Tài liệu Đồ án Chi tiết máy: Thiết kế trạm dẫn động băng tải - ĐH Giao thông Vận tải Hà Nội

TRƯỜNG ĐH GIAO THÔNG VẬN TẢI HN BM : THIẾT KẾ MÁY THIẾT KẾ MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY Đề số : V –Phương án 1 THIẾT KẾ TRẠM DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI Lời nói đầu Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nội dung không thể thiếu trong chương trình đào tạo kỹ sư cơ khí đặc biệt là đối với các kỹ sư nghành chế tạo máy . Thiết kế môn học chi tiết máy là môn học giúp cho sinh viên có thể hệ thống lại các kiến thức của các môn học như : Chi tiết máy , Sức bền vật liệu , Nguyên lý máy , Vẽ kỹ thuật… Đồng thời giúp sinh viên làm quen dần với công việc thiết kế và làm đồ án chuẩn bị cho việc thiết kế đồ án tốt nghiệp sau này. Nhiệm vụ thiết kế được giao là : THIẾT KẾ TRẠM DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI Do lần đầu tiên làm quen thiết kế với khối lượng kiến thức tổng hợp còn có những mảng kiến thức chưa nắm vững cho nên dù đã cố gắng tham khảo các tài liệu và các bài giảng của các môn có liên quan song bài làm của em còn có những thiếu sót . Em rất mong được sự giúp đỡ chỉ bảo của các thầy cô trong bộ môn để em củng cố kiến thức và có thể hiểu sâu hơn , nắm vững hơn về những kiến thức đã học … Cuối cùng em xin trân thành cảm ơn các thầy cô trong bộ môn hướng dẫn & chỉ bảo cho em hoàn thành tốt nhiệm vụ được giao. Một lần nữa em xin trân thành cảm ơn !!! Trang 2 TRƯỜNG ĐH GIAO THÔNG VẬN TẢI HN BM : THIẾT KẾ MÁY Các số liệu phục vụ cho công việc thiết kế : Sơ đồ hướng dẫn Chế độ làm việc : mỗi ngày làm việc 2 ca , mỗi ca 8 giờ . Mỗi năm làm việc 300 ngày, tải trọng va đập nhẹ Phương án 1 Thứ nguyên Lực vòng trên băng tải P 110 KG Vận tốc băng tải 1,2 m/s Đường kính trong 400 mm Chiều rộng băng tải B 400 mm 5 Năm Thời hạn phục vụ Tỷ số M1/ M Sai số vận tốc cho phép 0,5 5 % Trang 3 TRƯỜNG ĐH GIAO THÔNG VẬN TẢI HN BM : THIẾT KẾ MÁY Phần I CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 1 ) Chọn động cơ : Chọn động cơ điện để dẫn động máy móc hoặc thiết bị công nghệ là giai đoạn đầu tiên trong quá trình tính toán thiết kế máy . Trong rất nhiều trường hợp dung hộp giảm tốc và động cơ biệt lập ,việc chọn đúng loại động cơ ảnh hưởng rất nhiều đến việc lựa chọn và thiết kế hộp giảm tốc cũng như các bộ truyền ngoài hộp . Muốn chọn đúng loại động cơ cần hiểu rõ đặc tính và phạm vi sử dụng của từng loại đồng thời cần chú ý đến các yêu cầu làm việc cụ thể của các thiết bị cần được dẫn động → Để chọn động cơ ta tiến hành theo các bước sau : - Tính công suất cần thiết của động cơ - Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ - Dựa vào công suất và số vòng quay đồng bộ kết hợp với các yêu cầu về quá tải , mômen mở máy và phương pháp lắp đặt động cơ để chọn kích thước động cơ phù hợp với yêu cầu thiết kế a ) Xác định công suất động cơ : Do động cơ làm việc ở chế độ dài hạn với phụ tải thay đổi nên ta chọn công suất của động cơ sao cho trong thời gian làm việc động cơ lúc chạy quá tải , lúc chạy non tải một cách thích hợp để nhiệt độ động cơ đạt giá trị ổn định . Như vậy ta coi động cơ làm việc với phụ tải đẳng trị không đổi . Bằng phương pháp mômen đẳng trị ta xác định công suất của động cơ. Ta có : Mđt = √ 2 2 M 1 .t 1 + M 2 . t 2 = t 1 +t 2  Mđt = 0,863 . M √ 2 M 2 .4+ ( 0,7 M ) .4 8 ; Trong đó M là mômen của hệ thống truyền động P . D 110 ×10 × 0, 4 Với M = 2 = 2 = 227,5 (Nm)  Mđt = 0,863. M = 0,863 . 227,5 = 196,33(Nm) Công suất đẳng trị : Pđt = M đ t × nt (KW) 9550 Với nt – vận tốc của băng tải nt = 60.1000 . v 60000× 1 ,2 = π.D 3,14.400 = 54,60 (v/ph) 196,33× 54,60 9550 Hiệu suất truyền động : η=ηbr×ηổ×ηkhớp nối Với : η br – hiệu suất cặp bánh răng η ổ - Hiệu suất 1 cặp ổ lăn  Công suất đẳng trị : Pđt = = 1,122 (KW) Trang 4 TRƯỜNG ĐH GIAO THÔNG VẬN TẢI HN BM : THIẾT KẾ MÁY ηkhớp nối - Hiệu suất nối trục di động Tra bảng 2-3 “ trị số các hiệu suất” (sách TTTKHDD cơ khí trang 19) ta có : 4 4 Hiệu suất truyền động là : ηbr × ηổ × ηkh ớ p n ố i = 0,974×0,9954×0,99 = 0,859 1,122 Công suất trên trục động cơ là: Pct = 0,859 = 1,306 (KW) Cần phải chọn động cơ điện có công suất lớn hơn hoặc bằng công suất cần thiết trên trục động cơ b) Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ nsb Số vòng quay sơ bộ của động cơ: nsb = nlv . ut Trong đó: nlv - Số vòng quay của trục máy công tác trong 1 phút ut – tỷ số truyền toàn bộ của hệ thống dẫn động Số vòng quay của trục máy công tác (tang quay) trong 1 phút : nlv = 60000. v πD = 60000.1 = 54,60 (v/ph) π .350 Tỷ số truyền toàn bộ của hệ thống dẫn động : đối với bộ truyền bánh răng trụ hai cấp ta chọn ut = 24  Số vòng quay sơ bộ của động cơ : nsb = 54,60. 24= 1310,4 (v/ph) c) Chọn động cơ : Qua việc tính toán các thông số trên ta dựa vào bảng 2P sách “Thiết kế chi tiết máy” trang 322 để chọn động cơ kiểu A02(A022) 31-4 có các thông số kỹ thuật sau: Công suất : Pđc = 2,2 KW Vận tốc : nđc = 1430 v/ph Mm M M = 1,8 ; max = 2,2 ; min = 1,2 M đm M đm M đm 2. Phân phối tỷ số truyền : Việc phân phối tỷ số truyền cho các cấp bộ truyền trong hộp giảm tốc có ảnh hưởng rất lớn tới kích thước và khối lượng của hộp giảm tốc . nđc 1430 Tỷ số truyền chung : uh = n = 54,60 = 26 t Mà uh = u1.u2 Với u1 – tỷ số truyền bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh u2 – tỷ số truyền bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng cấp chậm Để tạo điều kiện bôi trơn các bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc đồng trục bằng phương pháp ngâm dầu ta chọn u1 = u2  u1 = u2 = √ uh = √ 26 = 5,1 3. Xác định công suất , mômen và số vòng quay trên các trục : Trục động cơ I : Pđc = 2,2 KW ; Trang 5 TRƯỜNG ĐH GIAO THÔNG VẬN TẢI HN BM : THIẾT KẾ MÁY nđc = 1430 v/ph ; 6 9,55 .10 . Pđc 9,55 .10 6 .2,2 Tđc = = 1430 = 14692,31 Nmm n đc P 2,2 Trục II : PII = đc .η br . ηổ = 2 . 0,97 .0,995 = 1,062 KW 2 nđc 1430 nII = u = 5,1 = 280,39 v/ph 1 6 9,55 .10 . PII 9,55 .10 6 .1,06 TII = = = 36103,28 Nmm n II 280,39 Trục III : PIII = 2 PII . ηbr . ηổ = 2 .1,062 . 0,97 .0,995 = 2,05 KW nII 280,39 nIII = u = 5,1 = 54,98 v/ph 2 6 9,55 .10 . PIII 9,55 .10 6 .2,05 TIII = = = 356084,03 Nmm n III 54,98 Ta có bảng hệ thống các số liệu tính được : Trục Thông Số Tỷ số truyền u Công suất P Số vòng quay n Mômen xoắn T Thứ nguyên Động cơ II III I 5,1 KW 2,2 5,1 1 v/ph 1430 ,06 280,39 Nmm 14692,3 36103, 1 28 2,05 54,98 356084 ,03 Phần II THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG I. .Chọn vật liệu chế tạo bánh răng : Vì hộp giảm tốc có công suất nhỏ bộ truyền chịu tải trọng va đập nhẹ và không có yêu cầu gì đặc biệt nên ta chọn vật liệu chế tạo hai cấp bánh răng như sau :  Bánh lớn : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB192….. 240 chọn HB2 = 230 giới hạn bền : σb2 = 750 MPa ; giới hạn chảy : σch2 =450 MPa  Bánh nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241….. 285 ta chọn HB1 = 245 giới hạn bền : σb1 = 850 MPa ; giới hạn chảy : σch1 =580 Mpa Trang 6 TRƯỜNG ĐH GIAO THÔNG VẬN TẢI HN BM : THIẾT KẾ MÁY II. . Xác định ứng suất cho phép : Theo bảng 6-2 ‘trị số của σ Hlim và σ0Flim ’ sách TKHDDCK trang 94 Với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 180…. 350 ta có : σ0Hlim = 2HB + 70 ; SH = 1,1 σ0Flim = 1,8HB ; SF = 1,75 khi đó : σ0Hlim1 = 2HB1 + 70 = 2.245 + 70 = 560 MPa σ0Flim1 = 1,8HB1 = 1,8 . 245 = 441 MPa σ0Hlim2 = 2HB2 + 70 = 2.230 + 70 = 530 MPa σ0Flim2 = 1,8HB2 = 1,8 . 230 = 414 MPa Theo công thức 6-5: NHO =30. H 2,4 HB do đó 2,4 7 NHO1 =30 . 245 = 1,63.10 NHO2 =30 . 2302,4 = 1,40 .107 Theo công thức (6-7 ) 0 NHE = 60c∑ Ti 3 .n i t i T max ( ) = 60c.nII/u.∑ t .∑ i Ti 3 .t i/∑ t i T max ( )  NHE2 = 60.2.4.300.2.8.(280,39/5,1).(13.0,5+ 0,73.0,5) = 8,51.107 > NH02 NHE1 = 8,51.107.5,1= 43,40 .107 > NH01 Do đó lấy KHL1 = 1 là hệ số tuổi thọ , xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải trong của bộ truyền Như vậy theo 6-1a sơ bộ xác định được : [σH] = σ0Hlim. KHL/SH [σH]1 = 560.1/1,1 = 509,09 MPa [σH]2 = 530.1/1,1 = 481,82 MPa Với cấp nhanh sử dụng răng nghiêng do đó theo 6-12 : [H] = ([H]1 + [H]2)/2 = 509,09+ 481,82 2 = 495,46 MPa  [H] < 1,25 .min( [H]1 ; [H]2 ) = 1,25.481,82 = 602,28 MPa Với Cấp chậm sử dụng răng thẳng và tính ra NHE đều lớn hơn NHO nên KHL =1 do đó : [H]’ =[H]2 = 481,82 MPa Theo (6-7) : NEF = 60c.∑ Ti 6 . ni t i T max ( ) NEF2 = 60.2.4.300.2.8.(280,39/5,1).(16.0,5+ 0,76.0,5) = 7,08 .107 > NFO  Do đó :KLF2 =1 (Đối với tất cả các loại thép: NFO =4.106 ) NFE1 = u. NFE2 = 5,1 . 7,08.107 = 36,11 .107 > NFO  do đó lấy KLF1 =1 Theo 6.2a: [F] = ❑oFlim. KFC .KFL / SF Với : ❑oFlim- ứng suất giới hạn mỏi tương ứng với chu kỳ cơ sở Trang 7 TRƯỜNG ĐH GIAO THÔNG VẬN TẢI HN BM : THIẾT KẾ MÁY KFC - hệ số xét đến ảnh hưởng của đặt tải . với bộ truyền quay 1 chiều KFC =1 ta được : [F]1 = 441.1.1/1,75 = 252,57 MPa [F]2 = 414. 1.1/1,75 = 236,57 MPa Ứng suất quá tải cho phép : Theo (6-13) và (6-14) [H]max = 2,8. ch2 = 2,8.450 = 1260 MPa [F1]max = 0,8. ch1 = 0,8 . 580 = 464 MPa [F2]max = 0,8. ch2 = 0,8 . 450 = 360 MPa III. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN CẤP CHẬM :(bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng) 1. Xác định sơ bộ khoảng cách trục: √ theo 6-15a : aw2 =Ka.(u2 + 1) 3 T 2 . K Hβ 2 [ σH ] .u 2 . ψ ba trong đó : Ka – hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và dạng răng . Tra bảng 6-5 sách TKHDDCK trang 96 ta có Ka = 49,5 (MPa1/3) �ba = bw/aw tra bảng 6-6 ta chọn ba = 0,3 Theo công thức(6-16)ta có:�bd = 0,53 �ba(u2+1) = 0,53.0,3.(5,1+1) = 0,9699 KHβ – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trong trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc .Với �bd = 0,9699 kết hợp tra bảng 6-7 sách TKHDCK trang 98 ta chọn KHβ =1,05 ứng với sơ đồ 6 T2 : mômen xoắn trên trục chủ động (trục II) [H] : ứng suất tiếp xúc cho phép √ Thay số vào ta có: aw2 = 49,5.(5,1+1) 3 36103,28.1,05 481,822 . 5,1 .0,3 = 138,95 (mm) Lấy aw2 = 143 mm 2. Xác định các thông số ăn khớp :  Xác định mô đun : theo công thức (6-17) m = (0,01 ÷ 0,02)aw = (0,01÷0,02) 143 = 1,43 ÷ 2,86 dựa theo tiêu chuẩn trị số của mô đun (bảng 6-8) ta chọn mô đun pháp tuyến m n = 2  Xác định số răng , góc nghiêng  và số dịch chỉnh x : Do bộ truyền cấp chậm là bộ truyền bánh răng trụ nên  = 00 Trang 8 TRƯỜNG ĐH GIAO THÔNG VẬN TẢI HN 2. a w BM : THIẾT KẾ MÁY 2.14 3 Số răng bánh nhỏ : z1 = m.(u +1) = 2.(5,1+ 1) = 23,61 2 Lấy z1 = 23 răng  số răng bánh lớn theo công thức (6-20) ta có : z2 = u2. z1 = 5,1. 23 = 117,3 lấy z2 = 117 Ta tiến hành tính lại khoảng cách trục : theo (6-21) ta có aw = m.(z 1 + z2 ) = 2. ¿ ¿ = 140 mm 2 như vậy với bánh răng thẳng có z1 = 23 theo bảng (6-9) chọn hệ số dịch chỉnh bánh răng : bánh lớn : x2 = 0 ; bánh nhỏ : x1 = 0 3. Kiểm nghiệm bánh răng về sức bền tiếp xúc của răng : Theo (6-33) ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt làm việc của răng : σH = ZM .ZH . Zε √ 2 T 1. K H (u2 +1) ≤ [σH ] bw .u 2 . d 2w 1 trong đó : ZM - hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp tra bảng (6-5) chọn ZM = 274 MPa1/3 √ ZH – hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc ZH = 2. cos β b sin2 α t w Zε – hệ số kể đến sự trùng khớp của răng T1 = mô men xoắn trên trục bánh chủ động. KH – hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc bw - chiều rộng vành răng dw1 - đường kính vòng lăn bánh nhỏ Đối với bánh răng trụ răng thẳng ta có : góc prôfin răng :tarctg (tgα / cosβ) = arctg(tg20 / cos00) = 200 Khoảng cách trục chia : a = 0,5.m(z1+ z2) = 0,5.2.(23+117) = 140 Góc ăn khớp : tw = arccos(acost / aw ) = arccos(140.cos200 / 140) = 200 hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc : √ ZH = 0 2. cos β b = 2. cos 0 sin2 α t w sin 2.20 √ = 1,76 Chiều rộng vành răng : bw = �ba . aw = 0,3 .140 = 42 mm Theo công thức hệ số trùng khớp dọc : εβ = bw .sinβ / m π = 42 . sin00 / 2 π = 0 Theo công thức 6-36a ta có : Zε = √ 4−ε α 3 Với εα – là hệ số trùng khớp ngang . Theo công thức 6-38b ta có : εα = [1,88 – 3,2(1/z1 + 1/z2 ) ] .cosβ = [1,88- 3,2 (1/23 + 1/117)]. cos00 = 1,714  Zε = √ 4−ε α = 3 √ 4−1,714 = 0,762 3 Đường kính vòng lăn bánh nhỏ : dw1 = 2 aW/( u2 + 1) = 2.140 /(5,1+1)= 45,9 mm Trang 9 TRƯỜNG ĐH GIAO THÔNG VẬN TẢI HN Vận tốc vòng : v = BM : THIẾT KẾ MÁY π d w 1 . n1 π .45,9 .280,39 = = 0,674 m/s 60000 6000  dựa theo vận tốc và bảng 6-13 thì cấp chính xác của bánh răng là 9 Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc theo công thức (6- 39) ta có : KH = KHβ KHα KHv Trong đó : KHβ – hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng. KHβ = 1,05 KHα – hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều cho các đôi răng đồng thời ăn khớp . với bánh răng thẳng KHα =1 KHv – hệ số kể đến tải trong động xuất hiện trong vùng ăn khớp v H . bw . d w1 Theo công thức (6-41) ta có: KHv = 1+ 2.T . K K 1 Hβ Hα √ Trong đó : v H = δ H .g0.v aw u δ H – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp.Tra bảng 6-15 ta chọn δ H =0,006 g0 – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và bánh 2 . Tra bảng 6- 16 ta chọn g0 = 73 √  v H = 0,006 . 73 . 0,674 . v H . bw . d w1 140 5,1 = 1,55 1,55.42.45,9 Vậy : KHv = 1+ 2.T . K K = 1+ 2.36103,28.1,05 .1 = 1,039 1 Hβ Hα  KH = KHβ KHα KHv = 1,05 . 1 .1,039 = 1,091 Vậy ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt làm việc của răng : σH = ZM .ZH . Zε = 274 ×1,76 ×0,762 √ √ 2 T 1. K H (u2 +1) 2 bw .u 2 . d w 1 2 ×36103,28 ×1,091 ×(5,1+ 1) = 268,13 MPa 42× 5,1× 45,92 Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép : Theo công thức (6-1) [σH] = (σ oHlim / SH ).ZR Zv . KxH KHL Zv – hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng . Do v = 0,587 m/s nên lấy Zv =1 Với cấp chính xác động học là 9 , chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8 ,khi đó cần gia công độ nhám Ra = 2,5 … 1,25 μm, do đó ZR = 0,95 . với da <700mm, KH = 1 do đó theo (6-1) và (6-1a) Vậy [σH] = 481,82× 1×0,95×1 =457,73 MPa ta thấy σH = 268,13 < [σH] = 457,73 MPa Vậy các thông số của bộ truyền là hợp lí theo độ bền tiếp xúc 4. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn : ứng suất uốn sinh ra tại chân răng : theo công thức (6-43) và (6-44) F1 = 2T 1 . K F Y ε Y β Y F 1 ≤ [F1 ] bw . d w1 . m Trang 10 TRƯỜNG ĐH GIAO THÔNG VẬN TẢI HN F2 = BM : THIẾT KẾ MÁY ❑F 1 Y F 2 ≤ [F2] Y F1 Trong đó : T1 – mô men xoắn trên bánh chủ động Nmm KF - mô đun pháp bw - chiều rộng vành răng dw1 - đường kính vòng lăn bánh chủ động Yε – hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng Ta có Yε = 1/ εα = 1/ 1,714 = 0,58 KF = KFβ KFα KFv - hệ số tải trọng khi tính về uốn Với KFβ là hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn . tra bảng 6-7 ta chọn KFβ = 1,1 KFα – là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời an khớp khi tính về uốn . vì bộ truyền cấp chậm là bánh răng thẳng nên KFα =1 KFv – là hệ số kể đến tải trọng xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn v F . bw d w 1 KFv = 1+ 2T K K 1 Fβ Fα aw 140 = 0,016 . 73 . 0,674 = 4,12 5,1 u ( Tra bảng 6-15 và bảng 6-16 ta chọn δ F = 0,016 ; go = 73 ) v F . bw d w 1 4,12.42 .45,9  KFv = 1+ 2T K K = 1+ 2. 36103,28 .1,1 . 1 = 1,316 1 Fβ Fα √ √ Trong đó : v F = δ F g o. v. Vậy hệ số tải trọng khi tính về uốn : KF = KFβ KFα KFv =1,1 . 1. 1,316 = 1,448 Yβ - hệ số kể đến độ nghiêng của răng . vì bộ truyền răng thẳng nên Yβ =1 YF1 ; YF2– hệ số dạng răng của bánh 1và bánh 2 phụ thuộc vào số răng tương đương zv1 và zv2 của bánh 1 ;2 và hệ số dịch chỉnh Ta có zv1 = z1 / cos3β = 23 ; zv2 = z2 / cos3β = 117 (do β = 00 ) Tra bảng 6-18 ta chọn YF1 = 3,97 ; YF2 = 3,60 Vậy F1 = F2 = 2T 1 . K F Y ε Y β Y F 1 2× 36103,28× 1,448× 0,58 ×1 ×3,97 = = 62,44 MPa 42× 45,9 ×2 bw . d w1 . m ❑F 1 Y F 2 62,44 ×3,60 = 3,97 Y F1 = 56,62 MPa Tính ứng suất uốn cho phép : theo công thức (6-2) ta có [F] = (σ oFlim / SF ).YR Ys . KxF KFL KFC Trong đó : YR =1 hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng Ys - hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất Ys = 1,08 – 0,0695 ln(m) = 1,08 – 0,0695ln2 = 1,032 KxF –hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn .chọn KxF =1  [F1] = [F1].YS.YR.KXF = 252,57. 1,032 . 1 .1 = 260,65 MPa Trang 11 TRƯỜNG ĐH GIAO THÔNG VẬN TẢI HN BM : THIẾT KẾ MÁY [F2] = [F2].YS.YR.KXF = 236,57.1,032.1.1 = 244,14 MPa Vậy F1 < [F1] ; F2 < [F2] 5. Kiểm nghiệm răng về quá tải T max 1,4 M Ta có hệ số quá tải Kqt = T = M =1,4 ứng suất tiếp xúc cực đại theo công thức (6-48) : H1max = H . √ K qt = 268,13. √ 1,4 = 317,26(MPa) Ta thấy H1max < [H]max = 1260 MPa ứng suất uốn cực đại tạ mạt lượn chân răng theo công thức (6-49 ) ta có Fmax = F . Kqt  F1max = F1 . Kqt = 62,44. 1,4 = 87,42 (MPa) < [F1]max F2max = F2 . Kqt= 56,62.1,4 = 79,27 (MPa ) < [F2]max 6. Các thông số và kích thước của bộ truyền : Khoảng cách trục : aw =140 mm Mô đun pháp : m = 2 mm Chiều rộng vành răng : bw = 42 mm Tỷ số truyền : um = 5,1 Góc nghiêng răng : β = 00 Số răng bánh răng : z1 = 23 ; z2 = 117 Hệ số dịch chỉnh x1 = x2 = 0 m z1 2 .23 = = 46 mm cosβ cos 00 m z2 2.117 d2 = = = 234 mm cosβ cos 0 0 đường kính đỉnh răng : da1 = d1 + 2.(1+x1- Δ Y).m =46 + 2.(1+0-0).2 =50 mm Đường kính vòng chia : d1 = da2 = d2 + 2.(1+x2- Δ Y ).m =234 + 2.(1+0-0).2 =238 mm đừng kính đáy răng : df1 = d1 - (2,5- 2.x1).m = 46 - (2,5- 0). 2 = 41 mm df2 = d2 - (2,5- 2.x2).m = 234 - (2,5- 0). 2 = 229 mm Ta có bảng các thông số của bộ truyền bánh răng cấp chậm : Thông số Khoảng cách trục Mô đun pháp Chiều rộng vành răng Tỷ số truyền Góc nghiêng răng Giá trị 140 2 42 5,1 0 Thứ nguyên mm mm mm Độ Trang 12 TRƯỜNG ĐH GIAO THÔNG VẬN TẢI HN BM : THIẾT KẾ MÁY Số răng bánh nhỏ Số răng bánh lớn Đường kính vòng chia bánh 23 117 46 mm Đường kính vòng chia bánh lớn Đường kính đỉnh răng bánh 234 50 mm mm Đường kính đỉnh răng bánh lớn Đường kính đáy răng bánh nhỏ Đường kính đáy răng bánh lớn 238 41 229 mm mm mm nhỏ nhỏ IV. TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN CẤP NHANH 1. Tính khoảng cách trục Do đây là hộp giảm tốc đồng trục nên lấy khoảng cách trục của cấp nhanh bằng khoảng cách trục cấp chậm của bộ truyền  aw1 = 140 mm 2. Xác định các thông số ăn khớp  Xác định mô đun : theo công thức (6-17) m = (0,01 ÷ 0,02)aw1 = (0,01÷ 0,02) 140 = 1,40 ÷ 2,80 dựa theo tiêu chuẩn trị số của mô đun (bảng 6-8) ta chọn mô đun pháp tuyến mn = 2  Xác định số răng , góc nghiêng  và số dịch chỉnh x : Chọn sơ bộ góc nghiêng răng :  = 100  cos = 0,985 Theo công thức (6-18) tính số răng bánh nhỏ; 2 a w cosβ 2. 140 . 0,985 z1 = m.(u +1) = 2.( 5,1+1) = 22,6 1 lây z1 = 22  số răng bánh lớn theo công thức (6-32) ta có : z2 = u2. z1 = 5,1. 22 = 112,2 lấy z2 = 112 Ta tiến hành tính lại góc nghiêng  theo công thức (6-32) cos = m.( z 1 + z 2) 2.(22+112) = = 0,957  β =16,830 2. a w 1 2.140 ta tiến hành tính lại khoảng cách trục : aw =m. ( z 1 + z 2) 22+ 112 = 2. 2.0,957 = 140 mm 2. cosβ 3 .Kiểm nghiệm bánh răng về sức bền tiếp xúc của răng : Theo công thức (6-33) ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt làm việc của răng : Trang 13 TRƯỜNG ĐH GIAO THÔNG VẬN TẢI HN σH = ZM .ZH . Zε √ BM : THIẾT KẾ MÁY 2 T 1. K H (u2 +1) 2 bw 1 .u2 . d w 1 ≤ [σH ] trong đó : ZM - hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp tra bảng (6-5) chọn ZM = 274 MPa1/3 √ ZH – hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc ZH = 2. cos β b sin2 α t w Zε – hệ số kể đến sự trùng khớp của răng T1 = mô men xoắn trên trục bánh chủ động. KH – hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc bw - chiều rộng vành răng dw1 - đường kính vòng lăn bánh nhỏ Đối với bánh răng trụ răng nghiêng không dịch chỉnh ta có : góc prôfin răng :tarctg (tgα / cosβ) = arctg(tg20 / cos16,830) = 20,820 Khoảng cách trục chia : a = 0,5.m(z1+ z2) = 0,5.2.(22+112) = 134 Góc ăn khớp : tw1 = arccos(acost / aw ) =arccos(134.cos20,820 /140) = 26,540 Góc nghiêng răng trên hình trụ cơ sở : theo công thức (6-35) ta có : tgβb = cosαt . tgβ = cos 20,820 . tg16,830 = 0,283  βb =15,790 hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc : √ ZH = 0 2. cos β b = 2. cos 15,79 sin2 α t w sin 2.26,54 √ = 1,523 Chiều rộng vành răng : bw = �ba . aw = 0,3 .140 = 42 mm Theo công thức hệ số trùng khớp dọc : εβ = bw .sinβ / m π = 42. sin16,830 / 2 π = 1,94 nên theo công thức (6-36c) ta có Zε = √ 1 εα Với εα – là hệ số trùng khớp ngang . Theo công thức 6-38b ta có : εα = [1,88 – 3,2(1/z1 + 1/z2 ) ] .cosβ = [1,88- 3,2 (1/22 + 1/112)]. Cos16,830 = 1,633  Zε = 1 1 = = 0,783 εα 1,633 √ √ Đường kính vòng lăn bánh nhỏ : dw1 = 2 aW/( u2 + 1) = 2.140 /(5,1+1)= 45,9 mm Vận tốc vòng : v = π d w 1 . n1 π .45,9 .1430 = 60000 = 3,437 m/s 6000  dựa theo vận tốc và bảng 6-13 thì cấp chính xác của bánh răng là 9 Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc theo công thức (6- 39) ta có : KH = KHβ KHα KHv Trong đó : KHβ – hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng. KHβ = 1,05 KHα – hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều cho các đôi răng đồng thời ăn khớp . Với bánh răng nghiêng tra bảng 6-14 chọn KHα =1,16 Trang 14 TRƯỜNG ĐH GIAO THÔNG VẬN TẢI HN BM : THIẾT KẾ MÁY KHv – hệ số kể đến tải trong động xuất hiện trong vùng ăn khớp v H . bw . d w1 Theo công thức (6-41) ta có: KHv = 1+ 2.T . K K 1 Hβ Hα √ Trong đó : v H = δ H .g0.v aw u δ H – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp.Tra bảng 6-15 ta chọn δ H =0,002 g0 – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và bánh 2 . Tra bảng 6- 16 ta chọn g0 = 73 √  v H = 0,002 . 73 . 3,437 . v H . bw . d w1 140 5,1 = 2,63 2,63.42.45,9 Vậy : KHv = 1+ 2.T . K K = 1+ 2.14692,31.1,05 .1,16 = 1,14 1 Hβ Hα  KH = KHβ KHα KHv = 1,05 . 1,16 .1,14= 1,39 Vậy ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt làm việc của răng : 2 T 1. K H (u2 +1) bw .u 2 . d 2w 1 2 ×14692,31 ×1,39 ×(5,1+ 1) = 274 ×1,523 ×0,783 = 242,79 MPa 2 42× 5,1× 45,9 σH = ZM .ZH . Zε √ √ Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép : Theo công thức (6-1) [σH] = (σ oHlim / SH ).ZR Zv . KxH KHL Zv – hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng . Do v = 3,437 m/s nên lấy Zv =1 Với cấp chính xác động học là 9 , chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8 ,khi đó cần gia công độ nhám Ra = 2,5 … 1,25 μm, do đó ZR = 0,95 . với da <700mm, KHL = 1 do đó theo (6-1) và (6-1a) Vậy [σH] = 481,82× 1×0,95×1 =457,73 MPa ta thấy σH = 242,79 < [σH] = 457,73 MPa Vậy các thông số của bộ truyền là hợp lí theo độ bền tiếp xúc 4 .Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn : ứng suất uốn sinh ra tại chân răng : theo công thức (6-43) và (6-44) F1 = 2T 1 . K F Y ε Y β Y F 1 ≤ [F1 ] bw . d w1 . m F2 = ❑F 1 Y F 2 ≤ [F2] Y F1 Trong đó : T1 – mô men xoắn trên bánh chủ động Nmm KF - mô đun pháp Trang 15 TRƯỜNG ĐH GIAO THÔNG VẬN TẢI HN BM : THIẾT KẾ MÁY bw - chiều rộng vành răng dw1 - đường kính vòng lăn bánh chủ động Yε – hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng Ta có Yε = 1/ εα = 1/ 1,633 = 0,61 KF = KFβ KFα KFv - hệ số tải trọng khi tính về uốn Với KFβ là hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn . tra bảng 6-7 ta chọn KFβ = 1,1 KFα – là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời an khớp khi tính về uốn . vì bộ truyền cấp nhanh là bánh răng nghiêng nên tra bảng 6-14 ta chọn KFα =1,40 KFv – là hệ số kể đến tải trọng xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn v F . bw d w 1 KFv = 1+ 2T K K 1 Fβ Fα aw 140 = 0,006 . 73 . 3,437. = 7,89 5,1 u ( Tra bảng 6-15 và bảng 6-16 ta chọn δ F = 0,006 ; go = 73 ) v F . bw d w 1 7,89.42.45,9  KFv = 1+ 2T K K = 1+ 2. 14692,31 .1,1 .1,40 = 1,34 1 Fβ Fα √ Trong đó : v F = δ F g o. v. √ Vậy hệ số tải trọng khi tính về uốn : KF = KFβ KFα KFv =1,1 . 1,40. 1,34 = 2,06 Yβ - hệ số kể đến độ nghiêng của răng . Ta có Yβ = 1- β/140 = 1- 16,83/140 = 0,88 YF1 ; YF2– hệ số dạng răng của bánh 1và bánh 2 phụ thuộc vào số răng tương đương zv1 và zv2 của bánh 1 ;2 và hệ số dịch chỉnh Ta có : zv1 = z1 / cos3β = 22/cos16,83 = 22,98 zv2 = z2 / cos3β = 112/cos16,83 = 117,01 Tra bảng 6-18 ta chọn YF1 = 3,97 ; YF2 = 3,60 2T 1 . K F Y ε Y β Y F 1 2× 14692,31×2,06 × 0,61× 0,88 ×3,97 = = 31,94 MPa 42 ×45,9 ×2 bw . d w1 . m ❑F 1 Y F 2 31,94 ×3,60 F2 = Y = = 28,96 MPa 3,97 F1 Vậy F1 = Tính ứng suất uốn cho phép : theo công thức (6-2) ta có [F] = (σ oFlim / SF ).YR Ys . KxF KFL KFC Trong đó : YR =1 hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng Ys - hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất Ys = 1,08 – 0,0695 ln(m) = 1,08 – 0,0695ln2 = 1,032 KxF –hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn .chọn KxF =1  [F1] = [F1].YS.YR.KXF = 252,57. 1,032 . 1 .1 = 260,65 MPa [F2] = [F2].YS.YR.KXF = 236,57.1,032.1.1 = 244,14 MPa Vậy F1 < [F1] ; F2 < [F2] 5. Kiểm nghiệm răng về quá tải : Trang 16 TRƯỜNG ĐH GIAO THÔNG VẬN TẢI HN T max BM : THIẾT KẾ MÁY 1,4 M Ta có hệ số quá tải Kqt = T = M =1,4 ứng suất tiếp xúc cực đại theo công thức (6-48) : H1max = H . √ K qt = 242,79. √ 1,4 = 287,27 (MPa) Ta thấy H1max < [H]max = 1260 MPa ứng suất uốn cực đại tạ mạt lượn chân răng theo công thức (6-49 ) ta có Fmax = F . Kqt  F1max = F1 . Kqt = 31,94. 1,4 = 44,72 (MPa) < [F1]max F2max = F2 . Kqt= 28,96 .1,4 = 40,54 (MPa ) < [F2]max 6. Các thông số và kích thước của bộ truyền : Khoảng cách trục : aw =140 mm Mô đun pháp : m = 2 mm Chiều rộng vành răng : bw = 42 mm Tỷ số truyền : um = 5,1 Góc nghiêng răng : β = 16,830 Số răng bánh răng : z1 = 22 ; z2 = 112 Hệ số dịch chỉnh x1 = x2 = 0 Đường kính vòng chia : d1 = m z1 cosβ m z2 cosβ = 2 .22 = 45,97 mm cos 16,830 2 .112 0 = 234,02 mm cos 16,83 đường kính đỉnh răng :da1 = d1+2.(1+x1- Δ Y).m =45,97 + 2.(1+0-0).2 =49,97 mm d2 = = da2 = d2 + 2.(1+x2- Δ Y ).m =234,02 + 2.(1+0-0).2 =238,02 mm đừng kính đáy răng : df1 = d1 - (2,5- 2.x1).m = 45,97 - (2,5- 0). 2 = 40,97 mm df2 = d2 - (2,5- 2.x2).m = 234,02 - (2,5- 0). 2 = 229,02 mm Ta có bảng các thông số của bộ truyền bánh răng cấp nhanh : Thông số Khoảng cách trục Mô đun pháp Chiều rộng vành răng Tỷ số truyền Góc nghiêng răng Số răng bánh nhỏ Giá trị 140 2 42 5,1 16,83 22 Thứ nguyên mm mm mm Độ Răng Trang 17 TRƯỜNG ĐH GIAO THÔNG VẬN TẢI HN BM : THIẾT KẾ MÁY Số răng bánh lớn Đường kính vòng chia bánh 112 45,97 Răng mm Đường kính vòng chia bánh lớn Đường kính đỉnh răng bánh 234,02 49,97 mm mm Đường kính đỉnh răng bánh lớn Đường kính đáy răng bánh nhỏ Đường kính đáy răng bánh lớn 238,02 40,97 229,02 mm mm mm nhỏ nhỏ Phần III : THIẾT KẾ TRỤC 1. Chọn vật liệu chế tạo trục : Chọn thép 45 thường hóa có giới hạn bền σb = 600 ; ứng suất xoắn cho phép [τ] = 15 ÷ 30 MPa để chế tạo trục 2. Tính sơ bộ trục : Tính sơ bộ đường kính trục theo công thức (10-9) ta có : dk = √ 3 Tk (mm) 0,2. [ τ ] Trong đó: dk : đường kính trục thứ k (mm) T : momen xoắn trên trục thứ k (Nm)    :Ứng suất xoắn cho phép trên trục (MPa) Trang 18 TRƯỜNG ĐH GIAO THÔNG VẬN TẢI HN BM : THIẾT KẾ MÁY -Trục I: TI =14692,31(Nmm) ;    =20 MPa √ d1 = 3 => 14692,31 = 15,42 (mm) 0,2. 20 Lấy d1 = 20 (mm) -Trục II (II’): TII = 36203,28 (Nmm) => d2 = √ 3 ;    = 20 (MPa) 36203,28 = 20,84 (mm) 0,2.20 Lấy d2 = 25(mm) -Trục III : T3 = 356084,03 (Nmm ) ; => √ d3 = 3    = 30 (MPa) 356084,03 = 39,01 (mm) 0,2.30 Lấy d3 = 40 (mm). 3 .Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực.  Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ. -Tra bảng (10.2) để xác định gần đúng chiều rộng ổ lăn. d1 = 20 (mm) –> b0 = 15 (mm) d2 = 25 ( mm) –> b0 = 17 (mm) d3 = 40 (mm) –> b0 = 23 (mm)  Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực. -Chọn các kích thước như sau: k1 = 10 : Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp, hoặc giữa các chi tiết quay. k2 = 10 : Khoảng cách từ mặt mút của ổ đến thành trong của hộp. k3 = 15 : Khoảng cách giữa mặt mút của chi tiết quay đến nắp hộp. hn = 15 : Chiều cao nắp ổ và đầu bulông. -Chiều dài may ơ bánh răng trụ: lm = (1,2 …1,5)d lấy lm =1,5d -Chiều dài may ơ nửa khớp nối trục vòng đàn hồi: lm = (1,4 … 2,5)d lấy lm = 2d -Khoảng cách lki trên trục k như sau : theo bảng (10.4) -Trục I: bánh răng nắp trên trục động cơ và nắp chìa nên: lm13 = 1,5d =1,5 . 20 = 30 (mm) l13 = -lc12= -[0,5.(lm12+bo)+k3+hn]= -[0,5.(30 +15)+15+15] = - 52,5(mm) -Trục II: lm22 = lm23 =1,5.d2 =1,5 . 25 =37,5 (mm) l22 = -[0,5(lm22 + bo)+ k3+ hn] = -[0,5.(37,5 +17) +15+15] = - 57,25 (mm) Trang 19 TRƯỜNG ĐH GIAO THÔNG VẬN TẢI HN BM : THIẾT KẾ MÁY l23 = 0,5(lm23 + bo)+ k1+k2 = 0,5.(37,5 +15) +10 +10 = 47,25 (mm) l21 = 2 . l23 = 2. 47,25 = 94,5 ( mm) -Trục III: lm32 = 1,5.d3 = 1,5. 40 =60 (mm) l32 = l23 = 47,25 (mm) l31 =2.l32 =2.47,25 = 94,5 (mm) l33 = l31+lc32 = 94,5+0,5(lm32+b0)+k3+hn = 94,5+0,5(60+23)+15+15 = 166(mm).  .Xác định trị số và chiều lực của các chi tiết quay tác dụng lên trục. -Theo (10.1) ta có: Ft13 = Ft22 = (2.T1/ dW1)/2= (2.14692,31/ 45,9) /2 = 320,09 (N) Fr13 = Fr22 = Ft3 .tg  tW /cos  = 320,09.tg 26,540/cos16,83 =167,02 (N) Fa13 = Fa22 = Ft1 .tg  = 320,09 . tg16,83 = 96,82 (N) Ft32 =Ft23 = 2. T2/ dW2 = 2.36103,28/ 45,9 = 1573,13 (N) Fr32 = Fr23 = Ft23 .tg  tW /cos  = 1573,13 .tg20/cos0 = 572,57 (N) Fa32 = Fa23 = 0 -Tính trục I (trục động cơ) T = 14692,31 Nmm -Tính trục II:  Xác định trị số và chiều của phản lực tại các ổ tác dụng lên trục. mBx = 0 ↔ FX20.l21+Ft22.(l21+l22) - Ft23.l23 = 0 FX20 = FX20= F t 23 . l 23−F t 22 .(l 21+l 22 ) l 21 1573,13. 47,25−167,02.(57,25+94,5) = 518,36 N 94,5 mBY=0 ↔ FY20.l21 - Fa22.r22 -Fr22.(l21+l22)-Fr23.l23 = 0  FY20 = F a 22 r 22+ F r 22 ¿ ¿ ↔ FY20= 96,82×( 234,02 )+167,02× ( 94,5+57,25 ) +572,57 × 47,25 2 = 674,37 N 94,5 X = 0 ↔ FX20 +FX21 +Ft22-Ft23=0  FX2 = Ft23 – FX1- Ft22 ↔ Fx21 = 1573,13 – 518,36 – 320,09 = 734,68 N mA = 0 =>FY21 .l21 - Fr23.l23 + Fr22.l22 + Fa22 .r22 = 0 FY21 = F r 23 l 23−Fr 22 l 22−Fa 22 r 22 l 21 Trang 20 TRƯỜNG ĐH GIAO THÔNG VẬN TẢI HN  FY21 = 527,57× 47,25−167,02× 57,25−96,82 ×( 94,5 BM : THIẾT KẾ MÁY 234,02 ) 2 = 42,72 N -Tính trục III: Ta có : Fr23 = Fr32 = 1573,13N Ft23 = Ft32 = 572,57 N - Lực từ khớp nối tác dụng lên trục hướng theo phương x: 2T 3 Fxk =( 0,2 ÷ 0,3) . D t 2T 3  Fxk = 0,25 . D t Trong Dt : đường kính vòng tròn qua tâm các chốt của nối trục vòng đàn hồi Với d = 40 (mm) => Dt = 105 => 2T 3 Fxk = 0,25 . D = 0,25. t 2. 356084,03 = 1695,64 ( N) 105 Trị số và chiều của phản lực tại các ổ tác dụng lên trục. m0x = 0 => Fxk .l33 - Fx31 . l31 = 0 => Fx31 = Fxk . l33/l31 = 1695,64 . 166 / 94,5 = 2978,58 (N) X = 0 => Fx30 + Fxk – Fx31 = 0 => Fx30 = Fx31 –Fxk = 2978,58 -1695,64 = 1282,94 (N) Trang 21