B.
Tính chọn các số thông số bộ truyền cấp chậm .
Thông số Ký hiệu Trị số đơn vị
Môđun pháp m m = 2,5 Số răng bánh răng Z z1 = 22 z2= 105 răng Tỷ số truyền thực um u1= 4,77 mm Khoảng cách trục aw aw= 160 mm Chiều rộng vành răng bw bw = 48 mm Góc ăn khớp αtw αtw=21,1 90 độ Đường kính lăn dw dw1 = 55,45 dw2 =264,54 mm Hệ số dịch chỉnh X x1= 0,0941 x2= 0,4209 mm Đường kính cơ sở db db1 = 55 db2 =262,5 mm
Đường kính đỉnh răng da da1=
60,395 da2= 269,52
mm
Đường kính chân răng df df1=
49,22 df2= 100,85
1-xác định sơ bộ khoảng cách trục aw.
Ta có :
aw2 = Ka.(U2+1) .
Trong đó : Ka- Hệ số phụ thuộc vật liệu của cặp bánh răng và loại răng tra bảng 6.5/1/ trang 96 đượcKa= 49,5.
U2- tỷ số truyền của cặp bánh răng , U2 = 2,92 (tính ở
trên).
TII- Momen xoắn trên trục bánh chủ động,TII = 234150,448
(N.mm)KHβ- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc, nó phu thuộc vào vị
trí của bánh răng đối với ổ và hệ sốψ1d.
ψbd= 0,53.ψb a.(U2+1).
Tra bảng 6.6/1/ ta chọn: ψb a =
0,4
ψbd = 0,53.0,4(+1) =
0,831
Tra bảng 6.7/1/ trang 98 được KHβ=
1,0531. aw2 = 49,5.(2,92+1) = 187,998 [mm]. 2-xác định các thông số ăn khớp. m= (0,01÷0,02)aw2 = (0,01÷0,02).187,7 = 1,879 ÷ 3,76. Theo bảng 6.8/1/ chọn môđun pháp: m = 2,5. • xác định số răng bánh nhỏ.
Vì răng thẳng nên ta có : Z3= = 38,366 (răng) Chọn Z3 = 38 (răng) . Do đó Z4= u2.z3 = 2,92.38 =110,96 Chọn Z4= 110 (răng). Xác định tỉ số truyền thực:Um = = = 2,89
Như vậy tỉ số truyền tahy đổi nhỏ nên không có sự sai khác vận tốc Tính lại khoảng cách trục : aw2 = = 185 [mm]. Với Zt là tổng số răng . Do Z3 =38(răng ) > 30 => không dùng dịch chỉnh; • xác định góc ăn khớpαtw. Cosαtw= . => αtw= 200
IV-Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng của bộ truyền phải thoả mãn điều kiện sau:
Trong đó : ZM- Hệ số kể đến cơ tính của vật liệu của các bánh răng ăn khớp tra bảng 6.5/1/ ta được: ZM= 274 Mpa1/3. ZH- Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc . ZH = = = 1,7639 .
Zε - Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, với răng thẳngεβ =0 ta có. Zε = .
Với = 1,7667
Zε = =
0,8628 .
TII- Momen xoắn trên trục bánh răng 3: TII = 234150,448 (N.mm)
KH- Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc . KH = KHβ.KHα.KHv
KHβ- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng tra bảng 6.7/1/ vớiψb d = 0,831
(tính ở trên ) tra đượcKHβ= 1,0531
KHα- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp, với răng thẳngKHα=1.
KHv- Hệ số kể đến tải trọng xuất hiện trong vùng ăn khớp trị số của KHv tính theo công thức sau.
KHv= 1 + . dw3: Đường kính vòng lăn bánh nhỏ. dw3= = 95,115 [mm]. bw:Chiều rộng vàng răng . bw= ψba.aw2 = 0,4.185 = 74 [mm] VH = δH..g0.v. Với V là vận tốc vòng :V= = 1,515 [m/s]. Với V= 1,515 < 2 m/s tra bảng 6.13/1/ ta chọn cấp chính xác về mức làm việc êm là 9.
Với cấp chính xác làm việc êm là 9 tra bảng 6.16/1/ ta chọn được trị số của hệ số kể đến ảnh hưởng sai lệch bước răng g0= 73.
Với HB2= 230< 350 tra bảng 6.15/1/ tra được hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớpδH= 0,006.
VH = δH..g0.v. = 0,006.73.1,515. = 5,309 [m/s] KHv= 1 + = 1 + 1,0757 KH = KHβ.KHα.KHv = 1,0531.1.1,0757= 1,1328.
σH = ZM.ZH.Zε.
σH = 274.1,72.0,876. =
430,66 [Mpa].
• Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:
Với v= 1,515 m/s <5 m/s lấy Zv= 1, với cấp chính xác tiếp xúc là 9, chọn cấp chính xác động học là 9 khi đó cần gia công răng đạt độ nhám
Rz=10 ..40 µm do đó ZR= 0,9 . với da < 700 mm lấy KxH= 1. [σH] = [σH]’.Zv.ZR.KxH =481,8.1.0,9.1= 433,62 [Mpa]. Vậy σH= 430,66< [σH] =433,62 [Mpa]. Tính sự chênh lệch ứng suất . ∆σ =
• Sự chênh lệc này thảo mãn yêu cầutiết kiệm vật liệu . V- Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.
Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không vượt quá một trị số cho phép:
σF1 = [σF1].
σF2 = [σF2] Trong đó : TII- Momen xoắn trên trục bánh chủ động 3. m- môđun pháp.
bw- Chiều rộng vành răng.
Yε = . (εα= 1,7667 tính ở trên ).
Yβ- Hệ số kể đến độ nghiêng của răng, vì răng thẳng nênYβ = 1.
YF1,YF2- Hệ số biên dạng răng của bánh 3 và 4, tra bảng 6.18/1/ trang 109 với số răng tương đương Zv1= Z3 =38, Zv2= Z4=110
và hệ số dịch chỉnh x1= x2= 0 tra đượcYF1 = 3,72 , YF2 = 3,6
KF- Hệ số tuổi thọ khi tính về uốn.
KF= KFβ. KFα. KFv.
K Fβ- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn tra bảng 6.7/1/ trang 98
được : K Fβ = 1,2752
KFα- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng
đồng thời ăn khớp khi tính về uốn, vì răng thẳng nên: KFα = 1.
KFv- Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn.
KFv = 1 + Với VF = δF.g0.V.
Theo bảng 6.15/1/ trang 107 tra được hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớpδF = 0,016 ,
v= 0,36 [m/s] (tính ở trên) và g0 = 73 (tra ở trên).
KFv = 1 + =1+ =
1,1874.
KF = KFβ. KFα. KFv = 1,2752.1.1,1874 =
1,514
Vậy ứng suất uốn trên bánh 3
σF1 = = = 149,89
[Mpa].
• Xác định ứng suất uốn trên bánh 4.
σF2 = =
145,054 [Mpa].
• Xác định ứng suất uốn cho phép khi kể đến các nhân tố khác . [σF] = [σF]’.YR.Ys.Kxk.
Trong đó : YR- Hệ số kể đến ảnh hưởng mặt lượn chân răng thông thường lấyYR= 1.
Ys- Hệ số kể đến độ nhạy của vật liệu đối với sự tập trung ứng
suất lấyYs =1,08-0,0695.ln2,5= 1,0163
KxF- Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn với da < 700 mm lấyKxF = 1.
[σF3] = [σF1].YR.Ys.KxF = 176,4.1.1,0163.1 =
179,275 (MPa)
[σF4] = [σF2].YR.Ys.KxF = 165,6.1.1,0163.1 =
VậyσF3 = 149,89 < [σF3] = 179,275 (MPa)
σF4 = 145,054 < [σF4] = 168,299 (Mpa)
VI- Kiểm nghiệm quá tải.
Khi làm việc bánh răng có thể quá tải khi mở máy vì vậy ta cần phải kiểm nghệm quá tải khi nở máy, với hệ số quá tải là:
Kqt = .
Cần kiểm nghiệm răng về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cực đại.
Để tránh biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại không vược ứng suất suất cho phép .
σHmax= σH. [σH]max.
σHmax= σH. = 430,66. =
509,563 [Mpa].
VậyσHmax= 506,66 < [σHmax]= 1260 [Mpa].
Để tránh biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng, ứng suất cực đạiσFmax tại mặt chân răng không được vượt quá một trị số cho phép .
σFmax = σF.Kqt [σF]max.
σF3max = σF3.Kqt = 149,89.1,4 =
209,846 [Mpa].
σF2max = σF2.Kqt = 145,054.1,4 =
203,076 [Mpa].
VậyσF3max = 209,846 < [σF3]max = 360
[Mpa].
Ta có
Bảng thống kê các thông số
Thông số Ký hiệu Trị số đơn vị
Môđun pháp M m=2,5 mm Số răng bánh răng Z Z3 =38 Z4= 110 răng Tỷ số truyềnthực Um 2,89 Khoảng cách trục aw aw= 185 mm Chiều rộng vành răng bw bw=74 mm Góc ăn khớp αtw αtw= 200 độ Đường kính cơ sở db db3= 89,27 db4=258, 4 mm Hệ số dịch chỉnh x X3=0 X4=0 mm
đường kính chia d d3= 95 d4= 275 mm Đường kính lăn dw dw3= 95,1 dw4= 274,8 mm
Đường kính đỉnh răng da da3= 100
da4= 280
mm
Đường kính chân răng df df3=
88,75 df4= 268,75 mm D-thiết kế bộ truyền xích . I- Chọn loại xích.
Vì tải trọng nhỏ, vận tốc thấp, không yêu cầu bộ truyền làm việc êm ta chọn xích ống con lăn mặt khác xích ống con lăn rẻ hơn xích răng.
II-Xác định một số thông số của bộ truyền.
1Xác định số răng đĩa xích.
Với Ux = 2,2 tra bảng 5.4/1/ trang 80 ta chọn được số răng đĩa xích nhỏ là Z1 = 25 răng , do đó số răng đĩa xích lớn là :
Vậy số răng đĩa xích lớn là : Z2=
55 răng .
2- xác định bước xích t .
Bước xích t được xác định từ chỉ tiêu về độ bền mòn của bản lề, điều kiện đảm bảo độ bền mòn được viết dưới dạng.
Pt = PIII.k.kz.kn ≤ [P].
Trong đó: Pt, P,[P] – lần lược là công xuất tính toán, công xuất trên trục III, công xuất cho phép ,kw.
Kz- Hệ số số răng , kz = z01/ z1 = 25/25 = 1.
Kn- Hệ số số vòng quay, kn = n01/ nIII = 200/ 104,241=
1,9186
Với đĩa xích tiêu chuẩn của bộ truyền xích có số răng đĩa xích nhỏ Z01 = 25, và chọn số vòng quay đĩa nhỏ theo dãy tiêu chuẩn n01 = 200 [v/ph].
K- Được tính từ các hệ số thành phần.
K= k0.ka. kđc. k1t. Kđ. kc. K0- Hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền, giả sử đường nối hai tâm đĩa xích so với phương nằm ngang nhỏ hơn 600 tra bảng 5.6/1/ đượck0 = 1.
Ka- Hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích, giả sử khoảng cách trục a = (30..50).t, tra bảng 5.6/1/ đượcka = 1.
Kđc- Hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích, ở đây chọn vị trí trục được điều chỉnh bằng một trong các đĩa xích tra
bảng 5.6/1/ đượckđc = 1.
Kbtr- Hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn, ở đây môi trường làm việc có bụi , chất lượng bôi trơn II, tra bảng 5.6/1/ đượcKbtr= 1,3.
thay đổi nên tra bảng 5.6/1/ đượckđ= 1,35.
Kc- Hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền, ở đây chọn bộ truyền làm việc một ca, tra bảng 5.6/1/ đượckc = 1.
Vậy K = k0.ka. kđc. k1t. Kđ. kc = 1.1.1.1,35.1,3 =
1,755.
Pt = PIII.k.kz.kn = 7,167.1,755.1.1,9186 =
24,132 [kw].
Với n01 = 200 v/ph tra bảng 5.5/1/ chọn được bước xích t =38,1 [mm] và công suất cho phép[P] = 34,8 kw, thoả mãn điều kiện.
Pt = 24,132 < [P] = 34,8 [kw].
Đồng thời theo bảng 5.8/1/ có t < tmax, cũng theo bảng 5.5/1/ với
t =38,1 mm ta tra đựơc đường kính chốtdc = 11,12 mm và chiều
dài ống
B = 35,46 mm .
3-Xác định khoảng cách trục a.
Như trên đã chọn a = (30..50).t , với tỷ số truyền bé ta chọn a = 40.t. a=40.t = 40. 38,1 = 1524
[mm].
4-Xác định số mắt xích x.
Số mắt xích được xác định theo công thức sau.
X = = 120,57
[mm]
Chọn số mắt xích chẵnxc = 120 [mm]
a= 0,25.t
a= 0,25.38,1.
=1513
Để xích không chịu lực căng quá lớn, khoảng cách trục a tính được cần giảm bớt một lượng∆a =(0,002÷0,004).a , ở đây ta giảm một lượng
∆a = (0,003..0,004).1513 =4,539..6,052 =
5 [mm] .
Do đó a=1508 [mm].
6- Kiểm nghiệm số lần va đập của bản lề xích trong một giây.
i = .
Với [i] là số lần va đập cho phép, tra bảng 5.9/1/ được [i] = 20 [1/s] i = =
1,447 [1/s]
Vậy i < [i]. III .Tính kiểm nghiệm xích về độ bền uốn.
Với các bộ truyền xích bị quá tải lớn khi mở máy hoặc thường xuyên chịu tải va đập trong quá trình làm việc, cần tiến hành kiểm nghiệm về quá tải theo hệ số an toàn s, ở đây ta kiểm nghiệm về quá tải khi mở máy với Kđ= Tmm/T = 1,4 .
S =
Trong đó : Q-Tải trọng phá hỏng, tra bảng 5.2/1/ đượcQ =
Kđ- Hệ số tải trọng động, kđ= 1,4. Ft- lực vòng , Ft= V= = 1,6548 [m/s]. Ft= = = 4331 [N].
Fv – Lực căng do lực ly tâm sinh ra,
Fv= q.v2 = 5,5.1,65482 =
15,06 [N]
q- Khối lượng 1 mét xích, tra bảng 5.2/1/ đượcq = 5,5 [kg/m].
F0- Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra
F0 = 9,81.kf.q.a= 9,81.4.5,5.1,513 =
326,5 [N]
Với bộ truyền nghiêng một góc dưới 400 lấykf = 4
Vậy S = = 16,48
Theo bảng 5.10/1/ với n = 200 v/ph tra được[S] =8,5 VậyS > [S] , bộ truyền xích đảm bảo đủ bền.
IV-Tính các thông số của bộ truyền xích.
1- Đường kính vòng chia đĩa xích d.
d2= =
667,38 [mm].
2-Xác định đường kính đỉnh đĩa xích .
da1= p.(0,5 + cotg ) = 38,1.(0,5 + cotg ) =
320,64 [mm].
da2= p.(0,5 + cotg ) = 38,1.(0,5 + cotg ) =
685,34 [mm].
3-Xác định đường kính vòng đỉnh.
df = d- 2.r.
r = 0,5025.dL + 0,05.
Trong đó:dL-Đường kính ống con lăn, tra bảng 5.2/1/được dL=22,23 [mm] r = 0,5025.dL + 0,05 = 0,5025.22,23 + 0,05 = 11,22 [mm]. df1= d1-2.r = 303,989 - 2.11,22 = 281,549 [mm]. df2= d2-2.r = 667,38 - 2.11,22 = 644,94 [mm].
V- Kiểm nghiệm răng đĩa xích về độ bền tiếp xúc.
ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng đĩa xích phải thoả mãn điều kiện sau:
σH = 0,47. ≤ [σH]. Trong đó : [σH]- ứng suất tiếp xúc cho phép .
Ft- Lực vòng ,Ft= 4087,5 [N] (tính ở trên).
Fvd- Lực va đập trên m dãy xích, ở đây dùng một dãy xích.
Fvd = 13.10-7.nIII.p2.m = 13.10-7.104,241 .38,12.1 =
7,49 [N] .
Kd- Hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy,Kd=1(1
dãy)
Kđ- Hệ số tải trọng động, Kđ= 1,3 .
Kr- Hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích Kr1= 0,42 (vì Z1= 25 răng)
Diện tích chiếu của bản lề, tra bảng 5.12/1/ được A=395 mm E- Mô đun đàn hồi của vật liêu, E= 2,1.105 [Mpa].
=>σH1= 0,47. =0,47. =527,336
VớiσH1= 527,336 [Mpa] tra bảng 5.11/1/ ta dùngthép 45 tôi cải thiệnđạt độ rắn HB = 210, sẽ đạt được ứng suất tiếp xúc cho phép[σH]= 600 [Mpa] để chế tạo đĩa xích nhỏ. Tương tựσH2 < [σH ] (với cùng vật liệu và nhiệt luyệt).
VI- Xác định lực tác dụng lên trục.
Fr= Kx.Ft = 1,15.4331 =
4980,65 [N].
Trong đó: Ft- Lực vòng, Ft= 4087,5 [N] ( Xác định ở trên). Với bộ truyền nghiêng một góc nhỏ hơn 400 lấykx= 1,15
D- tính toán trục của hộp giảm tốc.
Vì ở đây tải trọng trung bình nên ta dùng thép 45 có độ cứng HB230- 280 ,vàσh= 600 Mpa, ứng suất xoắn cho phépτ = (12..30) Mpa .
II-Xác định sơ bộ đường kính trục và khoảng cách gối trục .
dK= .
Trong đó: dk- Đường kính trục thứ k.
[τ]- Mômen xoắn cho phép chọn [τ] = 20 Mpa. Tk- Mômen xoắn trên trục thứ k.
TI= 50903,858 [N.mm]. TII= 234150,448 [N.mm]. TIII= 656602 [N.mm]. dsb1 = = = 23,34 [mm]. dsb2 = = = 38,82 [mm] . dsb3 = = = 54,75 [mm] .
Do đường kính đầu vào của hộp giảm tốc d1 được lắp bằng khớp nối với trục của động cơ nên đường kính tối thiểu của trục vào phải lấy bằng (0,8…1,2).dđc, tra bảng p1.6/1/ được dđc= 38 [mm] do đó d1= (0,8… 1,2).38 = (30,4…45,6) mm.
Vậy ta chọn : dsb1=
chọn : dsb2=
40 [mm].
chọn : dsb3=
55 [mm].
tra bảng 10.2/1/ ta được chiều rộng các ổ: bo1= 21(mm), bo2=
23(mm),
bo3 = 29 (mm).
1- xác định chiều rộng các may ơ.
+ Chiều rộng may ơ nửa khớp nối, ở đây chọn nối trục vòng đàn hồi nên ta có:
lm12= (1,4…2,5).dsb1= (1,4..2,5).35=( 49…87,5) [mm]. Chọn lm12 =
59 [mm]
+ chiều rộng may ơ bánh răng trụ răng thảng trên trục I :
lm13= (1,2..1,5).dsb1 = (1,2..1,5).35 = (42…52,5) [mm]. Chọn lm13 =
50 [mm].
+ chiều rộng may ơ bánh răng trụ răng thảng lớn trên trục II :
lm22= (1,2..1,5).dsb2 = (1,2..1,5).40 = (48…60) [mm]. Chọn lm22 =
51 [mm].
+ chiều rộng may ơ bánh răng trụ răng thảng nhỏ trên trục II :
lm23= (1,2..1,5).dsb2 = (1,2..1,5).40 = (48…60) [mm]. Chọn lm23 = 55 [mm].
lm32 = (1,2…1,5).dsb3 = (1,2…1,5).60 = (72…90) [mm]. Chọn lm32 = 70 [mm]. + Chiều rộng may ơ bánh xích : lm33 = (1,2…1,5).dsb3 = (1,2…1,5).60 = (72… 90) [mm] Chọn lm33 = 71 [mm].
2- Xác định chiều dài giữa các ổ. Ta có :
k1 –khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp ,hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay .
Tra bảng 10.3/1/ chọn k1 =
11 [mm].
k2 – khoảng cách từ mặt cạnh của ổ đến thành trong của hộp . Tra