· Web viewCó thể dùng loại động cơ điện này để dẫn động các thiết bị...

PHẦN 1:TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG VÀ THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐỘNG ĐAI THẲNG.

Chương 1. TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG.

1.1.Tính toán chọn động cơ điện1.1.1. Cơ sở chọn động cơ điện

Động cơ điện dùng để dẫn động hệ thống cần thiết kế.Việc chọn hợp lý động cơ điện có ảnh hưởng rất nhiều đến việc thiết kế hộp giảm tốc cũng như các bộ truyền ngoài hộp. Trong công nghiệp sử dụng rộng rãi động cơ điện 3 pha.Chúng gồm 2 loại: đồng bộ và không đồng bộ. Động cơ điện 3 pha đồng bộ có ưu điểm là hiệu suất và hệ số cosφ cao, hệ số quá tải lớn, nhưng có nhược điểm: thiết bị tương đối phức tạp, giá thành tương đối cao và cần có thiết bị phụ để khởi động động cơ.Vì vậy động cơ 3 pha đồng bộ chỉ được sử dụng khi hiệu suất và cosφ có ai trò quyết định hoặc khi cần đảm bảo chặt chẽ trị số không đổi của vận tốc góc. Động cơ điện xoay chiều 3 pha không đồng bộ gồm 2 kiểu: roto dây quấn và roto ngắn mạch. Động cơ ba pha không đồng bộ kiểu dây quấn chỉ dùng khi cần điều chỉnh vận tốc trong 1 phạm vi hẹp do hệ số cosφ thấp, kích thước lớn, giá thành đắt và vận hành phức tạp. Động cơ 3 pha không đồng bộ kiểu roto ngắn mạch có ưu điểm: kết cấu đơn giản, giá thành tương đối hạ, dễ bảo quản, làm việc tin cậy, có thể mắc trực tiếp vào lưới điện 3 pha không cần biến đổi dòng điện. Do những ưu điểm cơ bản này, động cơ điện xoay chiều 3 pha không đồng bộ kiểu roto ngắn mạch được dùng phổ biến trong các nghành công nghiệp. Có thể dùng loại động cơ điện này để dẫn động các thiết bị vận chuyển, băng tải, xích tải, thùng trộn… Để dẫn động hệ dẫn động cần thiết kế có thể dùng động cơ điện xoay chiều 3 pha không đồng bộ roto ngắn mạch. Động cơ điện được chọn dựa theo công suất cần thiết trên trục động cơ, số vòng quay đồng bộ và các yêu cầu về quá tải, momen mở máy và phương pháp lắp đặt động cơ.

1.1.2. Xác định công suất cần thiết trên trục động cơCông suất cần thiết trên trục động cơ được tính theo công thức: Pct=Pt / η

Pt_ Công suất tính toán trên trục máy công tác, đối với chế độ tải trọng thay đổi nhiều bậc Pt xác định theo công thức:

Sinh viên:Ngô Hồng Hiếu | Giáo viên hướng dẫn: Nguyễn Mạnh Nên

Pt = Ptđ=√∑ P i2t i

∑ t i = P1 √∑ (Pi /P1)

2t i∑ t i

= P1 √∑ (T i /T 1)2t i

∑ ti

= 15.5 √1.0,4+0,82 .0,3+0,52 .0,3 = 12,659 kWP1 , T1 _ Công suất lớn nhất và momen lớn nhất trong các công suất và momen tác dụng lâu dài trên trục máy công tác. kW, NmmPlv _ Công suất làm việc của hệ dẫn động. kW,Pi, Ti _ Công suất và momen tác dụng trong thời gian ti trên trục máy công tác,kW, NmmCác trị số Ti/T và ti cho trên đồ thị thay đổi tải trọng.

Hiệu suất của hệ thống được xác định theo công thức: η= ηđai .ηm

ổ lăn .ηkbánh răng =0,95 .0,993 .0.972 .=0,867

Trong đó: m: Số cặp ổ lăn (m=3)k: Số cặp bánh răng (k=2)ηđai : Hiệu suất bộ truyền đai để hở, ηđai= 0,95ηổ lăn: Hiệu suất của ổ lăn (Ổ lăn được che kín), ηổ lăn=0,99ηbánh răng: Hiệu suất truyền của 1 cặp bánh răng khi được che kín, ηbánh răng=0,97

Vậy công suất cần thiết là:Pct=Pt / η = 12,659 / 0,867= 14,601 kW1.1.3. Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ trên trục động cơSố vòng quay đồng bộ trên trục động cơ được xác định sơ bộ như sau:nsb= nlv utsb

Trong đó: nlv _ Số vòng quay của trục ra ( số vòng quay làm việc) utsb _tỷ số truyền tổng sơ bộ của hệ dẫn động,

utsb= uđsb uhsb=1,6 .7= 11,2Trong đó: uđsb _ tỷ số truyền sơ bộ của bộ truyền động đai, chọn uđsb= 1,6 uhsb _ tỷ số truyền tổng sơ bộ của hộp giảm tốc, chọn uhsb= 7

Vậy nsb= 165 .11,2=1848 vg/ph1.1.4. Chọn động cơ điện:Động cơ điện phải thỏa mãn đồng thời các điều kiện: Pđc

≥ Pct ; nđc nsb ;


Trong đó: Pct=14,601 kW ; nsb=1848 vg/ph ; = 1,5Vậy ta chọn động cơ K160L2 có các thông số như sau:

Kiểu động cơ

Công suất, kW

Vận tốc quay, vg/ph

η cosφ Khối lượng, kg

K180M4 15 1740 87,5 0,90 1,6 159

1.2. Phân phối tỷ số truyền:Tỷ số truyền lý thuyết của hệ thống xác định theo công thức:

ult= nđcnlv

= 1740165 = 10,545

Tỷ số truyền tính toán sơ bộ của hộp gảm tốc:

uhsb= u¿

uđsb = 10,545

1,6 = 6,591

Vậy chọn uh= 6,591, khi đó có u1= 2,88 ; u2= 2,30 Tính chính xác lại tỉ số truyền lý thuyết của bộ truyền động đai:

Uđ= ult/(u1.u2)= 10,545/(2,88 .2,30) = 1,592

1.3. Xác định công suất, tần số quay và momen xoắn trên các trục:Trục động cơ:Pđc= Pct= 14,601 kW

Tđc= 9,55.106 = 9,55.106 14,6011740 = 80137,672 Nmm;

Trục 1:P1= Pctηđηol = 14,601.0,95.0,99 = 13,732 kW

n1= =17401,592= 1092,965 vg/ph

T1=9,55.106 = 9,55.10613,732

1092,965 = 119986,093 NmmTrục 2:P2= P1ηbrtηol=13,732.0,97.0,99 =13,187 kW

n2= = 1092,965

2,88 = 379,502 vg/ph

T2= 9,55.106 = 9,55.106.13,187379,502 = 331845,023 Nmm

Trục 3:P3= P2ηbrtηol = 13,187.0,97.0,99 = 12,663 kW


n3= = 379,502

2,3 = 165,001 vg/ph

T3= 9,55.106. = 9,55.106.12,663165,001 = 732914,649 Nmm.

Kết quả tính toán động học ghi trong bảng sau: Trục Động cơ Trục 1 Trục 2 Trục 3

Công suất P, kW

14,601 13,732 13,187 12,663

Tỷ số truyền u 1,592 2,88 2,3Số vòng quay n, vg/ph

1740 1092,965 379,502 165,001

Momen xoắn T, Nmm

80137,672 119986,093 331845,023 732914,649

Chương 2. THIẾT KẾ TRUYỀN ĐỘNG ĐAI THANG.Thông số thiết kế: Công suất trục bánh nhỏ: P1= Pct (Vì bánh đai nhỏ lắp trên trục động cơ) Công suất trục bánh lớn: P2 = P1 (Vì bánh đai lớn lắp trên trục 1 HGT ) Số vòng quay trục bánh nhỏ: n1 =nđc

Số vòng quay trục bánh lớn: n2 = n1

2.1. Chọn loại đai và tiết diện đai: Giả thiết vận tốc vòng của đai v ≤ 25 m/s, ta chọn loại đai là hình thang thường. Loại tiết diện đai: Б >Với P= 14,601 kW và n = 1740 vg/ph.

2.2. Xác định các thông số của bộ truyền:2.2.1. Đường kính bánh đai nhỏ d1:Chọn: d1 = 160 mm

Tính vận tốc vòng của đai: v = =π .160 .1740

60. 103 = 14,577 m/s

Tính d2 = d1.uđ.(1- )Chọn = 0.02, ta có: d2 = 160.1,592.(1-0,02)=249,626 mmChọn d2 theo tiêu chuẩn: d2 = 250 mmTính lại tỷ số truyền thực tế:


Uđm = = 250

160.(1−0,02) = 1,594Tính sai số tỷ số truyền:u = (uđ –uđm)/uđ = (1,592 -1,594)/1,592 = 0,13 % 4 %

2.2.2. Khoảng cách trục a:Theo bảng 4-14 Tr 58 chọn tỉ số: a/d2

Nội suy, ta có: a/d2 = 1,322

Tính khoảng cách trục a sơ bộ: asb = (a/d2).d2= 1,322. 250 =330,5 mmKiểm tra điều kiện 4-14: 0,55( d1 + d2) + h a 2(d1 +d2) 0,55( 160 +250) + 10,5 a 2(160 +250) 236 a 820Vậy a thỏa mãn.2.2.3. Chiều dài đai l:Tính l theo công thức: l = 2a + ( d1 + d2)/2 + (d2- d1)2/(4a)

l = 2.330,5 + ( 160 + 250)/2 + (250- 160)2/(4.330,5) l = 1311,154 mmChọn l theo tiêu chuẩn: l = 1600 mmKiểm nghiệm tuổi thọ của đai: i= v/l = 10

i= 14,577.1000/ 1600 = 9,11 ¿ 10Vậy thỏa mãn.2.2.4. Tính góc ôm của đai trên bánh nhỏ theo công thức 4-7:

= 180 - 57( d2 –d1)/a = 180 - 57( 250 –160)/330,5 = 164,478°

Kiểm tra điều kiện: :

2.3. Xác định số dây đai Z:Tính số dây đai Z theo công thức 4-16:

Z= = 14,601.1,35

3,81.0,96.0 ,92 .1,11.0,91 = 5,8 6Trong đó: = 14,601 ; = 1,35 ; = 3,81 ; = 0,96 ; =0,92 ; Cu = 1,11; CZ = 0,91

- Hệ số tải trọng động, bảng 4.7 Tr 55,


-Hệ số ảnh hưởng của góc ôm

-Hệ số ảnh hưởng của chiều dài đai.bảng 4.6 Tr 61: tra theo tỉ số l/l0

-Hệ số ảnh hưởng của tỷ số truyền, bảng 4.17 Tr 61: tra theo tỉ số truyền uđ

-Hệ số ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các dây đai, bảng 4.18 Tr 61, tra theo tỉ số Z’ = P1/ P0] Chọn Z = 6

2.4. Xác định kích thước của bánh đai:- Chiều rộng bánh đai B: công thức 4-17:B= (Z -1)t + 2e = (6 -1).19 + 2.12,5 = 120Trong đó: Tra bảng 4.21 theo loại tiết diện đã chọn, Tr 63 có: B = 120,t = 19 ,e = 12,5 ,h0=4,2 .-Đường kính ngoài da, công thức 4-18: Da = d + 2h0

Bánh nhỏ: da1 = d1 + 2h0 = 160 + 2.4,2 = 168,4 mmBánh lớn: da2 = d2 + 2h0 = 250 + 2. 4,2 = 258,4 mmTrong đó: d1= 160 mm; d2 = 250 mm: h0 = 4,2 mm

2.5. Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục:- Lực căng ban đầu trên 1 đai F0, công thức:F0 = .A = 1,2. 138 =165,6 NTrong đó: - ứng suất căng ban đầu có thể chọn =1,2 1,8 MPa, chọn = 1,2

A- Diện tích tiết diện đai, A = 138 mm2

-Lực tác dụng lên trục bánh đai Fr, công thức 4-21:Fr = 2. F0Zsin( = 2.165,6.6.sin(164,478°/2) =1968,997 N

Kết quả tính toán bộ truyền động đai hình thang:TT Thông số Ký hiệu Trị số Đơn vị1 Loại đai và tiết diện đai Đai hình thang thường, tiết

diện БĐường kính các bánh đai d1 160 mm

2 d2 250 mm3 Chiều dài đai l 1600 mm4 Khoảng cách trục a 330,5 mm


5 Góc ôm trên bánh dẫn 164,478 Độ6 Số dây đai Z 6 cái7 Chiều rộng các bánh đai B 120 mm8 Đường kính bánh ngoài các bánh đai da1 168,4 mm

da2 258,4 mm9 Lực hướng tâm tác dụng lên trục Fr 1968,997 N

Chương 3.TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ

3.1.Tính toán thiết kế bộ truyền cấp nhanh;3.1.1.Chọn vật liệu Vì công suất của bộ truyền trung bình (P1 = 14,601) nên ta chọn vật liệu chế tạo cả 2 bánh răng cấp nhanh là thép nhóm 1,đồng thời chọn độ rắn của bánh nhỏ cao hơn bánh lớn 15 HB. Theo bảng 5.1, chọn vật liệu các bánh răng, kết quả ghi trong bảng sau:Bánh răng Nhãn thép Nhiệt luyện Độ rắn

(HB)Giới hạn bền σb

(MPa)

Giới hạn chảy σch

(MPa)Nhỏ Thép 45 Thường hóa 195 600 340Lớn Thép 45 Thường hóa 180 600 340

3.2. Xác định sơ bộ ứng suất cho phép3.2.1. Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép-Ứng suất tiếp xúc cho phép sơ bộ

[σ H ] = σ Hlim

0

SH K HL

σ Hlim10 = 2 HB + 70 = 2. 195 + 70 = 460 Mpaσ Hlim2

0 = 2 HB + 70 = 2. 180 + 70 = 430 MpaSH1 = SH 2 = 1,1Hệ số tuổi thọ KHL xác định theo công thức:

KHL1 = (N H01

NHE1)

1mH

KHL2 = (N H02

NHE2)

1mH

mH = 6NH01 = 30 HB12,4 = 30. 1952,4 = 9,402.106

NH02 = 30 HB22,4 = 30. 1802,4 = 7,758.106


NHE1 = 60.c. n1 .∑ t h .∑ (T i

Tmax)

3 ti∑ t i

=

60.1.1092,965.3.274.2.7.[(TT )3.0,4 + (0,8TT )3.0,3 + (0,5T

T )3.0,3] = 446,086.106

NHE2= N HE1

u1 = 446,086.10 6

2,88 = 154,891.106

Trong đó:c-số lần ăn khớp trong 1 vòng quay của bánh răng đang xét;T i;n1;t h-momen xoắn, số vòng quay và tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét;Vì NHE1 ¿ NH01 và NHE2 ¿ NH02 nên KHL1 = 1 và KHL2 = 1.[σ H1] = 460

1,1 = 418,182 MPa ; [σ H2] = 4301,1 = 390,909 MPa

Đối với cấp nhanh, vì vận tốc vòng tương đối lớn, ta chọn dạng răng là răng nghiêng để bộ truyền làm việc êm hơn và giảm tải trọng động so với răng thẳng. Khi đó ứng suất tiếp xúc sơ bộ của bộ truyền xác định theo:

[σ H ]'= [σ H1 ]+[σ H2][σ H 1]

= = 418,182+390,9092 = 404,545 MPa ≤ 1,25[σ H2] = 488,636 MPa

-Ứng suất uốn cho phép sơ bộ

[σ F] = σ Flim

0

SF K FCK FL

K FC = 1( bộ truyền quay 1 chiều)σ Flim1

0 = 1,8 HB = 1,8.195= 351 MPaσ Flim2

0 = 1,8 HB = 1,8.180= 324 MPaSF1 = SF2 = 1,75 Hệ số tuổi thọ KFL:

KFL1 = (N F01

NFE1)

1mF

KFL2 = (N F02

NFE2)

1mH

mF = 6; NF01 = NF02= 4.106

NFE1 = 60.c. n1 .∑ th .∑ (T i

Tmax)mF t i∑ ti

=

60.1.1092,965.3.274.2.7.[(TT )6.0,4 + (0,8TT )6.0,3 + (0,5T

T )6.0,3] = 364,755.106

NFE2= N FE1

u1 = 364,755.106

2,88 = 95,236.106

Vì NFE1 > NF01 ; NFE2 > NF02 nên KFL1 = 1 và KFL2 = 1.[σ F1] = 351

1,75 = 200,571 MPa


[σ F2] = 3241,75 = 185,143 MPa

3.2.2.Ứng suất tiếp xúc ứng suất uốn cho phép khi quá tải-Ứng suất tiếp xúc khi quá tảiĐối với bánh răng tôi cải thiện:[σ H ]max = [σ H2]max = 2,8.σ ch2 = 2,8.340 =952 MPa-Ứng suất uốn cho phép khi quá tảiHB ≤ 350 nên:[σ F1]max = 0,8.σ ch1=0,8.340 = 272 MPa[σ F2]max = 0,8.σ ch2=0,8.340 = 272 MPa

3.3.Xác định sơ bộ khoảng cách trục-Khoảng cách trục được xác định theo công thức:

aw 1 = Ka.(u1± 1).3√ T1 .K Hβ

[ σH ]2 .u1.ψba

= 43.(2,88+¿ 1).3√ (119986,093 /2).1,019404,5452.2,88 .0,3

= 126,156 mm

Lấy aw 1 = 126 mmK a = 43; u1 = 2,88; T 1 = 119986,093/2; K Hβ = 1,019; [σ H ] =404,545 MPa; ψba= 0,3Trong đó:K a- Hệ số phụ thuộc vào vật liệu răng và loại răng (thẳng,nghiêng, hay chữ V), tra bảng 5.3;u1-Tỷ số truyền của cấp nhanh;T 1-Momen xoắn trên trục bánh răng nhỏ, Nmm;K Hβ-Hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc. Trị số K Hβ tra theo bảng 5.5, tùy thuộc vào vị trí các bánh răng đối với các ổ và hệ số ψbd = 0,5.ψba.(u±1) = 0,5.0,3.(2,88+1) = 0,582[σ H ]-Ứng suất tiếp xúc cho phép, MPa;ψba-Hệ số chiều rộng vành răng, tra bảng 5.4;

3.4.Xác định các thông số ăn khớp3.4.1.Xác định modunm = (0,01÷ 0,02)aw = (0,01÷ 0,02)126 = 1,26 ÷ 2,52 mm,lấy trị số modun tiêu chuẩn trong bảng 5.6, m= 2 mm3.4.2.Xác định số răng, góc nghiêng và hệ số dịch chỉnhChọn sơ bộ:β = 35°Tính số răng bánh nhỏ theo công thức;

z1 = 2.aw 1 . cosβm.(u1+1) =

2.126 .cos 352.(2,88+1) = 26,60

Chọn z1 = 26z2 = z1.u2 = 26.2,88=74,88


Lấy z2 = 75Tính tỷ số truyền thực tế:

utt1 = z2

z1 = 75

26 = 2,885

Tính sai lệch tỷ số truyền:∆u = |2,885−2,88

2,88 | = 0,174 % < [∆ ¿= 4%

Tính số răng tổng;zt= z1 + z2 = 26 + 75 = 101Tính chính xác lại góc nghiêng:β =arcos[m. zt/(2aw1)] = arcos[2. 101/(2.126)] = 36,718°Thỏa mãn điều kiện: 8° ≤ β≤ 20° Để đảm bảo khoảng cách trục đã chọn tat hay đổi góc nghiêng mà không cần dung dịch chỉnh, do đó x1 = x2 = 0.

3.5.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc-Độ bền tiếp xúc được kiểm nghiệm theo công thức; σH = ZM.ZH.Z ε.√2.T 1 .K H . (utt 1±1)/(bw1 .u tt 1. dw 1

2 ) ≤ [σ H],ZM-Hệ số xét đến cơ tính của vật liệu các bánh răng, tra bảng 5.3,ZM = 274 (MPa)1/2

ZH-Hệ số hình dạng bề mặt tiếp xúc ZH = √2. cos βb/sin (2α tw) βb-Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở tgβb = cos α t.tg β, Với α t và α tw được tính theo công thức: α t = α tw= arctg(tgα /cosβ) = arctg(tg20°/cos36,718°) = 24,421°. tgβb = cos 24,421°.tg 36,718° = 0,679 →βb= 34,176°. ZH = √2. cos βb/sin(2.αtw ) = √2. cos34.176 ° /sin(2.24,421) = 1,482Zε-Hệ số xét đến sự trùng khớp của răng, ε β = bw1.sinβ/(πm) = aw1.ψba.sinβ/(πm) = 126.0,3.sin36,718 /(3,14.2) =3,599 >1 ε α-Hệ số trùng khớp ngang,xác định theo công thức; ε α= [1,88 – 3,2.(1/z1 + 1/z2)].cosβ = [1,88 – 3,2.(1/26 + 1/75)].cos36,718 =1,374 > 1

Zε = √ 1εα

= √ 11,374

= 0,853

KH-Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc; KH = K Hβ.K Hα.K HV=1,019.1,14.1,063=1,344 K Hβ-Hệ số phân bố không đều tải trọng theo chiều rộng vành răng, tra bảng 5.5,


K Hβ = 1,019 K Hα-Hệ số phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp, v = π.dw 1.n1/(60.1000) = 3,14.64,865.1092,965/(60.1000) = 3,710 m/s dw 1-Đường kính vòng lăn bánh nhỏ, tính theo công thức:

dw 1= 2.aw 1

utt 1+1 = 2.1262,885+1 = 64,865 mm

n1-Số vòng quay của bánh chủ động, n1 = 1092,965 vg/ph; với v= 3,710 m/s, theo bảng 5.9 chọn cấp chính xác 9; theo bảng 5.10, K Hα= 1,14 K HV-Hệ số tải trọng động;

K HV =1 + vH . bw 1 . dw 1

2.T 1 . K Hβ .K Hα = 1 +

3,580.126 .0,3.64,865

2. 119986,0932

.1,019 .1,14 = 1,063

vH = δH .g0.v.√aw /utt 1 = 0,002.73.3,710.√126/2,885 = 3,580δH-Hệ số ảnh hưởng của các sai số ăn khớp, tra bảng 5.11, δH = 0,002;g0-Hệ số ảnh hưởng của sai lêch các bước răng bánh 1 và 2, tra bảng 5.12, g0= 73;Như vậy:σH = ZM.ZH.Z ε.√2.T 1 .K H . (utt 1±1)/(bw1 .u tt 1 . dw 1

2 ) =274.1,482.0,853.

√2.( 119986,0932

) .1,344 .(2,885+1)/(126.0,3 .2,885 .64,8652)

=404,743 MPaTính chính xác lại ứng suất tiếp xúc cho phép:[σ H] = [σ H ]'.ZV .ZR.K XH

ZV = 1 do v= 3,710 < 5 m/sZR = 0,95, do cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công dộ nhám Ra = 2,5 ÷ 1,25 μm;K XH = 1 do đường kính vòng đỉnh bánh lớn cấp nhanh da < 700 mm[σ H] = 404,545.1.0,95.1 = 384,318 MPaKiểm tra điều kiện ứng suất tiếp xúc theo:

|σ H−[σH ][σ H ] |= |404,743−384,318

384,318 | = 5,263 % > 4%

Như vậy điều kiện về sai lệch ứng suất tiếp xúc không thỏa mãn, cần thay đổi khoảng cách trục.Vì thiếu bền σH > ¿] nên cần tăng khoảng cách trục lên.Tăng từ aw

= 126 mm lên thành aw = 130 mmCác thông số tính lại như sau:Z1 = 27; Z2 = 78; utt1 =2,89; ∆u1= 0,347 %; Zt = 105; β = 36,129°; α tw = α t= 24,258°; βb = 33,645°; ZH =1,491; ε β = 3,662; ε α = 1,390 ; Z ε = 0,848; dw 1 = 66,838 mm; v= 3,823 m/s; K Hα = 1,15; vH = 3,743; K HV = 1,069; K H = 1,253; σH = 373,366; ∆ σH = 2,850 % < 4 %.Tính lại chiều rộng vành răng theo công thức:


bw = ψba.aw.(σ H

[σ H ])

2

= 0,3.130.( 373,366384,318

)2

= 36,809 mm

Chiều rộng của các bánh răng cấp nhanh sẽ là:b2 = bw1= 37 mm; b1≈ 1,1b2 = 41.

3.6.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn. Độ bền uốn của răng các bánh răng được kiểm nghiệm theo công thức: σ F1=2.T 1.K F.Y ε.Y β.Y F1/(bw1. dw 1.m)≤ [ σ F1] σ F2=σ F1.Y F2/Y F1≤ [ σ F2]Y ε-Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, Y ε = 1/ ε α = 1/1,390 = 0,719Y β-Hệ số kể đến độ nghiêng của răng, Y β = 1 - β°140 = 1 – 36,129

140 = 0,742Y F1 và Y F2-Hệ số dạng răng bánh 1 và 2, phụ thuộc vào số răng tương đương và hệ số dịch chỉnh, tra bảng 5.14.Số răng tương đương tính theo công thức:zV 1 = z1/ cos3β = 27/ cos336,129 = 51,242zV 2 = z2/ cos3β = 78/ cos336,129 = 148,033Nội suy từ bảng 5.14 ta có Y F1 = 3,646; Y F2 =3,678K F-Hệ số tải trọng khi tính về uốn;K F = K Fβ. K Fα.K FV = 1,019.1,386.1,164 = 1,644 K Fβ-Hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn, tra bảng 5.5, với ψbd = 0,583,K Fβ = 1,019 K Fα-Hệ số phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp, tra bảng 5.10, K Fα = 1,386 K FV-Hệ số tải trọng động khi tính về uốn:

K FV =1 + v F . bw 1 .dw 1

2.T 1 . K Fβ . K Fα = 1 +

11,231.37 .66,838

2. 119986,0932

.1,019 .1,386 = 1,164

vF = δF.g0.v.√aw1/utt 1 = 0,006.73.3,823.√130/2,89 = 11,231δF-Hệ số ảnh hưởng của các sai số ăn khớp, tra bảng 5.11, δF = 0,006;g0-Hệ số ảnh hưởng của sai lêch các bước răng bánh 1 và 2, tra bảng 5.12, g0= 73; vF < vFmax = 700(bảng 5.13);Như vậy:σ F1=2.119986,093

2 .1,644.0,719.0,742.3,646/(37.66,838.2) = 77,576 MPaσ F2=77,576.3,678/3,646 = 78,257 MPaTính chính xác lại các trị số ứng suất uốn cho phép:Đường kính vòng đỉnh bánh lớn cấp nhanh da < 400 mm nên KXF = 1;YS = 1,08 – 0,0695.ln(2) = 1,032; YR = 1(bánh răng phay);


[σ F1]’ = KXF. YS. YR. [σ F1] = 1.1,032.1.200,571 = 206,989 MPa[σ F2]’ = KXF. YS. YR. [σ F2] = 1.1,032.1.185,143 = 191,067 MPaNhư vậy độ bền uốn được thỏa mãn.

3.7.Kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải σ Hmax= σ H.√K qt = 373,366.√1,5 = 457,278 ≤ [σ H ]max = 952 MPa;σ H-ứng suất tiếp xúc;[σ H ]max-ứng suất tiếp xúc khi quá tải;K qt-Hệ số quá tải; Kqt= Tmax/T = 1,5Tmax-momen xoắn quá tải;T- momen xoắn danh nghĩa; Để tránh biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh bề mặt lượn chân răng,ứng suất uốn cực đại σ Fmax tại mặt lượn chân răng cũng không được vượt quá trị số cho phép:σ Fmax1= σ F1.K qt = 77,576.1,5 = 116,364 ≤ [σ F1]max = 272 MPaσ Fmax2= σ F2.Kqt = 78,257.1,5 = 117,385 ≤ [σ F2]max = 272 MPaσ F-Ứng suất uốn;[σ F]max-Ứng suất uốn khi quá tải;Thỏa mãn độ bền quá tải.

3.8.Các thông số của bộ truyềnCác thông số cơ bản của bộ truyền bánh răng được tính toán theo các công thức:d1 = mz1/cosβ = 2.27 /cos36,129= 66,86d2 = mz2/cosβ = 2.78 /cos36,129 = 193,14dw 2 = utt 1.dw 1 = 2,89.66,838 = 193,162da1 = d1 + 2(1 + x1 - ∆ y)m = d1 + 2m = 66,86 + 2.2 = 70,86da2 = d2 + 2(1 + x2 - ∆ y)m = d2 + 2m = 193,14 + 2.2 = 197,14d f 1 = d1 – (2,5 – 2x1)m = d1 – 2,5m = 66,86 – 2,5.2 = 61,86d f 2 = d2 – (2,5 – 2x2)m = d2 – 2,5m = 193,14 – 2,5.2 = 188,14

Bảng kết quả tính toán các thong số bộ truyền cấp nhanhTT Thông số Ký hiệu Trị số Đơn vị

1 Khoảng cách trục aw 1 130 mm2 Modun pháp m 2 mm3 Chiều rộng vành răng bw1 37 mm4 Tỷ số truyền utt 1 2,89 -5 Góc nghiêng của răng β 36,129 Độ6 Số răng các bánh răng z1 27 Chiếc

z2 78 Chiếc7 Hệ số dịch chỉnh x1 0 -


x2 0 -8 Đường kính vòng chia d1 66,86 mm

d2 193,14 mm9 Đường kính vòng lăn dw 1 66,838 mm

dw 2 193,162 mm10 Đường kính vòng đỉnh da1 70,86 mm

da2 197,14 mm11 Đường kính vòng đáy răng d f 1 61,86 mm

d f 2 188,14 mm

II.Tính toán thiết kế bộ truyền cấp chậm

3.1.Chọn vật liệu Bánh răng Nhãn thép Nhiệt luyện Độ rắn

(HB)Giới hạn bền σb

(MPa)

Giới hạn chảy σch

(MPa)Nhỏ Thép 45 Tôi cải

thiện275 850 580

Lớn Thép 45 Tôi cải thiện

260 850 580

3.2. Xác định sơ bộ ứng suất cho phép3.2.1. Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép-Ứng suất tiếp xúc cho phép sơ bộ

[σ H ] = σ Hlim

0

SH K HL

σ Hlim10 = 2 HB + 70 = 2. 275 + 70 = 620σ Hlim2

0 = 2 HB + 70 = 2. 260 + 70 = 590SH1 = SH 2 = 1,1Hệ số tuổi thọ KHL xác định theo công thức:

KHL1 = (N H01

NHE1)

1mH

KHL2 = (N H02

NHE2)

1mH


mH = 6NH01 = 30 HB12,4 = 30. 2752,4 = 21,454.106

NH02 = 30 HB22,4 = 30. 2602,4 = 18,752.106

NHE1 = 60.c. n2 .∑ t h .∑ (T i

Tmax)

3 ti∑ t i

=

60.1.379,502.3.274.2.7.[(TT )3.0,4 + (0,8TT )3.0,3 + (0,5T

T )3.0,3] = 154,891.106

NHE2= N HE1

u1 = 154,891.106

2,3 = 67,344.106

Trong đó:c-số lần ăn khớp trong 1 vòng quay của bánh răng đang xét;T i;n2;t h-momen xoắn, số vòng quay và tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét;Vì NHE1 ¿ NH01 và NHE2 ¿ NH02 nên KHL1 = 1 và KHL2 = 1.[σ H1] = 620

1,1 = 563,636 MPa ; [σ H2] = 5901,1 = 536,364 MPa

Đối với cấp nhanh, vì vận tốc vòng tương đối lớn, ta chọn dạng răng là răng nghiêng để bộ truyền làm việc êm hơn và giảm tải trọng động so với răng thẳng. Khi đó ứng suất tiếp xúc sơ bộ của bộ truyền xác định theo:

[σ H ]'= [σ H1 ]+[σ H2][σ H 1]

= = 563,636+536,3642 = 550 MPa ≤ 1,25[σ H2] = 670,455 MPa

-Ứng suất uốn cho phép sơ bộ

[σ F] = σ Flim

0

SF K FCK FL

K FC = 1( bộ truyền quay 1 chiều)σ Flim1

0 = 1,8 HB = 1,8.275= 495 MPaσ Flim2

0 = 1,8 HB = 1,8.260= 468 MPaSF1 = SF2 = 1,75 Hệ số tuổi thọ KFL:

KFL1 = (N F01

NFE1)

1mF

KFL2 = (N F02

NFE2)

1mH

mF = 6; NF01 = NF02= 4.106

NFE1 = 60.c. n2 .∑ th .∑ (T i

Tmax)mF t i∑ ti

=

60.1. 379,502.3.274.2.7.[(TT )6.0,4 + (0,8TT )6.0,3 + (0,5T

T )6.0,3] = 126,651.106


NFE2= N FE1

u1 = 126,651.106

2,3 = 55,066.106

Vì NFE1 > NF01 ; NFE2 > NF02 nên KFL1 = 1 và KFL2 = 1.[σ F1] = 495

1,75 = 282,857 MPa

[σ F2] = 4681,75 = 267,429 MPa

3.2.2.Ứng suất tiếp xúc ứng suất uốn cho phép khi quá tải-Ứng suất tiếp xúc khi quá tảiĐối với bánh răng tôi cải thiện:[σ H ]max = [σ H2]max = 2,8.σ ch2 = 2,8.580 = 1624 MPa-Ứng suất uốn cho phép khi quá tảiHB ≤ 350 nên:[σ F1]max = 0,8.σ ch1=0,8.580 =464 MPa[σ F2]max = 0,8.σ ch2=0,8.580 = 464 MPa

3.3.Xác định sơ bộ khoảng cách trục-Khoảng cách trục được xác định theo công thức:

aw = Ka.(u2± 1).3√ T2 .K Hβ

[ σH ]2 .u2.ψba

= 49,5.(2,3+¿ 1).3√ (331845,023).1,021536,3642.2,3 .0,5

= 164,652 mm

Lấy aw = 165 mmK a = 49,5; u2 = 2,3; T 1 = 331845,023; K Hβ = 1,021; [σH ] =536,364 MPa; ψba= 0,5Trong đó:K a- Hệ số phụ thuộc vào vật liệu răng và loại răng (thẳng,nghiêng, hay chữ V), tra bảng 5.3;u2-Tỷ số truyền của cấp chậm;T 2-Momen xoắn trên trục chủ động, Nmm;K Hβ-Hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc. Trị số K Hβ tra theo bảng 5.5, tùy thuộc vào vị trí các bánh răng đối với các ổ và hệ số ψbd = 0,5.ψba.(u2±1) = 0,5.0,5.(2,3+1) = 0,825,nội suy có K Hβ = 1,021[σ H ]-Ứng suất tiếp xúc cho phép, MPa;ψba-Hệ số chiều rộng vành răng, tra bảng 5.4;

3.4.Xác định các thông số ăn khớp3.4.1.Xác định modunTheo quan điểm thống nhất hóa, lấy modun cấp chậm như cấp nhanh, m = 23.4.2.Xác định số răng, góc nghiêng và hệ số dịch chỉnhTính số răng bánh nhỏ theo công thức;

z1 = 2.aw .

m.(u2+1) = 2.165

2.(2,3+1) = 50


Chọn z1 = 50z2 = z1.u2 = 50.2,3=115Lấy z2 = 115Tính tỷ số truyền thực tế:

utt1 = z2

z1 = 115

50 = 2,3

Tính sai lệch tỷ số truyền:∆u = |2,3−2,3

2,3 | = 0 % < [∆ ¿= 4%

Tính số răng tổng;zt= z1 + z2 = 50 + 115 = 165Tính chính xác lại khoảng cách trục:aw= m. zt/2= 2.165/2 = 165 mmLấy aw = 165 mm Do ta không phải dịch chỉnh nên các hệ số dịch chỉnh:x1 = x2 = 0, ∆ y = 0.-Góc ăn khớp xác định theo công thức:cosα tw = zt.m.cosα /(2aw) = 165.2.cos20/(2.165) = 0,940→ α tw = 20°

3.5.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc-Độ bền tiếp xúc được kiểm nghiệm theo công thức;σH = ZM.ZH.Z ε.√2.T 2 .K H .(utt 2±1)/(bw2 . utt 2. dw 2

2 ) ≤ [σ H],ZM-Hệ số xét đến cơ tính của vật liệu các bánh răng, tra bảng 5.3,ZH-Hệ số hình dạng bề mặt tiếp xúc ZH = √2./sin (2α tw) = √2./sin (2.20) = 1,764Zε-Hệ số xét đến sự trùng khớp của răng, ε α-Hệ số trùng khớp ngang,xác định theo công thức; ε α= [1,88 – 3,2.(1/z1 + 1/z2)] = [1,88 – 3,2.(1/50 + 1/115)] =1,788 Zε = √(4−ε α)/3 = √(4−1,788)/3= 0,859KH-Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc; KH = K Hβ.K Hα.K HV= 1,021.1.1,090=1,113 K Hβ-Hệ số phân bố không đều tải trọng theo chiều rộng vành răng, tra bảng 5.5,nội suy có K Hβ = 1,021 K Hα-Hệ số phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp, K Hα = 1(Răng thẳng) K HV-Hệ số tải trọng động;

K HV =1 + vH . bw 2. dw 2

2.T 2 . K Hβ .K Hα = 1 + 7,368.165 .0,5 .100

2.331845,023.1,021 .1 = 1,090

v = π. dw 2.n2/(60.1000) = 3,14.100.379,502/(60.1000) = 1,986 m/s


dw 2-Đường kính vòng lăn bánh nhỏ, tính theo công thức:dw 2=

2.aw 2

utt 2+1 = 2.1652,3+1 = 100 mm

vH = δH.g0.v.√aw /utt 2 = 0,006.73.1,986.√165/2,3 = 7,368δH-Hệ số ảnh hưởng của các sai số ăn khớp, tra bảng 5.11, δH = 0,006;g0-Hệ số ảnh hưởng của sai lêch các bước răng bánh 1 và 2, tra bảng 5.12, g0= 73;Như vậy:σH = ZM.ZH.Z ε.√2.T 2 .K H .(utt 2±1)/(bw2 . utt 2. dw 2

2 ) =274.1,764.0,859.√2.331845,023.1,113 .(2,3+1)/(165.0,5 .2,3.1002)= 470,586 MPaTính chính xác lại ứng suất tiếp xúc cho phép:[σ H] = [σ H ]'.ZV .ZR.K XH

ZV = 1 do v= 1,574 < 5 m/sZR = 0,95, do cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công dộ nhám Ra = 2,5 ÷ 1,25 μm;K XH = 1 do đường kính vòng đỉnh bánh lớn cấp nhanh da < 700 mm[σ H] = 536,364.1.0,95.1 = 509,546 MPaKiểm tra điều kiện ứng suất tiếp xúc theo:

|σ H−[σH ][σ H ] |= |470,586 –509,546

509,546 | = 7,646 % > 4%

Như vậy điều kiện về sai lệch ứng suất tiếp xúc không thỏa mãn, cần thay đổi khoảng cách trục.Vì thừa bền σ H < ¿] nên cần giảm khoảng cách trục.Giảm từ aw = 165 mm xuống thành aw = 150 mmCác thông số tính lại như sau:Z1 = 45; Z2 = 103; utt2 =2,289; ∆u2= 0,478 %; Zt = 148; ∆ y = 0,049; x1 = 0,328; x2 = 0,721; α tw = 22,003°; ZH =1,697; ε α = 1,778; Z ε = 0,861;dw 2 = 91,213 mm; v = 1,811 m/s; K Hα = 1; vH = 6,421; K HV = 1,065; K H = 1,087; σH = 516,006 MPa; ∆ σH = 1,268 % < 4 %.Tính lại chiều rộng vành răng theo công thức:

bw 2 = ψba.aw.(σ H

[σ H ])

2

= 0,5.150.( 516,006509,546

)2

= 76,914 mm

Chiều rộng của các bánh răng cấp nhanh sẽ là:b2 = bw 2= 77 mm; b1≈ 1,1b2 = 85.

3.6.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn. Độ bền uốn của răng các bánh răng được kiểm nghiệm theo công thức:σ F1=2.T 2.K F.Y ε.Y F1/(bw. dw 2.m)≤ [ σ F1] σ F2=σ F1.Y F2/Y F1≤ [ σ F2]Y ε-Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng,


Y ε = 1/ ε α = 1/1,778 = 0,562Y F1 và Y F2-Hệ số dạng răng bánh 1 và 2, phụ thuộc vào số răng tương đương và hệ số dịch chỉnh, tra bảng 5.14.Số răng tương đương tính theo công thức:zV 1 = z1/ cos3β = 45/ cos30 = 45zV 2 = z2/ cos3β = 103/ cos30 = 103Nội suy từ bảng 5.14 ta có Y F1 = 3,675; Y F2 =3,63K F-Hệ số tải trọng khi tính về uốn;K F = K Fβ. K Fα.K FV = 1,032.1,22.1,154 = 1,453 K Fβ-Hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn, tra bảng 5.5, với ψbd = 0,822,nội suy K Fβ = 1,032 K Fα-Hệ số phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp,v =1,986 m/s, chọn cấp chính xác là 8, tra bảng 5.10, K Fα = 1,22 K FV-Hệ số tải trọng động khi tính về uốn:K FV =1 +

v F . bw 2 .d w2

2.T 2 . K Fβ .K Fα = 1 + 18,778.150 .0,5 .91,213

2.331845,023.1,032 .1,22 = 1,154

vF = δF.g0.v.√aw /utt 2 = 0,016.73.1,986.√150/2,289 = 18,778δF-Hệ số ảnh hưởng của các sai số ăn khớp, tra bảng 5.11, δF = 0,016;g0-Hệ số ảnh hưởng của sai lêch các bước răng bánh 1 và 2, tra bảng 5.12, g0= 73; vF < vFmax = 700(bảng 5.13);Như vậy:σ F1=2.331845,023.1,453.0,562.3,675. /(77.91,213.2) = 141,790 MPaσ F2=141,790.3,63/3,675 = 140,054 MPaTính chính xác lại các trị số ứng suất uốn cho phép:Đường kính vòng đỉnh bánh lớn cấp nhanh da < 400 mm nên KXF = 1;YS = 1,08 – 0,0695.ln(2) = 1,032; YR = 1(bánh răng phay);[σ F1]’ = KXF. YS. YR. [σ F1] = 1.1,032.1.282,857 = 291,908 MPa[σ F2]’ = KXF. YS. YR. [σ F2] = 1.1,032.1.267,429 = 275,987 MPaNhư vậy độ bền uốn được thỏa mãn.

3.7.Kiểm nghiệm răng về độ bền quá tảiσ Hmax= σ H.√Kqt = 516,006.√1,5 = 631,976 MPa ≤ [σ H ]max = 1624 MPa;σ H-ứng suất tiếp xúc;[σ H ]max-ứng suất tiếp xúc khi quá tải;K qt-Hệ số quá tải; Kqt= Tmax/T = 1,5Tmax-momen xoắn quá tải;T- momen xoắn danh nghĩa;Để tránh biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh bề mặt lượn chân răng,ứng suất uốn cực đại σ Fmax tại mặt lượn chân răng cũng không được vượt quá trị số cho phép:


σ Fmax1= σ F1.K qt = 141,790.1,5 = 212,685 ≤ [σ F1]max = 464 MPaσ Fmax2= σ F2.Kqt = 140,054.1,5 = 210,081 ≤ [σ F2]max = 464 MPaσ F-Ứng suất uốn;[σ F]max-Ứng suất uốn khi quá tải;Thỏa mãn độ bền quá tải.

3.8.Các thông số của bộ truyềnCác thông số cơ bản của bộ truyền bánh răng được tính toán theo các công thức:d1 = mz1 = 2.45 = 90 mmd2 = mz2 = 2.103 = 206 mmdw 2 = utt 2.dw 1 = 2,289.91,213 = 208,786 mmda1 = d1 + 2(1 + x1 - ∆ y)m = 90 + 2(1 + 0,328 – 0,049)2 = 95,116 mmda2 = d2 + 2(1 + x2 - ∆ y)m = 206 + 2(1 + 0,721 – 0,049)2 = 212,688 mmd f 1 = d1 – (2,5 – 2x1)m = 90 – (2,5 – 2.0,328).2 = 86,312 mmd f 2 = d2 – (2,5 – 2x2)m = 206 – (2,5 – 2.0,721).2 = 203,884 mm

Bảng kết quả tính toán các thong số bộ truyền cấp nhanhTT Thông số Ký hiệu Trị số Đơn vị

1 Khoảng cách trục aw 2 150 mm2 Modun pháp m 2 mm3 Chiều rộng vành răng bw 2 77 mm4 Tỷ số truyền utt 1 2,289 -5 Góc nghiêng của răng β 0 Độ6 Số răng các bánh răng z1 45 Chiếc

z2 103 Chiếc7 Hệ số dịch chỉnh x1 0,328 -

x2 0,721 -8 Đường kính vòng chia d1 90 mm

d2 203 mm9 Đường kính vòng lăn dw 1 91,213 mm

dw 2 208,786 mm10 Đường kính vòng đỉnh da1 95,116 mm

da2 212,688 mm11 Đường kính vòng đáy răng d f 1 86,312 mm

d f 2 203,884 mm


3.3. Kiểm tra điều kiện va chạm và bôi trơn cho 2 cấp;3.3.1 Kiểm tra điều kiện va chạm cho bánh răng lớn cấp nhanh: Bánh răng lớn cấp nhanh có thể va vào trục 3, vì vậy để tránh va chạm này thì khoảng cách từ bánh lớn cấp nhanh đến trục 3 phải thỏa mãn như sau: x = aw2 – (da12/2 + d3/2) = 150 – (197,14/2 + 52,726/2) = 25,067≥ 15 (mm)Trong đó: aw2- khoảng cách trục cấp chậm, mm; da12- đường kính vòng đỉnh của bánh lớn cấp nhanh, mm; d3- đường kính trục 3 tại nơi gần bánh lớn cấp nhanh, mm; có thể được tính sơ bộ như sau:

d3 = 3√ T 3

0,2.[τ x ] = 3√ 732914,649

0,2.25 = 52,726 mm

Với: T 3- momen xoắn trục 3, Nmm; [τ x] -ứng suất xoắn cho phép của vật liệu chế tạo trục, có thể lấy: .[τ x ] = (25÷ 30) Mpa; chọn .[τ x ] = 25Như vậy thỏa mãn điều kiện va chạm

3.3.2. Kiểm tra điều kiện bôi trơn cho 2 cấp;3.3.2.1. Chọn phương án bôi trơn: Dùng phương pháp bôi trơn: ngâm bánh trong dầu, vừa đơn giản, vừa làm mát được bộ truyền.

3.3.2.2. Kiểm tra điều kiện bôi trơn:Điều kiện bôi trơn phải thỏa mãn những điều kiện sau:

- Mức dầu min phải bôi trơn được cả 2 cấp, phải ngập hết chân răng bánh lớn cấp nhanh;

- Mức dầu max không vượt quá 1/3 bán kính vòng đỉnh răng bánh lớn cấp chậm ( tính từ đỉnh răng);

- Khoang cách giữa 2 mức dầu tối thiểu là 7 mm;Tóm lại điều kiện bôi trơn phải thỏa mãn điều kiện sau: khoảng cách giữa 2 mức dầu ∆ phải thỏa mãn:

∆ = d f 12

2 - 2

3 da22

2 = 188,14

2 - 23 212,688

2 = 23,174 ≥ 7 mm

Trong đó:d f 12 – đường kính chân răng bánh lớn cấp nhanh, mm; da22 – đường kính vòng đỉnh răng bánh lớn cấp chậm, mm;Như vậy thỏa mãn điều kiện bôi trơn.

3.3.2.3. Chọn dầu bôi trơn cho 2 cấp;Vận tốc vòng cấp nhanh: v =3,823 m/sĐộ nhớt của dầu ở 50℃ là 80/11Chọn Dầu công nghiệp 50 có độ nhớt Eugle(50℃).


Chương 4:Tính toán trục.

4.1.Xác định các lực tác dụng lên trục;

Sơ đồ biểu diễn các lực tác dụng lên các trục được trình bày trên hình 9.3;

Trục 1;

Fx12 = Fđ = Fr = 656,907 N;

Fx13 = 2.T 1

dw 11 = 2.52985,326

56,077 = 1889,735 N;

Fy13 = Fx13.tg α tw1 = 1889,735.tg 20° = 687,807 N;

Fz13 = Fx13.tg β = 1889,735.tg 15,642° = 529,117 N;

Trục 2;

Fx22 = Fx13 = 1889,735 N;

Fy22 = Fy13 = 687,807 N;

Fx22 = Fz13 = 529,117 N;

Fx23 = 2.T 2

dw 12 = 2.194884,685

91,667 = 4252,014 N;

Fy23 = Fx23.tg α tw2= 4252,014.tg(20,834°) = 1618,076 N;

Trục 3;

Fx32 = Fx23 = 4252,014 N;

Fy32 = Fy23 =1618,076 N;

Fx33 = FK = (0,2÷0,3).2.T 3

D0 = (0,2÷0,3).2.488942,134

130 = 1503,053 ÷ 2254,579 N.

Theo bảng 9.1, D0 = 130 mm. Lấy Fx33 = 2000 N.


4.2.Chọn vật liệu trục

Vì tải trọng nhỏ nên ta chọn vật liệu chế tạo các trục là thép 45, thường hóa. Theo bảng 5.1 ta có σ b = 600 MPa; σ ch = 340 MPa.

4.3.Tính sơ bộ đường kính trục

Chọn ứng suất cho xoắn cho phép của vật liệu của trục là:

[τ1] = 18 MPa; [τ2 ] = 20 MPa; [τ3] = 25 MPa.

d1 ≥ 3√ 52985,3260,2.18

= 24,057 mm;

d2 ≥ 3√ 194884,6850,2.20

= 36,524 mm;

d3 ≥ 3√ 488492,1340,2.27

= 44,890 mm;

Theo bảng 9.2 lấy trị số tiêu chuẩn: d1 = 25 mm; d2 =40 mm; d3 = 45 mm.

4.4.Tính gần đúng đường kính trục;

4.4.1.Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực

4.4.1.1.Chọn sơ bộ chiều rộng ổ lăn;

Dựa theo đường kính sơ bộ của trục 3, d3 = 45 mm. tra bảng 9.2 lấy b0 = 27 mm.

4.4.1.2.Chiều dài mayơ bánh đai và các bánh răng trụ

lm = (1,2 ÷ 1,5)d;

lm1 = (1,2 ÷ 1,5).25 = 30 ÷ 37,5 mm;

lm2 = (1,2 ÷ 1,5).40 = 48 ÷ 60 mm;

lm3 = (1,2 ÷ 1,5).45 = 54 ÷ 67,5 mm;

Chọn chiều dài mayơ của bánh đai lm12 = 35 > B = 31,5 mm.

Vì chiều rộng vành răng bánh nhỏ cấp nhanh b11 = 44 > 1,5d1 = 37,5 mm nên lấy lm13 = b11 = 44 mm


Chọn lm22 =45 mm > b12 = 40 mm( b12 – chiều rộng vành răng bánh lớn cấp nhanh).

Vì chiều rộng vành răng bánh nhỏ cấp chậm b21 = 76 > 1,5d2= 60 nên lấy lm23 = b21 = 76 mm.

Vì chiều rộng vành răng bánh lớn cấp chậm b22 = 69 > 1,5d2 = 67,5 nên lấy lm32 = b22 = 69 mm.

Chiều dài mayơ nửa khớp nối;

lm = (1,4 ÷ 2,5).d3 = (1,4 ÷ 2,5).45 = 63 ÷ 112,5 mm. Chọn lm33 = 100 mm.

4.4.1.3.Các kích thước khác có lien quan đến chiều dài trục

Theo bảng 9.3: k1 = 10 mm; k2 = 8 mm; k3 = 15 mm; hn = 18 mm.

4.4.1.4.Xác định khoảng cách giữa các điển đặt lực

Trục 2:

l22 = 0,5.(45 + 25) + 10 + 8 = 53 mm;

l23 = 53 + 0,5.(45 + 76) + 10 = 123,5 mm;

l21 = 69 + 76 + 3.10 + 2.8 + 25 = 216 mm.

Trục 3:

l32 = l23 = 123,5 mm;

l31 = l21 = 216 mm;

l33 = 216 + 0,5.(100 + 25) + 15 + 18 = 311,5 mm;

Trục 1:

l12 = 0,5.(35 + 25) + 15 + 18 = 63 mm;

l13 = l22 = 53 mm;

l11 = l21 = 216 mm;

4.4.2.Xác định phản lực ở các gối đỡ và vẽ biểu đồ momen uốn và momen xoắn


Chiều của các phản lực ở các gối đỡ được giả định như hình 9.3:

Trục 1:

Trong mặt phẳng yoz:

∑M 0 x = 0 : Fly11l11 – Fy13l13 – Fz13 . dw 11

2 = 0

→ Fly11 = F y 13 l13+F z13

dw 11

2l11

= 687,807.53+529,117. 56,077

2216

= 237,365N.

∑ F y = 0 : Fly10 – Fy13 + Fly11 = 0 → Fly10 = Fy13 –Fly11

= 687,807 – 237,365 = 450,442N.

Trong mặt phẳng xoz:

∑M 0 y=¿¿ 0 : Flx11.l11 – Fx13.l13 – Fx12l12= 0 →

Flx11 = F x12 l12+Fx 13 l13

l11 = 656,907.63+1889,735.53

216 = 655,238N

∑ F x=¿¿ 0 : Flx10 + Fx12 + Flx11= 0 →

Flx10 = Fx13 – Fx12 - Flx11 = 1889,735 – 656,907 – 655,238 = 577,545 N.

Trục 2:


∑M 0 x = 0 : Fly21l21 – Fy23l23 + Fy22l22 - Fz22.dw 12

2 = 0

→ Fly21 = F y 23 l23−F y 22 . l22+F z 22

dw12

2l21

= 1618,076.123,5−687,807.53+529,117. 213,923

2216

=

1018,397 N.

∑ F y = 0 : -Fly20 – Fy22 + Fy23 – Fly21= 0 → Fly20 = Fy23 –Fy22 – Fly21

= 1618,076 – 687,807 -1018,397 = -88,128 N.


Như vậy chiều thực của lực Fly20 là ngược lại so với đã giả định.


∑M 0 y=¿¿ 0 : -Flx21.l21 + Fx23.l23 + Fx22l22= 0 →

Flx21 = F x23 l23+Fx 22 l22

l21 = 4252,014.123,5+1889,735.53

216 = 3156,828 N;

∑ F x=¿¿ 0 : -Flx20 + Fx22 + Fx23 - Flx21= 0 →

Flx20 = Fx22 + Fx23 - Flx21 = 1889,735 + 4252,014 – 3156,828 = 2984,921 N.

Trục 3:


∑M 0 x=¿¿ 0 : -Flx31.l31 + Fx32.l32 = 0 →

Flx11 = F y 32l32

l31 = 1618,076.123,5

216 = 925,150 N.

∑ F y=¿¿ 0 : Fly30 – Fy32 + Fly31= 0 →

Fly30 = Fy32 – Fly13 = 1618,076 – 925,150 = 692,926 N.


∑M 0 y=¿¿ 0 : Fx33.l33 + Flx31.l31 – Fx32l32= 0 →

Flx31 = F x32 l32−Fx 33 l33

l31 = 4252,014.123,5−2000.311,5

216 = -453,131 N.

Như vậ chiều thực của lực Flx31 là ngược với chiều đã giả định.

∑ F x=¿¿ 0 : Flx30 - Fx32 + Flx31+Fx33= 0 →

Flx30 = Fx32 – Flx31 - Fx33 = 4252,014 – (-453,131) – 2000 = 2705,145 N.

4.4.3.Xác định momen tương đương và tính gần đúng đường kính các đợn trục

Momen tương đương tại các tiết diện nguy hiểm của trục xác định theo (9.30), còn đường kính gần đúng các đoạn trục xác định theo (9.32):


Mtđ12 = √0,75.529852 = 45886 Nmm;

Mtđ10 = √413342+0,75.529852 = 61758 Nmm;

Mtđ13 = √386902+1068812+0,75.529852 = 122581 Nmm;

Mtđ11 = 0 Nmm;

d12 = 3√ 458860,1.63

= 19,992 mm; d10 = 3√ 617580,1.63

= 21,402 mm;

d13 = 3√ 1225810,1.63

= 26,896 mm;

Mtđ20 = 0 Nmm; Mtđ21 = 0 Nmm;

Mtđ22 = √519242+1582012+0,75.1948852 = 237083 Nmm;

Mtđ23 = √942022+2920072+0,75.1948852 = 306825 Nmm;

d20 = 0; d21 = 0;

d22 = 3√ 2370830,1.50

= 36,195 mm; d23 = 3√ 3068250,1.50

= 39,443 mm.

Mtđ30 = 0; Mtđ32 = √855762+3340852+0,75. 4884922 = 545806 Nmm;

Mtđ31 = √1910002+0,75. 4884922 = 464165 Nmm;

Mtđ33 = √0,75. 4884922 = 423046 Nmm;

d30 = 0; d32 = 3√ 5458060,1.50

= 47,792 mm;

d31 = 3√ 4641650,1.50

= 45,279 mm; d33 = 3√ 4230460,1.50

= 43,901 mm;

Chọn đường kính các đoạn trục theo tiêu chuẩn( bảng 9.2), dựa trên các điều kiện về độ bền,lắp răps và công nghệ:

d10 = d11 = 25 mm; d12 = 20 mm; d13 = 30 mm;

d20 = d21 = 35 mm; d22 = 40 mm; d23 = 45 mm;


d30 = d31 = 50 mm; d32 = 55 mm; d33 = 45 mm;

4.4.4.Định kết cấu trục

Kết cấu các trục được vẽ dựa theo đường kính các đoạn trục đã chọn và các biện pháp cố định tiết máy trên trục như trình bày trên hình 9.14; 9.15; 9.16;

4.5.Kiểm tra điều kiện bánh răng liền trục và tính chọn then

4.5.1. Kiểm tra điều kiện bánh răng liền trục

Điều kiện bánh răng liền trục được kiểm tra đối với các bánh răng nhỏ của cấp nhanh và cấp chậm. Dựa theo đường kính trục nơi lắp bánh răng, theo bảng 9.5, tra chiều sâu của rãnh then trên mayơ t2 (giả sử có dung then), sau đó kiểm tra điều kiện bánh răng liền trục:

-Đối với bánh nhỏ cấp nhanh:

d13 =30 mm; t2 =2,8 mm; df11 = 51,077 mm; x13 = 7,739 > 2,5m = 2,5.2 = 5 mm, bánh răng rời trục, cần dung then;

-Đối với bánh nhỏ cấp chậm:

d23 = 45 mm; t2 =3,8 mm; df21 = 86,672 mm; x23 = 13,236 > 5 mm, bánh răng rời trục, cần dung then;

4.5.2. Tính chọn then;

lm12 = 35 mm; lt12 = 28÷ 31,5 mm;

lm13 = 44 mm; lt13 = 35,2÷ 39,6 mm;

lm22 = 45 mm; lt22 = 36÷ 40,5 mm;

lm23 = 76 mm; lt23 = 60,8÷ 68,4 mm;

lm32 = 69 mm; lt32 = 55,2÷ 62,1 mm;

lm33 = 100 mm; lt33 = 80÷ 90 mm;

Theo bảng 9.5 chọn các chiều dài then tiêu chuẩn:

lt12 = 28 mm; lt13 = 36 mm; lt22 = 40 mm; lt23 = 63 mm; lt32 = 56 mm; lt33 = 80 mm;


Theo bảng 9.6 chọn ¿] = 100 MPa (va đập nhẹ). Ứng suất cắt cho phép ¿] = 40÷60, lấy ¿] = 50 MPa.

Kết quả tính chọn then ghi trong bảng.

Tiết diện

d T bxh lt t1 t2 σ d τ c Số then

12 20 52985 6x6 28 3,5 2,8 75,693 39,539

1

13 30 52985 8x7 36 4,0 2,8 32,707 12,265

1

22 40 194885

12x8 40 5,0 3,3 81,202 20,301

1

23 45 184885

14x9 63 5,5 3,8 39,281 9,820 1

32 55 488492

16x10 56 6,0 4,3 79,301 19,825

1

33 45 488492

14x9 80 5,5 3,8 77,538 19,385

1

Như vậy tất cả các then đều thỏa mãn điều kiện bền.

4.6. Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

-Xác định các tiết diện nguy hiểm:

Các tiết diện trục nguy hiểm là 12, 10, 13, 22, 23, 32, 31, và 33.

-Tính momen cản uốn và momen cản xoắn Wj và W0j;

W12 = 3,14 2.203

32 – 6.3,5 .(20−3,5)3

2.20 = 642,569 mm3;

W012 = 3,142.203

16 – 6.3,5 .(20−3,5)3

2.20 = 1428,069 mm3;


W10 = 3,142.253

32 = 1534,180 mm3; W010 = 2W12 = 3068,360 mm3;

W13 = 3,142.303

32 – 8.4 .(30−4)3

2.30 = 2290,529 mm3;

W013 = 3,142.303

16 – 8.4 .(30−4)3

2.30 = 4941,592 mm3;

W22 = 3,142. 403

32 – 16.5. (40−5)3

2.40 = 536,250 mm3;

W022 = 3,142. 403

16 – 16.5. (40−5)3

2.40 = 11649,250 mm3;

W23 = 3,142. 453

32 – 1 4 .5 ,5 .(4 5−5 ,5)3

2.4 5 = 7612,455 mm3;

W023 = 3,142. 453

16 – 14.5,5 .(45−5,5)3

2.45 = 16559,791 mm3;

W32 = 3,142.553

32 – 16.6 .(55−6)3

2.55 = 14240,527 mm3;

W032 = 3,142.553

16 – 16.6 .(55−6)3

2.55 = 30576,427 mm3;

W31 = 3,142.503

32 = 12273,438 mm3; W031 = 2.W31 = 24546,875 mm3;

W33 = W23 = 7612,455 mm3; W033 = W023 = 16559,791 mm3.

-Tính biên độ ứng suất pháp σ aj, biên độ ứng suất tiếp τ aj và ứng suất tiếp trung bình τ mj:

σ a12 = 0;

τ a12 = τ m12 = 529852.1428,069 = 18,551 MPa;

σ a10 = 4133481534,180 = 26,492 MPa;

τ a10 = τ m10 = 529852.3068,359 = 8,631 MPa;


σ a13 = √386902+1068812

2290,529 = 49,625 MPa;

τ a13 = τ m13 = 529852.4941,592 = 5,361 MPa;


· Web viewCó thể dùng loại động cơ điện này để dẫn động các thiết bị...

Documents

Transcript of · Web viewCó thể dùng loại động cơ điện này để dẫn động các thiết bị...