Tài liệu 2 cấp khải triển

  • Số trang: 85 |
  • Loại file: PDF |
  • Lượt xem: 179 |
  • Lượt tải: 0
tranvantruong

Đã đăng 3224 tài liệu

Mô tả:

2 cấp khải triển
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 dcI 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 11455  21024  183,5 107 N HE2  N FE2  60 1 215, 24  21024  27,1107 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  cost  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 11, 0318 1  265,317 (Mpa)  F 2    F 2   YR  YS  K xF  246,86 11, 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 -