ĐHKTCNTN
thiết kế sản phẩm với Cad
PHẦN I
TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
1.1. Tính Chọn động cơ điện
Chọn kiểu, loại động cơ;
Chọn công suất động cơ;
Chọn tốc độ đồng bộ động cơ;
Chọn động cơ thực tế;
Kiểm tra điều kiện mở máy, điều kiện quá tải cho động cơ.
1.1.1. 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.
trang 1
ĐHKTCNTN
thiết kế sản phẩm với Cad
1.1.2. Chọn công suất động cơ
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)
(1.1)
Theo đề bài ra, tính chất tải trọng là không đổi và quay theo một chiều
pdtdc plvdc
Trong đó:
(1.2)
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.
dc
ct
P
Plvdc
(kW )
(1.3)
Với:
: Hiệu suất chung của toàn hệ thống.
Do có ma sát nên công suất từ động cơ truyền đến xích tải bị hao mòn khi đi
qua hai khớp nối, hai cặp bánh răng ăn khớp trong hộp giảm tốc, bốn cặp ổ lăn và
một bộ truyền xích.
Do vậy, hiệu suất chung của hệ thống dẫn động là :
nk2 .ol4 .br2
Tra bảng 2.3 [2] ta có:
nk 1
- Trị số hiệu suất của khớp nối.
ol 0,99
- Trị số hiệu suất của ổ lăn.
br 0,98 - Trị số hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ.
trang 2
ĐHKTCNTN
thiết kế sản phẩm với Cad
Hiệu suất chung của toàn hệ thống:
12.0,994.0,982 0,923
Công suất danh nghĩa trên trục động
Plvdc
Ft .v 12100.1, 4
16,94( kW )
10a
103
(1.4)
Trong đó:
Ft : - Lực vòng băng tải (N).
v : - Vận tốc băng tải (m/s).
Ta có công suất trên trục động cơ là:
Pctdc
Plvdc
16,94
18,35(kW )
0,923
(1.5)
Như vậy, động cơ cần chọn phải có công suất lớn hơn hoặc ít nhất bằng
18,35 (kW).
1.1.3. 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 xích 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 ).
trang 3
ĐHKTCNTN
ndb
thiết kế sản phẩm với Cad
60. f
60.50
1500(v / ph)
p
2
Số vòng quay của trục công tác là:
60.103.v 60.103.1, 4
nct
66,14(v / ph)
Z .t
50.25, 4
Trong đó:
nct: Số vòng quay của trục công tác (vòng/phút).
Z : Số răng đĩa xích tải (mm)
t : Bước xích tải
v : vận tốc xích tải
Xác định số vòng quay đồng bộ nên dùng cho động cơ:
Chọn sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ nđb = 1500 v/ph (kể đến sự trượt
nđb = 1455 v/ph).
Khi này tỉ số truyền sơbộ của hệ thống usb được xác định:
usb
ndb 1455
21,99
nct 66,14
Dựa vào bảng 2.4 [2] : ta xác định được tỷ số truyền nên dùng của hộp giảm tốc
bánh răng trụ hai cấp trong khoảng U= ( 8 ÷ 40 )
Do đó ta sử dụng usb 21,99 để tính toàn vì tỷ số truyền nằm trong khoảng u
cho phép.
1.1.4. Chọn động cơ thực tế
ta có:
dc
Pdm
Pdtdc 18,35
trang 4
ĐHKTCNTN
thiết kế sản phẩm với Cad
Tra bảng P1.3(tr 236) [2] ta chọn được động cơ 4A180M4Y3 với các thông số
sau:
Kiểu
4A180M4Y3
Công suất
(kW)
vận tốc quay
30,0
1470
(vòng/phút)
Cos
%
Tmax
Tdn
Tk
Tdn
0,90
91
2,2
1,4
1.1.5. Kiểm tra điều kiện mở máy, 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:
(1.6)
dc
: - Công suất mở máy của động cơ (kW).
Pmm
dc
Pmm
(
Với:
Tk
dc
).Pdm
1, 4.30 42,0(kW )
Tdn
(1.7)
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).
Pbddc Kbd .Plvdc 1,7.18,35 31,20(kW )
(1.8)
Từ (1.7) và (1.8) ta có điều kiện (1.6) thỏa mãn.
Kiểm tra điều kiện quá tải cho động cơ
Với sơ đồ tải trọng có tính chất không đổi và quay một chiều, nên không cần
kiểm tra điều kiện quá tải cho động cơ.
Vậy, động cơ đã chọn(4A180M4Y3 ) thỏa mãn điều làm việc.
1.2. Phân phối tỉ số truyền
Tỉ số truyền chung của toàn hệ thống ( u ) xác định theo:
trang 5
ĐHKTCNTN
u
thiết kế sản phẩm với Cad
ndc 1470
22, 23
nct 66,14
Trong đó: 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 ung .uh
Tỷ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp : ung=1
Tỷ số truyền của các bộ truyền trong hộp giảm tốc:
Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển được xác định theo công thức:
u1 là tỉ số truyền của cặp bánh răng cấp nhanh, được xác định theo CT [1] :
u1 0,825. 3 uh2 0,825. 3 22,23 6,52
u2 là tỉ số truyền của cặp bánh răng cấp chậm, được xác định :
u2
u 22, 23
3, 41
u1
6,52
1.3. 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.
1.3.1. 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 dc Plvdc
Plvct
16,94
18,35(kW )
0,923
trang 6
ĐHKTCNTN
thiết kế sản phẩm với Cad
- 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 18,35.1.0,99 18,17(kW )
PII PI .I II .ol 18,17.0,98.0,99 17,63( kW )
PIII PII .II III .ol 17,63.0,98.0,99 17,10(kW )
Pct PIII .III ct .ol 17,10.1.0,99 16,93( kW )
1.3.2. Tính số vòng quay của các trục.
- Tốc độ quay của trục I:
nI ndc 1470(v / ph)
- Tốc độ quay của trục II:
nII
- Tốc độ quay của trục III:
nIII
ndc
n
1470
dc
225, 46(v / ph )
uI II
u1 6,52
nII
uII III
nII 225, 46
66,12( v / ph)
u2
3, 41
- Tốc độ quay của trục công tác: nct nIII 66,12(v / ph)
1.3.3. Tính mô men xoắn trên các trục
Công thức tính mô men xoắn trên trục thức k được xác định:
9,55.106.P k
nk
T dc
Mô men xoắn trên trục động cơ được xác định theo công thức sau:
T dc
9,55.106.P dc 9,55.106.18,35
119212,59( N .mm)
ndc
1470
Mô men xoắn trên trục I:
T
I
9,55.106.PI 9,55.106.18.17
118043, 20( N .mm)
nI
1470
Mô men xoắn trên trục II:
T
II
9,55.106.PII 9,55.106.17,63
746768,82( N .mm)
nII
225, 46
trang 7
ĐHKTCNTN
thiết kế sản phẩm với Cad
Mô men xoắn trên trục III:
T
III
9,55.106.PIII 9,55.106.17,10
2469827,59( N .mm) (Nmm)
nIII
66,12
Mô men xoắn trên trục công tác:
T ct
9,55.106.Pct 9,55.106.16,93
2445723,75( N .mm)
nct
66,12
(Nmm)
1.3.4. 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
Thông số
Công suất (kW)
Động cơ
I
II
III
Công tác
18,35
18,17
17,63
17,10
16,93
Tỷ số truyền
Tốc độ
quay(v/ph)
Mô men (N.mm)
1
1470
119212,59
6,52
1470
3,41
225,46
1
66,12
66,12
118043,20 746768,82 2469827,59 2445273,75
trang 8
ĐHKTCNTN
thiết kế sản phẩm với Cad
Phần II:
THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG
2.1. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP NHANH ( bánh răng trụ
răng nghiêng )
Số liệu ban đầu:
PI = 18,17
(kW)
n1 = 1470 (v/ph)
TI = 118043,20 (N.mm)
n2 = 225,46 (v/ph)
2.1.1. Chọn vật liệu:
Hộp giảm tốc được thiết kế có công suất nhỏ trung bình nên ta chọn vật liệu nhóm
I có độ cứng HB 350. Với loại vật liệu này bánh răng có độ cứng thấp và có thể
cắt chính xác sau khi nhiệt luyện. Cặp bánh răng này có khả năng chạy mòn tốt và
bánh răng được nhiệt luyện bằng thường hoá hoặc tôi cải thiện.
Chọn vật liệu chế tạo bánh lớn và nhỏ đều là thép 45 tôi cải thiện
Tra bảng 6.1[2] ta được:
Loại bánh
Nhãn hiệu Nhiệt luyện
Độ rắn
Giới hạn
Giới hạn
răng
thép
bền b
chảy ch
MPa
MPa
Nhỏ
45
Tôi cải
HB241…285
850
580
thiện
Lớn
45
Tôi cải
HB192…240
750
450
thiện
Ta chọn:
- độ rắn của bánh răng nhỏ HB1=250
- độ rắn của bánh răng lớn HB2= 235
2.1.2. Xác dịnh ứng suất cho phép:
Ứng suất tiếp xúc cho phép H và ứng suất uốn cho phép F được xác định
theo công thức (6.1) và (6.2) [2]
[ H ]
[ F ]
Ho lim
SH
Fo lim
SF
.Z R .ZV .K xH .K HL ( MPa)
YRYs K xF K FC K FL ( MPa)
trang 9
ĐHKTCNTN
thiết kế sản phẩm với Cad
Trong đó:
-ZR : Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc.
-ZV : Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng.
-KxH : Hệ số xét 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 .
- Với bánh răng 1 có độ cứng là 250HB và bánh 2 là 235HB ta tính ứng suất cho
phép của bộ truyền bánh răng cấp nhanh với chu kỳ cơ sở như sau :
Ho lim1 2.HB 70 2.250 70 570( MPa)
Ho lim2 2.HB 70 2.235 70 540( MPa)
Fo lim1 1,8.HB1 1,8.250 450( MPa)
Fo lim2 1,8.HB2 1,8.235 423( MPa)
Tính toán sơ bộ lấy Z R .ZV .K xH 1
[ H ]
Ho lim
SH
;
-KHL: Hệ số tuổi thọ K HL m
H
F
[ F ]
;
.K HL
-KFL: Hệ số tuổi thọ K FL m
YR .Ys .K xF 1
Fo lim
SF
.K FC .K FL
N HO
N HE
N FO
N FE
Với mH = 6 , mF = 6 (Khi HB 350) ) K HL 6
N HO
N HE
; K FL 6
N FO
N FE
- N HO : Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc NHO 30H HB 2,4 .
- N FO : Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn NFO 4.106 (đối với tất
cả các loại thép).
- N HE , N FE : Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương .
trang 10
ĐHKTCNTN
thiết kế sản phẩm với Cad
N HE N FE 60.c.n.t
c, n, t: Lần lượt số lần ăn khớp trong một vòng quay, số vòng quay một phút
và tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét.
Với: c =1 (lần)
Thời gian phục vụ: 10 năm
số ca làm việc trên ngày: 2(16 giờ)
tỷ lệ số ngày làm việc mỗi năm: 0,7
2
t 10.365. .24.0, 7 40880 (giờ)
3
Tra theo bảng 6.2 [2] với vật liệu thép 45 tôi cải thiện được: SH 1,1 , SF 1,75 .
- Với bánh nhỏ ( bánh 1):
HB2 235
Có: HB1 250
;
n1 = 1470 (v/ph)
;
n2 = 225,46(v/ph)
N HO1 30.H HB1 2,4 30.2502,4 17,07.106
2,4
N HO2 30.H HB
30.2352,4 14,71.106
2
N HE1 N FE1 60.c.n1.t 60.1.1470.40880 3605, 62.106
N HE2 N FE2 60.c.n2 .t 60.1.225, 46.40880 553, 01.106
Ta thấy: NHE NHO
1
Do đó: K HL 1
1
N FE2 N FO
và
1
1
KHL2 1
;
Ta thấy: NFE NFO
Do đó: KFL 1
N HE2 N HO2
và
1
K FL2 1
;
Vậy ta tính được ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép là:
Ho lim1
[ H1 ]
SH
[ H 2 ]
[ F1 ]
o
H lim 2
SH
Fo lim1
SF
.Z R .ZV .K xH .K HL1
Ho lim1
.Z R .ZV .K xH .K HL2
SH
.K HL1
Ho lim 2
.YR .Ys .K xF .K FC .K FL1
SH
.K HL2
Fo lim1
SF
570
.1 518,18( MPa)
1,1
540
.1 490,9( MPa)
1,1
.K FC .K FL1
450
.1.1 257,14( MPa) .
1, 75
trang 11
ĐHKTCNTN
[ F2 ]
Fo lim 2
SF
.Z R .ZV .K xH .K FC .K FL2
Fo lim 2
SF
.K FC .K FL2
thiết kế sản phẩm với Cad
423
.1.1 241, 71( MPa) .
1, 75
Bộ truyền bánh răng cấp nhanh là bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng nên ứng
suất tiếp xúc là giá trị trung bình của [ H ] và [ H ] :
1
[ H ]
[ H ]
[ H1 ] [ H 2 ]
2
[ H1 ] [ H 2 ]
2
2
1,15.[ H ]min 1, 25.[ H 2 ] = 1,25.490,9 = 643,625(MPa)
518,18 490,9
504,54( MPa)
2
Vậy giá trị ứng suất tiếp xúc cho phép là [ H ] 504,54( MPa) .
- Ứng suất cho phép khi quá tải:
Với bánh răng tôi cải thiện ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải [2]:
[ H1 ]max 2,8 ch 2,8.580 1624( MPa)
[ H2 ]max 2,8 ch 2,8.450 1260( MPa)
Ứng suất uốn cho phép khi quá tải khi HB 350 :
[ F1 ]max 0,8 ch 0,8.580 464(MPa)
[ F2 ]max 0,8 ch 0,8.450 360(MPa)
2.1.3. Xác định thông số cơ bản của bộ truyền:
Đối với hộp giảm tốc thông số cơ bản là khoảng cách trục aw, nó được xác định
theo công thức [2]:
a w K a (u1 1) 3
T1 K H
[ H ]2u1 ba
(2.3)
Trong đó:
: bánh răng ăn khớp ngoài.
: bánh răng ăn khớp trong.
Ka: Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng, theo bảng 6.5
[2] với cặp vật liệu thép – thép Ka = 43MPa1/3.
T1: Momen xoắn trên trục bánh chủ động T1 118043,2( N .mm)
u: Tỉ số truyền của bộ truyền cấp nhanh u1 = 6,52.
[ H ] : ứng suất tiếp xúc cho phép [ H ] 504,54( MPa) .
ba
bw
:tra bảng 6.6 [2] với vị trí không đối xứng, H1 , H 2 HB350 chọn ba 0,3 .
aw
trang 12
ĐHKTCNTN
thiết kế sản phẩm với Cad
KH : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng
khi tính về tiếp xúc, trị số của KH tra trong bảng 6.7 [2] tùy thuộc vào vị trí của
bánh răng đối với các ổ và hệ số bd
bd 0,5 ba (u1 1) 0,5.0,3(6,52 1) 1,1
Với bd 1,1, sơ đồ 3 K H 1,175 .
Vậy: a w 43.(6,52 1) 3
118043,2.1,175
211,18( mm)
504,542.6,52.0,3
Chọn a w 220(mm)
2.1.4. Xác định các thông số ăn khớp:
2.1.4.1. Xác định môđun:
Mô đun được xác định từ điều kiện bền uốn. Tuy nhiên để thuận tiện trong thiết
kế, sau khi tính được khoảng cách trục aw1 có thể dựa theo công thức sau để tính
mô đun, sau đó kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.
m (0,01 0,02)a w (0,01 0,02).220=(2,2 4,4)
(2.4)
Theo bảng 6.8 [2] chọn mô đun tiêu chuẩn là m = 2,5
2.1.4.2. Xác định số răng, góc nghiêng và hệ số dịch chỉnh x:
Giữa khoảng cách trục aw, số răng bánh nhỏ nhất Z1, số răng bánh lớn nhất Z2,
góc nghiêng của răng và mô đun trong bộ truyền ăn khớp ngoài liên hệ với nhau
theo công thức [2]:
aw
m.( Z1 Z 2 )
2.cos
Với bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng: Chọn sơ bộ
10 cos cos10 0,985
Số răng bánh nhỏ Z1:
Z1
2.aw .cos
2.220.0,985
23,05
m. u1 1 2,5.(6,52 1)
(2.5)
Chọn Z1 = 23 (răng).
Số răng bánh lớn Z2 là:
Z 2 u1.Z1 6,52.23 149,96
Chọn Z2 = 150 (răng).
Số răng tổng : Zt = Z1 + Z2 = 23 + 150= 173 (răng).
Tính lại :
trang 13
ĐHKTCNTN
cos
aw
m.Z t 2,5.173
0,983 10,6
2.aw
2.220
thiết kế sản phẩm với Cad
(2.6)
m.( Z1 Z 2 ) 2,5.(23 150)
220,004( mm)
2.cos
2.cos10,6
Do đó tỉ số truyền thực tế là: um
Z 2 150
6,52
Z1
23
Xét điều kiện sai lệch cho phép là 4%
um u1
6,52 6,52
.100% 0% 4%
u1
6,52
Vậy ta chọn aw , Z1 , Z 2 , m là thỏa mãn.
Đường kính vòng lăn bánh nhỏ (bánh chủ động):
d w1 =
2.aw
2.220
58,51(mm)
um 1 6,52 1
Đường kính vòng lăn bánh lớn:
d w2 =um .d w1 6,52.58,51 381,49(mm)
Đường kính vòng chia bánh nhỏ:
d1
m.Z1
2,5.23
58,50(mm )
cos cos10,6
Đường kính vòng chia bánh lớn:
d2
m.Z 2 2,5.150
381,51( mm )
cos cos10,6
Đường kính đỉnh răng bánh nhỏ:
da1 =d1 2.m 58,50 2.2,5 63,50(mm)
Đường kính đỉnh răng bánh nhỏ:
da2 =d2 2.m 381,51 2.2,5 386,51(mm)
Chiều rộng vành răng:
bw a w . ba 220.0,3 66(mm)
Hệ số trùng khớp dọc:
bw .Sin 66.sin10,6
1,55
.m
2,5
Hệ số trùng khớp ngang
1
1
1
1
.cos 1,88 3, 2.
.cos10,6 1,69
23 150
Z1 Z 2
1,88 3, 2.
trang 14
ĐHKTCNTN
thiết kế sản phẩm với Cad
Vì không yêu cầu đảm bảo khoảng cách trục cho trước nên có thể chọn không
cần dịch chỉnh.
2.1.5. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng của bộ truyền phải thoả mãn điều
kiện sau [2]:
H Z M .Z H .Z .
2.T1.K H .(u 1)
[ H ]
bw .u.d w 1 2
(2.7)
Trong đó:
T1: Mômen xoắn trên bánh chủ động T1 =118043,2(N.mm) .
bw : Chiều rộng vành răng bw 66(mm) .
dw1 : Đường kính vòng lăn bánh chủ động d w1 58,51(mm) .
ZM: Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp, tra bảng 6.5 [2]
ZM = 274(MPa)1/3.
ZH: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
2Cos b
Sin2 tw
ZH
Với: b-Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở tg b cos t .tg
Đối với bánh răng nghiêng không dịch chỉnh:
tg
cos
tw t arctg
Theo tiêu chuẩn thì = 200
tg 20
20,32
cos10,6
tw t arctg
tg b cost .tg cos20,32.tg10,6 0,175
b 9,95
Vậy Z H
2.cos9,95
1,74
sin 2.20,32
Z : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
Với hệ số trùng khớp dọc 1,55 1 theo công thức 6.36c[2].
Z
1
1
0, 77
1, 69
trang 15
ĐHKTCNTN
thiết kế sản phẩm với Cad
KH : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
K H K H .K H .K Hv
Với:
K H 1,175 : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng
K H : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn
khớp.
Trị số của cấp chính xác ( phục vụ việc xác định KH và KHV ) được tra theo bảng
6.13 [2] phụ thuộc vào vận tốc.Với vận tốc xác định theo công thức:
v
.d w .n1
1
60.103
Trong đó:
d w1 58,51(mm) : đường kính vòng lăn bánh nhỏ
n1 1470 : số vòng quay của bánh chủ động
v
.58,51.1470
60.103
4,5( m / s )
Với v 4,5(m / s) ta chọn cấp chính xác là 8.
Và tra bảng 6.14 K H 1,09
KHv : Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp
Theo công thức (6.41) [2]
K Hv 1
vH .bw .d w1
2.T1. K H . K H
Với vH theo công thức (6.42) [2]
vH H . go .v.
aw
u
- v 4,5(m / s)
- Tra bảng (6.15) và bảng (6.16) cấp chính xác 8 ta có : H 0,002 và go 56
vH H . go .v.
K Hv 1
aw
220
0,002.56.4,5.
2,93
u
6,52
vH .bw .d w1
2,93.66.58,51
1
1,037
2.T1.K H .K H
2.118043, 2.1,175.1,09
KH KH .KH .KHv 1,175.1,09.1,037 1,33
Vậy ứng suất tiếp xúc trên bề mặt làm việc là:
trang 16
ĐHKTCNTN
thiết kế sản phẩm với Cad
2.T1.K H .(u 1)
2.118043, 2.1,33.(6,52 1)
274.1,74.0,77.
464,77( MPa )
2
bw .u.d w 1
66.6,52.58,512
H Z M .Z H .Z .
Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép với:
H cx H .Z R .ZV .K xH
Trong đó:
+ [ H ] : ứng suất tiếp xúc cho phép [ H ] 504,54( MPa) .
+ ZR : Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc .Với cấp chính xác động
học là 8, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 7, độ nhám đạt được: Ra =
2,51,25 m do đó ZR = 0,95;
+ ZV : Hệ số kể đến ảnh hưởng của vận tốc vòng
Với v 4,5 5(m / s) lấy Zv 1 ;
+ KxH : hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng,với đường kính
vòng đỉnh da < 700 mm chọn KxH = 1.
H cx H .Z R .ZV .K xH 504,54.0,95.1.1 479,31( MPa)
Kiểm tra :
H
H [ H ]cx
464,77 479,31
.100% 3,13% 4%
H
464,77
Do H 464,77 479,31 H cx dưới 4% thỏa mãn điều bền tiếp xúc.
Vậy bw 66(mm) .
2.1.6. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:
Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không được
vượt quá một giá trị cho phép theo công thức (6.43) và (6.44) [2].
F
2.T1.K F .Y .Y .YF1
bw .d w1 .m
1
F
2
F .YF
1
YF1
2
[ F1 ]
[ F2 ]
Trong đó:
T1 : mômen xoắn trên bánh chủ động T1 =118043, 20(N.mm)
m : môđun pháp m=2,5(mm)
bw : Chiều rộng vành răng bw 66(mm)
trang 17
ĐHKTCNTN
thiết kế sản phẩm với Cad
dw1 : Đường kính vòng lăn bánh chủ động d w1 58,51(mm)
Y : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
Với hệ số trùng khớp ngang 1,69 1
Y
1
1
0,59
1,69
Y : Hệ số kể đến độ nghiêng của răng [2]
Y 1
o
140
1
10,6
0,92
140
YF1 , YF2 : Hệ số dạng răng của bánh 1 và 2 phụ thuộc vào số răng tương đương
và hệ số dịch chỉnh.
zv1
Z1
23
24, 22
3
3
cos cos 10.6
zv2
Z2
150
157,95
3
cos cos310,6
Với hệ số dịch chỉnh x = 0 tra bảng 6.18 [2] ta được: YF 3,90 và YF 3,60
1
2
K F : Hệ số tải trọng khi tính về uốn KF KF .KF .KFv
K F : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành khi tính về
uốn, tra bảng 6.7 [2] với bd 1,1 , sơ đồ 3 KF 1,175
K F : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn
khớp khi tính về uốn, tra bảng 6.14 [2] với v 4,5 , cấp chính xác 8 K F 1, 27
K Fv : Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn
K Fv 1
vF .bw .d w1
2.T1.K F .K F
Với:
vF F . go .v.
aw
u
Tra bảng 6.15 và 6.16 [2] được F 0,002 ( HB2 350 HB ), go 56 ( m 2,5 ,
cấp chính xác 8);
+ v 4,5(m / s)
+ Khoảng cách trục aw 220(mm)
+ Tỷ số truyền thực u 6,52
trang 18
ĐHKTCNTN
vF 0,002.56.4,5.
thiết kế sản phẩm với Cad
220
2,93
6,52
+ Chiều rộng vành răng bw 66(mm)
+ Đường kính vòng lăn bánh nhỏ d w 58,51(mm)
1
+ Mômen xoắn trên trục I: T1 =118043,2(N.mm)
+ Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành khi
tính về uốn KF 1,175
+ Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời
ăn khớp khi tính về uốn K F 1, 27
K Fv 1
vF .bw .d w1
2.T1.K F .K F
1
2,93.66.58,51
1,024
2.118043,2.1,175.1,27
KF KF .KF .KFv 1,175.1,27.1,024 1,53
Vậy ứng suất uốn là:
F
2.T1.K F .Y .Y .YF1
bw .d w1 .m
1
F
2
F .YF
1
YF1
2
2.118043, 2.1,53.0,59.0,92.3,9
79, 21( MPa )
66.58,51.2,5
79, 21.3,60
73,12( MPa )
3,90
Xác định chính xác ứng suất uốn cho phép chính xác:
[ F ]cx [ F ].YR .YS .K xF
(2.10)
Trong đó:
+ YR : Hệ số xét ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng, với cấp chính xác 8
chọn YR = 1;
+ Ys : Hệ số xét đến độ nhảy của vật liệu đối với tập trung ứng suất
Ys 1, 08 0, 0695ln(m) 1, 08 0, 0695ln(2,5) 1, 02( mm) ;
+ KxF : hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn, với
đường kính vòng đỉnh da < 400 mm chọn KxF = 1.
+ [ F ]=257,14( MPa)
1
+ [ F ]=241,71( MPa)
2
[ F1 ]cx [ F1 ].YR .YS .K xF 257,14.1.1,02.1 262,28( MPa)
[ F2 ]cx [ F2 ].YR .YS .K xF 241,71.1.1,02.1 246,54( MPa)
trang 19
ĐHKTCNTN
thiết kế sản phẩm với Cad
F 79,21 262,28 [ F ]cx
1
1
F 73,12 246,54 [ F ]cx (thỏa điều kiện bền uốn).
2
2
2.1.7. Kiểm Nghiệm về quá tải:
Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải ( thí dụ lúc mở máy, hãm máy . . . ) với
hệ số quá tải:
K qt
Tmax
T
Trong đó :
T : mô men xoắn danh nghĩa.
Tmax : Mô men xoắn quá tải.
Vì vậy cần kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại và ứng
suất uốn cực đại.
Có thể lấy Kqt = Kbd = 1,7.
Để tránh biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại Hmax
không được vượt quá 1 giá trị cho phép theo công thức (6.48) [2]:
Hmax H . K qt H max
Với: H 464,77( MPa )
Bánh răng tôi cải thiện H max 2,8 ch 2,8.450 1260(MPa)
Hmax 464,77. 1,7 605,99( MPa) H max
Để đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng, ứng suất uốn
cực đại Fmax tại mặt lượn chân răng không được vượt quá 1 giá trị cho phép:
Fmax F . K qt [ F ]max
(2.12)
Với: F max 0,8 ch 0,8.450 360( MPa)
Fm1ax F1 . K qt 84,9. 1,7 110,70 [ F ]max
Fmax F . K qt 78,37. 1,7 102,18 [ F ]max
2
2
Vậy bộ truyền thỏa mãn điều kiện quá tải.
trang 20
- Xem thêm -
.PDF 
82 
348 
77 
