Thiết kế hộp giảm tốc 2 cấp p=1,71kw,n3=142 vòng trên phút, n4=71 vòng trên phút, tỷ số truyền u=2
Bạn đang xem bản rút gọn của tài liệu. Xem và tải ngay bản đầy đủ của tài liệu tại đây (678.86 KB, 43 trang )
Ph m Minh THuy _CK4-K4
nội dung của đồ án đợc chia làm 3 phần.
Phần I: Tính toán hệ thống dẫn động:
I. Chọn động cơ.
II. Phân bố tỉ số truyền.
III. Xác định công suất, tốc độ quay và mômen trên các trục.
Phần II: Tính toán thiết kế các bộ truyền.
I. Tính toán thiết kế bộ truyền ngoài bằng xích.
II. Tính toán thiết kế bộ truyền trong hộp giảm tốc.
- II.A. Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng thẳng.
- II.B. Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng nghiêng.
III. Tính toán thiết kế trục truyền cho hộp gỉam tốc.
IV. Tính toán chọn kiểu then lắp trên trục.
V. Tính toán ổ lăn cho hộp giảm tộc.
VI. Thiết kế vỏ hộp giảm tốc chọn điều kiện bôi trơn và ăn khớp.
VII. Tính kết cấu các chi tiết.
VIII. Bảng thống kê các kiểu lắp lắp ghép.
Phần III: Các bản vẽ gồm có.
I. Bản vẽ lắp Ao.
Phần 1: TíNH TOáN Hệ DẫN ĐộNG
Với phơng án thiết kế hộp giảm tốc hai cấp phân đôi ở cấp chậm ta sẽ gặp phải
những u điểm và nhợc điển nh sau:
* Ưu điểm: - Tải trọng sẽ đợc phân bố đều cho các ổ.
- Giảm đợc sự phân bố không đồng đều tải trọng trên chiều rộng vành
răng nhờ các bánh răng đợc bố trí đối xứng đối với các ổ.
- Tại các tiết diện nguy hiểm của các trục trung gian và trục ra mômen
xoắn chỉ tơng ứng với một nửa công suất đợc truyền so với tờng hợp
không khai triển.
Nhờ đó mà hộp giảm tốc loại này nói chung có thể nhẹ hơn 20% so với hộp giảm tốc
khai triển dạng bình thờng.
* Nh ợc điểm: của hộp giảm tốc khai triển là bề rộng của hộp giảm tốc tăng do ở cấp
khai triển làm thêm một cặp bánh răng so với bình thờng. Do vậy cấu tạo bộ phận ổ
phức tạp hơn, số lợng các chi tiết và khối lợng gia công tăng lên có thể làm tăng giá
thành của động cơ lên.
I. Chọn động cơ.
A. Xác định công suất cần thiết của động cơ
Do hộp giảm tốc làm việc trong chế độ tải thay đổi theo một quy luật xác định. Cho
nên công suất lớn nhất phát sinh trên động cơ ứng với tải lớn trong quá trình làm việc là:
=
tg
max
th
P
P
(kW).
Trong đó: - P
tg
là công suất làm việc trên bộ truyền tải.
-
là hiệu suất truyền động của toàn bộ cơ cấu của .
Theo sơ đồ đề bài thì : =
m
ổ lăn
.
k
bánh răng
.
khớp nối
.
xích.
.
Trong đó: - m là số cặp ổ lăn (m = 4);
- k là số cặp bánh răng (k = 2).
Tra Bảng 2.3 (Trang 19 - Tập 1: Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí), ta đợc các giá
trị hiệu suất ứng với mỗi chi tiết nh sau:
ôl
= 0,99;
br
= 0,97;
k
= 1;
x
= 0,90
= 0,99
4
. 0,97
2
. 1. 0,90= 0,81
Công suất làm việc trên bộ truyền tải là:
Trang 1
Ph m Minh THuy _CK4-K4
).(52,1
1000
447,0.3400
1000
.
1
kW
vF
P
tg
===
Vì công suất P tỉ lệ thuận với mômen T,do đó ta có hệ số chuyển đổi giữa mômen và
công suất nh sau:
80,0
8
4,3
.85,0
8
6,2
.1
22
2
1
=+=
=
ck
ii
t
t
T
T
Công suất trên trục động cơ điện là:
)(5,181,0/52,1.80,0/. kWPP
tgct
===
B. Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ:
Chọn sơ bộ tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống là U
ht
Theo bảng 2.4(tr21_tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí)
-chọn tỉ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp là:
U
h
=8,5
-Chọn tỉ số bộ truyền ngoài(xích) là U
n
=2,5
Theo công thức 2.15 ta có:
U
ht
=U
h
.U
n
=8,5.2,5=21,25
Số vòng quay thực tế của trục xích tải là:
n
lv
=
)./(39,70
4,25.15
447,0.60000
.
.60000
phvg
pz
v
==
Vậy ta có số vòng quay sơ bộ của động cơ :
n
sb
= n
lv
. U
ht
= 70,39.21,25= 1495,79(vg/ph)
Ta chọn số vòng quay sơ bộ của trục động cơ là 1496 (vg/ph).
Việc chọn động cơ làm việc với bộ truyền phải thỏa mãn đồng thời các điều kiện sau:
P
tđ
P
đc
; n
đc
n
sb
và T
mm
/T T
K
/T
dn
.
Các thông số kỹ thuật yêu cầu đối với động cơ ta đã tính toán đợc nh sau:
P
yc
= 1,5(kW); n
sb
= 1496(vg/ph); T
mm
/T = 1,65.
Theo Bảng phụ lục P1.1 ( Trang 234 - Tập 1: Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí)
Ta chọn đợc động cơ có ký hiệu là : 4A100L4Y3 đáp ứng nhu cầu làm việc của bộ
truyền.
Các thông số kĩ thuật của động cơ 4A100L4Y3 nh sau :
P
đc
= 4,0(kW) ; n
sb
= 1420(vg/ph); T
mm
/T = 2,0
II . PHÂN PhốI Tỷ Số TRUYềN
Ta đã biết rằng tỉ số chuyền của toàn bộ cơ cấu U
cơ cấu
= U
hộp
.U
ngoài
.
Mặt khác tỷ số truyền thực của toàn bộ cơ cấu đợc xác định nh sau:
20
39,70
1420
===
xt
dc
cocau
n
n
U
Chọn U
hộp
=10 U
ngoài
= U
xích
= 20:10 = 2
Mặt khác đây là hộp giảm tốc cấp 2 nên ta có:
chnhh
U.UU =
Trong đó - U
nh
là tỉ số truyền cấp nhanh
- U
ch
: Tỉ số truyền cấp chậm.
Để đảm bảo rằng các cơ cấu truyền truyền động đợc làm việc trong điều kiện bôi trơn
là tốt nhất cho các cấp bánh răng trong hộp giảm tốc 2 cấp bánh răng trụ khai triển và
phân đôi thỏa mãn đồng thời 3 chỉ tiêu:khối lợng nhỏ nhất, mômen quán tính thu gọn
nhỏ nhất và thể tích các bánh lớn nhúng trong dầu ít nhất. Nên tỉ số chuyền của cấp
nhanh và chậm trong hộp động cơ đợc phân phối nh sau: U
nh
= 3,58 ; U
ch
= 2,79
Kết luận: Tỉ số chuyền đợc phân phối giữa các cấp nh sau:
U
h
= 10 ; U
nh
= 3,58; U
ch
= 2,79; U
xích
= 2
Trang 2
Ph m Minh THuy _CK4-K4
III. Xác định công xuất, mômen, số vòng quay trên các trục:
Để đảm bảo điều kiện cho các chi tiết có thời gian làm việc lâu dài theo yêu cầu đã
đề ra, ta phải sử dụng công suất phát sinh lớn nhất trong quá trình làm việc tính toán kết
cấu hộp giảm tốc. Có nh vậy mới đề phòng đợc việc hỏng hóc khi công suất tăng đến giá
trị lớn nhất.
* Ta có công suất trên các trục lần lợt đợc xác định nh sau :
)(85,3)97,0.99,0.1/(7,3
)(7,3)97,0.99,0/(78,1.2
2
1
)(78,1)97,0.99,0/(71,1
)(71,1)99,0.9,0/(52,1
kWPPP
kWPPP
kWPPP
kWPPP
cBrolkcI
IBrolIII
IIBrolIIIII
IIIolxIIIIV
===
===
===
===
* Số vòng quay trên các trục lần lợt nh sau:
n
I
=
1420
1
1420
==
d
dc
U
n
(vg/ph)
n
II
=
397
58,3
1420
==
I
I
U
n
(vg/ph)
n
III
=
142
79,2
397
==
II
II
U
n
(vg/ph)
n
IV
=
III
III
U
n
=
71
2
142
=
(vg/ph)
* Còn giá trị Mô men đợc xác định nh sau:
n
P
.10.55,9T
i
6
i
=
(N. mm).
T
đc
= 9,55. 10
6
.
26901
1420
4
.10.55,9
6
==
dc
dc
n
P
(N.mm).
T
I
= 9,55. 10
6
.
24884
1420
7,3
.10.55,9
6
==
I
I
n
P
(N. mm).
T
II
= 9,55. 10
6
.
42819
397
78,1
.10.55,9
6
==
II
II
n
P
(N. mm).
T
III
= 9,55. 10
6
.
115004
142
71,1
.10.55,9
6
==
III
III
n
P
(N. mm).
T
IV
= 9,55. 10
6
.
204451
71
52,1
.10.55,9
6
==
IV
IV
n
P
(N. mm).
Bảng kết quả tính công suất, mômen xoắn và tỉ số truyền
Trục
Tên đại lợng
Trục động
cơ
Trục I Trục II Trục III Trục IV
Tỉ số truyền 1 3,58 2,79 2
P(kW) 4 3,7 1,78 1,71 1,52
n(vg/ph) 1420 1420 397 142 71
T(N.mm) 26901 24884 42819 115004 204451
Trang 3
Ph m Minh THuy _CK4-K4
Phần II. Tính toán thiết kế các chi tiết máy
Số số liệu ban đầu:
Công suất P=1,71(kW)
n
III
=142(vg/ph)
n
IV
=71(vg/ph)
u
x
=2
1. Chọn loại xích: do vận tốc và công suất truyền không cao nên ta chọn loại xớch con
ln
2. xỏc nh thụng s b truyn
Dạng hang chủ yếu và nguuy hiểm nhất là mòn, do đó ta tính chính xác theo độ
bền mòn.
Theo bảng 5.4(Trang 80-tập 1) ứng với U=2 ta chọn số răng đĩa nhỏ Z
1
=27, từ đó
ta có số răng đĩa lớn Z
2
=U.Z
1
=2.27=54. Chọn Z
2
=54(Răng)
Công suất tính toán:
[ ]
PkkkPP
nzt
=
Trong đó:
[ ]
PPP
t
;;
lần lợt là công suất tính toán,công suất cần truyền và công suất
cho phép, kW.
Với
27/25;27
1
==
Z
KZ
(Hệ số răng)
Với
41,1142/200;/200
01
===
n
Kphvgn
(hệ số vòng quay)
btcca
kkkkkk
0
=
0
k
:hệ số kể đến ảnh hởng của vị trí bộ truyền
a
k
:hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích
c
k
:hệ số kể đến ảnh hởng của việc điều chỉnh lực căng xích
bt
k
: hệ số kể đến ảnh hởng của bôi trơn
k
: hệ số tải trọng động, kể đến tính chất của tải trọng
c
k
: hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền
Theo bảng 5.6-Trang 82- tập 1 ta có:
3,1;25,1;4,1;1;1;1
0
======
btcca
kkkkkk
k=1.1.1.1,4.1,25.1,3 = 2,275
Trang 4
Ph m Minh THuy _CK4-K4
Nh vậy:
1,527/25.41,1.275,2.71,1 ==
t
P
(kW)
Theo bảng 5.5-Trag 81-Tập 1. Với
01
n
=200 vg/ph, chọn bộ truyền xích 1 dãy có bớc
xích P=25,4 mm thỏa mãn điều kiện bền mòn:
[ ]
)(11 kWPP
t
=
Đồng thời theo bảng 5.8-Trang 83,
P
<
max
P
Bớc xích P đợc cho P = 25,4(mm)
Khoản cách sơ bộ: a= 40.P = 40 . 25,4 = 1016(mm)
Số mắt xích đợc xác định theo công thức
X=2.a/P+0,5(Z
1
+Z
2
)+(Z
2
-Z
1
)
2
.P/(4.
2
.a)
=2.40+0,5(27+54)+(54-27)
2
.25,4/(4.
2
.1016)
=122 (mắt xích)
Ta tính chính xác khoảng cách trục theo công thức (5.13):
a=0,25.25,4.
( ){ ( )
[ ]
)( )
[ ]
}
22
/275425427.5,01225427.5,0122
+++
=1015,58 (mm)
Đẻ xích không phảI chịu lực căng quá lớn ta giảm khoảng cách trục a vừa tính đ-
ợc 1 lợng
)(
aa 004,0002,0 ữ=
, do đó ta lấy a =1012(mm)
Số lần va đập của xích là:
Z
1
.n
III
/(15.X)=27.142/(15.122)=2<
[ ]
i
=30 (bảng 5.9-tập 1)
3.Tính kiểm nghiệm xích về độ bền
( )
[ ]
sFFFkQs
vt
++=
0
./
Trong đó Q: tảI trọng phá hang
k
:hệ số tải trọng
t
F
: lực vòng
v
F
:lực căng do lực li tâm sinh ra
0
F
:lực căng do trọng lợng nhánh xích bị động sinh ra.
Theo bảng 5.2-Trang 78-Tập 1. Tải trọng phá hỏng Q= 56,7(kN), khối lợng xích q=
2,6kg
2,1=
K
160000/142.88,15.2760000/
1
===
III
ntZV
(m/s)
)(17101/71,1.1000/.1000 NvPF
t
===
)(6,21.6,2.
2
NvqF
v
===
Trang 5
Ph m Minh THuy _CK4-K4
)(6,10301558,1.6,2.4.81,9 81,9
0
NaqkF
f
===
Trong đó
4=
f
K
(Bộ truyền nghiêng 1 góc nhỏ hơn
0
40
)
Do đó: s = 56700/(1,2.1710+103,6+2,6)
=26,27
Theo bảng 5.10-Trang 86-Tập 1,với n= 200 vg/ph, [s]= 8,2. Vậy s > [s] : Bộ truyền
xích đảm bảo đủ bền
4.Đờng kính đĩa xích:
Đĩa dẫn: d
1
=P/sin(
/Z
1
)=25,4/sin(
/27)=218,79 (mm)
Đĩa xích bị dẫn: d
2
=P/sin(
/Z
2
)=25,4/sin(
/54)=436,84 (mm)
( )
[ ]
;230/cot5,0.
11
=+= ZgPd
a
tơng tự ta có
8,448
2
=
a
d
)(94,21303,8.2230.2
11
mmrdd
f
===
;tơng tự ta có
)(74,432
2
mmd
f
=
)(03,805,088,15.5025,005,0.5025,0
1
mmdr =+=+=
Với
88,15
1
=d
(Bảng 5.2-Trang 78-Tập 1)
Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích
( ) ( )
[ ]
HdvtrH
kAEFKFk
+= ./ 47,0
Trong đó:
[ ]
H
- ứng suất tiếp xúc cho phép,MPa
v
F
- Lực va đập trên m dãy xích,N
d
K
-Hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy
K
-hệ số tải trọng động
r
K
-hệ số kể đến ảnh hởng của số răng đĩa xích,phụ thuộc Z
( )
2121
/ 2 EEEEE +=
-môđun đàn hồi,MPa, với
1
E
,
2
E
lần lợt là môđun
đàn hồi của vật liệu con lăn và răng đĩa
A-diện tích chiếu của bản lề,
2
mm
( )
)(64,436)1.180/(10.1,2.32,1.1710.36,0.47,0
5
MPa
H
=+=
Trong đó
2,1;180;10.1,2;36,0;27
25
1
=====
r
kmmAMPaEkZ
31.4,25.142.10.13 10.13
77
===
mPnF
IIIv
Nh vậy dùng thép 45 tôI cảI thiện đạt đọ rắn HB210 sẽ đạt đợc ứng suất tiếp xúc cho
phép
[ ]
MPa
H
600=
,đảm bảo đợc độ bền tiếp xúc cho răng đĩa 1.
Tơng tự ,
[ ]
22 HH
(Với cùng vật liệuvà nhiệt luyện)
4. Lực tác dụng nên trục ổ đĩa đợc xác định theo công thức
F
r
=K
x
.F
t
=1,15.1710=1966,5(N)
Trang 6
Ph m Minh THuy _CK4-K4
Bảng kết quả tính bộ truyền xích
Tên đại lợng kí hiệu Đơn vị đo Kết quả Ghi chú
Răng đĩa nhỏ Z
1
Răng 27
Răng đĩa lớn Z
2
Răng 54
Khoảng cách
trục
a mm 1012 vị trí 2 trục so
với nhau
Đờng kính đĩa
nhỏ
d
1
mm 218,79
Đờng kính đĩa
lớn
d
2
mm 436,84
Lực tác dụng
nên trục đĩa
F
r
N 1966,5
Số mắt xích X Mắt xích 122
II. TíNH toán các TRUYềN bên trong HộP GIảM TốC.
Do bộ truyền trong của hộp giảm tốc đều là các cặp bánh răng ăn khớp với nhau
trong điều kiện che kín và đợc bôi trơn đầy đủ. Cho nên dạng hỏng chính mà bộ truyền
thờng gặp phải là tróc mỏi bề mặt bánh răng ăn khớp làm cho tuổi thọ của cơ cấu giảm
xuống rất nhiều. Vậy ta phải chọn vật liệu làm bánh răng để xác định giá trị ứng suất
giới hạn [
H
] cho phép. Để thiết kế và tính toán ra các thông số hình học của cặp bánh
răng vừa đáp ứng đợc yêu cầu về tỉ số truyền lại để cho ứng suất tiếp xúc sinh ra trong
quá trình làm việc trên bề mặt bánh răng trong quá trình ăn khớp là
H
không đợc lớn
hơn giá trị [
H
] cho phép.
A.Thiết kế cặp bánh bánh răng thẳng ở cấp nhanh:
1. Chn vt liu
Vật liệu làm bánh răng đáp ứng các đòi hỏi sau:
- Vật liệu làm bánh răng phải thoả mãn các yêu cầu về độ bền bề mặt để tránh hiện t-
ợng tróc mỏi, mài mòn, dính răng và độ bền uấn trong quá trình làm việc. Cho nên vật
liệu làm bánh răng thờng là thép có chế độ nhiệt luyện hợp lý hoặc đợc làm bằng gang
hay các vật liệu không kim loại khác.
- Theo yêu cầu của đề bài thì bộ truyền bánh răng thẳng phải truyền đợc công suất tối
đa chính là công suất truyền lớn nhất của trục I là 5,544 (kW) ứng với chế độ trung bình
cho nên vật liệu làm bánh răng thuộc nhóm I có độ cứng đạt HB 350
- Để đảm bảo chỉ tiêu kinh tế ta phải chọn vật liệu và phơng pháp gia công hợp lý để
cho cặp bánh răng có thời gian sử dụng không đợc chênh lệch nhau không quá nhiều.
Căn cứ vào các tiêu chuẩn đó và Bảng 6.1 (Trang 92-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn
động cơ khí) ta xác định sơ bộ vật liệu làm cặp bánh răng nh sau:
Bánh nhỏ: Chọn vật liệu thép C45 và chế độ nhiệt luyện là tiến hành tôi cải thiện sau
khi gia công có các thông số kỹ thuật (độ cứng,giới hạn bền và giới hạn bền chảy) lần l-
ợt nh sau:
HB = 241 ữ 285;
b1
= 850 MPa ;
ch 1
= 580 Mpa
Vậy ta chọn độ cứng của bánh răng 1 là HB
1
= 250.
Trang 7
Ph m Minh THuy _CK4-K4
Bánh lớn: Chọn vật liệu thép C45 cũng tiến hành tôi cải thiện sau khi gia công có các
thông số về vật liệu (độ cứng, giới hạn bền và giới hạn bền chảy) lần lợt nh sau:
HB = 192 ữ 240;
b2
= 750 MPa ;
ch2
= 450 Mpa
Vậy ta chọn độ cứng của bánh răng 2 là: HB
2
= 220.
2. Xác định ứng suất tiếp xúc [
H
] và ứng suất uấn [
f
] cho phép.
a. ứng suất tiếp xúc cho phép đợc xác đinh bởi công thức nh sau:
[ ]
( )
xHLVRHlimHH
K.K.Z.Z.S=
.
Trong đó: - S
H
là hệ số an toàn.
- Z
R
là hệ số xét đén ảnh hởng của độ nhám bề mặt.
- Z
V
là hệ số xét đén ảnh hởng của vận tốc vòng.
- Z
L
là hệ số xét đén ảnh hởng của bôi trơn.
- K
xH
là hệ số xét đén ảnh hởng của kích thớc bánh răng.
Chọn sơ bộ Z
R
.Z
V
.K
L
K
xH
= 1 nên ta có
[ ]
HlimHH
S/=
Do giới hạn bền mỏi tiếp xúc ứng với chu kỳ chịu tải N
HE
đợc xác định nh sau:
HL
o
limHlimH
K.=
.
Trong đó: -
limH
là giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bề mặt răng.
- K
HL
là hệ số xét đến ảnh hởng của chu kỳ làm việc.
Theo Bảng 6.2 (Trang 94 - Tập 1: Tính toán thiết kế hệ thông dẫn động cơ khí) ta có
công thức xác định
limH
và S
H
nh sau:
limH
= 2.HB + 70 (MPa) còn S
H
= 1,1.
Vậy ta có giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bánh răng nhỏ và bánh răng lớn nh sau:
H lim1
= 2.HB
1
+ 70 = 2.250 + 70 = 570 (Mpa).
H lim2
= 2.HB
2
+ 70 = 2.220 + 70 = 510 (Mpa).
Hệ số chu kỳ làm việc của bánh răng đợc xác định nh sau:
K
HL
=
6
HEHO
NN
Số chu kỳ cơ sở N
HO
đợc xác định bởi công thức nh sau: N
HO
= 30.HB
2,4
.
===
===
74,24,2
12
74,24,2
11
10.26,1220.30.30
10.7,1250.30.30
HBN
HBN
HO
HO
Số chu kì thay đổi ứng suất tơng đơng N
HE
đợc xác định nh sau:
( )
.n.t.T/T.c.60N
ii
3
maxiiHE
=
Trong đó: - c là số lần ăn khớp trong một vòng quay. Nên ta có c =1.
- T
i
là mômen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét.
- n
i
là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét.
- t
i
là tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét.
Vậy với bánh lớn (lắp với trụcII) ta có:
( )
.n.t.T/T.c.60N
ii
3
maxii2HE
=
Thay số vào các giá trị tơng ứng của công thức ta có:
7
2
733
2
10.26,110.4,73
8
4,3
.)85,0(
8
6,2
1.14700.1420.1.60 =>=
+=
HOHE
NN
Ta lại có :
1K
NN
U.NN
HL
1HO2HE
12HE1HE
=
>
=
Thay số vào ta sẽ xác định đợc ứng suất cho phép của bánh răng nh sau:
[ ]
2,518
1,1
1.570.
1lim
1
===
H
HL
o
H
H
S
K
(MPa).
Trang 8
Ph m Minh THuy _CK4-K4
[ ]
6,463
1,1
1.510.
2lim
2
===
H
HL
o
H
H
S
K
(MPa)
Do đây là cặp bánh trụ răng thẳng ăn khớp cho nên ứng suất tiếp xúc cho phép xác
định nh sau:
[ ] [ ] [ ]
( )
6,463,min
2
H
1
HH
==
(MPa).
b. ứng suất tiếp xúc cho phép đợc xác đinh bởi công thức nh sau:
[ ]
.
S
K.Y.Y.
F
xFSRlimF
F
=
Trong đó: - [
Flim
] là giới hạn bền mỏi uấn ứng với chu kỳ chịu tải N
EF
.
- S
F
là hệ số an toàn lấy bằng 1,7 do bề mặt đợc tôi cải thiện.
- Y
S
= 1,08 0,16.lgm là hệ số xét đén ảnh hởng của kích thớc răng.
- Y
R
1 là hệ số xét đén ảnh hởng độ nhám mặt lợn chân rằng.
- K
xF
là hệ số xét đén ảnh hởng của kích thớc bánh răng.
Chọn sơ bộ Y
R
.Y
S
.K
xF
= 1
[ ]
FlimFF
S/=
.
Do giới hạn bền mỏi tiếp xúc ứng với chu kỳ chịu tải N
HE
đợc xác định nh sau:
FL
o
limFlimF
K.=
.
Trong đó: -
limF
là giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bề mặt răng.
- K
FL
là hệ số xét đến ảnh hởng của chu kỳ làm việc.
Theo Bảng 6.2 (Trang 94-Tập 1: Tính toán thiết hệ dẫn động cơ khí) ta có công thức
xác định
limF
và S
F
nh sau:
limF
= 1,8.HB và S
F
=1,75.
Vậy ta có giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bánh răng nhỏ và bánh răng lớn nh sau:
F lim1
= 1,8.HB
1
= 1,8.250 = 450 (Mpa).
F lim2
= 1,8.HB
2
= 1,8.220 = 396 (Mpa).
Hệ số chu kỳ làm việc của bánh răng đợc xác định nh sau:
K
FL
=
6
FEFO
NN
Mà số chu kỳ cơ sở N
FO
=6.10
6
đợc xác định cho mọi loại thép.
Còn số chu kì thay đổi ứng suất tơng đơng N
FE
đợc xác định nh sau:
( )
.n.t.T/T.c.60N
ii
m
maxiiFE
F
=
Trong đó: - c là số lần ăn khớp trong một vòng quay. Nên ta có c =1.
- T
i
là mômen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét.
- n
i
là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét.
- t
i
là tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét.
- m
F
là bậc của đờng cong mỏi khi thử về uấn ở đây m
F
= 6.
Vậy với bánh răng lớn (lắp với trụ II) ta có:
( )
.n.t.T/T.c.60N
ii
6
maxiiFE
=
Tiến hành thay các giá trị băng số vào công thức ta có.
6
2
766
2
10.610.4,48
8
4,3
.)85,0(
8
6,2
1.14700.1130.1.60 =>=
+=
FOFE
NN
Ta có :
1K
NN
U.NN
FL
1FO2FE
12FE1FE
=
>
=
Thay số vào ta sẽ xác định đợc ứng suất cho phép của bánh răng nh sau:
[ ]
14,257
75,1
1.450.
1lim
1
===
F
FL
o
F
F
S
K
(MPa).
Trang 9
Ph m Minh THuy _CK4-K4
[ ]
3,226
75,1
1.396.
2lim
2
===
F
FL
o
F
F
S
K
(MPa)
3. Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
Công thức xác định khoảng cách trục a
của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng bằng
thép ăn khớp ngoài nh sau:
a
1
49,5 (u
1
+ 1)
[ ]
3
a1
2
H
HvH1
.u.
K.K.T
Trong đó: - T
1
là mômen xoắn trên trục bánh chủ động (là trục I)
-
bd
= b
/d
1
= 0,5.
a
.(u+1) là hệ số chiều rộng bánh răng.
- K
H
là hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành
răng khi tính về tiếp xúc.
- K
Hv
là hệ số kể ảnh hởng của tải trọng động.
- u
1
là tỉ số truyền của cặp bánh răng.
ở đây ta đã có:
- T
1
= 24884(N.mm); u
1
= U
nh
= 3,58;
a
= 0,35 và [] = 463,6 (MPa)
-
bd
= 0,5.
a
.(u+1) = 0,5.0,35.(3,58+1) = 0,8015 Tra Bảng 6.7 (Trang 98-Tập 1:
Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ta xác định đợc K
H
= 1,05 (Sơ đồ 6).
- Chọn sơ bộ K
Hv
= 1,126.
Thay số vào công thức ta sẽ xác định đợc khoảng cách giữa 2 trục a
1
:
a
1
49,5.(3,58+1).
5,112
35,0.58,3.6,463
26,1.05,1.24884
3
2
=
(mm)
Vậy ta chọn sơ bộ a
1
= 113 (mm).
4. Xác định các thông số ăn khớp
Môđun của bánh răng trụ răng thẳng (m) đợc xác đinh nh sau:
m = (0,01 ữ 0,02).a
1
= (0,01 ữ 0,02).113 = 1,13 ữ 2,26
Theo dãy tiêu chuẩn hoá ta sẽ chọn m = 1,5 mm.
* Số răng trên bánh lớn và bánh nhỏ lần lợt là Z
1
và Z
2
ta có :
( ) ( )
89,32
158,3.5,1
113.2
1.
.2
1
1
1
=
+
=
+
=
um
a
Z
Chọn Z
1
= 33 răng.
Z
2
= U
1
Z
1
= 3,58.33 = 118 (răng).
Vậy Z
t
= Z
1
+ Z
2
= 33+118 = 151 ;
5. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
Yêu cầu cần phải đảm bảo điều kiện
H
[
H
] = 463,6 MPa.
Do
H
=
nh
nhH1
1
HM
U.b
)1U.(K.T.2
d
ZZ.Z
+
;
Trong đó : - Z
M
: Hệ số xét đến ảnh hởng cơ tính vật liệu;
- Z
H
: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc;
- Z
: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng;
- K
H
: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc;
- b
: Chiều rộng vành răng.
- d
1
: Đờng kính vòng chia của bánh chủ động;
Ta đã biết đ ợc các thông số nh sau:
Trang 10
Ph m Minh THuy _CK4-K4
- T
1
= 24884 (N.mm).
- b
=
a
. a
= 0,35.113 = 39,55 mm ;
- U
nh
= 3,58 và d
1
= m.Z
1
= 1,5.33 = 49,5 (mm).
- Z
M
= 274 Mpa
1/3
vì bánh răng làm thép tra Bảng 6.5 (Trang 96-Tập 1: Tính toán ).
- Z
H
=
76,1
40sin
2
2sin
2
0
tw
==
- Z
=
865,03/)756,14(3/)4( ==
Vì hệ số trùng khớp
= 1,88 3,2
756,1
118
1
33
1
2,388,1
11
21
=
+=
+
ZZ
- Hệ số K
H
đợc xác định bởi công thức: K
H
= K
H
.K
HV
.
Do
bd
=0,8015 tiến hành tra Bảng 6.7 (Trang 98 Tập 1: Tính toán thiết kế hệ dẫn
động cơ khí) ta có K
H
= 1,05 (Sơ đồ 6).
Còn
===
=+=+=
63,458,3:113.68,3.56.004,0
16,1
09,1.05,1.24884.2
5,49.55,39.63,4
1
2
1
1
1
u
a
vg
KKT
dbv
K
oHH
HH
H
Hv
Vận tốc bánh dẫn: v =
68,3
60000
1420.5,49.14,3
60000
11
==
nd
m/s < 6 m/s theo Bảng 6.13
(Trang 106-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn ) ta có cấp chính xác động học là 8.
Bảng 6.15 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí)
H
= 0,004.
Bảng 6.16 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) g
o
= 47.
K
H
= K
H
.K
HV
= 1,05.1,16 = 1,218
Thay số vào ta xác định đợc ứng suất tiếp xúc tác dụng trên bền mặt răng nh sau:
H
=
2,373
58,3.55,39
)158,3.(218,1.24884.2
.
5,49
865,0.76,1.274
=
+
(Mpa).
Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép của cặp răng: [
H
] = [
H
]. Z
R
Z
V
K
xH
.
Với v = 3,68 m/s Z
V
= 1 (vì v < 5m/s ).Với cấp chính xác động học là 8 và chọn
mức chính xác tiếp xúc là 8. Khi đó độ nhám bề mặt là R
a
= 10
40ữ
àm Z
R
= 0,9 với
d
a
< 700mm K
xH
= 1. Vậy [
H
] = 463,6.0,9.1.1 = 417,24 (Mpa).
Do
H
= 373,2< [
H
] =417,24 nên bánh răng thoả mãn điều kiện bền tiếp xúc.
Khi đó khảng cách trục thực tế a
2
= 1,5.Z
t
/2 = 1,5.(33+118)/2 = 113,25 (mm)
Theo bảng 6.9_Trang 100-Tập 1:tính toán) ở đây ta không nên tiến hành quá trình
dịch bánh răng
- Khi đó góc ăn khớp đợc xác địnhnh sau:
cos
t
= Z
t
.m.cos/(2. a
2
) = 151.1,5.cos20
0
/(2.113,25) =
t
= 20
o
6. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.
Để bảo đảm bánh răng trong quá trình làm việc bị gãy răng thì ứng suất uấn tác dụng
lên bánh răng
F
phải nhỏ thua giá trị ứng suất uấn cho phép [
F
] hay:
F
[
F
].
Do
m.d.b
Y.K.T.2
1
1FF1
1F
=
F2
=
F1
. Y
F2
/ Y
F1
Trong đó : - T
1
: Mômen xoắn tác dụng trên trục chủ động.
Trang 11
Ph m Minh THuy _CK4-K4
- K
F
: Hệ số tải trọng khi tính về uốn. K
F
= K
F
.K
F
K
Fv
.
- K
F
: Hệ số kể đến sự phân bố phân bố không đều trên chiều rộng răng.
- K
Fv
: Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp.
- K
F
: Hệ số kể đến sự phân bố không đều trên chiều rộng răng.
- Y
F
: Hệ số dạng răng.
- b
: Chiều rộng vành răng.
- d
1
: Đờng kính vòng chia của bánh chủ động;
- m : Môdum của bánh răng.
Do
==
==
60,3118
70,333
22
11
F
F
YZ
YZ
Theo Bảng 6.18 (Trang 109-Tâp1: Tính toán ).
Còn
===
=+=+=
75,1258,3/25,113.68,3.56.011,0
36,1
27,1.1,1.24884.2
5,49.55,39.75,12
1
2
1
1
1
u
a
vg
KKT
db
K
oFF
FF
F
Fv
Vận tốc bánh dẫn: v =
68,3
60000
1420.5,49.14,3
60000
11
==
nd
m/s < 6 m/s theo Bảng 6.13
(Trang 106-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn ) ta có cấp chính xác động học là 8.
Bảng 6.15 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí)
F
= 0,011.
Bảng 6.16 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) g
o
= 56.
Bảng 6.7 (Trang 98-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) K
F
= 1,1.
Do đây là bánh răng thẳng lên K
F
=1,27.
K
F
= K
F
.K
F
K
Fv
= 1,1.1,27.1,36 = 1,9.
Vậy ta có:
14,119
5,1.5,49.55,39
70,3.9,1.24884.2
2
1
11
1
===
mdb
YKT
FF
F
(MPa).
F2
=
F1
. Y
F2
/ Y
F1
=119,14.3,60 /3,70= 115,92 (MPa).
Do ứng suất uốn thực tế bánh răng có thể chịu đợc khi làm việc xác định nh sau.
[
F1
]= [
F1
].Y
S
.Y
xF
.Y
R
và [
F2
]= [
F2
].Y
S
.Y
xF
. Y
R
.
Với m = 1,5 mm Y
S
= 1,08 - 0,0695.Ln(1,5) 1,1. Còn Y
R
= 1 và K
xF
= 1:
[
F1
] = [
F1
].1,1.1.1 = 282,8 MPa.
[
F2
] = [
F2
].1,1.1.1 = 248,93 MPa.
Nhận thấy rằng cả hai bánh răng đều đáp ứng đợc điều kiện bền uấn vì :
( )
[ ]
( )
( )
[ ]
( )
=<=
=<=
MPaMPa
MPaMPa
FF
FF
93,24892,115
8,28214,119
22
11
7. Kiểm nghiệm răng về quá tải.
Để bộ truyền khi quá tải (xảy khi mở máy hoặc hãm máy Lúc đó momen xoắn tăng
đột ngột) không bị biến dạng d, gẫy dòn lớp bề mặt của răng hoặc biến dạng d, phá hỏng
tĩnh mặt lợn chân răng thì ứng suất tiếp xúc cực đại
Hmax
và ứng suất uốn cực đại
F1max
luôn luôn phải nhỏ hơn ứng suất quá tải cho phép [
H
]
max
và [
F1
]
max
.
* Ta có ứng suất quá tải cho phép [
H
]
max
và [
F1
]
max
đợc xác định nh sau:
Trang 12
Ph m Minh THuy _CK4-K4
[ ]
[ ]
=
=
ch
max
F
ch
max
H
.8,0
.8,2
.
Vậy suất quá tải cho phép [
H
]
max
và [
F1
]
max
của mỗi bánh răng xác định nh sau:
[ ]
( )
[ ]
( )
===
===
.MPa464580.8,0.8,0
.MPa1624580.8,2.8,2
ch
max
1F
1ch
max
1H
[ ]
( )
[ ]
( )
===
===
MPa360450.8,0.8,0
.MPa1260450.8,2.8,2
ch
max
2F
2ch
max
2H
* Còn ứng suất quá tải phát sinh khi chạy máy đợc xác định nh sau:
=
=
qtFmaxF
qtHmaxH
K.
K.
(*)
Ta có hệ số quá tải K
qt
= T
max
/ T = 1,65.
Thay số vào công thức (*) ta có:
( )
[ ]
( )
( )
[ ]
( )
( )
[ ]
( )
=<===
=<===
=<===
.360268,19165,1.92,115.
.464581,19665,1.14,119.
.12604,47965,1.2,373.
max
222max
max
111max
max
11max
MPaMPaK
MPaMPaK
MPaMPaK
FqtFF
FqtFF
HqtHH
Kết luận: Vậy cặp bánh răng ta đã tính toán đợc ở trên hoàn toàn đảm bảo đợc rằng
bộ truyền cấp nhanh làm an toàn.ss
* Thông số cơ bản của bộ truyền cấp nhanh :
- Khoảng cách trục: a
= 113,25 mm.
- Môđun bánh răng: m = 1,5 mm
- Chiều rộng bánh răng:
b
= 39,5mm
- Số răng bánh răng: Z
1
= 33 và Z
2
= 118 răng.
- Đờng kính chia : d
1
= m. Z
1
= 1,5.33 = 49,5 mm;
d
2
= m.Z
2
= 1,5.118 = 177mm;
- Đờng kính đỉnh răng: d
a1
= d
1
+ 2.m = 52,5 mm.
d
a2
= d
2
+ 2.m = 180 mm.
- Đờng kính đáy răng : d
f1
= d
1
- 2,5.m = 45,75 mm.
d
f2
= d
2
- 2,5.m = 113,25mm
- Đờng kính cơ sở : d
b1
= d
1
. cos = 49,5. cos 20
= 46,5 mm;
d
b2
= d
2
. cos = 177. cos 20
= 166,3 mm
- Góc prôfin răng gốc: = 20
0
.
- Góc ăn khớp :
t
= 20
.
B. Thiết kế cặp bánh trụ răng nghiêng ở cấp chậm:
1.Chọn vật liệu.
Tiến hành tơng tự nh ở cặp bánh răng thẳng ta có vật liệu làm bánh răng nh sau:
Bánh nhỏ: Chọn vật liệu là thép C45 cũng tiến hành tôi cải thiện sau khi gia công có
các thông số kỹ thuật (độ cứng,giới hạn bền và giới hạn bền chảy) lần lợt nh sau:
Trang 13
Ph m Minh THuy _CK4-K4
HB = 241 ữ 285;
b1
= 850 MPa ;
ch 1
= 580 Mpa
Vậy ta chọn độ cứng của bánh răng 1 là HB
1
= 250.
Bánh lớn: Chọn vật liệu là thép C45 cũng tiến hành tôi cải thiện sau khi gia công có
các thông số kỹ thuật (độ cứng, giới hạn bền và giới hạn bền chảy) lần lợt nh sau:
HB = 192 ữ 240;
b2
= 750 MPa ;
ch2
= 450 Mpa
Vậy ta chọn độ cứng của bánh răng 2 là: HB
2
= 220.
2. Xác định ứng suất tiếp xúc [
H
] và ứng suất uấn [
f
] cho phép.
a. ứng suất tiếp xúc cho phép đợc xác đinh bởi công thức nh sau:
[ ]
( )
xHLVRHlimHH
K.K.Z.Z.S=
.
Trong đó: - S
H
là hệ số an toàn.
- Z
R
là hệ số xét đén ảnh hởng của độ nhám bề mặt.
- Z
V
là hệ số xét đén ảnh hởng của vận tốc vòng.
- Z
L
là hệ số xét đén ảnh hởng của bôi trơn.
- K
xH
là hệ số xét đén ảnh hởng của kích thớc bánh răng.
Chọn sơ bộ Z
R
.Z
V
.K
L
K
xH
= 1
[ ]
HlimHH
S/=
Do giới hạn bền mỏi tiêp xúc ứng với chu kỳ chịu tải N
HE
đợc xác định nh sau:
HL
o
limHlimH
K.=
.
Trong đó: -
limH
là giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bề mặt răng.
- K
HL
là hệ số xét đến ảnh hởng của chu kỳ làm việc.
Theo Bảng 6.2 (Trang 94-Tập 1: Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ta công thức
xác định S
H
và
limH
nh sau:
limH
= 2.HB + 70 ; S
H
= 1,1
Vậy ta có giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bánh răng nhỏ và bánh răng lớn nh sau:
H lim1
= 2.HB
1
+ 70 = 2.250 + 70 = 570 (Mpa).
H lim2
= 2.HB
2
+ 70 = 2.220 + 70 = 510 (Mpa).
Hệ số chu kỳ làm việc của bánh răng đợc xác định nh sau:
K
HL
=
6
HEHO
NN
Số chu kỳ cơ sở N
HO
đợc xác định bởi công thức nh sau: N
HO
= 30.HB
2,4
.
===
===
74,24,2
22
74,24,2
11
10.26,1220.30.30
10.7,1250.30.30
HBN
HBN
HO
HO
Số chu kì thay đổi ứng suất tơng đơng N
HE
của bánh răng nghiêng đợc xác định nh
sau:
( )
ii
m
maxiHE
n.t.T/T.c.60N
H
=
Trong đó: - c là số lần ăn khớp trong một vòng quay. Nên ta có c =1.
- T
i
là mômen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét.
- n
i
là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét.
- t
i
là tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét.
- m
H
là bậc của đờng cong mỏi khi thử về tiếp xúc ở đây m
H
= 3.
Vậy với bánh răng lớn ta có:
( )
ii
3
maxi2HE
n.t.T/T.c.60N =
Tiến hành thay thế các giá trị bằng số ta có.
7
2
1033
2
10.26,110.1,1
8
4,3
.)85,0(
8
6,2
1.14700.5,21409.1.60 =>=
+=
HOHE
NN
Ta có :
1K
NN
U.NN
HL
1HO2HE
12HE1HE
=
>
=
Thay số vào ta sẽ xác định đợc ứng suất cho phép của bánh răng nh sau:
Trang 14
Ph m Minh THuy _CK4-K4
[ ]
2,518
1,1
1.570
S
K.
H
HL
o
1limH
1
H
==
=
(MPa).
[ ]
6,463
1,1
1.510
S
K.
H
HL
o
2limH
2
H
==
=
(MPa)
Nhng ứng suất cho phép dùng để tính toán cho hệ chuyển động răng nghiêng là giá trị
nhỏ nhất trong các giá trị sau:
[ ] [ ] [ ]
( )
( )
[ ] [ ] [ ]
( )
( ) ( )
=+=+=
===
MPa9,4902,5186,463.5,0.
2
1
MPa1,5476,463.18,1,min.18,1
2
H
1
HH
2
H
1
HH
[
H
] = 490,9 (MPa)
b. ứng suất tiếp uấn cho phép đợc xác đinh bởi công thức nh sau:
[ ]
.S/K.Y.Y.
FxFSRlimFF
=
Trong đó: - [
Flim
] là giới hạn bền mỏi uấn ứng với chu kỳ chịu tải N
EF
.
- S
F
là hệ số an toàn lấy bằng 1,7 do bề mặt đợc tôi cải thiện.
- Y
S
= 1,08 0,16.lgm là hệ số xét đén ảnh hởng của kích thớc răng.
- Y
R
1 là hệ số xét đén ảnh hởng độ nhám mặt lợn chân rằng.
- K
xF
là hệ số xét đén ảnh hởng của kích thớc bánh răng.
Chọn sơ bộ Y
R
.Y
S
.K
xF
= 1
[ ]
FlimFF
S/=
.
Do giới hạn bền mỏi tiêp xúc ứng với chu kỳ chịu tải N
HE
đợc xác định nh sau:
FL
o
limFlimF
K.=
.
Trong đó: -
limF
là giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bề mặt răng.
- K
FL
là hệ số xét đến ảnh hởng của chu kỳ làm việc.
Theo Bảng 6.2 (Trang 94-Tập 1: Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ta có công
thức xác định S
F
và
limH
nh sau:
limF
= 1,8.HB và S
F
=1,75.
Vậy ta có giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bánh răng nhỏ và bánh răng lớn nh sau:
F lim1
= 1,8.HB
1
= 1,8.250 = 450 (Mpa).
F lim2
= 1,8.HB
2
= 1,8.220 = 396 (Mpa).
Hệ số chu kỳ làm việc của bánh răng nghiêng đợc xác định nh sau:
K
FL
=
6
FEFO
NN
Mà số chu kỳ cơ sở N
FO
= 6.10
6
đợc xác định cho mọi loại thép.
Còn số chu kì thay đổi ứng suất tơng đơng N
FE
đợc xác định nh sau:
( )
ii
m
maxiFE
n.t.T/T.c.60N
F
=
Trong đó: - c là số lần ăn khớp trong một vòng quay. Nên ta có c =1.
- T
i
là mômen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét.
- n
i
là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét.
- t
i
là tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét.
- m
F
là bậc của đờng cong mỏi khi thử về uấn ở đây m
F
= 6.
Vậy với bánh lớn (Lắp trên trục III) ta có:
( )
ii
6
maxi2FE
n.t.T/T.c.60N =
Tiến hành thay số vào các giá trị trong công thức ta có:
6
2
666
2
10.610.9163
8
4,3
.)85,0(
8
6,2
1.14700.5,21409.1.60 =>=
+=
FOFE
NN
Ta có :
1K
NN
U.NN
FL
1FO2FE
12FE1FE
=
>
=
Trang 15
Ph m Minh THuy _CK4-K4
Thay số vào ta sẽ xác định đợc ứng suất cho phép của bánh răng nh sau:
[ ]
14,257
75,1
1.450.
1lim
1
===
F
FL
o
F
F
S
K
(MPa).
[ ]
29,226
75,1
1.396.
2lim
1
===
F
FL
o
F
F
S
K
(MPa)
3. Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
Công thức xác định khoảng cách trục a
của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng bằng
thép ăn khớp ngoài nh sau:
a
1
43. (u
1
+ 1)
[ ]
3
a1
2
H
HHvH1
.u.
K.K.K.T
(mm)
Trong đó: - T
1
là mômen xoắn trên trục bánh chủ động (là trục II)
-
a
= b
/a
1
= 0,4 là hệ số chiều rộng bánh răng.
- K
H
là hệ số tập trung tải trọng.
- K
Hv
là hệ số tải trọng động.
- K
H
là hệ số phân bố không đều tải trọng giữa các răng.
- u
1
là tỉ số truyền của cặp bánh răng ta đang xét.
ở đây ta đã có:
- T
1
= 0,5.42819 =21409,5 (N.mm). (Vì đây là hộp phân đôi cấp chậm).
- u
1
= U
ch
= 2,79;
a
= 0,4 và [
H
] = 490,9 (MPa)
-
bd
= 0,5.
a
.(u+1) = 0,5.0,4.(2,79+1) = 0,758. Tra Bảng 6.7 (Trang 98-Tập 1: Tính
toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ta có K
H
= 1,12 (Sơ đồ 3).
- Chọn sơ bộ K
Hv
= K
H
= 1.
a
1
43.(2,79+1).
8,72
4,0.79,2.9,490
1.1.12,1.5,21409
3
2
=
(mm)
Vậy ta chọn a
1
= 130 (mm)
4. Xác định các thông số ăn khớp của bánh răng nghiêng là.
* Môđun pháp của bánh răng trụ răng nghiêng (m) đợc xác đinh nh sau:
m = (0,01 ữ 0,02).a
1
= (0,01 ữ 0,02).130 = 1,3 ữ 2,6 mm.
Theo dãy tiêu chuẩn hoá ta sẽ chọn môdun pháp m = 1,5 mm.
* Số răng trên bánh nhỏ và bánh lớn lần lợt là Z
1
và Z
2
:
Đối với hộp giảm tốc phân đôi có sử dụng bánh răng nghiêng thì góc nghiêng của
mỗi bánh răng là = 30 ữ 40. Vậy chọn sơ bộ = 20
0
cos = 0,9397 khi đó ta có:
( ) ( )
9,42
179,2.5,1
9397,0.130.2
1.
cos 2
1
1
=
+
=
+
=
um
a
Z
. Chọn Z
1
= 43 (răng).
Z
2
= U
1
Z
1
= 2,79.43 = 120 (răng)
Z
t
= Z
1
+ Z
2
= 120 + 43= 163(rng).
Khi đó góc nghiêng răng thực tế có giá trị xác định nh sau:
= arccos[(m.Z
t
)/(2.a
)] = arccos[(1,5.163/(2.130)] = 19,88
0
.
5. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
Yêu cầu cần phải đảm bảo điều kiện
H
[
H
] = 490,9 (MPa).
Do
H
=
ch
chHHM
Ub
UKT
d
ZZZ
.
)1.( 2.
1
1
+
;
Trang 16
Ph m Minh THuy _CK4-K4
Trong đó : - Z
M
: Hệ số xét đến ảnh hởng cơ tính vật liệu;
- Z
H
: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc;
- Z
: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng;
- K
H
: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc, với K
H
= K
H
.K
HV
. K
H
.
- b
: Chiều rộng vành răng.
- d
1
: Đờng kính vòng chia của bánh chủ động.
Ta đã tính đ ợc các thông số:
- T
1
= 21409,5 (N.mm).
- b
= 0,4.a
= 0,4.130 = 52mm .
- d
1
= 2.a
/(u+1) = 2.130/(2,79+1) = 68,6(mm). Và u = U
ch
= 2,79.
- Z
M
= 274 Mpa
1/3
Vì bánh răng là thép tra Bảng 6.5 (Trang 96-Tập 1).
- Z
H
= 1,67 Bảng 6.12(Trang106-Tập 1)
- Z
=
77,067,1/1/1 ==
.
Vì
= [1,88 - 3,2 (1/Z
1
+1/Z
2
)].cos =[1,88 - 3,2 (1/43 +1/120 )].cos19,88
0
=1,67
Do vận tốc bánh dẫn: v =
4,1
60000
397.6,68.14,3
60000
11
==
nd
m/s < 4 m/s tra Bảng 6.13
(Trang 106-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ta đợc cấp chính xác động học
là 9 tra Bảng 6.14 (Trang 107-Tập 1:Tính toán ) ta xác định đợc : K
H
= 1,13.
Còn
===
=+=+=
40,179,2:130.4,1.73.002,0
09,1
13,1.12,1.5,21409.2
6,68.52.40,1
1
2
1
1
1
u
a
vg
KKT
db
K
oHH
HH
H
Hv
Bảng 6.15 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí)
H
= 0,002.
Bảng 6.16 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) g
o
= 73.
Bảng 6.7 (Trang 98-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) K
H
= 1,12.
K
H
= K
H
.K
HV
. K
H
=1,12.1,09. 1,13 = 1,38.
Thay số :
H
=
79,201
79,2.52
)179,2.(38,1.5,21409.2
6,68
77,0.67,1.274
=
+
(Mpa).
Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép : [
H
] = [
H
]. Z
R
Z
V
K
xH
.
Với v =1,4 m/s Z
V
= 1 (vì v < 5m/s ), Với cấp chính xác động học là 9, chọn mức
chính xác tiếp xúc là 9. Khi đó cần gia công đạt độ nhám là R
a
= 10ữ40 àm. Do đó
Z
R
=0,9 với d
a
< 700mm K
xH
= 1.
[
H
] = 490,9.0,9.1.1 = 441,81MPa.
Nhận thấy rằng
H
= 201,79 (MPa) < [
H
] = 441,81 (MPa) do đó bánh răng nghiêng
ta tính toán đã đáp ứng đợc điều kiện bền do tiếp xúc.
6. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.
Để bảo đảm bánh răng trong quá trình làm việc không bị gãy răng thì ứng suất uấn
tác dụng lên bánh răng
F
phải nhỏ hơn giá trị ứng suất uấn cho phép [
F
] hay:
F
[
F
].
Mà
m.d.b
Y.K.K.T.2
1
1FFvF1
1F
=
còn
F2
=
F1
. Y
F2
/ Y
F1
Trong đó : - T
1
: Mômen xoắn tác dụng trên trục chủ động.
- K
F
: Hệ số tập trung tải trọng.
Trang 17
Ph m Minh THuy _CK4-K4
- K
Fv
: Hệ số tải trọng động
- Y
F
: Hệ số dạng răng.
- b
: Chiều rộng vành răng.
- d
1
: Đờng kính vòng chia của bánh chủ động;
Do
===
===
60,33,144)/(cos
65,37,51)/(cos
2
3
22
1
3
11
Ftd
Ftd
YZZ
YZZ
Bảng 6.18(Trang 109-Tập1: Tính
toán ).
Còn
===
=+=+=
19,479,2:130.4,1.73.006,0
2,1
37,1.24,1.5,21409.2
6,68.52.19,4
1
2
1
1
1
u
a
vg
KKT
db
K
oFF
FF
F
Fv
Vận tốc bánh dẫn : v =
4,1
60000
397.6,68.14,3
60000
11
==
nd
m/s < 4 m/s tra Bảng 6.13
(Trang 106-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ta có cấp chính xác động học 9.
Tra Bảng 6.14 (Trang 107-Tập 1: Tính toán thiết kế ) ta đợc K
F
=1,37.
Bảng 6.15 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí)
F
= 0,006.
Bảng 6.16 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) g
o
=73.
Bảng 6.7 (Trang 98-Tập 1:Tính toán thiết thiết ) K
F
= 1,24.
K
F
= K
F
K
F
K
Fv
= 1,37.1,24.1,2 = 2,04
-
= 1,67 Y
= 1/
= 0,60
- =19,88
0
Y
= 1 - /140 = 0,858
Vậy ta có:
67,30
5,1.6,68.52
65,3.60,0.858,0.04,2.5,21409.2
2
1
11
1
===
mdb
YYYKT
FF
F
(MPa).
F2
=
F1
. Y
F2
/ Y
F1
= 30,67.3,60/3,65 = 30,25(MPa).
Do ứng suất uốn thực tế bánh răng có thể chịu đợc đợc xác định nh sau.
[
F1
]= [
F1
].Y
S
.Y
xF
.Y
R
và [
F2
]= [
F2
].Y
S
.Y
xF
. Y
R
.
Với m = 5 mm Y
S
= 1,08 - 0,0695.Ln(5) 0,968. Còn Y
R
= 1 và K
xF
= 1:
[
F1
] = [
F1
].0,968.1.1 = 248,9 MPa.
[
F2
] = [
F2
].0,968.1.1 = 219 MPa.
Nhận thấy rằng cả hai bánh răng đều đáp ứng đợc điều kiện bền uấn vì :
( )
[ ]
( )
( )
[ ]
( )
=<=
=<=
MPaMPa
MPaMPa
FF
FF
21925,30
9,24867,30
12
11
7. Kiểm nghiệm răng về quá tải.
Để bộ truyền khi quá tải mà làm việc bình thờng thì ứng suất tiếp xúc cực đại
Hmax
và ứng suất uốn cực đại
F1max
phải nhỏ hơn ứng suất quá tải cho phép [
H
]
max
và [
F1
]
max
.
* Ta có ứng suất quá tải cho phép [
H
]
max
và [
F1
]
max
đợc xác định nh sau:
[ ]
[ ]
=
=
ch
max
F
ch
max
H
.8,0
.8,2
.
Vậy suất quá tải cho phép [
H
]
max
và [
F1
]
max
của mỗ bánh đợc xác định nh sau:
Trang 18
Ph m Minh THuy _CK4-K4
[ ]
( )
[ ]
( )
===
===
.MPa464580.8,0.8,0
.MPa1624580.8,2.8,2
1
ch
max
1F
1ch
max
1H
[ ]
( )
[ ]
( )
===
===
.MPa360450.8,0.8,0
.MPa1260450.8,2.8,2
2
ch
max
2F
2ch
max
2H
* Còn ứng suất quá tải phát sinh khi chạy máy đợc xác định nh sau:
=
=
qtFmaxF
qtHmaxH
K.
K.
(*)
Ta có hệ số quá tải K
qt
= T
max
/ T = 1,65.
Thay số vào công thức (*) ta có:
( )
[ ]
( )
( )
[ ]
( )
( )
[ ]
( )
=<===
=<===
=<===
.3609,4965,1.25,30.
.4646,5065,1.67,30.
.12602,25965,1.79,201.
max
222max
max
111max
max
2max
MPaMPaK
MPaMPaK
MPaMPaK
FqtFF
FqtFF
HqtHH
Kết luận: Vậy cặp bánh răng ta đã tính toán đợc ở trên hoàn toàn đảm bảo đợc rằng
bộ truyền cấp nhanh làm an toàn.
* Thông số cơ bản của bộ truyền cấp chậm :
- Khoảng cách trục: a
=130 mm.
- Môđun pháp bánh răng: m =1,5 mm.
- Chiều rộng bánh răng: b
= 52mm.
- Số răng bánh răng: Z
1
= 43 và Z
2
=120
- Góc nghiêng của răng: = 19,88
0
.
- Góc prôfin gốc : = 20
.
- Góc ăn khớp:
t
=
t
= arctg(tg/cos) = 21,16
0
.
- Đờng kính chia : d
1
= m.Z
1
/cos = 1,5.43/0,94 = 68,6 mm.
d
2
= m.Z
2
/cos =1,5.120/0,94 =191,5 mm.
- Đờng kính đỉnh răng : d
a1
= d
1
+ 2.m = 68,6 + 2.1,5 = 71,6 mm.
d
a2
= d
2
+ 2.m = 191,5 + 2.1,5 = 194,5 mm.
- Đờng kính đáy răng : d
f1
= d
1
- 2,5. m =68,6 - 2,5.1,5 = 64,85 mm.
d
f2
= d
2
- 2,5.m = 191,5 - 2,5.1,5 = 187,75 mm,
- Đờng kính cơ sở : d
b1
= d
1
. cos = 68,6.cos 20
= 64,46 mm;
d
b2
= d
2
. cos = 191,5. cos 20
= 179,95 mm
III. tính toán thiết kế trục .
Vật liệu dùng để chế tạo trục cần có độ bền cao, ít nhạy cảm với sự tập trung ứng suất
dễ gia công và có thể nhiệt luyện dễ dàng. Cho nên thép cacbon và thép hợp kim là
những vật liệu chủ yếu để chế tạo trục. Việc lựa chọn thép hợp kim hay thép cacbon tuy
thuộc điều kiện làm việc trục đó có chịu tải trọng lớn hay không.
Đối với trục của hộp giảm tốc làm việc trong điều kiện chịu tải trọng trung bình thì ta
chọn vật liệu làm trục là thép C45 thờng hoá có cơ tính nh sau
b
= 600 Mpa;
ch
= 340 Mpa; Với độ cứng là 200 HB.
ứng suất xoắn cho phép [] = 12 ữ 30 Mpa tuỳ thuộc vào vị trí đặt lực ta đang xét.
1. Xác định sơ bộ đờng kính trục.
* Đờng kính ngõng trục vào của hộp giảm tốc:
Trang 19
Ph m Minh THuy _CK4-K4
6,334,2228)2,18,0()2,18,0(
1
ữ=ữ=ữ=
dcn
dd
mm.
(
28=
dc
d
.Bảng P1.7-Trang242-tập 1)
Vậy ta chọn sơ bộ đờng kính ngõng trục vào là d = 30 mm
* Đờng kính trục trung gian của hộp giảm tốc:
Đờng kính trục tại vị trí lắp bánh răng thẳng bị động đợc xác định sơ bộ nh sau:
2n
d
= (0,3 ữ 0,35).a
1
=(0,3 ữ 0,35).113,25 = 33,98 ữ 39,64 mm
Vậy ta chọn sơ bộ đờng kính trục lắp bánh răng thẳng bị động là d = 35 mm.
* Đờng kính trục ra của hộp giảm tốc:
).35,03,0(
3
ữ=
n
d
a
2
=(0,3
ữ
0,35).130 = 39
ữ
45,5 mm
Vậy ta chọn đờng kính trục lắp bánh răng nghiêng bị động là d =40 mm
Căn cứ vào đờng kính của ngõng trục cần lắp ổ lăn ta tiến hành tra bảng 10.2 (Trang
189-Tập1 tính toán hệ dẫn động cơ khí) ta sẽ xác định đợc gần đúng chiều rộng của ổ
lăn cần lắp nh sau:
==
==
==
mmbmmd
mmbmmd
mmbmmd
nIII
nII
nI
2340
2135
1930
03
02
01
Do trong hộp giảm tốc phân đôi thì trục trung gian có cấu tạo là phức tạp nhất quyết
định kích thớc của các trục khác khi truyền chuyển động cho nhau, nên ảnh hởng tới
kích thớc của hộp giảm tốc. Do đó khi tính toán kích thớc hình học của các trục thì ta
phải xác định kích thớc của trục trung gian trớc hết căn cứ vào đó để định các thông số
hình học cho các trục khác.
Ta xác định các khoảng cách từ trục trung gian:
l
22
=
( )
21022
5,0 kkbl
m
+++
l
23
= l
22
+ 0,5(l
m22
+ l
m23
) + k
1
.
l
24
= 2
2223
ll
Tính các thành phần trong công thức:
l
m23
= (1,2 ữ 1,5) d
2
= (1,2 ữ 1,5).35
=42 ữ 52,5 mm ; chọn l
m23
= 50 mm.
l
m22
= l
m24
= (1,2 ữ 1,5)d
2
= (1,2 ữ1,5).35
= 42 ữ 52,5 mm ; chọn l
m22
=52 mm.
l
22
= 0,5(52 + 21) + 10 + 10 = 56,5 mm.
l
23
=56,5 + 0,5(52 + 50) + 10 = 117,5 mm.
l
24
= 2.117,5 56,5 = 178,5 mm.
Trong đó:
khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc
khoảng cách giữa các chi tiết quay
mmk 10
1
=
Khoảng cách từ mặt mút của ổ tới thành trong của hộp
10
2
=k
mm
Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến lắp ổ
15
3
=k
mm
Chiều cao lắp ổ và bulông h=20mm
Bảng 10.3 (Trang 189-Tập 1 Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí)
Chiều dài mayơ nửa khớp nối trục vòng đàn hồi
mmdl
m
754230)5,24,1()5,24,1(
112
ữ=ữ=ữ=
Chọn
50
12
=
m
l
453630)5,12,1()5,12,1(
113
ữ=ữ=ữ= dl
m
Trang 20
Ph m Minh THuy _CK4-K4
Chọn
40
13
=
m
l
mmdlll
mmm
6048)5,12,1(
3343332
ữ=ữ===
Chọn
50
3433
==
mm
ll
60
32
=
m
l
Khoản công xôn (khoảng chìa) để nối trục đàn hồi trên trục vào là
.(5,0).(5,0
3120112
=+++=
nmc
hklbl
19+50)+15+20=69,5mm
Khoảng công xôn để lắp đĩa xích vào là
5,762015)47100.(5,0).(5,0
3033332
=+++=+++=
nmc
hkbll
mm
Khoảng cách trên trục là
5,56
5,178
5,117
5,69
2233
2434
2313
1212
==
==
==
==
ll
ll
ll
ll
c
Khoảng cách giữa các gối đỡ:
2355,117.2.2
23312111
===== llll
Trục thứ
Khoảng cách
ki
l
(mm)
I
5,69
12
=l
5,117
13
=l
5,69
12
=
c
l
235
11
=l
II
235
21
=l
5,56
22
=l
5,117
23
=l
5,178
24
=l
III
235
31
=l
5,76
32
=l
5,76
32
=
c
l
5,56
33
=l
2. Xác định các lực qua bánh răng tác dụng lên trục.
* Lực tác dụng khi ăn khớp bánh răng đợc chia làm ba thành phần:
F
t
: Lực vòng; F
r
: Lực hớng tâm; F
a
: Lực dọc trục;
Trong đó các giá trị lực đợc xác định nh sau:
F
tE
= F
tC
=
4,1005
5,49
24884.2
2
1
1
==
d
T
N.
F
rE
= F
rC1
=
36620.4,1005
.
1
==
o
tt
tg
Cos
tgF
N.
F
tB
=F
tC
11 tDtB
FF ==
=
2,624
6,68
42819
2
2
==
d
T
N
F
rB
=F
rC
11 rDrB
FF ==
=
257
88,19cos
16,21.2,624
.
0
0
3
==
tg
Cos
tgF
tt
N .
F
aB
= F
aC
11 aDaB
FF ==
= F
tB1
.tg = 624,2.tg19,88
0
= 225,7 N .
Do mômen truyền từ bánh răng nghiêng chủ động sang trục bị động chỉ bằng một
nửa giá trị mômen trục lắp bánh răng phải chịu trong quá trình truyền động.
* Do góc nghiêng của bộ truyền xích là 0
0
cho nên lực tác dụng từ bộ truyền đai xích
sẽ chiều theo phơng oy F
x
= F
r
= 1966,5 N.(Tính toán ở trên).
* Lực tác dụng của nối trục đàn hồi: F
Kr
=(0,2 ữ 0,3).F
r
F
Kr
= 0,25.1966,5 = 492 N
Trang 21
Ph m Minh THuy _CK4-K4
Có phơng chiều sao cho tăng ứng suất và biến dạng do lực vòng trên chi tiết quay
khác lắp trên cùng một trục trên trục đó gây ra. Vậy F
kr
có chiều ngợc hớng với
1t
F
3. Xác định các thành phần phản lực của ổ lăn và biểu đồ mômen của các trục.
a) Đối với trục vào (Trục I).
Xét mặt phẳng xOz ta có:
( )
( )
2)(183
.
0
1
0
11
13
4
114133
43
43
N
l
lFr
Fy
lFylFrM
FyFrFy
FyFrFyF
E
O
OEO
OEO
OEOy
==
==
=
=+=
Từ (1) và (2)
=
3O
Fy
183(N)
( )
0
).5,21502.
0
0
133
=
==
=
=
F
OE
O
M
Mx
mmNlFyMx
Mx
Mx
Xét mặt phẳng yOz ta có:
0
).(5,76163.
).(34194.
0
)(8,134
)(2,648
0
0
4
134
123
3
4
11413123
43
4)3
=
==
==
=
=
=
=+=
=
=++=
O
OE
kO
M
O
O
OEk
kOEO
EOk
My
mmNlFxMy
mmNlFMy
My
NFx
NFx
lFxlFtlFMo
FFxFtFx
FtFxFxFFx
Xét mặt phẳng xOy ta có:
Trang 22
Ph m Minh THuyạ _CK4-K4
).(65,24883
2
.
12
mmN
dFt
Mz
E
==
BiÓu ®å m«men cña trôc I
Trang 23
Ph m Minh THuyạ _CK4-K4
b) §èi víi trôc trung gian (Trôc II):
Trang 24
Ph m Minh THuyạ _CK4-K4
XÐt trong mÆt ph¼ng xOz ta cã:
( )
2)(74
0
)1(
0
2
2122412312211
21111
21111
NFy
lFylFrlFrlFrM
FyFrFrFrFy
FyFrFrFrFyFy
O
ODCBO
ODCBO
ODCBO
=⇒
=−+−=
−+−=⇒
=−+−+−=
∑
∑
Tõ (1) vµ (2)
)(74
1
NFy
O
=⇒
0
).(4181
).(5,11922)().(.
).(5,759).(.
).(5,11922.
).(4181.
0
).(5,7741
2
2
111
123241222412411
1222312311
12211
2211
1
11
=
−=+=
−=−−−−+−=
−=−−+−=
−=−−=
−=−=
=
===
O
B
t
D
p
D
BCBO
t
D
BBOC
BO
p
B
O
t
B
O
a
DB
Mx
mmNMxMxMx
mmNMxllFrllFrlFyMx
mmNMxllFrlFyMx
mmNMxlFyMx
mmNlFyMx
Mx
mmN
dF
MxMx
XÐt trong mÆt ph¼ng yOz ta cã:
Trang 25
