/ph)

Trang 10 / 102

2.1.2.2 Xác định bước xích P

Theo công thức (5.3)[1] công suất tính toán

Pt=P.k.kz.kn ≤[P] (2.1) Trong đó:

+ Chọn góc nghiêng của đường tâm nối 2 đĩa xích so với đường nằm ngang=300

+ Pt,P, [P] lần lượt là công suất tính toán , công suất cần truyền và công suất cho phép,(kW);

P = PIII = 1,45 (kW)

+ Hệ số răng : kz = 01

1

250,92627

k =1 - điều chỉnh bằng một trong các đĩa xích

𝑘đ = 1 - tải trọng tĩnh, làm việc êm

Theo bảng 5.5[1] với n01 = 50 (vg/ph), chọn bộ truyền xích 1 dãy có bước xích

p = 19,05(mm); thỏa mãn điều kiện bền mòn :

𝑃𝑡 ≤[𝑃] = 1,41 (KW);

Trang 11 / 102

2.1.2.3 Khoảng cách trục và số mắt xích

+ Khoảng cách trục (5.11)[1]

a = 40.p = 40.19,05 = 762 (mm); (2.5) + Số mắt xích (5.12)[1]

+ Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích theo công thức (5.18)[1]

Trang 13 / 102

 =H 0, 47 k F Kr( t đ +Fvđ)E / (Ak )d   (2.14) [ H]Với : [ - Ứng suất tiếp xúc cho phép: H] [ = 600 (MPa) tra bảng (5.11)[1] H]

𝜎𝐻2 = 0,47 √0,245.(1705,88 1+0,89 ).2,1.105

106.1 = 427,78 (MPa) (2.17) Như vậy dùng thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB210 sẽ đạt được ứng suất tiếp xúc cho phép [ = 600 (MPa), đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho răng đĩa 2 H]Theo CT 5.20[1] : 𝐹𝑟 = 𝑘𝑥 𝐹𝑡 = 1,15.1705,88 = 1961,762(N) (2.18)

Trong đó đối với bộ truyền nghiêng một góc nhỏ hơn 400, kx = 1,15

Trang 14 / 102

2.1.5 Bảng thông số cơ bản của bộ truyền xích

Bảng 2.1: Tổng hợp các thông số của bộ truyền xích

-Ta thấy hộp giảm tốc ta thiết kế có công suất nhỏ trung bình Vì vậy ta chọn

vật liệu nhóm I có độ rắn HB ≤ 350 Với loại vật liệu này bánh răng có độ rắn

thấp và có thể cắt chính xác sau khi nhiệt luyện Cặp bánh răng này có khả năng chống mòn tốt và bánh răng được nhiệt luyện bằng thường hoá hoặc tôi cải

Nhiệt luyện thép

Độ rắn Giới hạn bền 𝜎𝑏

MPa

Giới hạn chảy 𝜎𝑐ℎ MPa

2.2.2 Xác định ứng suất cho phép

- Gồm các ứng suất tiếp xúc cho phép [𝜎𝐻] và ứng suất uốn cho phép [𝜎𝐹]

được xác định như sau :

2.2.2.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép

*Tra bảng 6.2 [1] ta chọn:

- Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc :Sh =1,1

- Ứng xuất tiếp xúc cho phép với chu kỳ cơ sở:σHlim0 = 2HB + 70 ( MPa)

- Ứng xuất uốn cho phép với chu kỳ cơ sở: σFlim = 1,8HB

𝑆𝐻: Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc

𝑍𝑅: Hệ số xét đến độ nhám của mắt răng làm việc

𝑁𝐻0: Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc: NH0 = 30.HHB2,4

NHE: Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương: NHE = 60.C.n.t

➢ Vậy chọn sơ bộ ứng suất tiếp xúc cho phép : [𝜎𝐻]𝑠𝑏 = 468,175 (MPa)

2.2.2.2 Ứng suất uốn cho phép:

[σF] = σFlimo

SF YR KxF KFC KFL YS(2.27)

Trong đó: 𝜎𝐹𝑙𝑖𝑚0 - ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở

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 bánh răng ảnh hưởng độ bền uốn

Chọn sơ bộ: 𝑌𝑅 𝑌𝑆 𝐾𝑋𝐹 = 1

𝐾𝐹𝐶: Hệ số kể đến ảnh hưởng đặt tải, lấy 𝐾𝐹𝐶 = 1 (Bộ truyền quay 1 chiều)

- NFO: Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn

- NFE: Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương Do bộ truyền chịu tải trọng không đổi nên :

𝑁𝐻𝐸 = 𝑁𝐹𝐸 = 60 𝑐 𝑛 𝑡Σ

𝜎𝐹𝑙𝑖𝑚0 - ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở

Ta có : 𝜎𝐹𝑙𝑖𝑚0 =1,8HB - theo bảng 6.2 [I]

NFO - Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn NFO = 4.106 đối với tất

cả loại thép

NFE: Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương

Ta có : NFE3 = NHE3 =24,43.107

NFE4 = NHE4 = 11,63.107

Do NFE3 >NFO nên lấy NFE1 =NFO để tính, do đó ⇒ KFL3 = 1

NFE4 > NFO nên lấy NFE2 =NFO để tính, do đó ⇒ KFL4 = 1

Vậy ứng suất uốn cho phép của bánh nhỏ và bánh lớn là:

2.2.2.3 Ứng suất cho phép khí quá tải:

* Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:

- Ứng suất tiếp xúc khi quá tải:

Với bánh răng tôi cải thiện theo CT (6.13) [I] ta có:

Trang 19 / 102

*Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:

Với bánh răng tôi cải thiện theo CT (6.14) [I] ta có:

2.2.3 Xác định thông số cơ bản của bộ truyền:

-Đối với hộp giảm tốc thông số cơ bản là khoảng cách trục 𝑎𝑤, nó được xác định theo công thức 6.15a [1]

{𝑑𝑓3 = 𝑑3− 2,5𝑚 = 69,5 − 2,5.2 = 64,5(𝑚𝑚)

𝑑𝑓4 = 𝑑4− 2,5𝑚 = 145,26 − 2,5.2 = 140,26(𝑚𝑚) (2.46) + Chiều cao răng ℎ3 = ℎ4 = 2,25 𝑚 = 2,25.2 = 4,5(𝑚𝑚) (2.47) + Góc profin gốc ( góc áp lực ) : Theo TCVN 1065-71 𝛼 = 200

+ Đường kính cơ sở :

{𝑑𝑏3 = 𝑑3𝑐𝑜𝑠 𝛼 = 69,5 𝑐𝑜𝑠 2 0

0 = 65,3(𝑚𝑚)

𝑑𝑏4 = 𝑑4𝑐𝑜𝑠 𝛼 = 145,26 𝑐𝑜𝑠 2 00 = 136,5(𝑚𝑚) (2.48)

2.2.5 Kiểm nghiệm răng độ bền về tiếp xúc:

Ứng xuất xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiện sau:

𝜎𝐻 = 𝑍𝑀 𝑍𝐻 𝑍𝜀.√2𝑇2.𝐾𝐻.(𝑢𝑡2+1)

𝑏𝑤3.𝑢𝑡2.𝑑𝑤32 ≤ [𝜎𝐻] (2.49) Trong đó :

+𝑍𝑀: Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp Trị số của𝑍𝑀 được tra trong bảng 6.5 [1] 𝑍𝑀=274 (MPa1/3)

+𝑍𝐻: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

Trang 22 / 102

ZH = √2.cosβb

sin2αtw (2.50)

Vì𝛽𝑏 là góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở

Với 𝐾𝐻: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc vành răng

𝐾𝐻𝛽là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng răng Tra

bảng 6.7 [1] 𝐾𝐻𝛽 = 1,036 với sơ đồ 4

Trang 23 / 102

𝐾𝐻𝛼là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời

ăn khớp 𝐾𝐻𝛼được tra từ bảng 6.14 [1]

Để tra được bảng 6.14 [1] ta tìm trị số cấp chính xác thông qua tính vận tốc vòng và tra bảng 6.13 [1] Vận tốc vòng được tính theo công thức:

Với cấp chính xác 9 từ bảng 6.14(trang 107) ta tra được 𝐾𝐻𝛼 = 1,18

Với:𝐾𝐻𝑣là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp tra bảng P2.3 phụ lục 𝐾𝐻𝑣 = 1,01

[𝜎𝐻] < [𝜎𝐻]𝐶𝑋

⇒ Thỏa mãn độ bền tiếp xúc

Trang 25 / 102

2.2.6 Kiểm nghiệm răng độ bền về uốn

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng thì ứng suất sinh ra tại chỗ răng phải thỏa mãn điều kiện: 𝜎𝐹3 =2.𝑇2.𝐾𝐹.𝑌𝜀.𝑌𝛽.𝑌𝐹3

𝑏𝑤3.𝑑𝑤3.𝑚 ≤ [𝜎𝐹3] (2.60)

𝜎𝐹4 =𝜎𝐹3.𝑌𝐹4

𝑌𝐹3 ≤ [𝜎𝐹4] Trong đó :

Trang 26 / 102

Với 𝐾𝐹𝛼- hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn Tra bảng 6.14 [1] với cấp chính xác 9 vận tốc vòng v < 2,5( m/s )𝐾𝐹𝛼 = 1,37

Với 𝐾𝐹𝑣- hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn : 𝑣𝐹 = 𝛿𝐹 𝑔0 𝑣2 √𝑎𝑢𝑤3

2.2.7 Kiểm nghiệm răng về quá tải

Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải (thí dụ như lúc mở máy, … ) Hệ số quá tải:

𝐾𝑞𝑡 = 𝐾𝑏𝑑 = 1,4

Ứng suất tiếp xúc cực đại :

𝜎𝐻max =𝜎𝐻 √𝐾𝑞𝑡 = 442,41.√1,4 = 523,47 (MPa) (2.65)

𝜎𝐻max < [𝜎𝐻]max = 1660 (MPa)

⇒Thỏa mãn điều kiện không gây biến dạng dư lớp bề mặt

Ứng suất uốn cực đại:

2.330,95 = 69,24(𝑚𝑚)

𝑑4 = 𝑚𝑧4𝑐𝑜𝑠 𝛽 =

2.690,95 = 144,76(𝑚𝑚)

𝑑𝑓4 = 𝑑4 − 2,5𝑚 = 148,76 − 2,5.2 = 139,76(𝑚𝑚)

Trang 28 / 102

2.3.Bộ truyền bánh răng cấp nhanh

*Các thông số :

PI = 1,5741 (KW) nI = 1420 (v/phút) u1 = 6,79 nII = 209,13 (v/ph) Xác định khoảng cách trục:

2.3.1 Chọn vật liệu

-Ta thấy hộp giảm tốc ta thiết kế có công suất nhỏ trung bình Vì vậy ta chọn

vật liệu nhóm I có độ rắn HB ≤ 350 Với loại vật liệu này bánh răng có độ rắn

thấp và có thể cắt chính xác sau khi nhiệt luyện Cặp bánh răng này có khả năng chống mòn tốt và bánh răng được nhiệt luyện bằng thường hoá hoặc tôi cải

Nhiệt luyện thép

Độ rắn Giới hạn bền 𝜎𝑏

MPa

Giới hạn chảy 𝜎𝑐ℎ MPa

2.3.2 Xác định ứng suất cho phép

- Gồm các ứng suất tiếp xúc cho phép [𝜎𝐻] và ứng suất uốn cho phép [𝜎𝐹]

được xác định như sau :

2.3.2.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép

*Tra bảng 6.2 [1]ta chọn:

- Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc: Sh =1,1

- Ứng xuất tiếp xúc cho phép với chu kỳ cơ sở:σHlim0 = 2 HB + 70 ( MPa)

- Ứng xuất uốn cho phép với chu kỳ cơ sở: σFlim = 1,8HB

*Theo công thức (6.1)[1]:

[𝜎𝐻] = 𝜎𝐻𝑙𝑖𝑚0

Trang 29 / 102

-Trong đó:

𝑆𝐻: Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc

𝑍𝑅: Hệ số xét đến độ nhám của mắt răng làm việc

𝑁𝐻0: Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc: NH0 = 30.HHB2,4

NHE: Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương: NHE = 60.C.n.t

➢ Vậy chọn sơ bộ ứng suất tiếp xúc cho phép : [𝜎𝐻]𝑠𝑏 = 463,63 (MPa)

2.3.2.2 Ứng suất uốn cho phép:

[σF] = σFlimo

SF YR KxF KFC KFL YS(2.76)

Trong đó: 𝜎𝐹𝑙𝑖𝑚0 - ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở

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 bánh răng ảnh hưởng độ bền uốn

Chọn sơ bộ: 𝑌𝑅 𝑌𝑆 𝐾𝑋𝐹 = 1

𝐾𝐹𝐶: Hệ số kể đến ảnh hưởng đặt tải, lấy 𝐾𝐹𝐶 = 1 (Bộ truyền quay 1 chiều)

- NFO: Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn

- NFE: Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương Do bộ truyền chịu tải trọng không đổi nên :

NFO - Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn NFO = 4.106 đối với tất

cả loại thép

NFE: Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương

Ta có : NFE1 = NHE1 =16,58.107

NFE2 = NHE2 = 24,43.107

Do NFE1 >NFO nên lấy NFE1 =NFO để tính, do đó ⇒ KFL1 = 1

NFE2 > NFO nên lấy NFE2 =NFO để tính, do đó ⇒ KFL1 = 1

Vậy ứng suất uốn cho phép của bánh nhỏ và bánh lớn là:

2.3.2.3 Ứng suất cho phép khí quá tải:

* Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:

- Ứng suất tiếp xúc khi quá tải:

Với bánh răng tôi cải thiện theo CT (6.13) [I] ta có:

*Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:

Với bánh răng tôi cải thiện theo CT (6.14) [I] ta có:

[σF]max = 0,8.σch khi HB  350 (2.82)

- Với bánh răng nhỏ:

Trang 32 / 102

[σF1]max = 0,8.σch1= 0,8.450 =360(MPa)

- Với bánh răng lớn :

[𝜎𝐹2]𝑚𝑎𝑥= 0,8 𝜎𝑐ℎ2= 0,8.450=360 (MPa)

2.3.2.4 Xác định thông số cơ bản của bộ truyền:

-Vì đây là hộp đồng trục => khoảng cách trục I bằng khoảng cách trục II hay aw1= aw2= 107 (mm)

Vậy số bánh răng lớn z2 là:

{𝑑𝑎1 = 𝑑1 + 2𝑚 = 27,65 + 2.2 = 31,65(𝑚𝑚)

𝑑𝑎2 = 𝑑2 + 2𝑚 = 187,23 + 2.2 = 191,23(𝑚𝑚) (2.89) + Đường kính chân răng:

{𝑑𝑓1 = 𝑑1− 2,5𝑚 = 27,65 − 2,5.2 = 22,65(𝑚𝑚)

𝑑𝑓2 = 𝑑2− 2,5𝑚 = 187,23 − 2,5.2 = 182,23(𝑚𝑚) (2.90) + Chiều cao răng ℎ1 = ℎ2 = 2,25 𝑚 = 2,25.2 = 4,5(𝑚𝑚)

Trang 34 / 102

2.3.4 Kiểm nghiệm răng độ bền về tiếp xúc:

Ứng xuất xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiện sau:

σH = ZM ZH Zε.√2Tb1.KH.(ut1+1)

w1.ut1.dw12 ≤ [σH] (2.92) Trong đó :

+𝑍𝑀: Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp Trị số của𝑍𝑀 được tra trong bảng 6.5 [1] 𝑍𝑀=274 (MPa1/3)

⇒ αt1 = αtw1 = arctg ( tg20°

cos 19 °56′) = 21°9′

⇒ βb1 = arctg(cos αt1 tgβ) = arctg(cos 21°9′ tg19°56′) = 18°41′Vậy: ZH = √sin(2α2.cos βb1

Trang 35 / 102

⇒ Zε = √(4 − 1,6)(1 − 0,8)

0,791,6 = 0,8 +Tính KH:

Với 𝐾𝐻: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc vành răng

𝐾𝐻𝛽là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng răng

bd

2= 0,5 ba

2(u1+1) = 0,5.0,23.(6,76+1) = 0,8924 -Với bd

2 = 0,8924 Tra bảng 6.7 [1] KHβ = 1,07772 sơ đồ 5

𝐾𝐻𝛼là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời

ăn khớp 𝐾𝐻𝛼được tra từ bảng 6.14 [1]

Để tra được bảng 6.14 [1] ta tìm trị số cấp chính xác thông qua tính vận tốc vòng và tra bảng 6.13 [1] Vận tốc vòng được tính theo công thức:

v1 =π.dw1.n1

60000 = π.26,23.1420

Từ vận tốc vòng ta tra được cấp chính xác là : 9 do v1 < 4 (m)

Với cấp chính xác 9 từ bảng 6.14, ta tra được KHα = 1,13

Với:𝐾𝐻𝑣là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, trị số của

Chọn 𝑍𝑉 = 1 (với vận tốc vòng v < 2,5 (m/s)

Chọn 𝐾𝑥𝐻 = 1 (với đường kính vòng đỉnh da < 700(mm)

Trang 36 / 102

Với cấp chính xác động học là 9 ta chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 6 khi

đó cần gia công đạt độ nhám bề mặt𝑅𝑎 = 2,5 ÷ 1,25𝜇𝑚 Vậy chọn ZR = 0,95

⇒ [σH]CX = [σ] ZV ZR KXH = 472,72.1.0,95.1 = 449,084(MPa)

Độ chênh lệch :

𝛥𝜎 = |𝜎𝐻 − [𝜎𝐻]

𝐶𝑋|[𝜎𝐻]𝐶𝑋 100% =|412,06 − 405,91|

Đảm bảo điều kiện ứng suất tiếp xúc cho phép ta chọn chiều rộng vành bánh răng nhỏ (bw1) và vành bánh răng lớn (bw2) theo điều kiện:

[bw1;bw2]≥ bw

Chọn bw2 = bw = 26(mm)

Thay các trị số vừa tính được vào (2.62) ta được:

Để đảm bảo điều kiện tiếp xúc tốt nhất giữa 2 bánh răng trong quá trình làm việc ta chọn chiều rộng vành bánh răng nhỏ theo công thức:

bw1 = bw2+ 20-30%=33mm) Vậy chiều rộng vành răng của bánh răng cấp nhanh là:

bw1 = 33 (mm)Chọn bw2 = 26(mm), bw1= 33(mm)

[σH] < [σH]CX

⇒ Thỏa mãn độ bền tiếp xúc

Trang 37 / 102

2.3.5 Kiểm nghiệm răng độ bền về uốn

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng thì ứng suất sinh ra tại chỗ răng phải thỏa mãn điều kiện : σF1 = 2.T1.KF.Yε.Yβ.YF1

bw1.dw1.m ≤ [σF1] (2.96)

σF2 = σF1 YF2

YF1 ≤ [σF2] Trong đó :

Trang 38 / 102

Với bd

2 = 1,51 Tra bảng 6.7 [1] với sơ đồ 5 với KFβ = 1,13848

Với 𝐾𝐹𝛼- hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn Tra bảng 6.14 [1] với cấp chính xác 9 vận tốc vòng v < 2,5( m/s ) KFα = 1,37

Với 𝐾𝐹𝑣- hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn :

KFv = 1 + vF bw1 dw1

2 T1 KFβ KFα

vF = δF g0 v1 √aw1

utVới 𝛿𝐹 được tra bảng 6.15 [1] 𝛿𝐹 = 0,006

Kqt = Kbd = 1,4

σF1max= σF1 Kqt = 43,13.1,4 = 60,382 (MPa)

σF2max= σF2 Kqt = 44,6.1,4 = 62,44(MPa)

σF1max < [σF1max]= 360 (MPa)

σF2max < [σF2max]= 360 (MPa)

Trang 39 / 102

⇒Thỏa mãn điều kiện đề phòng biến dạng dư hoặc biến dạng phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng

2.3.6 Kiểm nghiệm răng về quá tải

Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải (thí dụ như lúc mở máy, …) Hệ số quá tải:

Kqt = Kbd = 1,4Ứng suất tiếp xúc cực đại :

σHmax =σH √Kqt =448,31 √1,4 = 530 (MPa)

σHmax < [σH]max = 1260 (MPa)

⇒Thỏa mãn điều kiện không gây biến dạng dư lớp bề mặt

Bảng 2.4 Các thông số của bộ truyền cấp nhanh

𝑑2 = 𝑚𝑧2𝑐𝑜𝑠 𝛽 =

2.880,94 = 186,46(𝑚𝑚)

2.107(6,7 + 1)= 27,79(𝑚𝑚)