PHẦN I: TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
1. Chọn động cơ điện
1.1. Chọn kiểu, loại động cơ điện
+ Động cơ điện một chiều: loại động cơ này có ưu điểm là có thể thay đổi trị số của
mômen và vận tốc góc trong phạm vi rộng, đảm bảo khởi động êm, hãm và đảo chiều
dễ dàng... nhưng chúng lại có nhược điểm là giá thành đắt, khó kiếm và phải tăng thêm
vốn đầu tư để đặt thiết bị chỉnh lưu, do đó được dùng trong các thiết bị vận chuyển
bằng điện, thang máy, máy trục, các thiết bị thí nghiệm ...
+ Động cơ điện xoay chiều: bao gồm 2 loại: một pha và ba pha.
Động cơ một pha có công suất nhỏ do đó chỉ phù hợp cho các dụng cụ gia đình.
Trong công nghiệp sử dụng rộng rãi động cơ ba pha: đồng bộ và không đồng bộ.
So với động cơ ba pha không đồng bộ, động cơ ba pha đồng bộ có ưu điểm hiệu
suất và cos cao, hệ số tải lớn nhưng có nhược điểm: thiết bị tương đối phức tạp, giá
thành cao vì phải có thiết bị phụ để khởi động động cơ, do đó chúng được dùng cho
các trường hợp cần công suất lớn (100kw), khi cần đảm bảo chặt chẽ trị số không đổi
của vận tốc góc. Động cơ ba pha không đồng bộ gồm hai kiểu : rôto dây cuốn và rôto
ngắn mạch. Động cơ ba pha không đồng bộ rôto dây cuốn cho phép điều chỉnh vận
tốc trong một phạm vi nhỏ ( khoảng 5), có dòng điện mở máy thấp nhưng cos
thấp, giá thành đắt, vận hành phức tạp do đó chỉ dùng thích hợp trong một phạm vi
hẹp để tìm ra vận tốc thích hợp của dây chuyền công nghệ đã được lắp đặt. Động cơ
ba pha không đồng bộ rôto ngắn mạch có ưu diểm là kết cấu đơn giản, giá thành hạ,
dễ bảo quản, có thể trực tiếp vào lưới điện ba pha không cần biến đổi dòng điện song
hiệu suất và hệ số công suất thấp so với động cơ ba pha đồng bộ, không điều chỉnh
được vận tốc.
Từ những ưu, nhược điểm trên cùng với điều kiện hộp giảm tốc của ta, ta chọn
Động cơ ba pha không đồng bộ rôto ngắn mạch.
1.2. Chọn công suất động cơ
1
Công suất của động cơ được chọn theo điều kiện nhiệt độ, nhằm đảm bảo
cho nhiệt độ của động cơ khi làm việc không vượt quá trị số cho phép. Để đảm bảo
điều kiện đó cần thoả mãn yêu cầu sau
dc
Pdm
Pdtdc (kW)
(1)
Theo đề bài ra, tính chất tải trọng là không đổi và quay theo một chiều nên:
pdtdc plvdc
Trong đó:
(2)
Pdmdc - Công suất định mức của động cơ.
Pdtdc - Công suất đẳng trị trên trục động cơ.
Plcdc - Công suất làm việc danh nghĩa trên trục động cơ.
Plcdc
Plvdc
(kW)
(3)
Với: Plcdc - Công suất làm việc danh nghĩa trên trục công tác.
- Hiệu suất chung của toàn hệ thống.
Trong hộp giảm tốc gồm các bộ truyền mắc nối tiếp nên: k br ol
Tra bảng 2.3 [1] ta có:
k = 1
- Trị số hiệu suất của khớp nối.
br = 0,98 - Trị số hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ.
ol = 0,99
- Trị số hiệu suất của ổ lăn.
Hiệu suất chung của toàn hệ thống: 1 0,982 0,994 0,923
Công suất làm việc danh nghĩa trên trục công tác được xác định theo công
thức sau:
Plvct
Trong đó:
Ft v 4500 1,3
5,85 kw
1000
1000
(4)
Ft: - Lực vòng băng tải (N).
v: - Vận tốc băng tải (m/s).
Thay vào (3) ta có:
P
dc
lc
5,85
6,34 kw
0,923
(5)
2
Như vậy, động cơ cần chọn phải có công suất lớn hơn hoặc ít nhất bằng 6,826 (kw).
1.3. Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ
Số vòng quay đồng bộ của động cơ được xác định theo công thức:
ndb =
Trong đó:
60 f
p
ndb: - Số vòng quay đồng bộ của động cơ điện.
f: - Tần số của dòng điện xoay chiều (Hz) (f = 50Hz)
p: - Số đôi cực từ.
Trên thực tế, số vòng quay đồng bộ càng thấp thì kích thước khuôn khổ và
giá thành của động cơ tăng (vì số đôi cực từ lớn). Tuy nhiên dùng động cơ có số
vòng cao lại yêu cầu giảm tốc nhiều hơn, tức tỉ số truyền của toàn hệ thống tăng,
dẫn tới kích thước và giá thành của các bộ truyền tăng lên.
Do trạm dẫn động băng tải không có yêu cầu gì đặc biệt nên ta chọn các
động cơ có p = 2 tương ứng với số vòng quay đồng bộ là 1500 vòng/phút (tương
ứng số vòng quay có kể đến sự trượt 3% là 1455 vòng/phút).
Số vòng quay của trục công tác là:
n ct
Trong đó:
60 103 V 60 103 1,3
62, 07 (vòng/phút)
D
400
nct: Số vòng quay của trục công tác (vòng/phút).
D: Đường kính tang băng tải (mm)
với bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng tý số truyền nên dùng : 8 – 40
Tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống usb:
usb =
ndb 1455
23, 44 (thuộc khoảng u nên dùng)
nct 62, 07
1.4. Chọn động cơ thực tế
dc
dc
Từ (1), (2), (3) và (5) ta có: p dc
p p 6, 34
dm
dt
lv
Tra bảng P1.3 (tr 237) ta chọn được động cơ 4A132S4Y3 với các thông số sau:
3
Kiểu
Công suất
(kW)
vận tốc quay
7,5
1455
4A100S4Y3
(vòng/phút)
Cos
Tk
Tdn
Tmax
Tdn
%
0,86
2,0
2,2
87,5
1.5. Kiểm tra điều kiện mở máy.
Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ
Khi khởi động, động cơ cần sinh ra một công suất đủ lớn để thắng sức ỳ của
hệ thống. Vì vậy cần kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ.
Điều kiện mở máy của động cơ thoả mãn nếu công thức sau đảm bảo:
dc
Pmm
Pbddc
Trong đó:
(6)
dc
: - Công suất mở máy của động cơ (kw).
Pmm
p
dc
mm
TK
Tdn
p
Với:
dc
đm
2, 0 7,5 15 (kw)
(7)
Tk: - Momen khởi động của động cơ.
Tdn: - Momen danh nghĩa của động cơ.
Pbddc - Công suất cản ban đầu trên trục động cơ (kw).
p
dc
bd
K bd
p
dc
lv
1,5 6,34 9,51 (kw)
(8)
Từ (7) và (8) ta có điều kiện (6) thỏa mãn.
Vậy, động cơ đã chọn(4A132S4Y3 ) thỏa mãn điều làm việc.
2. Phân phối tỉ số truyền
Tỉ số truyền chung của toàn hệ thống (u) xác định theo:
u
Trong đó:
n dc
n
ct
1455
9,51
62, 07
ndc: - Số vòng quay của động cơ đã chọn (vòng/phút).
nct: - Số vòng quay của trục công tác (vòng/phút)
Với hệ dẫn động gồm các bộ truyền mắc nối tiếp nên ta có :
u u1 u2
Với u1,u2 là tỉ số truyền của các bộ truyền trong hệ thống.
u ung uh
2.1. Tỷ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp : ung=1
2.2. Tỷ số truyền của các bộ truyền trong hộp giảm tốc:
4
Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển được xác định theo công thức:
uh u1 u2
u1 là tỉ số truyền của cặp bánh răng cấp nhanh, được xác định :
u1 0,825 3 uh2 0,825 3 23, 442 6, 76
u2 là tỉ số truyền của cặp bánh răng cấp chậm, được xác định :
u2
uh 23, 44
3, 47
u1
6, 76
3. Tính toán các thông số trên các trục
Ký hiệu các chỉ số tính toán như sau: Chỉ số "dc" ký hiệu trục động cơ, các
chỉ số “I”, “II”, “III”, “ct” lần lượt là ký hiệu của các trục 1, 2, 3 và trục công tác.
3.1. Tính công suất trên các trục
Với sơ đồ tải trọng không đổi,chọn công suất danh nghĩa là công suất lớn
nhất trong đó :
- Công suất danh nghĩa trên trục động cơ tính theo công thức:
P P
dc
dc
lc
Plvct
5,85
6,34(kw)
0,923
- Công suất danh nghĩa trên các trục I, II, III và trục công tác (ct) xác định
theo các công thức sau:
PI Pdc dcI ol 6,34 1 0,99 6, 276(kw)
PII PI I II ol 6, 276 0,98 0,99 6,089( kw)
PIII PII II III ol 6,089 0,98 0,99 5,908( kw)
Pct PIII III ct ol 5,908 1 0,99 5,849( kw)
3.2. Tính số vòng quay của các trục
- Tốc độ quay của trục I:
nI = ndc = 1455 (vòng/phút)
- Tốc độ quay của trục II:
nII
- Tốc độ quay của trục III:
nIII
- Tốc độ quay của trục công tác:
ndc 1455
215, 24 (vòng/phút)
nI II 6, 67
nII
nII III
215, 24
62, 03 (vòng/phút)
3, 47
nct nIII 62, 03 (vòng/phút)
3.3. Tính mô men xoắn trên các trục
Mô men xoắn trên trục động cơ được xác định theo công thức sau:
5
T dc
9,55 106 p dc 9,55 106 6,34
41744,33 (Nmm)
ndc
1455
Mô men xoắn trên trục I:
T
I
9,55 106 pI 9,55 106 6, 276
41192,99 (Nmm)
nI
1455
Mô men xoắn trên trục II:
T
II
9,55 106 pII 9,55 106 6, 089
270037,85 (Nmm)
nII
215, 24
Mô men xoắn trên trục III:
T
III
9,55 106 pIII 9,55 106 5,908
909582 ,46 (Nmm)
nIII
62, 03
Mô men xoắn trên trục công tác:
9,55 106 pct 9,55 106 5,849
900489,95
T ct
nct
62, 03
(Nmm)
3.4. Bảng kết quả.
Các kết quả tính ở trên là số liệu đầu vào cho các phần tính toán sau này, ta
lập bảng thống kê các kết quả đã tính toán như trong bảng 1.1. sau đây.
Bảng 1.1. Các kết quả tính toán động lực học các trục
Trục
Động cơ
I
II
III
Công tác
6,34
6,276
6,089
5,908
5,849
Thông số
Công suất
(kw)
Tỷ số truyền
Tốc độ
quay(v/ph)
Mô men
(Nmm)
1
1455
41744,33
1455
41192.99
6,67
3,47
1
215,25
62,03
62,03
270037,85
909582,46
900482,95
6
PHẦN II: THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG
1.Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ cấp nhanh ( bánh răng trụ răng nghiêng )
1.1. Chọn vật liệu bánh răng
Đây là hộp giảm tốc chịu công suất trung bình nên ta chọn vật liệu là thép
nhóm I có độ rắn HB 350, bánh răng được thường hoá và tôi cải thiện.
Để tăng khả năng chạy mòn của răng, nên nhiệt luyện bánh răng lớn đạt độ rắn
thấp hơn bánh răng nhỏ từ 10 đến 15 đơn vị : H1 H 2 10 15 HB
Theo bảng 6.1[1]
a) Bánh 1 (bánh nhỏ)
chọn thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241....285
Giới hạn chảy : ch = 580 (MPa)
Giới hạn bền : b = 850 (MPa)
b) Bánh 2 ( bánh lớn )
chọn thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192....240
Giới hạn chảy : ch = 450(MPa)
Giới hạn bền : b = 750(MPa)
1.2. Xác định ứng suất cho phép
Ứng suất tiếp xúc cho phép H và ứng suất uốn cho phép F được xác định
theo công thức [1]
H =
H0 lim Z R ZV K XH K HL
F =
F0 lim YR YS K XF K FL
SH
SF
(2.2)
(2.3)
7
Trong đó :
ZR hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc
ZV hệ số tính đế ảnh hưởng của vận tốc
KXH hệ số tính đến ảnh hưởng của kich thước bánh răng
YR hệ số ảnh hưởng của độ nhám bề mặt lượn chân răng
YS hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng xuất
KXF hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn
Trong bước tính thiết kế , sơ bộ lấy ZR.ZV.KXH = 1 và YR.YS.KXF = 1, do đó
công thứ (2.2) và (2.3) trở thành
H
H0 lim .K HL
SH
(2.4) ; F
F0 lim .K FL
SF
(2.5)
H0 lim và F0 lim lần lượt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng xuất uốn cho phép
ứng với chu kỳ cơ sở.
Theo bảng 6.2[1] với thép 45 tôi cải thiện hoăc thường hóa đạt độ rắn
HB 180...350
H0 lim 2HB 70 ; SH=1,1
(2.6)
F0 lim 1,8HB ; SF=1,75
+ Chọn độ rắn bánh răng nhỏ HB1=250
+ Chọn độ rắn bánh răng lớn HB2=240
Khi đó :
H0 lim1 2HB1 70 2 250 70 570(Mpa)
H0 lim2 2HB2 70 2 240 70 550( Mpa)
F0 lim1 1,8HB1 1,8 250 450( Mpa)
F0 lim2 1,8HB2 1,8 240 432( Mpa)
(2.7)
(2.8)
KFC trong (2.5) là hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải, KFC=1 do tải một phía
KHL, KFL hệ số tuổi thọ, được xác định theo công thức :
K HL mH
N OH
N HE
K FL mH
N FO
N FE
(2.9)
(2.10)
8
mF , mF bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn ; mH = 6 ;mF = 6(do
độ rắn mặt răng HB 350 )
NHO số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc, được xác định theo
2,4
công thức 6.5[1] : N HO 30H HB
(2.11)
Trong đó :
HHB : độ cứng brinen
N HO1 30 2502,4 1, 71 107
N HO2 30 2402,4 1,55 107
NFO số chu kỳ ứng suất cơ sở khi thử về uốn , NFO 4.106 đối với tất cả các loại
thép.
NHE,NFE số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương.
Theo đề tài ứng suất tải trọng là ổn định nên ta có :
N HE N FE N 60cnt
(2.12)
Trong đó : t tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét
3
t 6 365 24 2.8 21024( h)
5
c là số ăn khớp trong một vòng quay ; c=1
n số vòng quay trong một phút.
Thay vào (2.12) ta được
N HE1 N FE1 60 11455 21024 183,5 107
N HE2 N FE2 60 1 215, 24 21024 27,1107
So sánh kết quả tính được ta thấy :
+ NHE NHO NHE NHO KHL 1
1
1
1
1
1
+ NHE NHO NHE NHO KHL 1
2
2
2
2
2
+ N FE N FO K FL 1
Vậy ta có thể xác định được ứng suất tiếp xúc cho phép H và ứng suất uốn
cho phép F theo công thức (2.4) và (2.5) :
9
1
H1 570
518,18( Mpa)
1,1
1
H 2 550
500( Mpa)
1,1
Với cấp nhanh sử dụng bánh răng trụ răng nghiêng theo 6.12[1] ta có :
H1 H2
H
H
2
1, 25 H min
518,18 500
509, 09( Mpa) 1, 25 500 625( Mpa)
2
+ Xác định ứng suất uốn cho phép F
1
F1 450
257,14( Mpa)
1, 75
1
F2 432
246,857( Mpa)
1, 75
Ứng suất quá tải cho phép tính theo 6.14[1] :
H max 2,8 ch 2 2,8 450 1260(Mpa)
(2.13)
F1 0,8 ch1 0,8 580 464( Mpa)
max
(2.14)
F2 0,8 ch 2 0,8 450 360( Mpa)
max
(2.15)
1.3.Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh (bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng)
1.3.1. Xác định sơ bộ khoảng cách trục :
aw1 K a (u1 1) 3
T1 K H
[ H ]2 u1 ba1
(2.16)
Trong đó :
Ka : Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng
T1 : Momen xoắn trên trục bánh chủ động
u1 : Tỉ số truyền của bộ truyền cấp nhanh
ba
bw
: Hệ số chiều rộng vành răng
aw
bw : Chiều rộng vành răng
KH : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng
- Theo bảng 6.5[1] với răng nghiêng ta có :
10
Ka = 43
(Mpa)1/3
Kd = 67,5 (Mpa)1/3
ZM = 274 (Mpa)1/3
- Theo bảng 6.6[1] ta chọn ba 0,3
Theo công thức 6.16[1] : bd 0,53 ba (u1 1)
(2.17)
bd 0,53 0,3 (6, 67 1) 1, 234
Với bd 1, 234
- Theo bảng 6.7[1] ta chọn được :
K H 1, 207 ; K F 1, 425 ứng với sơ đồ 3
aw1 43 6, 67 1 3
41192,85 1, 207
150,95(mm)
509, 092 6, 67 0,3
Chọn aw1 = 152 (mm)
1.3.2. Xác định thông số ăn khớp
+ Theo công thức 6.17[1] có môdun : m (0, 01 0, 02) aw
m (0,01 0,02) 152 1,52 3,04 (mm)
Theo bảng 6.8[1] chọn môdun m=2(mm)
+ Chọn sơ bộ 120 , do đó cos 0,978 suy ra số răng bánh nhỏ :
Theo công thức 6.31[1] : z1
2aw1 cos 2 152 cos120
19,32
m (u1 1)
2 (6, 67 1)
(2.18)
Lấy z1=19 (răng)
Số răng bánh lớn
z2 u1 z1 6, 67 19 127 (răng)
Do đó, tỉ số truyền thực sẽ là :
u1
z2 127
6, 68
z1 19
(2.19)
Tính chính xác góc :
cos
m( z1 z2 ) 2 (19 127)
0,9605
2aw1
2 152
(2.20)
16,15 1609'
1.3.3. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
11
+ Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc tính theo công thức 6.33[1]
H Z M Z H Z
2T1 K H (u1 1)
H
2
bw u1 d w1
(2.21)
Theo bảng 6.5[1] Z M 274 (Mpa)1/3
Theo công thức 6.35[1] : tg b cost tg
(2.22)
Trong đó :
b : Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở
t : Góc profin răng
tw : Góc ăn khớp
Với bánh răng không dịch chỉnh (với lấy theo bảng 6.11[1])
t tw arctg
tg
tg 200
arctg
20, 753
cos
0,9605
(2.23)
tg b cos20, 753 tg16,15 0, 2708
b 15,15
Do đó theo công thức 6.34[1] xác định hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc:
ZH
2 cos b
2 cos15,15
1, 7067
sin 2 tw
sin(2 20, 753)
(2.24)
+ Hệ số trùng khớp dọc theo 6.37[1]:
bw sin 0,3 152 sin16,15
2, 0197 >1
m
2
(2.25)
Trong đó bw ba aw1
Do đó hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Z :
Z
1
(2.26)
Trong đó Hệ số trùng khớp ngang tính theo công thức 6.38b[1] :
1,88 3, 2(
1 1
1
1
) cos 1,88 3, 2
0,9605 1, 6197
z1 z2
19 127
(2.27)
Thay vào (2.26) ta được :
12
Z
1
0, 7857
1, 6197
+ Đường kính vòng lăn bánh nhỏ theo bảng 6.11[1]:
d w1
2aw1
2 152
39, 63 (mm)
u1 1 6, 67 1
(2.28)
+ Vận tốc vòng v tính theo công thức 6.40[1]:
v
d w1 n1
60000
39, 63 1455
60000
3, 018(m / s )
(2.29)
Với v=3,018(m/s) theo bảng 6.13[1] dùng cấp chính xác 9.
- Theo bảng 6.14[1] với cấp chính xác 9 và v<5 m/s ta có:
; K F 1, 4
K H 1,16
Theo 6.41[1] hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp KHV
K HV 1
VH bw d w1
2T1 K H K H
(2.30)
+ Theo 6.42[1] có : VH H g0 v
aw1
152
0, 002 73 3, 018
2,1034 (2.31)
u1
6, 67
Trong đó :
H :hệ số ảnh hưởng của các sai số ăn khớp,theo bảng 6.15[1] ta có H 0, 002
g 0 :hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệnh các bước răng bánh 1 và bánh 2, Theo
bảng 6.16[1] có g0 73
Từ (2.30) ta có : K HV 1
2,1034 0,3 152 39, 63
1, 0329
2 41192,99 1, 207 1,16
Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc KH :
KH KH KH KHV 1, 207 1,16 1,0329 1, 4462
Vậy từ (2.21) ta có : H Z M Z H Z
H 274 1, 7067 0, 7857
(2.32)
2T1 K H (u1 1)
H
2
bw u1 d w1
2 41192,99 1, 4462 (6, 67 1)
508,198( Mpa)
0,3 152 6, 67 39, 632
Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:
H CX H Z R ZV K XH (2.33)
ZV hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng:ZV=1 (vì v=3,018m/s <5m/s)
13
ZR hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng:ZR=0,95
KHX hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng:KHX=1
H CX H Z R ZV K HX
509, 09 0,95 1 483, 63 (Mpa)
H H CX 508,198 483, 63
100% 5, 08% >4%
483, 63
H CX
Để đảm bảo độ bền ta tính lại chiều rộng vành răng bw :
2
H
bw ba aw1
H
CX
2
508,198
0,3 152
50,398 (mm)
483,
63
Kiểm nghiệm lại độ bền tiếp xúc
H 274 1, 7067 0, 7857
=>
2 41192,99 1, 4462 (6, 67 1)
483, 4( Mpa)
50.398 6, 67 39, 632
H H CX 483,8 483, 63
100% 0, 035% <4%
483, 63
H CX
1.3.4. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
F1
2T1 K F Y Y YF 1
bw d w1m
F 1
(2.36)
Trong đó :
T1 :momen xoắn trên bánh chủ động
m :modun pháp
dw1 : đường kính vòng lăn bánh chủ động
bw : chiều rộng vành răng
Theo bảng 6.7[1] hệ số phân bố tải trọng trên chiều rộng vành răng KF 1,32
+ Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn KFV
K FV 1
Với
vF bw d w1
2T1 K F K F
vF F g 0 v
aw1
152
0, 006 73 3, 018
6,31
u1
6, 67
(2.37)
(2.38)
Suy ra :
K FV 1
6,31 49, 01 39, 63
1, 0745
2 41192,99 1, 425 1, 4
Do đó hệ số tải trọng khi tính về uốn KF :
14
KF KF KF KFV 1, 425 1, 4 1,082 2,1437
1, 6197 Y
16,15 Y 1
1
140
1
0, 6174
1, 6197
1
16,15
0,885
140
Số răng tương đương :
zv1
z1
19
21, 44
3
cos 0,96053
zv 2
z2
127
143,32
3
cos 0,96053
Theo bảng 6.18[1] ta được : YF1=4,0 ; YF2=3,6
Với m=2 mm hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu Ys :
Ys=1,08-0,0695ln(m)=1,08-0,0695ln2=1,0318
Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám YR=1(bánh răng phay)
Hệ số xét đến kích thước bánh răng KxF=1( da 400mm )
Do đó :
F1 F1 YR YS K xF 257,14 11, 0318 1 265,317 (Mpa)
F 2 F 2 YR YS K xF 246,86 11, 0318 1 254, 711 (Mpa)
Vậy ta có :
F1
2 411192,99 2, 0745 0, 6174 0,885 4, 0
95, 639 Mpa F 1 257,14 (Mpa)
49, 01 39, 63 2
F 2 F1
YF 2
3, 6
95, 639
86, 076 Mpa F 2 246,86
YF 1
4, 0
(Mpa)
Vậy răng thỏa mãn điều kiện bền uốn.
1.3.5. Kiểm nghiệm răng về quá tải
+ Ứng suất tiếp xúc cực đại :
H max H K qt 501,17 1,5 613,805( Mpa) H max =1260 (Mpa)
+Ứng suất uốn cực đại :
F 1max F 1 K pt 95, 639 1,5 143, 458( Mpa) F 1 max 464( Mpa)
F 2 max F 2 K qt 86, 605 1,5 129,114( Mpa) F 2 max 360( Mpa)
15
Vậy răng thỏa mãn điều kiện về quá tải.
1.3.6. Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng cấp nhanh
Khoảng cách trục
Mođun
Chiều rộng vành răng
Tỷ số truyền
Góc nghiêng
Số răng
Hệ số dịch chỉnh
Đường kính vòng chia
Đường kính đỉnh răng
Đường kính đáy răng
Đường kính vòng lăn
a w1 =152 (mm)
m=2
(mm)
bw2 =50,4 (mm) bw1 =54.4
6,67
(mm)
= 16,15 =1609’
z1 = 19 và z2=127 (răng)
x1 = 0 ; x2 = 0
mz1
2 19
39,56 (mm)
d 1=
cos 0,9605
mz2
2 127
d2
264, 45 (mm)
cos 0,9605
d a1= d1+2 (1 + x1 – y)m= 39,56 + 2 2 = 43,56 (mm)
d a2= d2 + 2(1 + x2 – y)m= 261,45 + 2 2 = 265,45 (mm)
d F1= d1 – (2,5 – 2 x1)m = 39,56 -2,5 2 = 34,56 (mm)
d F2= d2 – (2,5 – 2 x2)m =261,45 – 2,5 2 = 256,45 (mm)
d w1 = d1=39,56(mm)
d w2 = u1 dw1 = 264,45 ( mm)
2. Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm(bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng)
2.1. Chọn vật liệu bánh răng
Đây là hộp giảm tốc chịu công suất trung bình nên ta chọn vật liệu là thép
nhóm I có độ rắn HB 350, bánh răng được thường hoá và tôi cải thiện.
Để tăng khả năng chạy mòn của răng, nên nhiệt luyện bánh răng lớn đạt độ rắn
thấp hơn bánh răng nhỏ từ 10 đến 15 đơn vị : H1 H 2 10 15 HB
Theo bảng 6.1[1]
a) Bánh 3 (bánh nhỏ)
chọn thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241....285
Giới hạn chảy : ch = 580 (MPa)
Giới hạn bền : b = 850 (MPa)
b) Bánh 4 ( bánh lớn )
chọn thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192....240
Giới hạn chảy : ch = 450(MPa)
16
Giới hạn bền : b = 750(MPa)
2.2. Xác định ứng suất cho phép
Ứng suất tiếp xúc cho phép H và ứng suất uốn cho phép F được xác định
theo công thức :
H =
H0 lim Z R ZV K XH K HL
F =
F0 lim YR YS K XF K FL
(2.2)
SH
SF
(2.3)
Trong đó :
ZR hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc
ZV hệ số tính đế ảnh hưởng của vận tốc
KXH hệ số tính đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng
YR hệ số ảnh hưởng của độ nhám bề mặt lượn chân răng
YS hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng xuất
KXF hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn
Trong bước tính thiết kế , sơ bộ lấy ZR ZV KXH = 1 và YR YS KXF = 1, do đó
công thứ (2.2) và (2.3) trở thành
H
H0 lim K HL
SH
(2.4) ; F
F0 lim K FL
SF
(2.5)
H0 lim và F0 lim lần lượt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng xuất uốn cho phép
ứng với chu kỳ cơ sở.
Theo bảng 6.2[1] với thép 45 tôi cải thiện hoăc thường hóa đạt độ rắn
HB 180...350
H0 lim 2HB 70 ; SH=1,1
(2.6)
F0 lim 1,8HB ; SF=1,75
+ Chọn độ rắn bánh răng nhỏ HB3=250
+ Chọn độ rắn bánh răng lớn HB4=240
Khi đó :
H0 lim3 2HB3 70 2 250 70 570(Mpa)
H0 lim4 2HB4 70 2 240 70 550( Mpa)
17
F0 lim3 1,8HB1 1,8 250 450( Mpa)
(2.7)
F0 lim4 1,8HB4 1,8 240 432( Mpa)
(2.8)
KFC trong (2.5) là hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải, KFC=1 do tải một phía
KHL, KFL hệ số tuổi thọ, được xác định theo công thức :
K HL mH
N OH
N HE
K FL mH
N FO
N FE
(2.9)
(2.10)
mF , mF bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn ; mH = 6 ;mF = 6(do
độ rắn mặt răng HB 350 )
NHO số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc, được xác định theo
2,4
công thức 6.5[1] : N HO 30H HB
(2.11)
Trong đó :
HHB : độ cứng brinen
N HO3 30 2502,4 1, 7067 107
N HO4 30 240 2,4 1,547 10 7
NFO số chu kỳ ứng suất cơ sở khi thử về uốn , N FO 4 106 đối với tất cả các loại
thép.
NHE,NFE số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương.
Theo đề tài ứng suất tải trọng là ổn định nên ta có :
N HE N FE N 60cnt
(2.12)
Trong đó : t tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét
3
t 6 365 24 2.8 21024( h)
5
c là số ăn khớp trong một vòng quay ; c=1
n số vòng quay trong một phút.
Thay vào (2.12) ta được
N HE3 N FE3 60 1 215,54 21024 27,18 107
18
N HE4 N FE4 60 1 62, 03 21024 7,82 107
So sánh kết quả tính được ta thấy :
+ NHE NHO NHE NHO KHL 1
3
3
3
3
3
+ NHE NHO NHE NHO KHL 1
4
4
4
4
4
+ N FE N FO K FL 1
Vậy ta có thể xác định được ứng suất tiếp xúc cho phép H và ứng suất uốn
cho phép F theo công thức (2.4) và (2.5) :
1
H3 570
518,18( Mpa )
1,1
1
H 4 550
500( Mpa)
1,1
Với cấp nhanh sử dụng bánh răng trụ răng nghiêng theo 6.12[1] ta có :
H3 H 4
H
H
2
1, 25 H min
518,18 500
509, 09( Mpa) 1, 25 500 625( Mpa)
2
+ Xác định ứng suất uốn cho phép F
1
F3 450
257,143( Mpa)
1, 75
1
F4 432
246,857( Mpa)
1, 75
Ứng suất quá tải cho phép tính theo 6.14[1] :
H max 2,8 ch 4 2,8 340 952(Mpa)
(2.13)
F1 0,8 ch3 0,8 580 464( Mpa)
max
F2 0,8 ch 4 0,8 340 272( Mpa)
max
(2.14)
(2.15)
2.3. Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm(bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng)
2.3.1. Xác định sơ bộ khoảng cách trục
Theo công thức :
aw 2 K a (u2 1) 3
T2 K H
[ H ]2 u2 ba
19
Trong đó :
Ka : hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng
T2 : mômen xoắn trên trục bánh chủ động
u2 : tỉ số truyền của bộ truyền cấp chậm
ba
bw
:hệ số chiều rộng vành răng
aw2
bw : chiều rộng vành răng
KH : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng
Theo bảng 6.5[1] ta được Ka=43(Mpa)1/3 ; ZM=274(Mpa)1/3
Theo bảng 6.6[1] chọn ba 0, 4
Với bd 0,53 ba (u2 1) 0,53 0, 4 (3, 47 1) 0,9476
Với bd 0,9476
Theo bảng 6.7[1] ta chọn được : K H 1,0647 KF 1,1495 ứng với sơ đồ 5
aw2 K a (u2 1) 3
T2 K H
[ H ] u2 ba 2
2
43 (3, 47 1) 3
270037 1, 0647
178,37(mm)
509, 092 3, 47 0, 4
Lấy aw2=180(mm)
2.3.2. Xác định thông số ăn khớp
+ môđun pháp : m (0, 01 0, 02)aw2 (0, 01 0, 02) 180 1,8 3, 6 (mm)
Theo bảng 6.8[1] chọn môđun pháp m=2(mm)
+ chọn sơ bộ 150 do đó cos cos150 0,966
Số răng bánh nhỏ :
z3
2aw2 cos 2 180 0,966
38,89
m (u2 1)
2 (3, 47 1)
Lấy z3=39 (răng)
+ số răng bánh lớn:
z4 u2 z3 3, 47 39 135,53 lấy z4=135 (răng)
Do đó tỷ số truyền thực là :
u2
z4 135
3, 46
z3 39
Tính chính xác góc
20
- Xem thêm -
.PDF 
85 
237 
51 
