Hộp giảm tốc bánh răng côn trụ

nhược điểm là : + Giá thành chế tạo đắt ,do phải có dao và có máy chuyên dùng để chế tạo bánh răng côn, ngoài đảm bảo dung sai về kích thước và răng, còn đảm bảo dung sai về góc giữa các trục. + lắp ghép khó khăn ,do hộp giảm tốc bánh răng côn trụ rất nhạy cảm với những sai số khi chế tạo. +khối lượng và kích thước lớn so với hộp giảm tốc bánh răng trụ . b . tính toán động học hệ dẫn động phần I : động học hệ băng tải 1. Chọn động cơ a,Xác định công suất cần thiết của động cơ Công suất tương đương xác định theo công thức : P = Trong đó : +,Công suất công tác Pct : P ct = KW Với : v =0.71m/s_vận tốc băng tải; F=5570 _Lực kéo băng tải; +, Hiệu suất hệ dẫn động h : h = ế hnib . Theo sơ đồ đề bài thì : h =hk.h4ôl.hbrcôn. hbrtrụ.hdai; Tra bảng( 2.3)Ttttkhdđ cơ khí_tập1 , ta được các hiệu suất: hk=1 _ là hiệu suất nối trục. hol= 0,992 _ là hiêu suất một cặp ổ lăn; hbrcôn= 0,97_là hiệu suất một cặp bánh răng côn; hbrtrụ =0.97 _là hiệu suất một cặp bánh răngtrụ; hdai = 0,95 _ là hiệu suất bộ truyền đai để hở h = 1. 0,9924. 0,97.0,97. 0,95 = 0,8656 +, Hệ số truyền đổi b : b = Công suất tương đương Ptđ được xác định bằng công thức: Ptđ =4,153 b, Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ điện. Chọn sơ bộ tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống là uc .Theo bảng 2.4, truyền động bánh răng trụ hộp giảm tốc đồng trục2 cấp, truyền động đai dẹt (bộ truyền ngoài): Uc= usbh. usbd; usbh _tỉ số truyền sơ bộ hộp giảm tốc ; usbh =(10..25); usbx _ tỉ số truyền sơ bộ của đai dẹt thường ; usbd =(2…4); Uc=(10..25).(2..4)= 20…100 ; +, Số vòng quay của trục máy công tác là nlv : nlv = = 33,92 vg/ph Trong đó : v : vận tốc băng tải; v = 0,71 m/s ; D : đường kính băng tải ; D=400 mm ; Số vòng quay sơ bộ của động cơ nsbđc: nsbđc = nlv . usb = 33,92.(20..100) = (678..3392) vg/ph ; Ta chọn số vòng quay đồng bộ : nđb=1500 v/ph ; c, Chọn động cơ Chọn động cơ phải thỏa mãn điều kiện : Pđc Ptđ , nđc ằ nsb và _hệ số quá tải; Từ kết quả : ; ; Theo bảng phụ lục P 1.3_ Ttttkhdđ cơ khí_tập1,Ta chọn động cơ kí hiệu:4A112M4Y3 +,Các thông số kĩ thuật của động cơ 4A112M4Y3 như sau : Pđc =5,5 kw ; nđc =1425 vg/ph ; cosj=0,85 ; n %= 85.5 ; ; Tra( bảng 17)_ Ttttkhdđ cơ khí_tập1,có: Đường kính trục động cơ :d T=32 mm ; Khối lượng : m=56 kg; Kết luận động cơ 4A112M4Y3 có kích thước phù hợp với yêu cầu thiết kế. 2. Phân phối tỷ số truyền Ta đã biết: Uc= usbh. usbx _Tỷ số truyền chung +,Chọn uđai = 2,8 ị uhộp = ; +, Uh= u1. u2 Trong đó : u 1 : Tỉ số truyền cấp nhanh cặp bánh răng côn ; u2 : Tỉ số truyền cấp chậm cặp bánh răng trụ ; Chọn các thông số : Thay các giá trị trên vào công thức (3.17) Với tra đồ thị (tr45) ta chọn: +,Chọn : u1 =4; u2=3,75; 3, Xác định các thông số trên các trục. a, Công suất tác dụng lên các trục +, Công suất tác dụng lên trục III : P3= = = 3,98 kw +, Công suất tác dụng lên trục II : P2= == 4,14 kw +, Công suất tác dụng lên trục I : P1= = = 4,3 kw b, số vòng quay trên các trục : +, Tốc độ quay của trục I : n1 = =509vg/ph +, Tốc độ quay của trục II : n2 = = = 127,25vg/ph +, Tốc độ quay của trục III : n3 = = = 34 vg/ph +, Tốc độ quay của trục công tác: nct=n =34 vg/ph c, Mô men xoắn trên các trục : Ti = 9,55.106. Trục I : T1= 9,55. 106. N.mm. Trục II : T2 = 9,55. 106. N.mm Trục III :T3= 9,55. 106. N.mm. 4.bảng tổng kết Trục Thông số Trục động cơ I II III Công tác u=2,8 U1 = 4 U2 = 3,75 U=1 P(kW) 4,3 4,14 3,98 3,95 n (vg/ph) 1425 509 127,25 34 34 T(N.mm) . . . . . . . . 80677,8 310703,3 1117911,7 1,1179.10 Ta lập được bảng kết quả tính toán sau: Phần II : Tính toán thiết kế chi tiết máy I.Tính toán bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc A.Tính toán bộ truyền cấp nhanh (bánh răng côn). 1.Chọn vật liệu. Để thống nhất hoá vật liệu , chọn vật liệu hai cấp(cấp nhanh và cấp chậm) như nhau ; theo bảng (6.1)tttk hdđ cơ khí tập 1; với chế độ làm việc chịu va đập vừa, ta chọn vật liệu: Bánh nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241 . . 285 Có : sb1 = 850 MPa ; sch 1 = 580 MPa. Bánh lớn : Thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192 . . 240 Có : sb2 = 750 Mpa ; sch 2 = 450 MPa. 2. Xác định ứng suất cho phép . +, ứng suất tiếp xúc cho phép : ; +,ứng suất uốn cho phép : ; Tính sơ bộ chọn : ZRZVKxH = 1 ị ; YRYSKxH = 1 và KFC =1 (do đặt tải một chiều) ị; +, Dựa vào bảng (6.2) tttk hdđ cơ khí tập 1 ,với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn bề mặt 180 . . 350 HB ,ta chọn độ rắn bề mặt : Bánh nhỏ HB = 245 Bánh lớn HB = 230 ị soHlim1 = 2.HB 1+ 70 = 2.245 + 70 = 560 Mpa ; soFlim1 = 1,8.HB1 = 1,8 . 245 = 441 Mpa ; ị soHlim2 = 2.HB1 + 70 = 2. 230 + 70 = 530 Mpa ; soFlim2 = 1,8 . HB1 = 1,8 . 230 = 414 Mpa ; +, KHL, KFL : là hệ số tuổi thọ xác định theo công thức : KHL= KFL= Với : mH ;mF : là bậc đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn ,do HB < 350 đ mH = 6. NHO: Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc. NHO1 =30 . NHO2 =30 . NFO : số chu kì ứng suất cơ sở khi thử về uốn : NFO = 4.106 ; NHE ;NFE : số chu kì thay đổi ứng suất tương đương : ; ; ị NHE1 > NHO1 => KHL1 = 1 NHE2 > NHO2 => KHL2 = 1 ị NFE1 > NFO => KFL1 = 1 NFE2 > NFO => KFL2 = 1 +, SH ;SF : Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn, tra bảng (6.2) ,ta có SH =1,1. SF =1,75. Thay vào ta được : +, ; ị [sH]1 = ; [sH]2= +,; ị [sF]1 = ; [sF]2= ; +, ứng suất quá tải cho phép : [sH]max=2,8. sch ị [sH]max1=2,8.580 = 1624 Mpa ; [sH]max2=2,8.450 = 1260 Mpa ; [sF]max= 0,8.sch ị [sF]max1= 0,8.580 = 464 Mpa ; [sF]max2=0,8.450 = 360 Mpa ; 3. Tính toán thông số của cấp nhanh Vì bộ truyền là bộ truyền bánh côn răng thẳng nên : a.xác định sơ bộ chiều dài côn ngoài Revà đường kính chia ngoài de Theo công thức (6.52a),ta có chiều dài đường kính chia ngoài của bánh nhỏ (bánh chủ động): Re = ; Trong đó: +, KR : hệ số phụ thuộc bánh răng và loại răng,với bộ truyền bánh côn răng thẳng bằng thép đ KR = 0,5.Kd = 0,5.100 =50 MPa1/3 (do Kd = 100 Mpa1/3 ) ; +, KHb : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng bánh răng côn ; Kbe _hệ số chiều rộng vành răng , Kbe= = 0,25…0,3 ,do u1 = 4 > 3 đ Kbe = 0,25 ; Theo bảng 6.21 , với: Kbe.u1/( 2 - Kbe) = 0,25.4/(2 – 0,25) = 0,57 ;ổ đũa ; ta được : KHb = 1,12 ; +, T1 =80677,8 Mpa _mômen xoắn trên trục I ; +, [sH]=481,8 Mpa ; Vậy : Re = +, Đường kính chia ngoài của bánh răng côn chủ động là : b, Xác định các thông số ăn khớp : +, Số răng bánh nhỏ : Từ de1 =80,4 mm và tỉ số truyền u1 = 4 ,tra bảng (6.22) ,ta có :z1p =17 ; Với : HB 1,HB1 < HB 350 ; ị z1 = 1,6.z1p = 1,6.17 = 27,2 , chọn z1 =27 răng ; dựa vào bảng (6.22) tttk hdđ cơ khí tập 1 ; chọn hệ số dịch chỉnh đối xứng : x1 =0,36 ; x2 =- 0,36 ; +, Đường kính trung bình và mô đun trung bình : dm1 = ( 1- 0,5.Kbe)de1 = (1- 0,5.0,25).80,4 = 70,35 mm mtb=dm1/z1 = 70,35/27 = 2,605 mm +, Mô đun vòng ngoài theo (6.56) : mte = mtb/(1- 0,5Kbe) = 2,605/(1- 0,5.0,25) = 2,97 mm Theo bảng( 6.8) tttk hdđ cơ khí tập 1, lấy theo trị số tiêu chuẩn: mte = 3 mm ; Do đó : Mô đun trung bình tính lại là: mtb = mte.(1 – 0,5.Kbe) = 3.(1- 0,5.0,25) =2,625 mm +, Số răng bánh nhỏ : Z26,8 lấy Z +, Số răng bỏnh lớn: răng +,Góc côn chia: d1 = arctg(z1/z2) = arctg(27/108) = 14,036 d2 = 90 - d1 = 75,964 +, Chiều dài côn ngoài : Re = 0,5.mte 0,5.3. 166,98 mm +,Đường kính chia ngoài của bánh răng côn lớn : d e2 = z2.mte =108. 3 = 324 mm +, Đường Kính trung bình bánh răng nhỏ tính lại : 70,875 mm 4. Kiểm nghiệm bộ truyền răng côn : a, ứng suất tiếp xúc : Theo công thức (6.58) : sH = [sH] ;(1) Trong đó : +, ZM : hệ số kể đến cơ tính của vật liệu bánh răng ăn khớp ,vật liệu thép-thép , tra bảng (6.5 ),ta có : ZM =274 MPa1/3 +, ZH :hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, tra bảng (6.12) ; ta có : ZH =1,76 (với b=0 và x1 + x2 =0 ); +,Ze :hệ số kể đến sự trùng khớp của răng : Theo (6.59a) , bánh răng côn thẳng : Ze = = ; trong đó: theo (6.60) có ; (do ) ea = [1,88 – 3,2(1/z1 + 1/z2)]cosbm = [1,88 – 3,2(1/27 + 1/108)].1 = 1,73 +, KH :hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc ; Theo (6.61) : KH = KHb.KHa.KHn Với : KHb - hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng ; tra bảng (6.21), ta được : KHb =1,12 ; KHa - hệ kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng động thời ăn khớp; bánh răng côn thẳng KHa = 1; KHV – hệ số kể đến tải trọng xuất hiện trong vùng ăn khớp ; KHV =1 + nH .b.dm1 /(2.T1 . KHb . KHa ); Trong đó : Vận tốc vòng : v = p.dm1.n1/60.1000 = 3,14.70,875.509/60.1000 = 1,888 m/s Theo bảng (6.13) tttk hdđ cơ khí tập 1 ,dùng cấp chính xác 8 . Theo bảng (6.15) tttk hdđ cơ khí tập 1 ,: dH =0,006 (răng thẳng không vát đầu răng ), Theo bảng (6.16) tttk hdđ cơ khí tập 1 ,với cấp chính xác 8, tra được g0 = 56 ; Theo công thức (6.64), ta có: nH =dH.g0.v. tra bảng (6.17) có : nH < nmax ; +, b_chiều rộng vành răng ; b = Kbe.Re = 0,25.166,98 = 41,745 mm ị Theo công thức (6.63): KHn =1+nH.b.dm1/(2.T1.KHb.KHa) = 1 + 5,97. 41,745. 70,875/(2.80677,8.1,12.1) = 1,097; Do đó : KH = 1. 1,12. 1,097 = 1,23 Thay các giá trị vừa tính vào (1) ta có : sH = MPa ; +, Tính chính xác ứng suất cho phép v< 5 m/s nên : Zv= 1; Ra = 2,5…1,25 mm nên : ZR= 0,95 da<700 mm nên : KXH= 1 [sH]= 481,8. 0,95. 1. 1 = 457,7 MPa ; Vậy: [sH]>sH ị cặp bánh răng côn thỏa mãn bền tiếp xúc ; 5. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn : Theo công thức ( 6.65) : sF1 = ; trong đó : +, T1 =80677,8Nmm_ mômem xoắn trên trục chủ động ; +, mtm = 2,625 mm_ môđun pháp trung bình ; +, b=41,745 mm _ chiều rộng vành răng ; +,dm1 =70,875 mm_ đường kính trung bình của bánh chủ động ; +,Yb _hệ số kể đến độ nghiêng của răng ; Yb =1(do răng thẳng) ; +, với ea=1,72 đ Ye =1/ea =0,58 ; +,Số răng tương đương ZV1=Z1/cos(d1)=27/cos(14,036)=27,83 ZV2=Z1/cos(d2)=108/cos(75,964)=445,3 Và với x1=0,36; x2=-0,36 tra bảng 6.18 ta được YF1=3,58; YF2=3,54 Vậỵ +, YF1 :hệ số dạng răng ,tra bảng (6.18) ,ta có : YF1 =3,58 ; YF2=3,54(với x1 = 0,36); +, KF _hệ số tải trọng khi tính về uốn : KF = KFb .KFa .KFv ; KFb :hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng ; KFb =1,25 KFa: hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp,với bỏnh răng cụn thẳng KFV: hệ số tải trọng động suất hiện trong vùng ăn khớp : KFn =1+nF.b.dm1/(2.T1.KFbKFa ) Theo 6.64 : Trong đó : dF = 0,016 bảng (6.15) g0 = 56 bảng(6.16) ị ; Do đó : KFv = 1 + 15,92.41,745.70,875/(2.80677,8.1,25.1 ) =1,23 ; KF = 1,25. 1. 1,23 =1,54; ịTa được: sF1 = MPa < [sF1] = 252 Mpa ; sF2 = sF1 .YF2/YF1=78,14. 3,54/3,58= 77,27 Mpa<[sF2] = 236,5 Mpa ; Như vậy:điều kiện bền uốn được đảm bảo . 6. Kiểm nghiệm răng về quá tải : Theo (6.48) ,với hệ số quá tải : Kqt = 1,6 ; sHmax = sH. MPa < [sH] max =1260 Mpa Theo (6.49) : sF1max = sF1.Kqt = 78,14. 1,6 = 125MPa < [sF1] max= 464 Mpa sF2max = sF2.Kqt = 77,27. 1,6 = 123,63 MPa < [sF2] max =360 Mpa ị thoả mãn ; 7. Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng côn : Chiều dài côn ngoài Re = 166,98 mm Mô đun vòng ngoài mte = 3 mm Chiều rộng vành răng b = 41,745 mm Tỷ số truyền um= 4 Góc nghiêng của răng b = 0 Số răng bánh răng z1 =27 , z2 = 108 Hệ số dịch chỉnh chiều cao x1 = 0,36 , x2 = - 0,36 Theo các công thức trong bảng 6.19 tính được : Đường kính chia ngoài de1 = 81 mm , de2 = 324 mm Góc côn chia d1 =14,036, d 2 =75.964 Chiều cao răng ngoài he = 6,6 mm Chiều cao đầu răng ngoài hae1 = 4,08 mm , hae2 = 1,92 mm Chiều cao chân răng ngoài hfe1 = 2,52 mm , hfe2 = 4,68 mm Đường kính đỉnh răng ngoài dae1 = 88,91 mm , dae2 = 324,93 mm +, Tính lực ăn khớp: Fr1 = Fa2 = Ft1.tga.cosd1 =2276. tg20o cos14,036= 803N Fa1 = Fr2 = Ft1.tga.sind1 = 2276. tg20o .sin14,036=201N B.Tính bộ truyền cấp chậm bánh răng trụ răng nghiêng 1.Chọn vật liệu : Do thống nhất hoá vật liệu nên chọn vật liệu cấp chậm như đối với cấp nhanh ( cặp bánh răng côn) : Bánh nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241 . . 285 Có : sb1 = 850 MPa sch 1 = 580 MPa. Bánh lớn : Thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192 . . 240 Có : sb2 = 750 Mpa ; sch 2 = 450 MPa. ă Xác định ứng suất cho phép : +, ứng suất tiếp xúc cho phép : ; +,ứng suất uốn cho phép : ; Tính sơ bộ chọn : ZRZVKxH = 1 ị ; YRYSKxH = 1 và KFC =1 (do đặt tải một chiều) ị; Vì cùng vật liệu và số vòng quay bánh trụ nhỏ bằng số vòng quay bánh côn lớn (vì cùng lắp trên trục).Do đó ta có: NHo3= 1,62.107 NHo4= 1,40.107 NHE3=NHE2= 27,4.107 ---> NHE4= NHE3/u2= 7,61.107 ị KHL3 = 1 KHL4 = 1 NFE3=NFE2=24,2.107 ---> NFE4=NFE3/u2= 6,72.107 (NFO= 4.107 ) ị KFL3 = 1 KFL4 = 1 +, ứng suất tiếp xúc và uốn cho phép : [sH]=509 Mpa [sF]3 =252 Mpa [sH]=481,8 Mpa [sF]4=236,5 Mpa +, ứng suất quá tải cho phép : [sH]max3= 1624 Mpa [sF]max3 =464 Mpa [sH]max4 =1260Mpa [sF] =360 Mpa 2. tính toán các thông số của cấp chậm Bộ truyền bánh trụ răng nghiêng : +, Xác định sơ bộ khoảng cách trục: aw2 = Ka(u2+1) Với: T2: Mômen xoắn trên trục bánh chủ động, N.mm ; T2 = 310703,3 Nmm Ka: Hệ số phụ thuộc vào vật liệu cặp bánh răng và loại răng . Theo bảng( 6.5) tttk hdđ cơ khí tập 1,ta có : K a= 43 KHb : Hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng; Hệ số Yba = bw/aw là hệ số chiều rộng bánh răng theo bảng 6.6 do bộ truyền đặt đối xứng nên chọn Yba = 0,3 ; Theo (6.16) tttk hdđ cơ khí tập 1 : ybd =0,53 yba(u2+1) = 0,53.0,3(3,75 +1 ) = 0,755 Tra bảng(6.7) tttk hdđ cơ khí tập 1 , ta có: KHb = 1,046 Thay số ta định được khoảng cách trục : aw2= 43.(3,75+1) =215,65 mm Lấy aw2 = 220 mm +, Các thông số ăn khớp: Mô đun pháp : m = ( 0,01 á 0,02 ) aw2 = 2,2 á 4,4mm Theo dãy tiêu chuẩn bảng 6.8 ; chọn m = 3 mm Chọn sơ bộ = 10 do đó cos= 0,9848 theo (6.31 ) Số răng bánh nhỏ (bánh 3) : Z3 = 2 aw2 cos/ m(u2+1) = 2.220.0,9848/ 3.(3,75 + 1) = 30,40 ta lấy Z3 = 30 răng Số răng bánh lớn (bánh 4) : Z4 = u2.Z3 = 3,75. 30 = 112,5 lấy =112 ị Do vậy tỷ số truyền thực : um = Z4/ Z3 = 112/30 = 3,733 cos=m(=3.(30+112)/(2.220)=0,96818 3. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc. Yêu cầu cần phải đảm bảo sH [sH] Theo công thức (6.33) : sH = ZM ZH Ze Trong đó : - ZM : Hệ số xét đến ảnh hưởng cơ tính vật liệu;tra bảng 6.5 , ta có : ZM =274 Mp1/3 Theo (6.35) tg =tg13,603 với ZH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc; ZH = = = 1,717 Ze : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng; ea = [1,88 – 3,2(1/z3 + 1/z4)]cosb ; ea = [ 1,88 – 3,2(1/30 + 1/112)].0,96818 = 1,689 ị Ze = = = 0,769 - KH : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc; KH = KHb. KHVKHa ; KHb :hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc,tra bảng 6.7, được KHb = 1,046; KHa =1,13_hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp KHV : hệ số tải trọng động trong vùng ăn khớp với : Đường kính vòng lăn bánh nhỏ = 92,96 mm m\s vì v < 4 m/s tra bảng 6.13 (trang 106) chọn cấp chính xác 9 (tra bảng 6.15 răng thẳng không vát đầu được :dH =0,006 ) (tra bảng 6.16 cấp chính xác là cấp 9 được : go =73 ị ị KH =1,005. 1,13 . 1,046 = 1,189 - bw : Chiều rộng vành răng.b =66 mm - dw3 : Đường kính vòng lăn của bánh chủ động; dw3 =92,96 mm -TII = 310703,3 Nmm ; sH = 274.1,717.0,769. = 463,65 MPa ; +, Tính chính xác ứng suất cho phép v< 5 m/s nên : Zv= 1; Ra = 2,5…1,25 mm nên : ZR= 0,95 da<700 mm nên : KXH= 1 [sH]= 495,4. 0,95. 1. 1 = 470,63 MPa ; Như vậy : sH <[sH] 4. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn. Yêu cầu: sF [sF] ; Theo công thức 6.43 (sách tính toán thiết kế ... T1) sF3 = 2.T2 KFYeYbYF3/( bwdw3.m) [sF] ; trong đó : +, T2 = 310703,3 Nmm +, KF = KFb.KFa.KFV Theo bảng 6.7 tttk hdđ cơ khí tập 1,ta có KFb = 1,11 Bánh trụ răng nghiêng : KFa = 1 ,37 Theo bảng 6.15 => dF =0,006 => ị vậy : KF = KFb.KFa.KFV = 1,11.1,37.1,0135 = 1,54 +, Ye :hệ số trùng khớp của răng : Với ea = 1,689 ị Ye = 1/ea = 1/1,689 = 0,592 +, Yb = 1 -1-14,491/140 = 0.8965 Số răng tương đương Z33 răng Z123 răng +,Tra bảng 6.18 ,ta có: YF3= 3,77 (với Z3 =33 , x1 =0 ) YF4= 3,6 (với Z4 =112 , x2 =0 ) ị ứng suất uốn : sF3 = 2.310703,3.1,54. 0,592.0,8965. 3,77 / (66. 92,96. 3) = 104,02 MPa; sF4 = sF3 . YF4 / YF3 = 104,02. 3,6/3,77 = 99,33 MPa; sF3 < [sF3] = 252 MPa, sF4< [sF4] = 236,5 MPa; Vậy độ bền uốn được thoả mãn 5. kiểm nghiệm răng về quá tải : Hệ số quá tải : Kqt =Tmax/T = 1,6 sHmax = sH. MPa < [sH] max =1260 Mpa Theo (6.49) : sF3max = sF3Kqt =104,02.1,6=166,43 MPa <=464 Mpa sF4max = sF4Kqt = 99,33.1,6=158,92 MPa <= 360 Mpa Kết luận : Bộ truyền cấp chậm làm việc an toàn. 6.Các thông số và kích thước của bộ truyền : Khoảng các trục aw2 = 220 mm Mô đun pháp m = 3 mm Chiều rộng vành răng bw = 66mm Tỷ số truyền um = 3,733 Góc nghiêng của răng b =14,491 Góc ăn khớp : atw =20,605 Số răng bánh răng z3 = 30 ; z4 = 112răng Hệ số dịch chỉnh x3 = 0 ; x4= 0 Theo các công thức trong bảng 6.11 ta tính được : Đường kính vòng chia d3 = 93mm , d4 = 347mm Đường kính đinh răng da3 =99 mm, da4 = 353 mm Đường kính đáy răng df3 =85,5 mm , d =339,5 mm ă Kiểm tra điều kiện bôi trơn của hộp giảm tốc: Điều kiện bôi trơn: -da2: Đường kính của bánh bị dẫn của bộ truyền cấp nhanh. -da4: Đường kính của bánh bị dẫn của bộ truyền cấp chậm. da4 =353; dae2 = 324,93 ị c = = 1,086 thoả mãn điều kiện bôi trơn Vậy bộ truyền thoả mãn điều kiện bôi trơn II. tính bộ truyền đai Chọn đai vải cao su a)Xác định các thông số của bộ truyền +, Đường kính bánh đai nhỏ được xác định theo công thức thực nghiệm sau đây d= chọn d = 224 theo tiêu chuẩn , trong đó T = 80677,8 Nmm + vận tốc v = m/s < v +Đường kính bánh đai lớn = 633,53 mm Lấy trị số theo tiêu chuẩn theo bảng 21.15 ta lấy d =630 +tỷ số truyền thực tế u= 2,78 Sai lệnh tỷ số truyền = 0,7 % < 4% +Khoảng cách trục được tính theo công thức 4.3 1281 lấy amm +chiều dài đai được xác định theo công thức 4.4 tthdđck.1 = 4170 mm Cộng thêm từ 100 mm tuỳ theo cách nối đai -Số vòng chạy của đai i=v/l = 5,96/4,1=1,45 < i +Tính góc ôm :163,47> b)xác định tiết diện đai và chiều rộng bánh đai theo công thức 4.9 ,tính lực vòng : 1000. 4,3/5,96= 721 N Diện tích tiết diện đai dẹt được xác định từ chỉ tiêu về khả năng kéo của đai A =b =F Theo bảng 4.8 tỷ số nên dùng là 1/40 Do đó Theo bảng 4,1 ta chọn loại đai không có lớp lót Chiều dày đai theo tiêu chuẩn , với số lớp = 4 +ứng suất có ích cho phép , theo 4.10 ta có Trong đó với bộ truyền nằm ngang , điều chỉnh định kỳ ta chọn = 1,8Mpa Theo bảng 4.9 ta được do đó , =2,27Mpa Theo công thức =0,95 Thoe công thức =1-0,04(0,01.5,96-1)=1,025 Tra bảng 4.12 c=1 =1,8.0,95.1,025.1= 1,75 Mpa Theo công thức 4.8 thì: b =F =721.1,35/(5.1,75)= 111,24 mm ( Theo bảng 4.1 chọn b= 112 mm theo tiêu chuẩn Từ chiều rộng đai theo bảng 21.16 tttkhdđck t2 tra được chiều rộng bánh đai B= 125 mm c) Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục với đã chọn khi xác định tính được lực căng ban đầu =1,8.5.112 = 1008 N Lực tác dụng lên trục =2.1008.sin(163,47/2)= 1995 N d)Kết quả tính toán thông số kích thước Đường kính bánh đai nhỏ 224 Đường kính bánh đai lớn d 630 Chiều rộng bánh đai B, mm 125 Chiều dài đai l,mm 4170 Tiết diện đai 112 lực tác dụng lên trục (N) 1995 III. thiết kế trục III.1.Chọn vật liệu chế tạo các trục. Chọn vật liệu chế tạo các trục : dùng thép 45 có sb =850Mpa Với ứng suất xoắn là [t]= 12...50Mpa III.2.Chọn khớp nối Do mômen xoắn nhỏ : T1=1117,91 Nm và cần bù sai lệch trục : chọn loại nối trục vòng đàn hồi (có khả năng bù sai lệch, giảm va đập, chấn động, cấu tạo đơn giản) +, Tại trục III có mômen xoắn : Tt = k.T1= 1,3. 1117,91 1453,28 Nm tra bảng 16.1, tttk hdđ cơ khí tập 1 : hệ số chế độ làm việc_k =1,2…1,5 ; chọn k = 1,3 Tra bảng 16.10a và 16.10b,dựa vào mômen xoắn T1 ta được : Kích thước của nối trục vòng đàn hồi : Bảng 16.10b kích thước cơ bản của vòng đàn hồi T = 2000 (N.m) dc = 24 (mm) d1 = M16 D2 =32 (mm) l = 95 (mm) l1 = 52 (mm) l2 = 24 (mm) l3 = 44 (mm) h = 2 Kiểm tra độ bền của vòng đàn hồi : +Điều kiện về sức bền dập của vòng đàn hồi : với : dc=24 ; l3 =44 ; Do=200 ; z = 8 ; k= 1,3 = N/mm2< [] =(2…4) N/mm2 Vậy vòng đàn hồi thỏa mãn sức bền dập +Điều kiện sức bền của chốt : l0= l1+l2/2=52+24/2 = 64 mm ; suy ra = N/mm2 =(6080)N/mm2 Vậy chốt đủ điều kiện làm việc Lực tác dụng lên khớp: III.3. Tính và chọn sơ bộ đường kính trục và chiều rộng ổ lăn : Đường kính sơ bộ xác định theo công thức (10.9): Trong đó T là mômen xoắn, [] là ứng suất xoắn cho phép, với vật liệu trục làm bằng thép C45 thì ta lấy giá trị là 15MPa. +, Đường kính trục vào : => = 29,96 lấy d= 30 mm, tra bảng 10.2, ta có chiều chiều rộng ổ lăn +, Đường kính trục II: => (mm) chọn d2 =50 mm, tra bảng 10.2 , ta có chiều chiều rộng ổ lăn b0 = 27 mm. +, Đường kính trục III : => (mm) Chọn d3 = 60 mm, tra bảng 10.2, ta được chiều rộng ổ lăn b0 = 31 mm. d(mm) d1 =30 d2 = 50 d3= 60 b0(mm) 19 27 31 III.4.Xác định các kích thước trên trục : k1 = 8 mm ; k2 = 5 mm ; k3= 10 mm ; hn = 15 mm I Lm12 =1,5d1=1,5 . 30 = 45mm L12 =-lc12= 0,5(lm12+b0)+k3+hn=0,5(45+19)+10+15 = 57 mm L11 =2,5d1= 2,5 . 30 = 75 mm Lm13 = 1,4d1= 1,4 . 30= 42 mm L13 = l11+k1+k2+lm13+0,5(b0-b13cos)= 119,25 mm II Lm22 = 1,5d2 = 1,5. 50 = 75 mm L22 =0,5 (lm22+b0) +k1+k2 = 0,5 (75+27 )+ 8+ 5 = 64 mm L23 =l22 +0,5 (lm22 +b13 cos )+ k1* =116,47 mm Lm23 = 1,4d2 = 1,4 .50 = 70 mm L21 = lm22 +l m23 +b0 +3k1 +2k2 =206 mm III Lm32 = 1,5 d3 = 1,5 . 60 =90 mm Lm33 = 2d3 =2 . 60 = 120 mm Lc33 =0,5 (lm33 +b0 ) +k3 +hn =0,5.(120+31)+10+15 = 100,5 mm L32 = 0,5 (lm32+b0 )+k1 +k2 =0,5.(90+31) +8+5 =73,5 mm L31 =2l32 =2.73,5 = 147 mm L33 =l31 +lc33 =147 +100,5 = 247,5 mm III.5.Xác định tải trọng tác dụng lên trục: a)Bộ truyền đai: b)Bộ truyền bánh răng côn răng thẳng: c)Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng : III.6.Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục : III.6.1 Xác định đường kính trục I: (hình vẽ): *Xác định lực tác dụng lên trục I *Vẽ biểu đồ mômen lên trục I *Xác định đường kính trục tại các tiết diện tính mômen uốn tổng và mômen tương đương tai tiết diện nguy hiểm là ổ lăn 1 : Tính tại ổ lăn 2 Tính tại tiết diện lắp bánh răng côn Tính đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm(qua ổ lăn 1+2+tiết diện lắp bánh răng): (tra bảng10.5 tttk hdđ cơ khí tập 1, với d=30 mm ta có[]=67 Mpa). Xuất phát từ yêu cầu độ bền , lắp ghép ,công nghệ và kết cấu,ta chọn các đường kính đoạn trục như sau: Đường kính trục chỗ lắp với ổ lăn d10 = d11= 30 mm Đường kính của đoạn trục giữa hai ổ lăn d = 35 mm lấy đường kính trục tại chỗ lắp bánh răng d13 = 25 m, Bánh răng côn chịu tải trọng và yêu cầu độ chính xác cao, được lắp trên trục bằng mối ghép trung gian : ổ được lắp trên trục bàng mối lắp có độ dôi : *Chọn then và tínhkiểm nghiệm mối ghép then trục 1 : Với đường kính trục lắp then d = 25 mm ,ta chọn then bằng và tra bảng 9.1a có các kíchthước như sau : b = 8 mm , h = 7 mm t1 =4 mm , Chiều dài then tại tiết diện d3(chứa bánh răng côn nhỏ) : lt1 =(0,8 . . 0,9).lm12 =(0,8 . . 0,9).45=36 . . 40 mm, chọn lt1=35mm. +, Kiểm nghiệm độ bền dập và độ bền cắt của then : Theo (9.1) : MPa Theo ( 9.2) : MPa Với: tải trọng tĩnh , dạng lắp cố định , tra bảng 9.5 ta có ứng suất dập và ứng suất cắt cho phép của then : [s] = 150 MPa [t] = 60 . . 90 MPa Như vậy : s <[s] và t < [t] ịKết luận : mối ghép then thoả mãn cả điều kiện dập và điều kiện cắt ,do đó then làm việc đủ bền . III.5.2.Xác định đường kính trục II *Xác định lực tác dụng lên trục II * Vẽ biểu đồ mô men cho trục II *Xác định đường kính trục II tại các tiết diện Tính mô men uốn tổng hợp và mômen tương đương tại tiết diện lắp bánh răng côn và tại tiết diện lắp bánh răng trụ răng nghiêng Tính đường kính trục tại một số tiết diện nguy hiểm : d1= = mm (tra bảng 10.5 ,có: [s] = 58 MPa) d2= = mm xuất phát từ yêu cầu về công nghệ lắp ghép ta chọn đường kính các đoạn trục như sau : đường kính trục ổ lăn chọn tiêu chuẩn (ngõng trục): d1=40 mm đường kính trục của bánh răng: d2= 45 mm ,lắp có độ dôi *Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi: Kết cấu trục thiết kế được phải thoả mãn điều kiện: (1) Trong đó: [s] – hệ số an toàn cho phép, [s] = 2,5... 3. ss , st - hệ số an toàn chỉ xét riêng cho trường hợp ứng suất pháp hoặc ứng suất tiếp tại tiết diện, được tính theo công thức sau đây: ; (*) trong đó : s-1, t-1: giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng chọn vật liệu là thép C45 +tôI cải thiện nên: s-1= 0,436.sb=0,436.850=370,6 Mpa t-1 = 0,58.s-1= 0,58.370,6 =215 Mpa sa, ta, sm, tm là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện đang xét. Hệ số ảnh hưởng của ứng suất trung bình,tra bảng 10.7 : ys = 0,1 ; yt = 0,05 Trục không được tăng bền do đó b = 1 Trục quay ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng ,do đó : sm = 0 , sa = smax = W: mô men cản uốn ,giá trị tính theo công thức trong bảng 10.6 , với trục có một rãnh then: W = ứng suất xoắn được coi như thay đổi theo chu kỳ mạch động ( khi trục quay 1 chiều ): ta = tm = tmax/2 = T2/2.W02 W0 : mô men cản xoắn , giá trị tính theo công thức trong bảng 10.6 W02 = Tra bảng 9.1a tttk hdđ cơ khí tập 1,ta có kích thước then : b = 14 mm ;h = 9 ; t1 = 5,5 Kiểm nghiệm trục tại hai tiết diện nguy hiểm 2-2 và 3-3 trục bị yếu do rãnh then , ta kiểm nghiệm tại hai tiết diện đó : +,ứng suất uốn : sa1 = Mu1/Wu1 mô men cản uốn : Tại tiết diện nguy hiểm 2: do có cùng đường kính trục và kích thước rãnh then nên : ị +,ứng suất tiếp : ta = tm /2=T2/2W0 mômen cản xoắn: ịta1=ta2=310703,3/2.16548,4 = 9,38 N/mm2 +, K=(ks/es+kx-1)/ky; Ktdj=(kt/et+kx-1)/ky; Với: kx_là hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, tra bảng10.8(tại tiết diện nguy hiểm cần đạt độ nhẵn bề mặt Ra=2,5 . . 0,63 mm),ta đượckx=1,1 các bánh răng lắp trên trục theo k6, kết hợp then không tăng bền bề mặt,tra bảng10.9 ta có: ky=1 tra bảng 10.12 khi gia công trục có sb = 850 MPa, rãnh then được cắt bằng dao phay ngón , tra bảng 10.12 ta được : kt = 1,96 , ks = 2,07 Hệ số kích thước với d = 50 mm , vật liệu trục là thép cácbon ,lắp có độ dôi , tra bảng 10.10 : es = 0,83 , et = 0,77 ị ks/es=2,07/ 0,83 =2,49 kt/et=1,96/ 0,77= 2,54 ị Ksdj=(2,49+1,1-1)/1,0 = 2,59 Ktdj=(2,54+1,1-1)/1,0 = 2,64 Thay các giá trị tìm được vào (*) ta được : , ịs1= , ịs2= Vì hệ số an toàn [s]= 2,5 . . 3, do đó : s [s] ,đảm bảo độ bền mỏi và không cần kiểm tra độ cứng của trục. *Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh. Điều kiện trục thoả mãn về độ bền tĩnh là: . Trong đó : s =Mmax/(0,1.d3) = 386064,64/(0,1.453) = 42,43 MPa. t = Tmax/(0,2.d3) = 310703,3/(0,2.453) = 17,04 MPa. [s] = 0,8.sch = 0,8.580 = 464 MPa; Thay số ta được: Trục thoả mãn độ bền tĩnh. *Chọn then và nghiệm then Với đường kính trục lắp then d = 45 mm ,ta chọn then bằng ,có các kích thước như sau : b = 14 mm , h = 9 mm , t1 =5,5 mm , Chiều dài then tại tiết diện d1(lắp) : lt1 =(0,8 . . 0,9) .lm22 =(0,8 . . 0,9).75 =60 . . 67,5 mm, lấy : lt1= 60 mm Chiều dài then tại tiết diện d2 : lt2 = (0,8 . . 0,9) .lm23 =(0,8 . . 0,9) .70 = 56 . . 63 mm Lấy lt2=60 mm. Kiểm nghiệm độ bền dập của then : Theo (9.1) : MPa Với đặc tính làm việc êm , dạng lắp cố định ,tra bảng 9.5 ta có ứng suất dập cho phép của then : [s] = 150 MPa ị vậy sd < [s] đối với cả hai then. Kiểm nghiệm độ bền cắt của then : Theo ( 9.2) : MPa Với tải trọng tĩnh: [t] = 60 . . 90 MPa Như vậy : t < [t] đối với cả hai then. Kết luận : mối ghép then thoả mãn cả điều kiện dập và điều kiện cắt ,do đó then làm việc đủ bền . III.5.3 Xác định đường kính trục III *Xác định lực tác dụng lên trục III *Biểu đồ mômen trên trục III *Xác định đường kính trục II tại các tiết diện Tại tiết diện lắp bánh răng nghiêng : Tại tiết diện lắp ổ lăn thứ 2 tính đường kính trục tại hai tiết diện này : Xuất phát từ yêu cầu về độ bền công nghệ và kết cấu,chọn : (Đường kính các đoạn trục lấy theo đường kính trục sơ bộ) Đường kính trục chỗ lắp bánh răng : d3 = 60 mm, kiểu lắp f60H7/k6 Đường kính trục chỗ lắp với ổ lăn d0 = 55 mm,lắp có độ dôi k6 *Chọn then và tính mối ghép then Với then lắp trên đoạn trục lắp bánh răng : d3 = 60 mm , ta chọn then bằng ,có các kích thước như sau : b = 18 mm , h =11 mm , t1 =7 mm , Chiều dài then tại tiết diện lắp bánh răng : lt1 = (0,8..0,9) .lm33 = 72..81 mm Lấy : lt1 = 75 mm Theo (9.1 ) ta có ứng suất dập của then lắp trên trục lắp bánh răng : MPa như vậy sd < [s] ,thoả mãn b) Kiểm nghiệm độ bền cắt của then : Theo ( 9.2) : MPa Với đặc tính làm việc êm : [t] = 60 . . 90 MPa Như vậy : t < [t] đối với cả hai then. Kết luận : mối ghép then thoả mãn cả điều kiện dập và điều kiện cắt ,do đó then làm việc đủ bền . IV. Chọn ổ và tính toán ổ lăn 1.Chọn và tính ổ lăn cho trục 1: a.chon loại ổ: Tải trọng hướng tâm ở hai ổ : lực dọc trục : ; Tốc độ quay n = 509(vòng/phút) Do yêu cầu độ cứng cao ,đảm bảo độ chính xác giữa vị trí trục và bánh răng côn ,chọn ổ đũa côn 1 dãy .Tra tra bảng P_2.11 tttk hdđ cơ khí tập 1 ,dựa vào đường kính ngõng trục d = 30 mm,ta chọn : sơ bộ ổ đũa côn cỡ trung có kí hiệu 7306 ,có : C = 40 KN ; C0= 29,9 KN ,a = 13,500 Sơ đồ bố trí ổ : +, Tính ổ theo khả năng tải động : Cd=Q. Trong đó : m :là bậc của đường cong ; m = 10/3 L_tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay , L = 60.n110-6 .Lh = 60.509.10-6.18000 = 549,72( triệu vòng) Q _ là tải trọng động : Qi= (XiVFri + Yi.Fai)Kt.Kđ Fr ,Fa: là tải trọng dọc trục và tải trọng hướng tâm . V_hệ số kể đến vòng quay, vòng trong quay : V = 1 . K._.