Tài liệu Www.tinhgiac.com do_an_8827

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 điện 1.1.1. 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 cơ Công 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 Hôồng Hiêếu | Giáo viên hướng dẫẫn: Nguyêẫn Mạnh Nên Pt = Ptđ= √ ∑ P 2i t i = ∑ ti P1 √ ∑  P i  P 1 2 t i ∑ ti = P1 √ ∑ T i T 1 2 ti ∑ ti = 15.5 √ 1.0,4  0,8 .0,3 0,5 .0,3 = 12,659 kW P1 , 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, Nmm Plv _ 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, Nmm Các trị số Ti/T và ti cho trên đồ thị thay đổi tải trọng. 2 2 Hiệu suất của hệ thống được xác định theo công thức: η= ηđai .ηmổ 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= 0,95 ηổ lăn: Hiệu suất của ổ lăn (Ổ lăn được che kín), ηổ lăn=0,99 ηbánh 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 kW 1.1.3. Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ trên trục động cơ Số 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= 11,2 Trong 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/ph 1.1.4. Chọn động cơ điện: Động cơ điện phải thỏa mãn đồng thời các điều kiện: Pđc ≥ Sinh viên:Ngô Hôồng Hiêếu Pct ; nđc nsb ; | Giáo viên hướng dẫẫn: Nguyêẫn Mạnh Nên Trong đó: Pct=14,601 kW ; nsb=1848 vg/ph ; = 1,5 Vậy ta chọn động cơ K160L2 có các thông số như sau: Kiểu Công Vận tốc cosφ η động cơ suất, kW quay, vg/ph K180M4 15 1740 87,5 0,90 Khối lượng, kg 1,6 159 1.2. Phân phối tỷ số truyền: Tỷ số truyền lý thuyết của hệ thống xác định theo công thức: nđc nlv 1740 165 ult= = = 10,545 Tỷ số truyền tính toán sơ bộ của hộp gảm tốc: u uđsb 10,545 1,6 uhsb= = = 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 6 6 14,601 1740 Tđc= 9,55.10 = 9,55.10 Trục 1: P1= Pctηđηol = 14,601.0,95.0,99 = 13,732 kW n1= = 1740 1,592 = 1092,965 vg/ph 13,732 6 1092,965 = 9,55.10 T1=9,55.106 Trục 2: P2= P1ηbrtηol=13,732.0,97.0,99 =13,187 kW n2= = 6 1092,965 2,88 6 = 119986,093 Nmm = 379,502 vg/ph 13,187 379,502 T2= 9,55.10 = 9,55.10 . Trục 3: P3= P2ηbrtηol = 13,187.0,97.0,99 = 12,663 kW Sinh viên:Ngô Hôồng Hiêếu = 80137,672 Nmm; = 331845,023 Nmm | Giáo viên hướng dẫẫn: Nguyêẫn Mạnh Nên n3= 379,502 2,3 = = 165,001 vg/ph 12,663 165,001 = 9,55.10 . 6 6 T3= 9,55.10 . = 732914,649 Nmm. Kết quả tính toán động học ghi trong bảng sau: Trục Công suất P, kW Tỷ số truyền u Số vòng quay n, vg/ph Momen xoắn T, Nmm Động cơ 14,601 Trục 1 Trục 2 Trục 3 13,732 13,187 12,663 1740 2,88 1092,965 2,3 379,502 165,001 80137,672 119986,093 331845,023 732914,649 1,592 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 60.10 3 = 14,577 m/s Tính d2 = d1.uđ.(1- ) Chọn = 0.02, ta có: d2 = 160.1,592.(1-0,02)=249,626 mm Chọn d2 theo tiêu chuẩn: d2 = 250 mm Sinh viên:Ngô Hôồng Hiêếu | Giáo viên hướng dẫẫn: Nguyêẫn Mạnh Nên Tính lại tỷ số truyền thực tế: 250 160. 1−0,02 = Uđm = = 1,594 Tính sai số tỷ số truyền: u = (uđ –uđm)/uđ = (1,592 -1,594)/1,592 = 0,13 % 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 4% Tính khoảng cách trục a sơ bộ: asb = (a/d2).d2= 1,322. 250 =330,5 mm Kiểm tra điều kiện 4-14: 0,55( d1 + d2) + h a 0,55( 160 +250) + 10,5 236 a 2(d1 +d2) a 2(160 +250) 820 Vậy a thỏa mãn. 2.2.3. Chiều dài đai l: ( d1 + d2)/2 + (d2- d1)2/(4a) Tính l theo công thức: l = 2a + l = 2.330,5 + ( 160 + 250)/2 + (250- 160)2/(4.330,5) l = 1311,154 mm Chọn l theo tiêu chuẩn: l = 1600 mm Kiểm nghiệm tuổi thọ của đai: i= v/l i= 14,577.1000/ 1600 = 9,11  10 Vậy thỏa mãn. 2.2.4. Tính góc ôm của đai = 10 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= = 5,8 14,601.1,35 3,81.0,96.0, 92 .1,11.0,91 6 Trong đó: = 14,601 ; =0,92 ; Cu = 1,11; CZ = 0,91 Sinh viên:Ngô Hôồng Hiêếu = 1,35 ; = 3,81 ; = 0,96 ; | Giáo viên hướng dẫẫn: Nguyêẫn Mạnh Nên - 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 = 120 Trong 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 mm Bánh lớn: da2 = d2 + 2h0 = 250 + 2. 4,2 = 258,4 mm Trong 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 N Trong 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 vị 1 Loại đai và tiết diện đai Đai hình thang thường, tiết diện Б Đường kính các bánh đai d1 160 mm Sinh viên:Ngô Hôồng Hiêếu | Giáo viên hướng dẫẫn: Nguyêẫn Mạnh Nên 2 3 4 5 Chiều dài đai Khoảng cách trục Góc ôm trên bánh dẫn 6 7 8 Số dây đai Chiều rộng các bánh đai Đường kính bánh ngoài các bánh đai 9 Lực hướng tâm tác dụng lên trục d2 l a 250 1600 330,5 164,478 mm mm mm Độ Z B da1 da2 Fr 6 120 168,4 258,4 1968,997 cái mm mm mm 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 Giới hạn Giới hạn (HB) bền σb chảy σch (MPa) (MPa) Nhỏ Thép 45 Thường hóa 195 600 340 Lớn Thép 45 Thường hóa 180 600 340 3.2. Xác định sơ bộ ứng suất cho phép 3.2.1. Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép -Ứng suất tiếp xúc cho phép sơ bộ 0 σH  = σ Hlim SH K HL σ Hlim1 = 2 HB + 70 = 2. 195 + 70 = 460 Mpa 0 σ Hlim 2 = 2 HB + 70 = 2. 180 + 70 = 430 Mpa S H 1 = S H 2 = 1,1 0 Hệ số tuổi thọ KHL xác định theo công thức: KHL1 = KHL2 = N H 01 m1   N HE 1 1 N H 02 m   N HE 2 H H Sinh viên:Ngô Hôồng Hiêếu | Giáo viên hướng dẫẫn: Nguyêẫn Mạnh Nên mH = 6 NH01 = 30 HB12,4 = 30. 1952,4 = 9,402.106 NH02 = 30 HB22,4 = 30. 1802,4 = 7,758.106 3 Ti ti NHE1 = 60.c . n1 . ∑ th . ∑  T  = max ∑ ti T 0,8T 0,5T 60.1.1092,965.3.274.2.7.[( T )3.0,4 + ( T )3.0,3 + ( T )3.0,3] = 446,086.106 NHE2= N HE 1 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 H 1 460 1,1 = 430 = 418,182 MPa ;  σ H 2  = 1,1 = 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 σ H1 H2  σ H 1  == 418,182  390,909 2 = 404,545 MPa ≤ 1,25  σ H 2 = 488,636 MPa -Ứng suất uốn cho phép sơ bộ 0 σF = σ Flim SF K FC K FL K FC = 1( bộ truyền quay 1 chiều) σ = 1,8 HB = 1,8.195= 351 MPa σ = 1,8 HB = 1,8.180= 324 MPa SF1 = SF2 = 1,75 Hệ số tuổi thọ KFL: 0 Flim1 0 Flim2 1 N F 01 m  N FE 1 1 N F 02 m   N FE 2 KFL1 =  F KFL2 = H mF = 6; NF01 = NF02= 4.106 Ti m NFE1 = 60.c . n1 . ∑ th . ∑  T  max Sinh viên:Ngô Hôồng Hiêếu F ti ∑ ti = | Giáo viên hướng dẫẫn: Nguyêẫn Mạnh Nên T 60.1.1092,965.3.274.2.7.[( T )6.0,4 + ( 364,755.106 NFE2= N FE 1 u1 = 364,755.106 2,88 0,8T 6 0,5T 6 ) .0,3 + ( ) .0,3] = T T = 95,236.106 Vì NFE1 > NF01 ; NFE2 > NF02 nên KFL1 = 1 và KFL2 = 1.  σ F 1 351 = 1,75 = 200,571 MPa  σ F 2 324 = 1,75 = 185,143 MPa 3.2.2.Ứng suất tiếp xúc ứng suất uốn cho phép khi quá tải -Ứng suất tiếp xúc khi quá tải Đối với bánh răng tôi cải thiện:  σ H max =  σ H 2  max = 2,8. σ ch 2 = 2,8.340 =952 MPa -Ứng suất uốn cho phép khi quá tải HB ≤ 350 nên:  σ F 1 max = 0,8. σ ch1 =0,8.340 = 272 MPa  σ F 2 max = 0,8. σ ch 2 =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 = K a .( u1 ± √ 1). √ 3 T 1 . K Hβ σH  2 . u 1 . ψ ba = 43 .( 2,88   1). 119986,093  2 .1,019 = 126,156 mm 404,5452 .2,88.0,3 Lấy a w 1 = 126 mm K a = 43; u1 = 2,88; T 1 = 119986,093/2; MPa; ψ ba = 0,3 3 K Hβ = 1,019; σ  H =404,545 Trong 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 ψ bd = 0,5. ψ ba .(u ± 1) = 0,5.0,3.(2,88+1) = 0,582  σ H  -Ứng suất tiếp xúc cho phép, MPa; ψ ba -Hệ số chiều rộng vành răng, tra bảng 5.4; 3.4.Xác định các thông số ăn khớp Sinh viên:Ngô Hôồng Hiêếu | Giáo viên hướng dẫẫn: Nguyêẫn Mạnh Nên 3.4.1.Xác định modun m = (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 mm 3.4.2.Xác định số răng, góc nghiêng và hệ số dịch chỉnh Chọn sơ bộ: β = 35 ° Tính số răng bánh nhỏ theo công thức; 2. a w1 . cosβ 2.126 .cos 35 z1 = m. u  1 = 2. 2,88 1 = 26,60 1 Chọn z1 = 26 z2 = z1.u2 = 26.2,88=74,88 Lấy z2 = 75 Tính 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 = 101 Tính chính xác lại góc nghiêng: β =arcos[m. zt/(2aw1)] = arcos[2. 101/(2.126)] = 36,718 ° ≤ β ≤ 20 ° Thỏa mãn điều kiện: 8 ° 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; σ H = ZM.ZH. Z ε . √ 2.T 1 . K H . utt 1 ± 1  b w 1 . u tt 1 . d 2w 1  ≤ [ 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 β b  sin ⁡ 2 α tw  β b -Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở tg β b = cos α t .tg β , Với α t và α tw được tính theo công thức: α t = α tw = arctg(tg α /cos β ) = arctg(tg 20° /cos 36,718° ) = 24,421 ° . tg β b = cos 24,421 ° .tg 36,718° = 0,679 → β b = 34,176 ° . ZH = √ 2.cos β b  sin 2. αtw  = √ 2.cos 34.176°  sin 2.24,421 = 1,482 Sinh viên:Ngô Hôồng Hiêếu | Giáo viên hướng dẫẫn: Nguyêẫn Mạnh Nên Z ε -Hệ số xét đến sự trùng khớp của răng, ε β = bw1.sin β /( π m) = aw1. ψ ba .sin β /( π m) = 126.0,3.sin 36,718 / (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)].cos β = [1,88 – 3,2.(1/26 + 1/75)].cos 36,718 =1,374 > 1 Zε = √ 1 εα = √ 1 1,374 = 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 . d w 1 . n1 /(60.1000) = 3,14.64,865.1092,965/(60.1000) = 3,710 m/s d w 1 -Đường kính vòng lăn bánh nhỏ, tính theo công thức: dw1 = 2. a w 1 utt 1 1 2.126 = 2,885 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; 3,580.126.0,3 .64,865 K HV =1 + = 1 + 2. 119986,093 .1,019 .1,14 = 1,063 2 v H = δ H . g 0 .v. √ aw  utt 1 = 0,002.73.3,710. √ 126  2,885 = 3,580 δ H -Hệ số ảnh hưởng của các sai số ăn khớp, tra bảng 5.11, δ H = 0,002; g 0 -Hệ số ảnh hưởng của sai lêch các bước răng bánh 1 và 2, tra bảng 5.12, g 0 vH . bw 1 . d w 1 2.T 1 . K Hβ . K Hα = 73; Như vậy: σ H = ZM.ZH. Z ε . √ 2.T 1 . K H . utt 1 ± 1  b w 1 . u tt 1 . d 2w 1  =274.1,482.0,853. √ 2. 119986,093 .1,344 . 2,885  1  126.0,3 .2,885 .64,8652  2 =404,743 MPa Tính chính xác lại ứng suất tiếp xúc cho phép: [ σ H ] =  σ H ' . Z V . Z R . K XH Z V = 1 do v= 3,710 < 5 m/s Z R = 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 Sinh viên:Ngô Hôồng Hiêếu | Giáo viên hướng dẫẫn: Nguyêẫn Mạnh Nên [ σ H ] = 404,545 . 1 . 0,95 . 1 = 384,318 MPa Kiểm tra điều kiện ứng suất tiếp xúc theo:   σ H −σ H  σH  = 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 σ khoảng cách trục.Vì thiếu bền σ H > H ] nên cần tăng khoảng cách trục lên.Tăng từ aw = 126 mm lên thành aw = 130 mm Các 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 ° ; β b = 33,645 ° ; ZH =1,491; ε β = 3,662; ε α = 1,390 ; Z ε = 0,848; d w 1 = 66,838 mm; v= 3,823 m/s; K Hα = 1,15; v H = 3,743; K HV = 1,069; K H = 1,253; σ H = 373,366; ∆ σ H = 2,850 % < 4 %. Tính lại chiều rộng vành răng theo công thức: bw = ψ ba . a w σ .  H  σ H  2 373,366  = 0,3 . 130 .  384,318 2 = 36,809 mm Chiều rộng của các bánh răng cấp nhanh sẽ là: b 2 = b w 1 = 37 mm; b1 ≈ 1,1 b 2 = 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 F 1 =2. T 1 . K F . Y ε . Y β . Y F 1 /( b w 1 . d w 1 .m) ≤ [ σ F 1 ] σ F 2 = σ F 1 . Y F 2 / Y F 1≤ [ σ F 2 ] Y ε -Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, Y ε = 1/ ε α = 1/1,390 = 0,719 Y β -Hệ số kể đến độ nghiêng của răng, Yβ β° = 1 - 140 = 1 – 36,129 140 = 0,742 Y F1 và Y F 2 -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: z V 1 = z 1 / cos 3 β = 27 / cos 3 36,129 = 51,242 z V 2 = z 2 / cos 3 β = 78 / cos 3 36,129 = 148,033 Nội suy từ bảng 5.14 ta có Y F 1 = 3,646; Y F 2 =3,678 K 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 ψ bd = 0,583, K Fβ = 1,019 Sinh viên:Ngô Hôồng Hiêếu | Giáo viên hướng dẫẫn: Nguyêẫn Mạnh Nên 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: 11,231.37 .66,838 v F .b w 1 . d w 1 K FV =1 + = 1 + 2. 119986,093 .1,019 .1,386 = 1,164 2.T 1 . K Fβ . K Fα 2 v F = δ F . g 0 .v. √ aw 1  u tt 1 = 0,006.73.3,823. √ 130  2,89 = 11,231 δ F -Hệ số ảnh hưởng của các sai số ăn khớp, tra bảng 5.11, δ F = 0,006; g 0 -Hệ số ảnh hưởng của sai lêch các bước răng bánh 1 và 2, tra bảng 5.12, g 0 = 73; vF < v Fmax = 700(bảng 5.13); Như vậy: σ F 1 =2. 119986,093 . 1,644 . 0,719 . 0,742 . 3,646 /(37.66,838.2) = 77,576 2 MPa σ F 2 = 77,576 . 3,678 / 3,646 = 78,257 MPa Tính 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 F 1 ]’ = KXF. YS. YR. [ σ F 1 ] = 1.1,032.1.200,571 = 206,989 MPa [ σ F 2 ]’ = KXF. YS. YR. [ σ F 2 ] = 1.1,032.1.185,143 = 191,067 MPa Như 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; K qt = Tmax/T = 1,5 Tmax-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 Fmax 1 = σ F 1 . K qt = 77,576. 1,5 = 116,364 ≤  σ F 1 max = 272 MPa σ Fmax 2 = σ F 2 . K qt = 78,257. 1,5 = 117,385 ≤  σ F 2 max = 272 MPa σ 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 truyền Sinh viên:Ngô Hôồng Hiêếu | Giáo viên hướng dẫẫn: Nguyêẫn Mạnh Nên Các thông số cơ bản của bộ truyền bánh răng được tính toán theo các công thức: d 1 = m z 1 /cos β = 2.27 /cos 36,129 = 66,86 d 2 = m z 2 /cos β = 2.78 /cos 36,129 = 193,14 d w 2 = u tt 1 . d w 1 = 2,89.66,838 = 193,162 d a 1 = d1 + 2(1 + x1 - ∆ y )m = d1 + 2m = 66,86 + 2.2 = 70,86 d a 2 = d2 + 2(1 + x2 - ∆ y )m = d2 + 2m = 193,14 + 2.2 = 197,14 d f 1 = d1 – (2,5 – 2x1)m = d1 – 2,5m = 66,86 – 2,5.2 = 61,86 d 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 nhanh T Thông số Ký hiệu Trị số Đơn vị T aw 1 1 Khoảng cách trục 130 mm 2 Modun pháp m 2 mm bw 1 3 Chiều rộng vành răng 37 mm u 4 Tỷ số truyền 2,89 tt 1 β 5 Góc nghiêng của răng 36,129 Độ z 6 Số răng các bánh răng 27 Chiếc 1 z2 78 Chiếc x1 7 Hệ số dịch chỉnh 0 x2 0 d1 8 Đường kính vòng chia 66,86 mm d2 193,14 mm d 9 Đường kính vòng lăn 66,838 mm w1 dw2 193,162 mm d a1 10 Đường kính vòng đỉnh 70,86 mm d a2 197,14 mm df1 11 Đường kính vòng đáy răng 61,86 mm df2 188,14 mm II.Tính toán thiết kế bộ truyền cấp chậm 3.1.Chọn vật liệu Bánh răng Nhãn thép Sinh viên:Ngô Hôồng Hiêếu Nhiệt luyện Độ rắn (HB) Giới hạn bền σb Giới hạn chảy σch | Giáo viên hướng dẫẫn: Nguyêẫn Mạnh Nên Nhỏ Thép 45 Lớn Thép 45 Tôi cải thiện Tôi cải thiện 275 (MPa) 850 (MPa) 580 260 850 580 3.2. Xác định sơ bộ ứng suất cho phép 3.2.1. Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép -Ứng suất tiếp xúc cho phép sơ bộ σH  = σ 0Hlim SH K HL σ Hlim1 = 2 HB + 70 = 2. 275 + 70 = 620 0 σ Hlim 2 = 2 HB + 70 = 2. 260 + 70 = 590 S H 1 = S H 2 = 1,1 0 Hệ số tuổi thọ KHL xác định theo công thức: 1 KHL1 = KHL2 = N  H 01  m N HE 1 1 N H 02 m   N HE 2 H H mH = 6 NH01 = 30 HB12,4 = 30. 2752,4 = 21,454.106 NH02 = 30 HB22,4 = 30. 2602,4 = 18,752.106 3 Ti ti NHE1 = 60.c . n 2 . ∑ t h .∑  T  = max ∑ ti T 0,8T 0,5T 60.1.379,502.3.274.2.7.[( T )3.0,4 + ( T )3.0,3 + ( T )3.0,3] = 154,891.106 NHE2= N HE 1 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 ; n 2 ; 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 H 1 = 620 1,1 590 = 563,636 MPa ;  σ H 2  = 1,1 = 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: Sinh viên:Ngô Hôồng Hiêếu | Giáo viên hướng dẫẫn: Nguyêẫn Mạnh Nên σ σ H1 ' σH = H2   σ H 1 == 563,636  536,364 2 = 550 MPa ≤ 1,25  σ H 2 = 670,455 MPa -Ứng suất uốn cho phép sơ bộ 0 σF σ Flim SF = K FC K FL K FC = 1( bộ truyền quay 1 chiều) = 1,8 HB = 1,8.275= 495 MPa σ = 1,8 HB = 1,8.260= 468 MPa σ SF1 = SF2 = 1,75 Hệ số tuổi thọ KFL: 0 Flim1 0 Flim2 KFL1 = KFL2 = N F 01 m1  N FE 1 1 N F 02 m   N FE 2  F H mF = 6; NF01 = NF02= 4.106 T i m ti  = T max ∑ ti T 0,8T 0,5T 60.1. 379,502.3.274.2.7.[( T )6.0,4 + ( T )6.0,3 + ( T )6.0,3] = NFE1 = 60.c . n 2 . ∑ t h .∑  F 126,651.106 NFE2= N FE 1 u1 = 126,651. 106 2,3 = 55,066.106 Vì NFE1 > NF01 ; NFE2 > NF02 nên KFL1 = 1 và KFL2 = 1.  σ F 1  σ F 2 495 = 1,75 = 282,857 MPa 468 = 1,75 = 267,429 MPa 3.2.2.Ứng suất tiếp xúc ứng suất uốn cho phép khi quá tải -Ứng suất tiếp xúc khi quá tải Đối với bánh răng tôi cải thiện:  σ H max =  σ H 2  max = 2,8. σ ch 2 = 2,8.580 = 1624 MPa -Ứng suất uốn cho phép khi quá tải HB ≤ 350 nên:  σ F 1 max = 0,8. σ ch1 =0,8.580 =464 MPa  σ F 2 max = 0,8. σ ch 2 =0,8.580 = 464 MPa 3.3.Xác định sơ bộ khoảng cách trục -Khoảng cách trục được xác định theo công thức: Sinh viên:Ngô Hôồng Hiêếu | Giáo viên hướng dẫẫn: Nguyêẫn Mạnh Nên aw = K a .( u 2 ± 1). √ √ 3 T 2 . K Hβ σH = 49,5 .( 2,3   1). 2  . u .ψ 2 ba 331845,023 .1,021 = 164,652 mm 536,364 2 .2,3 .0,5 Lấy a w = 165 mm K a = 49,5; u 2 = 2,3; T 1 = 331845,023; MPa; ψ ba = 0,5 3 K Hβ = 1,021; σ  H =536,364 Trong 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 ψ bd = 0,5. ψ ba .( u 2 ± 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; ψ ba -Hệ số chiều rộng vành răng, tra bảng 5.4; 3.4.Xác định các thông số ăn khớp 3.4.1.Xác định modun Theo quan điểm thống nhất hóa, lấy modun cấp chậm như cấp nhanh, m = 2 3.4.2.Xác định số răng, góc nghiêng và hệ số dịch chỉnh Tính số răng bánh nhỏ theo công thức; 2. a w . 2.165 z1 = m. u 1 = 2. 2,3 1 = 50 2 Chọn z1 = 50 z2 = z1.u2 = 50.2,3=115 Lấy z2 = 115 Tính tỷ số truyền thực tế: z2 z1 utt1 = = 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 = 165 Tính chính xác lại khoảng cách trục: a w = m. zt/2= 2.165/2 = 165 mm Sinh viên:Ngô Hôồng Hiêếu | Giáo viên hướng dẫẫn: Nguyêẫn Mạnh Nên Lấy 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: cos α tw = zt.m.cos α /(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; σ H = ZM.ZH. Z ε . √ 2.T 2 . K H . u tt 2 ± 1  b w 2 .u tt 2 . d 2w 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 ⁡ 2 α tw  = √ 2. sin ⁡ 2.20 = 1,764 Z ε -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 Z ε = √  4−ε α   3 = √  4−1,788  3 = 0,859 KH-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 v H . bw 2 . dw 2 7,368.165 .0,5.100 =1 + 2.T . K . K = 1 + 2.331845,023.1,021 .1 = 1,090 2 Hβ Hα v = π . dw 2 . n 2 /(60.1000) = 3,14.100.379,502/(60.1000) = 1,986 m/s d w 2 -Đường kính vòng lăn bánh nhỏ, tính theo công thức: 2. a w 2 2.165 = = 100 mm 2,3 1 utt 2  1 = δ H . g 0 .v. √ aw  utt 2 = 0,006.73.1,986. √ 165  2,3 = 7,368 -Hệ số ảnh hưởng của các sai số ăn khớp, tra bảng 5.11, δ H = 0,006; dw2 = vH δH g 0 -Hệ số ảnh hưởng của sai lêch các bước răng bánh 1 và 2, tra bảng 5.12, g0 = 73; Như vậy: σ H = ZM.ZH. Z ε . √ 2.T 2 . K H . u tt 2 ± 1  b w 2 .u tt 2 . d 2w 2  =274.1,764.0,859. √ 2.331845,023.1,113 . 2,3 1  165.0,5 .2,3. 1002  = 470,586 MPa Tính chính xác lại ứng suất tiếp xúc cho phép: Sinh viên:Ngô Hôồng Hiêếu | Giáo viên hướng dẫẫn: Nguyêẫn Mạnh Nên [ σ H ] =  σ H ' . Z V . Z R . K XH Z V = 1 do v= 1,574 < 5 m/s Z R = 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 MPa Kiểm tra điều kiện ứng suất tiếp xúc theo:   σ H −σ H  σH  = 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 σ khoảng cách trục.Vì thừa bền σ H < H ] nên cần giảm khoảng cách trục.Giảm từ aw = 165 mm xuống thành aw = 150 mm Các 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; d w 2 = 91,213 mm; v = 1,811 m/s; K Hα = 1; v H = 6,421; K HV = 1,065; K H = 1,087; σ H = 516,006 MPa; ∆ σ H = 1,268 % < 4 %. Tính lại chiều rộng vành răng theo công thức: bw 2 = ψ ba . a w .  σH  σ H  2 = 0,5 . 150 .  516,006 2  = 76,914 mm 509,546 Chiều rộng của các bánh răng cấp nhanh sẽ là: b 2 = b w 2 = 77 mm; b1 ≈ 1,1 b 2 = 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 F 1 =2. T 2 . K F . Y ε . Y F 1 /( b w . d w 2 .m) ≤ [ σ F 1 ] σ F 2 = σ F 1 . Y F 2 / Y F 1≤ [ σ F 2 ] Y ε -Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, Y ε = 1/ ε α = 1/1,778 = 0,562 Y F 1 và Y F 2 -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: z V 1 = z 1 / cos 3 β = 45 / cos 3 0 = 45 z V 2 = z 2 / cos 3 β = 103 / cos 3 0 = 103 Nội suy từ bảng 5.14 ta có Y F 1 = 3,675; Y F 2 =3,63 K 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 Sinh viên:Ngô Hôồng Hiêếu | Giáo viên hướng dẫẫn: Nguyêẫn Mạnh Nên K Fβ -Hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn, tra bảng 5.5, với ψ bd = 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: v F . bw 2 . d w 2 18,778.150.0,5 .91,213 K FV =1 + = 1 + = 1,154 2.331845,023.1,032 .1,22 2.T 2 . K Fβ . K Fα v F = δ F . g 0 .v. √ aw  utt 2 = 0,016.73.1,986. √ 150  2,289 = 18,778 δ F -Hệ số ảnh hưởng của các sai số ăn khớp, tra bảng 5.11, δ F = 0,016; g 0 -Hệ số ảnh hưởng của sai lêch các bước răng bánh 1 và 2, tra bảng 5.12, g 0 = 73; vF < v Fmax = 700(bảng 5.13); Như vậy: σ F 1 =2. 331845,023 . 1,453 . 0,562 . 3,675 . /(77.91,213.2) = 141,790 MPa σ F 2 = 141,790 . 3,63 / 3,675 = 140,054 MPa Tính 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 F 1 ]’ = KXF. YS. YR. [ σ F 1 ] = 1.1,032.1.282,857 = 291,908 MPa [ σ F 2 ]’ = KXF. YS. YR. [ σ F 2 ] = 1.1,032.1.267,429 = 275,987 MPa Như vậy độ bền uốn được thỏa mãn. 3.7.Kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải σ Hmax = σ H . √ K qt = 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; K qt = Tmax/T = 1,5 Tmax-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 Fmax 1 = σ F 1 . K qt = 141,790. 1,5 = 212,685 ≤  σ F 1 max = 464 MPa σ Fmax 2 = σ F 2 . K qt = 140,054. 1,5 = 210,081 ≤  σ F 2 max = 464 MPa σ 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 truyền Sinh viên:Ngô Hôồng Hiêếu | Giáo viên hướng dẫẫn: Nguyêẫn Mạnh Nên