Đồ án Thiết kế trạm dẫn động vít tải vận chuyển than cát khô

động cơ loại 4A. Tra bảng P1.3 [3] chọn động cơ Bảng 3.1. Kiểu động cơ Kiểu động cơ Công suất ( kw) Vận tốc quay (v/ph) Cosj h% Tmax/Tmin Tk/Tdn 4A80B4Y3 1,5 1400 0,83 77 2,2 2,0 3.5. Kiểm tra điều kiện mở máy và điều kiện quá tải cho động cơ *. Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ Khi khởi động, động cơ sinh ra cần 1 công suất đủ lớn để thắng sức ỳ của hệ thống. Vì vậy cần kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ. Điều kiện mở máy của động cơ thỏa mãn nếu công thức sau đảm bảo: Trong đó: Pmmdc: công suất mở máy của động cơ (kW) Pbddc: Công suất ban đầu trên trục động cơ (kW) Ta có: do vậy động cơ được chọn thỏa mãn điều kiện mở máy. *. Kiểm nghiệm điều kiện quá tải cho động cơ Hình 3.2. Sơ tải trọng động cơ - Với sơ đồ tải trọng có tính chất không đổi và quay một chiều, nên không cần kiểm tra điều kiện quá tải cho động cơ. Þ Như vậy động cơ 4A80B4Y3 thỏa mãn điều kiện làm việc đã đặt ra. Ñ. Két luận: Như vậy sau khi phân tích, tính toán ta chọn được động cơ thỏa mãn điều kiện làm việc. Chương V chúng ta sẽ đi tính toán các phần tử của hệ thống trên máy. CHƯƠNG IV TÍNH TOÁN CÁC PHẦN TỬ CỦA HỆ THỐNG TRÊN MÁY Hiện nay trên trên thị trường có rất nhiều loại hộp giảm tốc với kích cỡ khác nhau. Tùy theo yêu cầu theo công suất truyền dẫn, momen xoắn trên trục công tác... mà ta chọn hộp giảm tốc phù hợp với điều kiện làm việc . Do đó ta chỉ tính chọn hộp giảm tốc để quá trình thiết kế đơn giản hơn, giảm chi phí thiết kế.... 4.1. Tính chọn hộp giảm tốc tiêu chuẩn 4.1.1. Tính chọn hộp giảm tốc theo tiêu chuẩn có sẵn - Căn cứ vào mômen xoắn trên trục ra của hệ dẫn động vít tải đã tính toán có Tv = 191000(N.mm) để ta chọn hộp giảm tốc cho hệ dẫn động vít tải trên. - Tra bảng 2 [2] với mômen xoắn trên trục ra Tv = 191000 (N.mm) ta chọn hộp giảm tốc có ký hiệu: Ц2У-100, tỉ số truyền T = 250 (Nm) = 250000 (N.mm) - Tra bảng 3 [2] với hộp giảm tốc có ký hiệu: Ц2У-100 ta chọn hộp giảm tốc có tỷ số truyền trung là Ta có các thông số khác của bộ truyền Bảng 4.1. Các thông số bộ truyền cấp nhanh và cấp chậm Tỷ số truyền Cấp nhanh Cấp chậm Danh nghĩa Thực Tế awБ m z1 z2 x1 x2 bБ awT m z1 z2 x1 x2 bT 12,5 12,96 80 1,5 33 67 +0,75 +0,597 20 100 2 13 83 +0,48 -0,48 25 Bảng 4.2. Các kích thước cơ bản của hộp giảm tốc awБ awT A A1 B B1 H H1 H2 L1 L2 L3 L4 80 100 290 109 145 155 112 224 18 136 165 380 130 L5 L6 L7 b1 b2 d1 d2 d3 d4 d5 d6 d7 d8 85 90 325 6 10 20 35 M12x1,25 M20x1,5 15 M24x1,5 32 45 h1 h2 h3 l1 l2 l3 l4 t1 t2 6 8 32 36 58 50 80 3,5 5 9 170 4.2. Phân phối tỷ số truyền Sau khi chọn được động cơ điện, ta xác định được chính xác tỉ số truyền của toàn hệ thống như sau. 4.2.1. Xác định tỉ số truyền của hệ dẫn động Tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống được xác định theo công thức sau: uS = = = 25,45 (4.1) Trong đó: ndc - Số vòng quay của động cơ đã chọn (v/ph) nlv - Số vòng quay của trục công tác (v/ph) 4.2.2. Phân tỉ số truyền cho các bộ truyền trong hộp và ngoài hộp Tỉ số truyền của hệ dẫn động uS uS = ung.uh (4.2) Trong đó: ung- Tỉ số truyền của bộ truyền ngoài hộp, uh- Tỉ số truyền của hộp giảm tốc Với hộp giảm tốc tiêu chuẩn đã chọn ta có: uh = 12,96 Với hộp giảm tốc bánh răng 2 cấp nối với bộ truyền ngoài hộp thì (*) Mặt khác: uh= u1.u2 Trong đó: u1- Tỉ số truyền của bộ truyền cấp nhanh u2- Tỉ số truyền của bộ truyền cấp chậm Với uh=12,96 từ (4.2) ta có: ung= thỏa mãn điều kiện (*) 4.3. Tính các thông số trên trục 4.3.1. Tính công suất trên các trục - Công suất danh nghĩa trên trục động cơ - Công suất danh nghĩa trên trục I - Công suất danh nghĩa trên trục II - Công suất danh nghĩa trên trục III - Công suất danh nghĩa trên trục IV 4.3.2. Tính số vòng quay trên các trục - Số vòng quay trên trục động cơ: - Số vòng quay trên trục I: - Số vòng quay trên trục II: - Số vòng quay trên trục III: - Số vòng quay trên trục IV: 4.3.3. Tính mômen xoắn trên các trục - Mômen xoắn trên trục động cơ - Mômen xoắn trên trục I - Mômen xoắn trên trục II - Mômen xoắn trên trục III - Mômen xoắn trên trục IV Bảng 4.3. Các thông số của bộ truyền Động cơ Trục I Trục II Trục III Trục IV u 1,96 2,03 6,384 1 P (kW) 1,36 1,285 1,24 1,196 1,19 n(v/ph) 1400 714,286 351,865 55,11 55,11 T (Nmm) Ñ. Kết luận: Ta thấy sau khi căn cứ vào momen xoắn trên trục công tác, ta tính chọn được hộp giảm tốc tiêu chuẩn theo yêu cầu và phân phối tỉ số truyền cho hệ thống thỏa mãn điều kiện giữa hộp và bộ truyền ngoài. Để đảm bảo tỉ số truyền ngoài hộp ta thiết kế bộ truyền đai theo tỉ số truyền đã chọn. Vấn đề này được giải quyết trong mục 4.4 4.4. Thiết kế bộ truyền ngoài hộp Với bộ truyền ngoài hộp ta có thể sử dụng bộ truyền đai hoặc bộ truyền xích a. Ưu, nhược điểm và phạm vi sử dụng của bộ truyền đai * Ưu điểm - Có thể truyền chuyển động và cơ năng giữa các trục ở xa nhau(amax=15m) - Làm việc êm và không ồn - Giữ được an toàn cho các chi tiết máy và động cơ khi bị quá tải nhờ hiện tượng trượt trơn - Có thể truyền chuyển động cho nhiều trục - Kết cấu đơn giản, dễ bảo quản, giá thành hạ * Nhược điểm - Khuôn khổ và kích thước lớn - Tỉ số truyền không ổn định, hiệu suất thấp vì có trượt đàn hồi - Lực tác dụng lên trục và ổ lớn do phải căng đai - Tuổi thọ thấp * Phạm vi sử dụng - Do thích hợp làm việc với vận tốc cao nên thường lắp ở đầu vào hộp giảm tốc - Thường dùng khi cần truyền chuyển động trên khoảng cách trục lớn, công suất truyền dẫn không vượt quá 40 ¸ 50 kw, vận tốc vòng V= 5 ¸ 30 m/s b. Ưu, nhược điểm và phạm vi sử dụng của bộ truyền xích * Ưu điểm -Có thể truyền chuyển động giữa các trục cách nhau tương đối lớn(amax= 8m) - Khuôn khổ kích thước nhỏ hơn so với truyền động đai - Không có hiện tượng trượt như truyền động đai - Có thể cùng một lúc truyền chuyển động cho nhiều trục - Lực tác dụng lên trục nhỏ hơn truyền động đai vì không cần căng xích với lực căng ban đầu * Nhược điểm - Do có sự va đập khi vào khớp nên có nhiều tiếng ồn khi làm việc, ví vậy không thích hợp với vận tốc cao - Đòi hỏi chế tạo, lắp ráp chính xác hơn so với truyền động đai. Yêu cầu chăm sóc và bảo quản thường xuyên(bôi trơn, điều chỉnh làm căng xích) - Vận tốc và tỉ số truyền tức thời không ổn định - Chóng mòn khớp bản lề, nhất là khi bôi trơn không và làm việc nơi bụi bẩn * Phạm vi sử dụng - Truyền động với khoảng cách trục trung bình và yêu cầu khích thước nhỏ gọn, làm việc không có trượt - Thích hợp với vận tốc thấp, thường lắp ở đầu ra của hộp giảm tốc - Công suất truyền dẫn P £ 120 kw; khoảng cách trục lớn nhất amax= 8m - Vận tốc thông thường: V £ 15m/s, đôi khi có thể tới 35 m/s. Þ Từ những ưu, nhược điểm, phạm vi sử dụng của bộ truyền đai và bộ truyền xích ta chọn bộ truyền ngoài là bộ truyền đai. c. Chọn đai Khi thiết kế bộ truyền đai ta có thể thiết kế bộ truyền đai dẹt hoặc đai thang. * Đai dẹt: so với đai thang thì đai dẹt dễ cuốn quanh bánh đai, lực quán tính ly tâm nhỏ, hiệu suất cao hơn đai thang. * Đai thang: lực ma sát giữa dây đai và bánh đai lớn do đó có thể truyền được momen xoắn lớn. Tuy nhiên đai thang có sự phân bố không đều tải trọng giữa các dây đai. Vì vậy căn cứ vào công suất và momen xoắn trên trục động cơ, căn cứ vào ưu nhược điểm của đai dẹt và đai thang ta chọn bộ truyền ngoài là bộ truyền đai thang. Ñ. Thiết kế bộ truyền ngoài bằng bánh đai thang 4.4.1. Chọn loại đai phù hợp với khả năng làm việc Do chế độ làm việc yêu cầu đối với bộ truyền đai là làm việc ổn định trong hai ca tương đương với 16 h. Cho nên đai phải có độ bền cao thêm vào đó vẫn phải bảo đảm yêu cầu về kinh tế là là giá thành phải tối thiểu nhất. Cho nên ta lựa chọn loại đai thang thường A được làm bằng vải cao su, vì có sức bền và tính đàn hồi cao, ít chịu ảnh hưởng của nhiệt độ và độ ẩm. 4.4.2. Xác định đường kính đai nhỏ Đường kính đai nhỏ được xác định bởi công thức thực nghiệm (4.3) T1 là mômen xoắn trên trục chủ động nên ta có: T1 = Tdc =9277,142(N.mm). Thay số vào (4.3) ta có xác định sơ bộ đường kính bánh đai như sau: . Theo dãy tiêu chuẩn [3] ta sẽ chọn được d1 = 112 (mm). Khi đó vận tốc đai được xác định bởi công thức như sau: (m/s). Do v = 8,2 (m/s) < vmax = (25¸30) (m/s). Cho nên đường kính d1 là phù hợp với điều kiện làm việc của bộ truyền. 4.4.3. Xác định đường kính đai lớn Đường kính đai lớn được xác định bởi công thức: (4.4) Trong đó: - u là tỉ số chuyền của bộ chuyền đai Þ u = ung = 1,96 - e là hệ số trượt đối với đai vải cao su thì e = 0,01 - d1 là đường kính của bánh đai nhỏ sau khi chuẩn hoá. Thay vào (4.4) ta được: Theo dãy tiêu chuẩn ta sẽ chọn d2 = 224 (mm). Bảng 4.26 [3] * Kiểm nghiệm lại số vòng quay thực của bánh bị dẫn. Ta có số vòng quay thực của bánh bị dẫn được xác định bởi công thức như sau: Với sai số vòng quay Þ Dn < 4% đây là giá trị vẫn đáp ứng được điều kiện bộ truyền đai làm việc bình thường tức là bảo được tỉ số chuyền cần thiết. Cho nên đường kính d2 đã tính toán trên đây đạt yêu cầu. 4.4.4. Xác định khoảng cách giữa hai trục bánh đai a và chiều dài của đai Ta biết rằng chiều dài đai tối thiều Lmin sơ bộ được xác định bởi công thức như sau: (m). Vậy Lmin = 1,64 (m) = 1640 (mm). Khi đó khoảng cách giữa hai trục a được xác định theo Lmin như sau: . (4.5) Thay số vào (4.5) ta xác định được khoảng cách hai trục bánh đai: Nhận thấy ngay thấy rằng a < 2.(d1 + d2) = 2.(112+224) = 672 (mm) không thỏa mãn điều kiện Vậy ta phải xác định chiều dài đai L theo khoảng cách giữa hai trục bánh đai a. Chọn a = 2.(d1 + d2) = 672 (mm). Khi đó L xác định theo công thức sau: Thay số vào công thức trên ta thu được giá trị của L như sau: (mm). Theo bảng 4.13[3] chọn chiều dài đai l theo tiêu chuẩn l =2000(mm) Do yêu cầu về tuổi thọ nên với vận tốc dây đai: : Số vòng quay của đai: => thỏa mãn điều kiện do đó ta chọn l = 2000(mm) Tính lại khoảng cách trục a: Theo công thức Tuy nhiên tuỳ thuộc vào cách thức nối đai ta có thể tăng thêm chiều dài dây đai từ 100¸400 (mm) để bộ truyền làm việc tốt. 4.4.5. Tính góc ôm đai a1 Góc ôm a1 trên bánh nhỏ được xác định bởi công thức sau: a1 = 1800 - g = . (4.6) Thay các giá trị của d1 và d2 vào (4.6) ta có: Nhận thấy rằng a1 = 170,5° > 1200 thỏa mãn yêu cầu về góc ôm đai. 4.4.6. Xác định số đai z Số đai z được xác định theo công thưc 4.16[3] Trong đó: : Công suất trên trục bánh đai chủ động, =1,5 (kW) : Hệ số tải trọng động, tra bảng 4.7[3]: ”Trị số của hệ số tải trọng động” ta được giá trị =1,0. : Công suất cho phép, kW xác định bằng thực nghiệm ứng với bộ truyền có số đai z=1, chiều dài đai tiêu chuẩn lo, tỉ số truyền u=1 và tải trọng tĩnh, trị số của đối với đai thang thường cho trong bảng 4.19[3], =2,25kW. : Hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm trên bánh đai nhỏ đến khả năng kéo của đai, tra bảng 4.15[3]: ”Trị số của hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm” ta được giá trị =0,98. : Hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai, tra bảng 4.16[3]: “Trị số của hệ số ” ta được giá trị . : Hệ số kể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền, tra bảng 4.17[3]: “Trị số của hệ số ” ta được giá trị =1,12. : Hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố tải trọng không đều đến tải trọng các dây đai, tra bảng 4.18[3], với ta có . Thay vào ta có: Lấy z=1 đai 4.4.7. Tính chiều rộng của bánh đai (B) - Kết cấu bánh đai Bánh đai được làm từ gang xám GX15-32 bằng phương pháp đúc. Theo bảng 4.17[3] và bảng 4.21[3] ta có Chiều rộng bánh đai: B = (z – 1 )t + 2e =(1 – 1)15 + 2.10 = 20 (mm) Đường kính ngoài của bánh đai da=d + 2h0 = 112 +2.3,3 = 118,6 (mm) 4.4.8. Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục - Lực căng ban đầu: Theo công thức 4.19[3] ta có: Trong đó: (định kỳ điều chỉnh lực căng), Tra bảng 4.22[3] có Thay vào ta có: - Lực tác dụng lên trục Theo công thức 4.21[3] ta có: Bảng 4.4. Các thông số bộ truyền đai Các thông số của bộ truyền đai thang Giá trị Đường kính bánh đai nhỏ (mm) 112 Đường kính bánh đai lớn (mm) 224 Chiều rộng bánh đai B (mm) 20 Chiều dài đai l (mm) 2000 Khoảng cách trục a (mm) 1734,1 Lực căng ban đầu (N) 120 Lực tác dụng lên trục (N) 475,2 4.5. Tính chọn khớp nối Khớp nối trục là một bộ phận cơ khí để nối và truyền momen xoắn giữa hai thành phần chuyển động, thông thường là nối giữa 2 trục, nối các trục ngắn thành một trục dài, khớp nối còn có tác dụng đóng mở các cơ cấu (ly hợp), ngăn ngừa quá tải, giảm tải trọng động, bù sai lệch của các trục. Tỷ số truyền qua khớp nối bằng 1. Có rất nhiều ứng dụng của khớp nối, ví dụ dễ thấy nhất là trong ô tô chúng ta có khớp nối các đăng nối truyền từ động cơ tới cầu trục phía sau. Ngoài ra, khớp nối còn có tác dụng như điều chỉnh tốc độ, ngăn ngừa quá tải hay đóng mở các cơ cấu cơ khí, v.v… Nếu phân loại theo ứng dụng thì có rất nhiều loại khớp nối, nhưng nói chung chúng phân ra 3 loại chính sau: 1. Khớp nối cứng (Rigid coupling) 2. Khớp nối linh động (đàn hồi) hay khớp nối bù (Flexible or  Compensating  Couplings) 3. Khớp nối ly hợp (cho phép nối hoặc tách các trục máy) Chọn loại khớp nối: Dựa vào tải trọng, số vòng quay, tính chất làm việc của máy để chọn kiểu khớp nối. Dựa vào đường kính d (trục chủ động) của đoạn cần lắp khớp nối và moomen xoắn T trên trục, tra bảng tìm khớp nối thích hợp Ta chọn khớp nối loại nối trục vòng đàn hồi vì một số ưu điểm sau: * Nhờ có bộ phận đàn hồi cho nên nối trục vòng đàn hồi có khả năng: +) Giảm va đập và trấn động. +) Đề phòng cộng hưởng do dao động xoắn gây nên. +) Bù lại độ lệch trục (làm việc như nối trục bù). +) Mặt khác, nối trục vòng đàn hồi có cấu tạo đơn giản, rễ chế tạo, dễ thay thế, làm việc tin cậy, và giá thành hợp lý. Khớp nối đàn hồi có cấu tạo như hình 4.1 Hình 4.1 . Cấu tạo khớp nối đàn hồi 4.5.1. Tính toán sơ bộ đường kính trục tại các vị trí lắp khớp nối Theo sơ đồ hệ thống thiết kế thì ta cần phải thiết kế 1 khớp nối là: Khớp nối tại vị trí nối giữa trục III đầu ra của hộp giảm tốc và trục công tác vít tải IV. Đường kính trục được tính theo công thức sau: (4.8) - Đường kính trục tại vị trí nối giữa trục III và trục IV là: Chọn theo theo tiêu chuẩn dđc= 35mm 4.5.2. Chọn khớp nối tiêu chuẩn Tra bảng (16-10a)[4] tại vị trí nối trục III và trục IV với các thông số T=209210,52.mm và d= 35mm ta chọn loại khớp nối sau: Bảng 4.5. Các kích thước của khớp nối T d D dm L l d1 Do Z nmax B B1 l1 D3 l2 250 35 140 80 175 110 71 105 6 3800 5 42 30 28 32 Ñ.Tra bảng (16.10b)[4]: ta có kích thước cơ bản của vòng đàn hồi là Bảng 4.6. Các kích thước vòng đàn hồi T dc d1 D2 l l1 l2 l3 h 250 14 M10 20 62 34 15 28 1,5 +) Sau khi chọn kích thước nối trục theo trị số mômen xoắn tính toán (Tt) và đường kính trục (d), cần kiểm nghiệm điều kiện bền của vòng đàn hồi và chốt. 4.5.3. Kiểm nghiệm điều kiện bền * Kiểm nghiệm điều kiện bền dập của vòng đàn hồi khớp nối trục III và trục IV +) Điều kiện bền dập của vòng đàn hồi được tính theo công thức tr69-[2]: sd = (4.9) Trong đó: +) Z: là số chốt, Z=6. +) D0: là đường kính vòng tròn qua tâm các chốt, D0=105 mm. +) dc: đường kính chốt, dc = 14 mm. +) l3: là chiều dài của vòng đàn hồi, l3= 28mm. +) [sd]: ứng suất dập cho phép của vòng cao su, [sd] = (2 ¸ 4) (MPa). Thay các trị số vào (4.10) ta được: Þ Vậy sd < [sd] = (2 ¸ 4) (MPa) Kết luận: Khớp nối giữa trục đầu ra và trục đĩa xích đảm bảo điều kiện bền dập. * Kiểm nghiệm điều kiện bền của chốt. +) Điều kiện bền của chốt được tính theo công thức tr69-[4]: (4.10) Trong đó: +) Z: là số chốt, Z=6. +) D0: là đường kính vòng tròn qua tâm các chốt, D0=105 mm. +) l0: là chiều dài chốt, xác định kích thước l0 qua bảng (16.10b)[4]: l0 =l1+ l2/2 = 34 + 15/2 = 41,5 (mm) +) dc: đường kính chốt, dc = 14 mm. +) [su]: là ứng suất uốn cho phép, [su] = (60 ¸ 80) (MPa). Thay các giá trị vào (4.11) ta được: Vậy su < [su] = (60 ¸ 80) (MPa) Kết luận: Khớp nối đã chọn giữa trục đầu ra của hộp giảm tốc với trục vít tải đã thỏa mãn điều kiện làm việc. Ñ. Kết luận: Để hệ thống hoạt động tốt, tránh tổn thất công suất, bù lại tỉ số truyền giữa bộ truyền trong hộp và ngoài hộp ta phải tính chon hộp giảm tốc, chọn động cơ, thiết kế bộ truyền ngoài, khớp nối hợp lý, thỏa mãn các điều kiện. Và ta đã làm được điều đó. Trong chương V ta tiến hành kiểm nghiệm bộ truyền trong hộp để có những đề xuất vật thiệu hợp lý. CHƯƠNG V TÍNH VÀ KIỂM NGHIỆM CÁC CHI TIẾT TRONG HỘP Tiến hành kiểm nghiệm các chi tiết trong hộp nhằm kiểm nghiệm xem các chi tiết có đủ điều kiện làm việc hay không, vật liệu chế tạo đã hợp lý hay chưa. Nếu vật liệu thiếu bền hay thừa bền nhiều ta thay bằng vật liệu mới giảm chi phí mà vẫn đảm bảo điều kiện bền. 5.1. Kiểm nghiệm cho các bộ truyền bánh răng 5.1.1. Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng cấp nhanh Bảng 5.1. Các thông số cơ bản của bộ truyền bánh răng cấp nhanh Thông số Ký hiệu Công thức tính Kết quả Đơn vị Khoảng cách trục aw a = 0,5.m.(Z1 + Z2)/cos b 80 mm ĐK vòng chia D1 D1 = m.Z1/cosb 52,800 mm D2 D2= m.Z2/cosb 107,200 mm ĐK vòng đỉnh Da1 Da1 = D1 + 2m 55,8 mm Da2 Da2 = D2 + 2m 110,2 mm ĐK vòng chân Df1 Df1 = D1 – 2,5m 49,05 mm Df2 Df2 = D2 – 2,5m 103,45 mm ĐK vòng cơ sở Db1 Db1 = D1.cosa 49,62 mm Db2 Db2 = D2.cosa 100,7 mm ĐK vòng lăn Dw Dw = 2a/(u1+1) 52,805 mm Modun pháp mn (0,01.....0,02) aW 1,5 Chiều rộng vành răng bw bW1 = yba. aW2 20 mm Tỷ số truyền u1 4 Số răng Z1 33 Z2 67 Hệ số dịch chỉnh X1 +0,75 X2 +0,597 Góc nghiêng b 20,364 Độ Hệ số trùng khớp dọc eb 1,47 Hệ số trùng khớp ngang ea 1,76 5.1.1.1. Ứng suất cho phép Ứng suất tiếp xúc cho phép [sH], ứng suất uốn cho phép [sF] được xác định theo công thức. [sH] = soHlim.KHL. ZR .ZV .KXH / SH (5.1) [sF] = soFlim. KFC. KFL.YR/ SF (5.2) Với: soHlim, soFlim:ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở. Theo bảng 6.2 [3] với thép 25XGM tôi cải thiện đạt độ rắn HRC 57 … 63 có: s0Hlim1 =23.HRCm = 23.57 =1311(MPa) soFlim1 =1000 (MPa) s0Hlim2 = 23.HRCm = 23.57 =1311(MPa) soFlim2 =1000 (MPa) KFC: Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải. Chọn: KFC = 1 do bộ truyền quay 1 chiều; KHL,KFL: Hệ số tuổi thọ. KHL = KFL = : Bậc đường cong mỏi. : Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về ứng suất tiếp xúc, ứng suất uốn. Đối với thép 25XGM: = 4.106 : Số chu kì thay đổi về ứng suất tương đương. Với: c, n, tS: Lần lượt là số lần ăn khớp trong một vòng quay, số vòng quay trong một phút,và tổng số giờ làm việc của cặp bánh răng đang xét. Ta thấy: Ta lấy ÞKHL1=1; KHL2=1; KFL=1. Với: SH,SF: Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn. Theo bảng 6.2 [1]. SH = 1,1; SF = 1,55 ; ZR = 1 hệ số xét đến ảnh hưởng độ nhám mặt răng. ZV = 1 hệ số xét đến ảnh hưởng vận tốc vòng. KXH = 1 hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răng. YR = 1 hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng. Thay các tham số vào (5.1), (5.2) ta có: [sH1] = [sH2] = [sH] = 1311/1,2 = 1092,5 (MPa) [sF1] = [sF2] = 1000/1,5 = 666,67 (MPa) Với bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng, ứng suất tiếp xúc cho phép [sH] lấy bằng giá trị trung bình của [sH1] và [sH2] nhưng không vượt quá 1,25[sH]min tức là: Nghĩa là ở đây ta lấy: (MPa) Với: (MPa) * Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải: [sH1]Max =[sH2]Max =40.HRCm = 40.57 = 2280 (MPa) * Ứng suất uốn cho phép khi quá tải: [sF1]Max =[sF2]Max =0,6.sch2= 0,6.950 = 570 (MPa)) 5.1.1.2 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc Ứng suất xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thoả mãn điều kiện sau: (5.3) Trong đó: ZM: Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp. Tra bảng 6.5 [3] ta có: ZM = 274 (MPa1/3) ZH: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc. Tra bảng 6.12[3]: Với góc nghiêng b = 20,3640 và : (X1 + X2) / (Z1 + Z2) = (0.75 + 0.597) / (33 + 67) = 0,013 Ta có ZH = 2,60. Ze :Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, được xác định thông qua eb , ea. ea :Hệ số trùng khớp ngang. ea = [1,88 – 3,2.(1/ Z1 + 1/ Z2)]. cosb ea = [1,88 – 3,2.(1/ 33 + 1/ 67)]. Cos20,3640= 1,63 eB: Hệ số trùng khớp dọc eb = bW.sin b /(m.p) eb = 20.sin 20,3640 / ( 1,5. 3,14 ) = 1,47 > 1 Þ KH: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc. KH = KHb.KHa.KHV (5.4) KHb : Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng răng Tra bảng 6.7 [1] ta có: KHb = 1,07. KHa: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp. - Tính đường kính vòng lăn bánh nhỏ: Vận tốc vòng: Tra bảng 6.13[3], bộ truyền dùng cấp chính xác 9. Tra bảng 6.14[3] ta có KHa = 1,16; KFa = 1,4. KHV : Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp (5.5) (5.6) dH: Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp. Tra bảng 6.15[3] ta có: dH = 0,002 g0 : Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng 1 và 2. Tra bảng 6.16 [3] ta có: g0 = 73. Thay vào (5.5) ta có : Thay vào (5.4) ta có : Thay số vào công thức (5.3) ta có: * Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép Do v = 3,87(m/s) nên Zv=0,9.v0,05=0,9.3,870,05=0,96 Đường kính vòng đỉnh da1=55,8 < 700 (mm) Þ lấy KxH = 1 Với cấp chính xác động học là 8 , chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 7 khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra = 1,25 ¸ 0,63 (mm) Þ lấy ZR = 0, 97 Þ = 0,96.1.0,97.1092,5=1017,336(MPa) Như vậy sH < [sH]CX do đó thoả mãn độ bền tiếp xúc Chênh lệch DsH = = 5.1.1.3. Kiểm nghiệm về độ bền uốn Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất sinh ra tại chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép. (5.6) (5.7) Trong đó: T1: Mô men xoắn trên trục chủ động. T1 = Nmm mn: Mô đun pháp. mn = 1,5 bW: Chiều rộng vành răng. bw = 20mm dW1: Đường kính vòng lăn bánh chủ động. dw1 =52,805 mm Ye: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng. Yb: Hệ số kể đến độ nghiêng của răng. YF1 , YF2: Hệ số dạng răng của bánh 1 và 2. Tính ZV1 ,ZV2: .Chọn ZV1 = 40 . Chọn ZV2 = 80 Tra bảng 6.18 [3] ta có: YF1 = 3,33, YF2 = 3,45 KF: Hệ số tải trọng khi tính độ bền uốn. KF = KFa.KFb.KFV Tra bảng 6.7 [3] ta có KFb =1,03 Tra bảng 6.14 [3] ta có KFa = 1,13 (5.8) (5.9) Tra bảng 6.15; 6.16 [3] ta có: dF = 0,006; g0 = 56 Thay vào (5.9) ta có: Thay vào (5.8) ta có: Thay vào công thức (5.6), (5.7) ta có: Ta thấy sF1 < [sF1]; sF2 < [sF2] Vậy bộ truyền được thiết kế thỏa mãn điều kiện bền uốn. 5.1.1.4. Kiểm nghiệm răng về quá tải Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải khi mở máy. Vì vậy, cần kiểm tra quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại, ứng suất uốn cực đại. Ta có hệ số quá tải (6.48)[1]: Trong đó: T: là mômen xoắn danh nghĩa Tqt: là mômen xoắn quá tải, với hệ số Kbd =1,7. + Để tránh biến dạng dư hoặc gẫy răng bánh răng, ứng suất tiếp xúc cực đại sHMax không vượt quá một giá trị cho phép. Nghĩa là: sH Max = sH . £ [sH]Max (5.10) Thay vào (5.10) ta có: + Đồng thời để đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng thì: < Kết luận: Vậy bộ truyền được thiết kế thỏa mãn điều kiện quá tải. 5.1.2. Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng cấp chậm Bảng5.2. Các thông số cơ bản của bộ truyền bánh răng cấp chậm Thông số Ký hiệu Công thức tính Kết quả Đơn vị Khoảng cách trục aw2 a = 0,5.m.(Z3 + Z4)/cos b 100 mm ĐK vòng chia D3 D3 = m.Z3/cosb 27,083 mm D4 D4= m.Z4/cosb 172,916 mm ĐK vòng đỉnh Da3 Da3 = D3 + 2m 31,083 mm Da4 Da4 = D4 + 2m 176,916 mm ĐK vòng chân Df3 Df3 = D3 – 2,5m 22,083 mm Df4 Df4 = D4 – 2,5m 167,916 mm ĐK vòng cơ sở Db3 Db3 = D3.cosa 25,449 mm Db4 Db4 = D4.cosa 162,487 mm ĐK vòng lăn Dw Dw = 2a/(u2+1) 27,085 mm Modun pháp mn (0,01.....0,02) aW 2 Chiều rộng vành răng bw bW2 = yba. aW2 25 mm Tỷ số truyền u2 6,384 Số răng Z3 13 Z4 83 Hệ số dịch chỉnh X3 +0,48 X4 -0,48 Góc nghiêng b 16,26 Độ Hệ số trùng khớp dọc eb 1,115 Hệ số trùng khớp ngang ea 1,67 5.1.2.1 Ứng suất cho phép Ứng suất tiếp xúc cho phép [sH], ứng suất uốn cho phép [sF] được xác định theo công thức. [sH] = soHlim.KHL. ZR .ZV .KXH / SH (5.11) [sF] = soFlim. KFC. KFL.YR/ SF (5.12) Với: soHlim, soFlim:ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở. Theo bảng 6.2 [1] với thép 25XGM tôi cải thiện đạt độ rắn HRC 57 … 63 có: s0Hlim3 =23.HRCm = 23.63 =1449(MPa) soFlim3 =1000 (MPa) s0Hlim4 = 23.HRCm = 23.63 =1449(MPa) soFlim4 =1000 (MPa) KFC: Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải. Chọn: KFC = 1 do bộ truyền quay 1 chiều; KHL,KFL: Hệ số tuổi thọ. KHL = KFL = : Bậc đường cong mỏi. : Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về ứng suất tiếp xúc, ứng suất uốn. Đối với thép 25XGM: = 4.106 : Số chu kì thay đổi về ứng suất tương đương. Với: c, n, tS: Lần lượt là số lần ăn khớp trong một vòng quay, số vòng quay trong một phút,và tổng số giờ làm việc của cặp bánh răng đang xét. Ta thấy: Ta lấy ÞKHL3=1; KHL4=1; KFL=1. Với: SH,SF: Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn. Theo bảng 6.2 [3]. SH = 1,2; SF = 1,55 ; ZR = 1 hệ số xét đến ảnh hưởng độ nhám mặt răng. ZV = 1 hệ số xét đến ảnh hưởng vận tốc v