Đồ án Thiết kế hệ thống truyền động bánh răng

các phần tiếp xúc khi làm việc. - Đối với hộp giảm tốc hai cấp bánh răng nón-bánh răng trụ, nếu mức dầu không thể lan lên nữa để bôi trơn cả hai bộ truyền thì có bể ngăn chứa dầu lại cho bôi trơn từ từ cả hai phần bánh răng trụ và bánh răng nón. - Đối với hộp giảm tốc nhiều cấp: Nếu các bánh răng không ngâm trong dầu thì làm nghiêng bề mặt nghép nắp và thân hộp. Đối với hộp giảm tốc đặt đứng có thể dùng bánh răng bôi trơn hoặc vòng bôi trơn. Dung lượng của dầu trong hộp thường lấy khoảng 0.4-0.8lít cho một kw công suất truyền, trị số nhỏ cho hộp giảm tốc cỡ lớn. - Bôi trơn dùng cho các bộ truyền có vận tốc lớn v>12m/s và cho hộp giảm tốccỡ lớn có vận tốc nhỏ hơn. Phương pháp nầy dùng cho các hộp giảm tốc có công suất và vận tốc không lớn lắm nhưng cấu tạo của nó không cho phép thực hiện được việc bôi trơn ngâm dầu. Dầu bôi trơn từ bể áp suất 0.5-1.7atm theo các đường ống dẫn qua vòi phun đến bôi trơn chỗ ăn khớp. Đối với bánh răng thẳng thì đặt vòi phun sao cho các tia dầu bắn ngược chiều quay của bánh răng. Trong trường hợp vận tốc quá lớn nếu bôi trơn theo phương pháp này thì vòi phun đặt lên trên chỗ ăn khớp không phụ thuộc vào chiều quay. * Các loại dầu thường dùng để bôi trơn hộp giảm tốc: + Dầu công nghiệp: Thường dùng rộng rãi để bôi trơn nhiều loại máy khác nhau. Bôi trơn bằng phường pháp lưu thông nên dùng dầu công nghiệp 45. + Dầu tua pin: Có chất lượng tốt nền thường dùng để bôi trơn các bộ truyền bánh răng quay nhanh. + Dầu ôtô máy kéo AK10 và AK15: Cũng được dùng để bôi trơn hộp giảm tốc. Chọn độ nhớt của dầu bôi trơn cho thích hợp, kiểm tra mức dầu trong hộp giảm tốc bằng các thiết bị dầu. Để tránh sóng dầu làm vệt chảy dầu giao động khó quan sát, người ta thường lắp thước chỉ dầu trong một ống bao ngoài hoặc trong một cái hốc, để dễ quan sát và chứa lượng dầu đủ bôi trơn cho máy. PHẦN II CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN Các thông số: + Lực tác dụng: 8500N + Vận tốc băng tải: 0.74 m/s + Đường kính tang: 460 mm + Thời gian: 5 năm + Mỗi ngày làm việc: 2 ca + Mỗi ca : 6 giờ I.Chọn động cơ điện - Để chọn động cơ điện. cần tính công suất cần thiết. ta gọi : + N – công suất trên băng tải. + - hiệu suất chung. + Nct – công suất cần thiết. Ta có : kW Trong đó : + N – Công suất động cơ . N = kW Với : P = 8500 N v = 0.74 m/s + η - Là tích số hiệu suất của bộ truyền và của các cặp ổ trong thiết bị Với : Tra bảng . ta có các thông số như sau : - Hiệu suất bộ truyền đai - Hiệu suất của một cặp ổ lăn - Hiệu suất bộ truyền bánh răng - Hiệu suất khớp nối Vậy ta có công suất cần thiết Chọn động cơ điện: Cần phải chọn động cơ điện có công suất lớn hơn Nct.Trong tiêu chuẩn động cơ điện có nhiều loại thoả mãn điều kiện này. Tra bảng .ta chọn động cơ A02-51-4.Có các thông số như sau: Động cơ Công suất (kW) Ở tải trọng định mức Khối lượng động cơ (kg) Vận tốc(Vg/Ph) Hiệu suất (%) A02-51-4 7,5 1460 89,0 1,4 2,0 0,8 107 II.Phân phốí tỷ số truyền: Tỷ số truyền động chung : * Trong đó: +nt - số vòng quay của Tang. Ta có : Vg/Ph + ndc - Số vòng quay của động cơ. Ta có : ndc = 1460 Vg/Ph. Ta có : i = id.ibn.ibc Trong đó : id - Tỷ số truyền của bộ truyền đai; ibn - Tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ cấp nhanh; ibc - Tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ cấp chậm; Chọn trước id = 4 (Tra bảng ) Ta có: id×ibn×ibc = 47,5 . Để tạo điều kiện bôi trơn bánh răng trong hộp giảm tốc bằng phương pháp ngâm dầu ta chọn Chọn tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ cấp chậm ibc = 3,1 . ta có tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ cấp nhanh : Số vòng quay của từng trục Trục I: Trục II: Trục III: Công suất trên từng trục: NI = NII = NIII = Momen xoắn Mx cho từng trục: + Momen xoắn cho động cơ. Mđc = + Momen xoắn trục I: MI = + Momen xoắn trục II: MII = + Momen xoắn trục III: MIII = BẢNG HỆ THỐNG CÁC SỐ LIỆU TÍNH ĐƯỢC Trục Thông số Trục động cơ I II III i id = 4 ibn = 3,8 ibc = 3,1 n (Vg/Ph) 1460 365 96 30,7 N (kW) 7,5 7,1 6,85 6,61 M (Nmm) 49058 185767 681432,3 2053529,6 PHẦN III TÍNH TOÁN VÀ THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN I.THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI Số liệu Công suất 7,5 kW Số vòng quay trục dẫn : ndc 1460 Vg/Ph Số vòng quay trục bị dẫn : nI 365 Vg/Ph Số ca làm việc / 1 ngày 2 ca Mỗi ca làm việc 6 h Tỉ số truyền i 4 Tải trọng làm việc ổn định 1.Chọn loại đai Giả thiết vận tốc của đai v > 5 m/s, ta chọn loại đai thang vì truyền được momen xoắn lớn, công suất truyền ổn định, giá thành rẻ hơn các loại đai khác như đai da, đai vải … Tra bảng , ta chọn loại đai A hoặc Б. Ta tính theo cả 2 phương án và chọn phương án nào có lợi hơn. Kích thước tiết diện đai ah, mm và diện tích tiết diện F , mm2 (Tra bảng ) Các thông số tính toán Các số liệu tính được Loại đai A Б ah ,(mm) 138 1710,5 F , (mm2) 81 138 2.Định đường kính bánh đai nhỏ D1 D1,(mm) (Tra bảng và ) 125 160 Kiểm nghiệm vận tốc của đai : Áp dụng công thức : v, (m/s) 9,55 12,224 Vậy thoả mãn điều kiện v < vmax = (30 ÷ 35 )m/s 3.Tính đường kính D2 của bánh lớn -Áp dụng công thức : Với ξ : hệ số trượt. Đối vớ đai thang thì ξ ≈ 0,02 mm D2,(mm) 490 627,2 Tra bảng lấy đường kính bánh lớn theo tiêu chuẩn D2, (mm) (Theo tiêu chuẩn) 500 630 - Kiểm nghiệm số vòng quay thực n2’ của trục bị dẫn Áp dụng công thức n2’, (Vg/Ph) 357,7 363,4 Ta thấy n2’ sai lệch rất ít so với yêu cầu (< 5%). - Tính lại tỉ số truyền: id 4,08 4,02 4.Chọn sơ bộ khoảng cách trục A - Theo bảng với i ≈ 4 thì A ≈ 0,95D2 A, (mm) (Chọn sơ bộ) 475 598,5 5.Tính chiều dài đai L theo khoảng cách trục A sơ bộ Áp dụng công thức ta có L, (mm) (Tính theo A sơ bộ) 2005,3 2529,6 Tra bảng lấy L theo tiêu chuẩn L, (mm) (Lấy theo tiêu chuẩn) 2000 2500 Kiểm nghiệm số vòng chạy u trong 1 giây : Áp dụng công thức Với umax = 10 m/s u, (m/s) 4,8 4.9 Ta thấy u < umax Thoả điều kiện. 6.Xác định chính xác khoảng cách trục A theo chiều dài đai đã lấy theo tiêu chuẩn Áp dụng công thức ta có A, (mm) (Tính chính xác) 472 582,4 Ta thấy khoảng cách trục a thoả mãn điều kiện Tính khoảng cách nhỏ nhất cần thiết để mắc đai: Áp dụng công thức Amin = A – 0,015L (mm) Amin, (mm) 442 545 Khoảng cách lớn nhất cần thiết để tạo lực căng: Amax = A + 0,03L (mm) Amax, (mm) 532 657,4 7.Tính góc ôm α1 Áp dụng công thức ta có : α1, (độ) 1340 1340 Vậy ta thấy góc ôm α thoả mãn điều kiện 8.Xác định số đai Z cần thiết. -Áp dụng công thức ta có :. Trong đó : [δp]0 : Ứng suất có ích cho phép ,N/mm2 Ct : Hệ số xét đến ảnh hưởng của chế độ tải trọng Cα : Hệ số xét đến ảnh hưởng của góc ôm Cv : Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc Ta chọn ứng suất căng ban đầu và theo trị số D1. Tra bảng ta tìm được ứng suất có ích cho phép [δp]0 (N/mm2) : [δp]0, (N/mm2) 1,7 1,67 Các hệ số khác: Ct , Tra bảng 0,9 0,9 Cα , Tra bảng 0,86 0,86 Cv , Tra bảng 1 1 Ta có số đai Z tính theo công thức và số đai đã lấy: Z , theo công thức 5,44 2,54 Z , Số đai đã lấy 5 3 9.Định các kích thước chủ yếu của bánh đai - Chiều rộng của bánh đai B: Áp dụng công thức : B = (Z – 1)t + 2S Trong đó các hệ số t,S tra từ bảng t 16 20 S 10 12,5 =>Chiều rộng của bánh đai B B, (mm) 84 65 - Đường kính ngoài của bánh đai : Áp dụng công thức : bánh dẫn : Dn1 = D1 + 2h0 bánh bị dẫn : Dn2 = D2 + 2h0 h0 ,Tra bảng 3,5 5 Dn1 , (mm) 132 170 Dn2 , (mm) 507 640 - Đường kính trong của bánh đai : bánh dẫn : Dt1 = Dn1 - 2e bánh bị dẫn : Dt2 = Dn2 - 2e e , Tra bảng 12,5 16 Dt1 , (mm) 107 138 Dt2 , (mm) 482 608 10.Tính lực căng ban đầu S0. - Áp dụng công thức : S0 , (N) 97 166 - Tính lực tác dụng lên trục R: Áp dụng công thức : R , (N) 1339 1375 Kết luận: Ta chọn phương án dùng bộ truyền đai loại A vì có khuôn khổ nhỏ gọn hơn, có lực tác dụng lên trục và bề rông bánh đai, khoảng cách trục nhỏ hơn đai loại Б II.THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG THẲNG CẤP NHANH 1.Chọn vật liệu chế tạo bánh răng nhanh và cách nhiệt luyện: Do hộp giảm tốc chịu tải trọng trung bình nên chọn vật liệu làm bánh răng có độ rắn bề mặt răng HB < 350. Đồng thời để tăng khả năng chạy mòn của răng ta chọn độ rắn bánh răng nhỏ lớn hơn độ rắn của bánh răng lớn khoảng 25 ÷ 50 HB HB1 = HB2 + (25 ÷ 50)HB - Tra bảng ta chọn như sau: + Bánh răng nhỏ : thép 45 thường hoá (nhiệt luyện bằng phương pháp rèn) + Bánh răng lớn : thép 35 thường hoá (nhiệt luyện bằng phương pháp rèn) - Cơ tính của các loại thép đã chọn : tra bảng ta có + Bánh răng nhỏ :(Giả sử đường kính phôi 100 ÷ 300 mm) + Giới hạn bền kéo :; + Giới hạn chảy :; + Độ rắn : HB =170 ÷ 220. Ta chọn HB = 190 + Bánh răng lớn :(Giả sử rằng đường kính phôi 300 ÷ 500 mm) + Giới hạn bền kéo : + Giới hạn chảy : + Độ rắn : HB = 140 ÷ 190. Ta chọn HB = 160 2.Định ứng suất mỏi tiếp xúc và ứng suất mỏi uốn cho phép a) Ứng suất tiếp xúc cho phép - Áp dụng công thức ta có : Trong đó: + - Ứng suất tiếp xúc cho phép khi bánh răng làm việc lâu dài, phụ thuộc vào độ cứng Brinen của vật liệu .(N/mm2) +kN’ - Hệ số chu kì ứng suất tiếp xúc + Tra bảng ta có : + Bánh răng nhỏ : = 2,6 HB + Bánh răng nhỏ : = 2,6 HB + Áp dụng công thức ta có : Trong đó : + N0 - Số chu kì cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc Tra bảng ta có N0 = 107 + Ntd - Số chu kì tương đương. Vì bánh răng chịu tải trọng không thay đổi nên ta áp dụng công thức : Ta có :Ntd = N = 600 ×u×n×T Với : n - số vòng quay trong một phút của bánh răng + Đối với bánh răng nhỏ : n1 = 365 Vg/Ph + Đối với bánh răng lớn : n2 = 96 Vg/Ph T - Tổng số giờ làm việc . ta có T = 5×300×6×2 = 18000 giờ u - số lần ăn khớp của một răng khi bánh quay một vòng. Ta có u = 1 => ta có số chu kì tương đương của bánh lớn : Ntd2 = 600×1×96×18000 = 103,7×107 => Số chu kì làm việc tương đương của bánh nhỏ : Ntd1 = Ntd2×i = 103,7×107×3,8 = 394,1×107 Ta thấy Ntd1 > N0 và Ntd2 > N0 nên hệ số chu kỳ ứng suất kN’ của cả 2 bánh răng đều bằng 1. - Úng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ: = 2,6×190 = 494 N/mm2 - Úng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn: = 2,6×160 = 416 N/mm2 b) Ứng suất uốn cho phép - Vì răng làm việc một mặt (bánh răng quay một chiều) nên áp dụng công thức Ta có : Trong đó: + σ0 và σ-1 - Giới hạn mỏi uốn trong chu kì mạch động và trong chu kì đối xứng. Ta có : (vì bánh răng bằng thép). Bánh nhỏ : σ-1 = 0,43×σbk = 0,43×580 = 249,4 N/mm2 Bánh lớn : σ-1 = 0,43×σbk = 0,43×480 = 206,4 N/mm2 + n - Hệ số an toàn.Vì bánh răng làm bằng thép rèn và thường hoá nên lấy n = 1,5. + kσ- Hệ số tập trung ứng suất ở chân răng.Vì bánh răng làm bằng thép rèn và thường hoá nên lấy kσ = 1,8 + kn’’ - Hệ số chu kì ứng suất mỏi uốn.Áp dụng công thức ta có: . Lấy m ≈ 6 vì thép thường hoá. N0 - số chu kì cơ sở của đường cong mỏi uốn.lấy N0 ≈ 5×106 Ntd -số chu kì tương đương .theo trên ta có: Bánh lớn: Ntd2 = 103,7×107 Bánh nhỏ :Ntd1 = 394,1×107 Vì Ntd1 > N0 và Ntd2 > N0 nên kn’’ = 1 -Vậy ta có: Ứng suất uốn cho phép của bánh nhỏ: N/mm2 Ứng suất uốn cho phép của bánh lớn: N/mm2 3.Sơ bộ chọn hệ số tải trọng K. K = (1,3 ÷ 1,5) - Chọn K = 1,4. 4.Chọn hệ số chiều rộng bánh răng. - Trong đó : A- khoảng cách trục. b - Chiều dài răng. 5.Xác định khoảng cách trục A. - Áp dụng công thức ta có: (vì bộ truyền ăn khớp ngoài) Vậy ta chọn A = 234 mm 6.Tính vận tốc vòng của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng. - Tính vận tốc vòng của bánh răng trụ răng thẳng: áp dụng công thức ta có: m/s (vì bộ truyền ăn khớp ngoài) - Chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng:theo bảng ta có : Với v = 1,86 m/s lấy cấp chính xác 9 7.Định chính xác hệ số tải trọng K và khoảng cách trục A. - Hệ số tải trọng K : áp dụng công thức ta có: K = Ktt×Kd Trong đó: Ktt - Hệ số tập trung tải trọng.vì bộ truyền có khả năng chạy mòn (HB <350 và v <15 m/s), tải trọng thay đổi ít nên lấy Ktt = 1. Kd - Hệ số tải trọng động.tra bảng chọn Kd = 1,45 Vậy ta có : K = 1×1,45 = 1,45. - Ta thấy hệ số tải trọng chính xác K ít khác với trị số chọn sơ bộ (K = 1,4) nên ta không cần tính lại khoảng cách trục A.Như vậy có thể lấy chính xác A = 234 mm 8.Xác định môđun, số răng, chiều rộng bánh răng. - Môđun được chọn theo khoảng cách trục A: Áp dụng công thức ta có : mn = (0,01 ÷ 0,02)×A = (0,01 ÷ 0,02)×234 = 2,34 ÷ 4,68 Theo tiêu chuẩn bảng ta lấy mn = 3 - Xác định số răng: + Số răng bánh nhỏ : áp dụng công thức ta có : vì bộ truyền ăn khớp ngoài nên ta có : răng Vậy lấy Z1 = 33 răng. + Số răng bánh lớn :áp dụng công thức ta có: Z2 = i×Z1 = 3,8×33=125,4 răng Vậy lấy Z2 = 126 răng. - Chiều rộng bánh răng : => Chọn b = 94 mm 9.Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng. - Áp dụng công thức ta có : Trong đó: m - môđun pháp của bánh răng y - hệ số dạng răng Z - số răng n - số vòng quay trong 1 phút của bánh răng đang tính N - công suất K - hệ số tải trọng σu - ứng suất uốn sinh ra tại chân răng ,(N/mm2) [σ]u - ứng suất uốn cho phép,(N/mm2) b - bề rộng bánh răng. + Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng bánh nhỏ: Ta có : K = 1,45 ; Z1 = 33 răng; N = 7,15 kW; n1 = 365 Vg/Ph; m = 3; b = 94 mm Tra bảng chọn y1 = 0,451,y2 = 0,517 => => σu1 thoả mãn điều kiện bền +Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng bánh lớn: áp dụng công thức ta có : => => σu2 thoả mãn điều kiện bền 10.Kiểm nghiệm sức bền của răng khi chịu quá tải đột ngột. - Ứng suất tiếp xúc cho phép: áp dụng công thức + Bánh nhỏ : [σ]txqt1 ≈ 2,5 ×[σ]Notx1 = 2,5×2,6HB = 2,5×2,6×190 = 1235 N/mm2 + Bánh lớn : [σ]txqt2 ≈ 2,5 ×[σ]Notx2 = 2,5×2,6HB = 2,5×2,6×160 = 1040 N/mm2 - Ứng suất uốn cho phép : áp dụng công thức + Bánh nhỏ : [σ]uqt1 = 0,8×[σ]ch1 = 0,8×290 = 232 N/mm2 + Bánh lớn : [σ]uqt2 = 0,8×[σ]ch2 = 0,8×240 = 192 N/mm2 - Kiểm nghiệm ứng suất bền tiếp xúc: áp dụng công thức ta có: Trong đó: Kqt = 2: hệ số tải trọng quá tải của thép thường hoá σtx - ứng suất tiếp xúc.áp dụng công thức ta có: Vậy ứng suất quá tải σtxqt = 304,2 N/mm2 nhỏ hơn hệ số cho phép đối với cả bánh nhỏ và bánh lớn. - Kiểm nghiệm sức bền uốn cho phép khi quá tải: áp dụng công thức + Bánh nhỏ : σuqt1=σu1×Kqt=43,1×2 = 86,2 N/mm2 σuqt1 < [σ]uqt1 = 232 N/mm2 + Bánh lớn : σuqt2 = σu2×Kqt=37,6×2 = 75,2 N/mm2 σuqt2 < [σ]uqt2 = σuqt2 = 192 N/mm2 11.Định các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền. Tính theo bảng ta có: Tên thông số Công thức Giá trị Đơn vị Số răng Z1 33 răng Z2 126 răng Khoảng cách trục 238,5 mm Môđun pháp m = mn 3 Chiều cao răng h = 2,25×mn 6,75 mm Chiều cao đỉnh răng hd = m 3 mm Chiều cao chân răng hf = 1,2×m 3,6 mm Độ hở hướng tâm c = 0,25×m 0,75 mm Đường kính vòng chia Bánh nhỏ : dc1 = m×Z1 99 mm Bánh lớn: dc2 = m×Z2 378 mm Đường kính vòng lăn d1 = dc1 99 mm d2 = dc2 378 mm Đường kính vòng đỉnh răng De1 = dc1 + 2×m 105 mm De2 = dc2 + 2×m 384 mm Đường kính vòng chân răng Di1 = dc1 - 2×m - 2×c 91,5 mm Di2 = dc2 - 2×m - 2×c 370,5 mm Góc ăn khớp α0 20 độ Đường kính vòng cơ sở 93 mm 355,2 mm 12.Tính lực tác dụng. - Lực tác dụng lên bánh răng được chia làm ba thành phần : lực vòng P, lực hướng tâm Pr và lực dọc trục Pa(Pa=0 vì là bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng). Áp dụng công thức ta có: - Lực hướng tâm :áp dụng công thức ta có: III.THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG THẲNG CẤP CHẬM 1.Chọn vật liệu chế tạo bánh răng nhanh và cách nhiệt luyện: Do hộp giảm tốc chịu tải trọng trung bình nên chọn vật liệu làm bánh răng có độ rắn bề mặt răng HB < 350. Đồng thời để tăng khả năng chạy mòn của răng ta chọn độ rắn bánh răng nhỏ lớn hơn độ rắn của bánh răng lớn khoảng 25 ÷ 50 HB HB1 = HB2 + (25 ÷ 50)HB - Tra bảng ta chọn như sau: + Bánh răng nhỏ : thép 45 thường hoá (nhiệt luyện bằng phương pháp rèn) + Bánh răng lớn : thép 35 thường hoá (nhiệt luyện bằng phương pháp rèn) - Cơ tính của các loại thép đã chọn : tra bảng ta có + Bánh răng nhỏ :(Giả sử đường kính phôi 100 ÷ 300 mm) + Giới hạn bền kéo :; + Giới hạn chảy :; + Độ rắn : HB =170 ÷ 220. Ta chọn HB = 190 + Bánh răng lớn :(Giả sử rằng đường kính phôi 300 ÷ 500 mm) + Giới hạn bền kéo : + Giới hạn chảy : + Độ rắn : HB = 140 ÷ 190. Ta chọn HB = 160 2.Định ứng suất mỏi tiếp xúc và ứng suất mỏi uốn cho phép a) Ứng suất tiếp xúc cho phép - Áp dụng công thức ta có : Trong đó: + - Ứng suất tiếp xúc cho phép khi bánh răng làm việc lâu dài, phụ thuộc vào độ cứng Brinen của vật liệu .(N/mm2) +kN’ - Hệ số chu kì ứng suất tiếp xúc - Tra bảng ta có : + Bánh răng nhỏ : = 2,6 HB + Bánh răng nhỏ : = 2,6 HB - Áp dụng công thức ta có : Trong đó : + N0 - Số chu kì cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc Tra bảng ta có N0 = 107 + Ntd - Số chu kì tương đương. Vì bánh răng chịu tải trọng không thay đổi nên ta áp dụng công thức : Ta có :Ntd = N = 600 ×u×n×T Với : n - số vòng quay trong một phút của bánh răng + Đối với bánh răng nhỏ : n1 = 96 Vg/Ph + Đối với bánh răng lớn : n2 = 30,7 Vg/Ph T - Tổng số giờ làm việc . ta có T = 5×300×6×2 = 18000 giờ u - số lần ăn khớp của một răng khi bánh quay một vòng. Ta có u = 1 => ta có số chu kì tương đương của bánh lớn : Ntd2 = 600×1×30,7×18000 = 33,2×107 => Số chu kì làm việc tương đương của bánh nhỏ : Ntd1 = Ntd2×ibc = 33,2×107×3,1 = 102,92×107 Ta thấy Ntd1 > N0 và Ntd2 > N0 nên hệ số chu kỳ ứng suất kN’ của cả 2 bánh răng đều bằng 1. - Úng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ: = 2,6×190 = 494 N/mm2 - Úng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn: = 2,6×160 = 416 N/mm2 b) Ứng suất uốn cho phép - Vì răng làm việc một mặt (răng quay một chiều) nên áp dụng công thức Ta có : Trong đó: + σ0 và σ-1 - Giới hạn mỏi uốn trong chu kì mạch động và trong chu kì đối xứng. Ta có : (vì bánh răng bằng thép). Bánh nhỏ : σ-1 = 0,43×σbk = 0,43×560 = 240,8 N/mm2 Bánh lớn : σ-1 = 0,43×σbk = 0,43×480 = 206,4 N/mm2 + n - Hệ số an toàn.Vì bánh răng làm bằng thép rèn và thường hoá nên lấy n = 1,5. + kσ- Hệ số tập trung ứng suất ở chân răng.Vì bánh răng làm bằng thép rèn và thường hoá nên lấy kσ = 1,8 + kn’’ - Hệ số chu kì ứng suất mỏi uốn.Áp dụng công thức ta có: . Lấy m ≈ 6 vì thép thường hoá. N0 - số chu kì cơ sở của đường cong mỏi uốn.lấy N0 ≈ 5×106 Ntd -số chu kì tương đương .theo trên ta có: Bánh nhỏ: Ntd1 = 109,92×107 Bánh lớn :Ntd2 = 33,2×107 Vì Ntd1 > N0 và Ntd2 > N0 nên kn’’ = 1 -Vậy ta có: Ứng suất uốn cho phép của bánh nhỏ: N/mm2 Ứng suất uốn cho phép của bánh lớn: N/mm2 3.Sơ bộ chọn hệ số tải trọng K. K = (1,3 ÷ 1,5) - Chọn K = 1,3. 4.Chọn hệ số chiều rộng bánh răng. - Trong đó : A- khoảng cách trục. b - Chiều dài răng. 5.Xác định khoảng cách trục A. - Áp dụng công thức ta có: (vì bộ truyền ăn khớp ngoài) Vậy ta chọn A = 322 mm 6.Tính vận tốc vòng của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng. - Tính vận tốc vòng của bánh răng trụ răng thẳng:áp dụng công thức ta có: m/s (vì bộ truyền ăn khớp ngoài) - Chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng:theo bảng ta có : Với v = 0,79 m/s lấy cấp chính xác 9 7.Định chính xác hệ số tải trọng K và khoảng cách trục A. - Hệ số tải trọng K : áp dụng công thức ta có: K = Ktt×Kd Trong đó: Ktt - Hệ số tập trung tải trọng.vì bộ truyền có khả năng chạy mòn (HB <350 và v <15 m/s), tải trọng thay đổi ít nên lấy Ktt = 1. Kd - Hệ số tải trọng động.tra bảng chọn Kd = 1,1 Vậy ta có : K = 1×1,1 = 1,1 - Ta thấy hệ số tải trọng chính xác K khác nhiều so với trị số chọn sơ bộ (K=1,3) nên cần tính lại trị số khoảng cách trục A theo công thức : Vậy khoảng cách chính xác trục A = 305 mm 8.Xác định môđun, số răng, chiều rộng bánh răng. - Môđun được chọn theo khoảng cách trục A: Áp dụng công thức ta có : mn = (0,01 ÷ 0,02)×A = (0,01 ÷ 0,02)×305 = 3,05 ÷ 6,1 Theo tiêu chuẩn bảng ta lấy mn = 5 - Xác định số răng: + Số răng bánh nhỏ : áp dụng công thức ta có : vì bộ truyền ăn khớp ngoài nên ta có : răng Vậy lấy Z1 = 30 răng + Số răng bánh lớn :áp dụng công thức ta có: Z2 = i×Z1 = 3,1×30=93 răng Vậy lấy Z2 = 93 răng. - Chiều rộng bánh răng : => Chọn b = 122 mm 9.Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng. - Áp dụng công thức ta có : Trong đó: m - môđun pháp của bánh răng y - hệ số dạng răng Z - số răng n - số vòng quay trong 1 phút của bánh răng đang tính N - công suất K - hệ số tải trọng σu - ứng suất uốn sinh ra tại chân răng ,(N/mm2) [σ]u - ứng suất uốn cho phép,(N/mm2) b - bề rộng bánh răng. + Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng bánh nhỏ: Ta có : K = 1,1 ; Z1 = 30 răng; N = 6,85 kW; n1 = 96 Vg/Ph; m = 5; b = 122 mm Tra bảng chọn y1 = 0,451,y2 = 0,511 => => σu1 thoả mãn điều kiện bền +Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng bánh lớn: áp dụng công thức ta có : => => σu2 thoả mãn điều kiện bền 10.Kiểm nghiệm sức bền của răng khi chịu quá tải đột ngột. - Ứng suất tiếp xúc cho phép: áp dụng công thức + Bánh nhỏ : [σ]txqt1 ≈ 2,5 ×[σ]Notx1 = 2,5×2,6HB = 2,5×2,6×190 = 1235 N/mm2 + Bánh lớn : [σ]txqt2 ≈ 2,5 ×[σ]Notx2 = 2,5×2,6HB = 2,5×2,6×160 = 1040 N/mm2 - Ứng suất uốn cho phép : áp dụng công thức + Bánh nhỏ : [σ]uqt1 = 0,8×[σ]ch1 = 0,8×280 = 224 N/mm2 + Bánh lớn : [σ]uqt2 = 0,8×[σ]ch2 = 0,8×240 = 192 N/mm2 - Kiểm nghiệm ứng suất bền tiếp xúc: áp dụng công thức ta có: Trong đó: Kqt = 2: hệ số tải trọng quá tải của thép thường hoá σtx - ứng suất tiếp xúc.áp dụng công thức ta có: Vậy σtxqt = 330,7 N/mm2 nhỏ hơn hệ số cho phép đối với cả bánh nhỏ và bánh lớn. - Kiểm nghiệm sức bền uốn cho phép khi quá tải: áp dụng công thức + Bánh nhỏ : σuqt1=σu1×Kqt=36,33×2 = 72,66 N/mm2 σuqt1 < [σ]uqt1 = 224 N/mm2 + Bánh lớn : σuqt2 = σu2×Kqt=32,06×2 = 64,12 N/mm2 σuqt2 < [σ]uqt2 = 192 N/mm2 11.Định các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền. Tính theo bảng ta có: Tên thông số Công thức Giá trị Đơn vị Số răng Z1 30 răng Z2 93 răng Khoảng cách trục 307,5 mm Môđun m = mn 5 Chiều cao răng h = 2,25×m 11,25 mm Chiều cao đỉnh răng hd = m 5 mm Chiều cao chân răng hf = 1,2×m 6 mm Độ hở hướng tâm c = 0,25×m 1,25 mm Đường kính vòng chia Bánh nhỏ : dc1 = m×Z1 150 mm Bánh lớn: dc2 = m×Z2 465 mm Đường kính vòng lăn d1 = dc1 150 mm d2 = dc2 465 mm Đường kính vòng đỉnh răng De1 = dc1 + 2×m 160 mm De2 = dc2 + 2×m 475 mm Đường kính vòng chân răng Di1 = dc1 - 2×m - 2×c 137,5 mm Di2 = dc2 - 2×m - 2×c 452,5 mm Góc ăn khớp α0 20 độ 12.Tính lực tác dụng. - Lực tác dụng lên bánh răng được chia làm ba thành phần : lực vòng P, lực hướng tâm Pr và lực dọc trục Pa(Pa=0 vì là bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng). Áp dụng công thức ta có: + Bánh nhỏ: - Lực hướng tâm :áp dụng công thức ta có: + Bánh nhỏ: PHẦN IV TÍNH TRỤC .Chọn vật liệu cho trục. - Vật liệu làm trục phải có độ bền cao, ít nhạy với tập trung ứng suất, có thể nhiệt luyện được và dễ gia công. Thép Cacbon và thép hợp kim là những vật liệu chủ yếu để chế tạo trục. Vì hộp giảm tốc chịu tải trọng trung bình nên ta chọn loại thép 45 ( thép thường hoá) có giới hạn bền σbk = 600 N/mm2 (Tra bảng ).Ứng suất xoắn cho phép ở đầu trục vào của hộp giảm tốc [τ]x = 20 ÷ 35 N/mm2, tại tiết diện nguy hiểm [τ]x = 10 ÷ 13 N/mm2 I.Tính đường kính sơ bộ của các trục. - Áp dụng công thức ta có: Trong đó: d - đường kính trục .(mm) N – công suất truyền. (kW) n - số vòng quay trong một phút của trục C - hệ số tính toán .C = 130 ÷ 110. + Đối với trục I : NI = 7,1 kW nI = 365 Vg/ph Chọn dI = 32 mm + Đối với trục II: NII = 6,85 kW nII = 96 Vg/ph Chọn dII = 50 mm + Đối với trục III: NIII = 6,61 kW nIII = 30,74 Vg/ph Chọn dIII = 75 mm Trong ba trị số dI, dII, dIII trên ta có thể lấy trị số dII = 50 mm để chọn loại ổ bi đỡ cỡ trung bình. Tra bảng ta có chiều rộng ổ bi B = 27 mm đối với ổ bi cỡ trung. II.Tính gần đúng trục. P r1 1 P P 2 r2 P P r3 3 P r4 P P 4 -Để tính các kích thước, chiều dài của trục ta tham khảo bảng . Ta chọn các kích thước như sau: Khe hở giữa các bánh răng c 10 mm Khoảng cách từ thành của hộp đến mặt bên của ổ lăn l2 10 mm Chiều rộng ổ lăn B 27 mm Khoảng cách từ mặt cạnh của bánh răng đến thành trong của hộp a 12 mm Chiều cao của Bulông ghép nắp ổ và chiều dày nắp l3 16 mm Khe hở giữa mặt bên bánh đai và đầu Bulông l4 15 mm Chiều rộng bánh đai B 84 mm Chiều rộng bánh răng cấp nhanh b1 94 mm Chiều rộng bánh răng cấp chậm b2 122 mm -Tổng hợp các kích thước trên ta có: + + + + Sơ đồ phân tích lực trên trục I : - Các thông số chủ yếu + l = 96,5 mm, a + b = 214,5 + c = 82,5 mm -Các lực tác dụng lên trục I bao gồm : + Lực tác dụng lên đai: Pd = 1339 N + Lực hướng tâm : Pr1= 1366 N + Lực vòng : P1= 3752,9 N -Tính phản lực tại gối đỡ: Chiếu lên mặt phẳng yOz. + Tính phản lực tại gối đỡ B: RBy è =814,5 N +Tính phản lực tại gối đỡ A : = 1339 -814,5 +1366 = 1890,5 N Chiếu lên mặt phẳng xOz. + Tính phản lực tại gối đỡ B:RBx + Tính phản lực tại gối đỡ A:RAx - Tính Momen uốn ở tiết diện ng