3.2.1. Tính chọn số răng các đĩaxích (z1, z2).
- Từ phần I ( Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền) ta đã có: PII = 3,9 kW; nII = 203,651 vòng /phút; ux = 2,701
* Số răng đĩa xích nhỏ (chủ động) z1 xác định theo CT mục 5.2.1TL[I] tr.80: z1= 29 – 2.ux = 29 – 2.2,701 = 23,6 > 19 (răng) (thỏa mãn)
+ Theo bảng 5.4 TL[I] tr.80, với ux= 2,701:
→ Chọn z1 = 25 (răng)
* Số răng đĩa xích lớn (bị động) z2 theo CT 5.1 TL[I] tr.80: z2 = ux.z1= 2,701 . 25 = 67,53 <zmax = 120(răng) → Chọn z2= 69 (răng)
- Với zmax được xác định từ điều kiện hạn chế độ tăng bước xích do bản lề bị mòn sau một thời gian làm việc.
zmax = 120 đối với xích ống và xích con lăn; zmax = 140 đối với xích răng.
* Tỷ số truyền bộ truyền xích thực tế: utt=𝑧2
𝑧1=69
25=2,76
* Độ chênh lệch tỷ số truyền xích phân phối và thực tế: utt = utt−upp
upp .100% = 2,76−2,72
→ Thỏa mãn điều kiện về chênh lệch tỷ số truyền của bộ truyền xích.
3.2.2. Xác định bước xích p (mm).
- Bước xích p được xác định từ chỉ tiêu về độ mòn của bản lề.
* Điều kiện đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mòn của bộ truyền xích theo CT 5.3 TL[I] tr.81:
Pt = P.k.kz.kn≤ [P]
Với:
+ Pt: công suất tính toán, kW; + P: công suất cần truyền:
P = P1 = PII = 3,9 kW; + [P]: công suất cho phép, kW;
+Hệ số sử dụng k xác định theo CT 5.4 TL[I] tr.81: k = k0.ka.kđc.kbt.kđ.kc
-k0: hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền:
k0 = 1 (góc nghiêng đườngnối tâm α = 300< 600) ;
-ka: hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích: ka = 1 (chọn a =40p) ;
-kđc: hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích: kđc = 1,25 (vị trí trục không điều chỉnh được) ;
-kbt: hệ số kể đến ảnh hưởng bôi trơn:
kbt = 1,3 (môi trường làm việc có bụi) ;
-kđ: hệ số tải trọng động:
-kc: hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền: kc = 1 (làm việc 1 ca) ; → k = 1,25.1.1,25.1,3.1,5.1 = 1,625 +kz: hệ số răng: kz = 𝑧01 𝑧1 = 25 25 = 1 ;
Trong đó z01 là số răng đĩa xích chủ động ứng vói bước xích tiêu chuẩn (mặc định z01 = 25, mục 5.2.2.1.a TL[I] tr.80)
+kn: hệ số vòng quay: kn = n01 n1= n01
n1= 200
203,651 = 0,98 ; * Vậy điều kiện đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mòn của bộ truyền xích:
Pt = 3,9.1,625.1.0,98= 6,21 (kW)
- Với {𝑛01 = 200 vg/ph
Ta chọn được:
+ Công suất cho phép: [P] = 11 kW
+ Bước xích: p = 25,4 mm < pmax = 50,8mm (thỏa mãn).
3.2.3. Xác định khoảng cách trục aw(mm) và số mắt xích x (chẵn).
* Khoảng cách trục sơ bộ xác định theo CT 5.11 TL[I] tr.84: asb = (30 … 50)p = 40.p = 40.25,4 = 1016 (mm) * Số mắt xích xác định theo CT 5.12 TL[I] tr.85: x = 2.asb p + z1+z2 2 + (z2−z1) 2.p 4.π2.asb = 2.1016 25,4 + 25+69 2 + (69−25) 2.25,4 4.π2.1016 = 128,22 → Chọn số mắt xích chẵn: xc= 128 (mắt xích)
* Khoảng cách trục theo số mắt xích chẵn xác định theo CT 5.13 tr.85: a* = 0,25.p.{𝑥c − 0,5. (z1+ z2) + √[𝑥c − 0,5. (z1+ z2)]2− 2. (z2−z1 π )2} = 0,25.31,75.{128 − 0,5. (25 + 69) + √[128 − 0,5. (25 + 69)]2− 2. (69−25 π )2} = 1013,09 (mm)
* Để xích không chịu lực căng quá lớn, giảm a một lượng bằng: Δa = (0,002 … 0,004).a = 0,003.1013,09 = 3,04 (mm) * Do đó khoảng cách trục là:
aw = a*- Δa = 1013,09- 3,04 = 1010,05 (mm) ≈ 1,01 (m)
3.3. Kiểm ngiệm xích về số lần va đập,độ bền va đập và độ bền tiếp xúc.
*Số lần va đập của bản lề đĩa xích trong 1 giây theo CT 5.14 tr.85: i = z1.n1
15.𝑥c = 25 . 203,651
15 . 128 = 2,65 (lần/s) < [i] - Tra bảng 5.9 TL[I] tr.85:
Ta có:[i] = 30 > i = 2,65 (thỏa mãn)
→ Sự va đập cảu các mắt xích vào các răng trên đĩa xích đảm bảo không gây ra hiện trượng gãy các răng và đứt mắt xích.
* Kiểm nghiệm về quá tải theo hệ số an toàn theo CT 5.15 TL[I] tr.85:
s = Q
kđ.Ft+Fo+F𝑣≥ [s]
Trong đó:
- Q =56,7 kN = 567000 N : tải trọng phá hỏng (bảng 5.2-‘Xích con lăn 1 dãy’ TL[I] tr.78) ;
- kđ = 1 : hệ số tải trọng động, làm việc êm ; - Ft : lực vòng;
Ft= 1000.P 𝑣
Với:
+v : vận tốc trên đĩa dẫn z1; v = z1.p.n1 60000 = 25.25,4.203,651 60000 = 2,16(m/s) → Ft = 1000.3,9 2,16 = 1805,5 (N)
- F0 : lực căng do trọng lượng bánh xích bị động sinh ra; F0 = 9,81.kf.q.a (CT 5.6 TL[I] tr.85) Với:
+ kf : hệ số phụ thuộc độ võng của xích và vị trí bộ truyền; kf = 4 (do bộ truyền nghiêng góc α = 300)
+ q = 2,6 kg: khối lượng 1 mét xích; (tra bảng 5.2 TL[I] tr.78)
+ a = aw = 1,01 m : khoảng cách trục; → F0 = 9,81.4.2,6.1,01 = 103,04 (N)
- Fv : lực căng do lực ly tâm sinh ra; Fv= q.v2 = 2,6 . 2,162 = 12,13 (N) -[s] = 8,2 với n1= 200 (vòng/phút)
[s] = 9,3 với n1 = 400 (vòng/phút) Với n1= 203,651 (vòng/phút) Áp dụng công thức nội suy ta có :
[s]=8,22
Với s > [s] nên bộ truyền xích đảm bảo đủ bền va đập (giữa mắt xích và răng của đĩa xích).
* Vậy hệ số kiểm nghiệm về quá tải:
s = 56700
1.1805,5+103,04+12,13 = 29,52>[s] = 8,22 (thỏa mãn)
→ Bộ truyền xích đảm bảo đủ độ bền va đập.
* Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích theo CT 5.18 TL[I] tr.87:
H = 0,47.√kr.(Ft.kđ+F𝑣đ).E
A.kd [H]
Trong đó:
-kr : hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích, phụ thuộc z ; + Đĩa xích chủ động : z1 = 25 → kr1 = 0,42 ; + Đĩa xích bị động : z2 = 69 → kr2 = 0,22 ; - Ft = 1805,5 N: lực vòng trên đĩa xích ; - kđ = 1 : hệ số tải trọng động, bảng 5.6 TL[I] tr.82 ; - Fvđ : lực va đập trên m dãy xích, N; Fvđ = 13.10-7.n1.p3.m (CT 5.19 TL[I] tr.87) Với: n = n = 203,651 vg/ph ;
p = 25,4 mm ; m = 1 dãy ;
→ Fvđ = 13.10-7 .203,651 . 25,43 .1 = 4,34 (N) ; - E = 2,1.105 MPa : môđun đàn hồi của thép C45 ;
- A = 180 mm2 : diện tích chiếu của bản lề, bảng 5.12 TL[I] tr.87 ;
- kd = 1: hệ số phân phân bố không đều tải trọng cho các dãy, (xích 1 dãy); - [H] : ứng suất tiếp xúc cho phép, MPa ;
+ Tra bảng 5.11 TL[I] tr.86, chọn vật liệu làm đĩa xích là thép C45 tôi cải thiện có độ cứng 170÷210 HB nên ta có [H] = 500 MPa ;
* Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích chủ động:
H1= 0,47.√0,42.(1808,5.1+4,34).2,1.105
180.1 = 442,97 (MPa)
→ H1<[H] : đảm bảo độ bền tiếp xúc cho răng đĩa xích chủ động. * Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích bị động :
H2= 0,47.√0,22.(1526,12.1,5+8,42).2,1.105
262.1 = 320,6 (MPa)
→ H2<[H] : đảm bảo độ bền tiếp xúc cho răng đĩa xích bị động.
3.4. Xác định các thông số của đĩa xích và lực tác dụng lên trục
3.4.1. Đường kính đĩa xích.
*Đường kính vòng chia của đĩa xích theo công thức 5.17 TL[I] tr.86: - Đĩa xích nhỏ: d1= p sinπ z1 = 25,4 sinπ 25 = 202,66 (mm)
- Đĩa xích lớn: d2= p sinπ z2 =25,4 sinπ 69 = 558,06(mm) *Đường kính vòng đỉnh: - Đĩa xích nhỏ: da1 = p.(0,5 + cotg π z1) = 25,4.(0,5 + cotg π 25) = 213,76 (mm) - Đĩa xích lớn: da2 = p.(0,5 + cotg π z2) = 25,4.(0,5 + cotg π 69) = 570,18 (mm) *Đường kính vòng chân: - Đĩa xích nhỏ: df1 = d1 -2.r = 202,66 – 2.8,03= 186,6 (mm) - Đĩa xích lớn: df2 = d2 -2.r = 558,06 – 2.8,03 = 542 (mm) Trong đó : r= 0,5025.dl + 0,05 = 0,5025.15,88 +0,05
= 8,03 (mm) (với dl = 15,88 mm, tra bảng 5.2 TL[I] tr.78)
3.4.2. Xác định lực tác dụng lên trục.
- Lực tác dụng lên trục xác định theo CT 5.20 TL[I] tr.88: Fr = kx.Ft
Trong đó:
- kx = 1,15 : hệ số kể đến trọng lượng xích, - Ft = 1805,5 N : lực vòng;
Fr= 1,15.1805,5 = 2076,32 (N)
Bảng thống kê kết quả tính toán thông số bộ truyền xích.
Các đại lượng Thông số
Số răng đĩa xích nhỏ (chủ động) z1 25
Số răng đĩa xích lớn (bị động) z2 69
Bước xích p (mm) 25,4
Số mắt xích của dây xích xc 128
Khoảng cách trục aw (mm) 1010,05
Đường kính vòng chia của đĩa xích nhỏ d1 (mm) 202,66 Đường kính vòng chia của đĩa xích lớn d2 (mm) 558,06
PHẦN IV: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG Tóm tắt nội dung phần IV:
+ Thông số đầu vào đã biết:
- Tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng đã phân phối ubr = 4. - Số vòng quay trên trục chủ động: 814,606 (vòng/phút).
- Mômen xoắn trên trục bánh răng chủ động T1 = TI = 47362,77 Nmm.
- Đặc tính làm việc: êm .
+ Tính toán bộ truyền bánh răng bao gồm các thông số:
- Chọn vật liệu làm bánh răng.
- Xác định ứng suất cho phép [σH], [σF].
- Tínhchọn khoảng cách trục aw (mm).
- Xác định các thông số hình học của bánh răng: môđun m, số răng z, hệ số dịch chỉnh x, đường kính bánh răng d, dw, da, df .
+ Điều kiện làm việc của bộ truyền bánh răng (kiểm nghiệm):
- Độ bền tiếp xúc H độ bền tiếp xúc chophép [H]. - Độ bền uốn F độ bền uốn cho phép [F].
- Độ bền quá tải Hmax [H]maxvà Fmax [F]max .
4.1. Chọn vật liệu chế tạo bánh răng.
Đối với hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng 1 cấp chịu công suất trung bình, nhỏ ta chỉ cần chọn vật liệu nhóm I, là loại vật liệu có độ rắn HB ≤ 350. Bánh răng được thường hóa hoặc tôi cải thiện, đồng thời chú ý rằng để tăng khả năng chạy mòn của răng ta nên nhiệt luyện bánh răng lớn ( bánh răng bị động ) đạt độ rắn thấp hơn độ rắn bánh răng nhỏ ( banh răng chủ động ) từ 10 đến 15 đơn vị :
H1 ≥ H2 + (10…15)HB. Dựa vào bảng 6.1 Trang 92 Tài liệu [I] , Ta chọn : - Bánh răng chủ động ( Bánh răng 1 )
+ Giới hạn bền: b1 = 750 Mpa + Giới hạn chảy : ch1 = 450 Mpa
+ Chọn độ rắn của bánh nhỏ : HB1= 210. - Bánh răng bị động ( Bánh răng 2 )
+ Thép 45 tôi cải thiện + Độ rắn : HB = (192…240) + Giới hạn bền : b2 = 750 Mpa
+ Giới hạn chảy : ch2 = 450 Mpa
+ Chọn độ rắn của bánh răng lớn : HB2= 200
-Ta có bảng cơ tính của bánh răng chủ động và bánh răng bị động :
Tên Vật liệu Giới hạn bền b (Mpa)
Giới hạn chảy ch
(Mpa) Độ rắn (HB)
Bánh răng chủ
động (nhỏ) Thép 45 tôi cải thiện 750 450 210
Bánh răng bị động (lớn)
Thép 45 tôi cải
thiện 750 450 200
4.2. Xác định ứng suất cho phép
4.2.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép [σH], Mpa:
*Ứng suất tiếp xúc cho phép [σH] xác định theo CT 6.1a TL[I] tr.93:
[σH] =
Trong đó:
- : ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở
→ = 2.HB1 +70 = 2.210 +70 = 490 MPa
→ = 2.HB2 +70 = 2.200 +70 = 470 MPa
- SH = 1,1 : hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc (bảng 6.2 TL[I] tr.94)
- KHL: hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ
truyền khi thử về tiếp xúc :
KHL = (CT 6.3 TL[I] tr.93) Với :
+ mH : Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc :
NHO = 30. (CT 6.5 TL[I] tr.93)
→ NHO1 = 30.2102,4 = 1,12.107
→ NHO2 = 30.2002,4 = 0,9.107
+ NHE: số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương khi thử về tiếp xúc, trong trường hợp bộ
truyền làm việc với tải trọng thay đổi theo bậc :
NHE = 60.c. .ni.ti (CT 6.7 TL[I] tr.93)
Trong đó:
+ c = 1: số lần ăn khớp trong một vòng quay + Ti : mômen xoắn ở chế độ thứ i
+ Tmax: Mômen xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng đang xét
+ ni : số vòng quay của bánh răng đang xét
Theo bảng kết quả tính toán ở phần I ta có:
+ Số vòng quay của bánh răng chủ động :
n1 = nI = 814,606 (vòng/phút)
+ Số vòng quay của bánh răng bị động :
n2 = nII = 203,65 (vòng/phút)
- ti : tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét; → t1= t2= .Lh = .24000 = 12000 (giờ) → NHE1 = 60.1.814,606.12000. = 28,7.107 → NHE2 = 60.1.203,56.12000. = 7,1.107 Nhận thấy: NHE1> NHO1 → KHL1 =1 NHE2> NHO2 → KHL2 =1
[σH1] = =490.1
1,1 = 445,45 (MPa)
* Vậy ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh răng bị động [σH2] :
[σH2] = =470.1
1,1 = 427,27 (MPa)
- Khi tính truyền động bánh răng trụ răng thẳng, ứng suất tiếp xúc cho phép là giá trị nhỏ hơn trong hai giá trị của [σH1]và [σH2] nên :
[σH] = min([σH1]; [σH2]) = [σH2] = 427,27 (Mpa)
* Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải đối với bánh răng thường hóa, tôi cải thiện hoặc tôi thể tích được xác định theo CT 6.13 TL[I] tr.95 :
[σH]max = 2,8 . σch
→ Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải của bánh răng chủ động: [σH1]max = 2,8. σch1 = 2,8.450 = 1260 (MPa)
→ Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải của bánh răng bị động: [σH2]max = 2,8. σch2 = 2,8.450 = 1260 (MPa)
4.2.2. Ứng suất uốn cho phép [σF], Mpa.
*Ứng suất uốn cho phép [σF]xác định theo CT 6.2a TL[I] tr.93:
[σF] =
Trong đó:
+ : ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở :
= 1,8.HB (MPa) (Tra bảng 6.2 TL[I] tr.94)
→ = 1,8.HB1= 1,8.210 = 378 MPa
→ = 1,8.HB2 = 1,8.200= 360 MPa
KFC =1 do đặt tải một phía (bộ truyền quay một chiều)
+ KFL: hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ
truyền khi thử về uốn :
KFL = (CT 6.4 TL[I] tr.93) Với :
+ mF : bậc của đường cong mỏi khi thử về uốn :
mF = 6 do độ rắn mặt răng HB < 350 ;
+ NFO : số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn: NFO = 4.106 đối với tất cả các loại thép
→ NFO1 = NFO2 = 4.106
+ NFE : số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương khi thử về tiếp xúc, trong trường hợp
bộ truyền làm việc với tải trọng thay đổi theo bậc :
NFE = 60.c. .ni.ti (CT 6.8 TL[I] tr.93) → NFE1 = 60.1.814,606.12000. = 8,7.107 → NFE2 = 60.1.203,56.12000. = 2,2.107 Nhận thấy: NFE1> NFO1 → KFL1 =1 NFE2> NFO2 → KFL2 =1
* Vậy ứng suất uốn cho phép của bánh răng chủ động [σF1] :
[σF1] = = 378.1.1
1,75 = 216 (MPa)
* Vậy ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh răng bị động [σF2] :
[σF2] = = 360.1.1
* Ứng suất uốn cho phép khi quá tải xác định theo CT 6.14TL[I] tr.96 :
[σF]max= 0,8.σch (do có HB < 350)
→ Ứng suất uốn cho phép khi quá tải của bánh răng chủ động: [σF1]max= 0,8 . σch1 = 0,8.450 = 360 (MPa) → Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải của bánh răng bị động:
[σF2]max= 0,8 . σch2 = 0,8.450 = 360 (MPa)
4.3. Tính toán thông số bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng.
4.3.1. Xác định khoảng cách trục aw
* Khoảng cách trục aw xác định theo CT 6.15a TL[I] tr.96:
aw = Ka.(u ± 1).
Trong đó:
- Ka : hệ số phụ thuộc vào vật liệu cảu cặp bánh răng và loại răng,
Do là loại răng thẳng và vật liệu bánh răng là thép - thép nên tra bảng 6.5 TL[I] tr.96 :
→ Ka= 49,5 MPa1/3
-T1 : moomen xoắn trên trục bánh răng chủ động, Nmm :
T1= TI= 47362,77 Nmm (số liệu bảng kết quả Phần I); -[σH] = 427,27 (Mpa) : ứng suất tiếp xúc cho phép
- u = ubr = 4 : tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng;
- KHβ : hệ số kể đến sự phân bố không đề tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc,
+ Trị số KHβ tùy thuộc vào vị trí của bánh răng đối với các ổ (xem hình vẽ sơ đồ vị trí trong bảng 6.7 TL[I] tr.98) và hệ số ψbd :
ψbd= 0,53.ψba.(u ± 1) (CT 6.16 TL[I] tr.97)
+ Do bánh răng ăn khớp ngoài nên:
ψbd= 0,53.0,3.(4 + 1) = 0,8
+ Tra bảng 6.7 TL[I] tr.97, từ hình vẽ sơ đồ vị trí số 6 và trị số ψbd= 0,8 ta chọn:
KHβ = 1,07 * Vậy khoảng cách trục là: aw = Ka. (u + 1). √[σTI.KHβ H]2.u.ψba 3 = 49,5. (4+1). √3 47362,77 .1,07427,272.4.0,3 = 152 ( mm)
- Trong sản suất hàng loạt nhỏ hoặc sản xuất đơn chiếc, khoảng cách trục aw không cần lấy theo giá trị tiêu chuẩn, nhưng nên làm tròn đến các giá trị tận cùng bằng 0 và
5, hoặc có khi người thiết kế muốn cải thiện một vài chỉ tiêu ăn khớp, cả hai yêu cầu đó có thể đạt dược bằng cách cắt răng có dịch chỉnh.
→ Chọn aw = 155 mm.
4.3.2. Xác định các thông số ăn khớp.
a. Xác định môđun m :
* Môđun m được xác định theo CT 6.17 TL[I] tr.98:
m = (0,01 ÷ 0,02) . aw= (0,01 ÷ 0,02).155
= 1,55 ÷ 3,1
- Tra bảng 6.8 TL[I] tr.99, ta chọn trị số tiêu chuẩn của môđun:
→ Chọn m = 3 (mm)
b. Xác định số răng z :
- Giữa khoảng cách trục aw, số răng bánh nhỏ z1, số răng bánh lớn z2, góc nghiêng β của