Đồ án môn học Cơ sở thiết kế máy " Thiết kế hệ dẫn động băng tải "

Đồ án môn học Cơ sở thiết kế máy " Thiết kế hệ dẫn động băng tải " Đồ án môn học Cơ sở thiết kế máy Đề số: 2A Thiết kế hệ dẫn động băng tải Lược đồ hệ dẫn động băng tải 1. Động cơ 2. Nối trục 3. Bộ truyền đai 4. Hộp giảm tốc 5. Bộ truyền xích 6. băng tải Số liệu cho trước: 1 Lực kéo băng tải F 2250 N 2 Vận tốc băng tải V 1,3 m/s 3 Đường kính băng tải D 320 Mm 4 Thời gian phục vụ Lh 20000 giờ 5 Số ca làm việc 1 Ca 6 Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài a 45o độ 8 Đặc tính làm việc Nhẹ Khối lượng thiết kế 1 Bản vẽ lắp hộp giảm tốc(A3): 01 bản tổng thể 3 hình chiếu 03 bản , mỗi bản thể hiện 01 hình chiếu 2 01 Bản vẽ chế tạo chi tiết(01 bản A3): 3 01 Bản thuyết minh(A4) Mục lục Bản thuyết minh đồ án gồm những phần chính sau: - Phần I : Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền. - Phần II : Tính toán bộ truyền đai thang. - Phần III : Tính toán bộ truyền bánh răng côn răng nghiêng. - Phần IV : Tính toán và kiểm nghiệm trục. - Phần V : Tính và chọn then. - Phần VI : Thiết kế gối đỡ trục. - Phần VII : Cấu tạo vỏ hộp và các chi tiết máy khác. - Phần VIII : Bôi trơn hộp giảm tốc. Phần I : Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền I-1 Chọn động cơ điện 1. Chọn kiểu loại động cơ Hiện nay, có hai loại động cơ là động cơ điện một chiều và động cơ điện xoay chiều. Để thuận tiện, phù hợp với lưới điện hiện nayta chọn động cơ điện xoay chiều. Trong số các loại động cơ điện xoay chiều, ta chọn loại động cơ ba pha không đồng bộ rô to lồng sóc( còn gọi là động cơ điện ba pha không đồng bộ rô to ngắn mạch) Nó có những ưu điểm: Kết cấu đơn giản, dễ bảo quản, giá thành thấp, làm việc tin cậy, có thể mắc trực tiếp vào lưới điện ba pha không cần phải biến đổi dòng điện. 2. Các kết quả tính toán trên băng tải a. Mô men thực tế trên băng tải: Mômen thực tế trên băng tải: Mbt = = =360000 Nm Trong đó F= 2250 N là lực kéo băng tải D=320 mm là đường kính băng tải b. Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ: Số vòng quay đòng bộ của động cơ (còn gọi là tốc độ từ trường quay) được xác định theo công thức: ndb= (I – 2) Trong đó: f – tần số của dòng điện xoay chiều; mạng điện ở nước ta có f = 50 Hz p – số đôi cực từ (chọn p = 2 ,động cơ điện loại K) Þ ndb = = 1500 vòng/phút Căn cứ vào vận tốc vòng của băng tải, chọn số vòng quay của băng tải là: Nbt = vòng/phút với : v- vận tốc vòng của băng tải( v = 1,3 m/s) Þnbt= =77,63 vòng/phút c. Xác định hiệu suất của toàn bộ hệ dẫn động: Ta gọi ht là hiệu suất của toàn bộ hệ thống được xác định theo công thức: ht=k.đ.brc.ol3x (I – 3) Trong đó: k – hiệu suất của khớp nối. đ - hiệu suất của bộ truyền đai thang. brc – hiệu suất của bộ truyền bánh răng côn. ol – hiệu suất của một cặp ổ lăn. x – hiệu suất của bộ truyền xích. Theo bảng 2.3 –tr.19 TTTKHDĐCK tập 1, ta có: k = 1 ; đ = 0,95 ; brc = 0,96 ; ol = 0,99 ; x = 0,92 Thay các giá trị trên vào (I – 3), ta được: ht = 1. 0,95. 0,96. (0,99)3.0,92 = 0,81 3. Chọn động cơ điện theo công suất: a. Mô men đẳng trị: Mđtbt= (I – 4) Trong đó, Mk – mô men thứ k của phổ tải trọng tác động lên băng tải ; tk – thời gian tác động của mô men thứ k. Theo đề bài, ta có: M1 = M ; M2 = 0,6M t1 = 4h ; t2 = 4h ; t =8h. Từ đó, ta có kết quả: Mđtbt = = 0.824.Mbt Mđtbt = 0,824.360000 = 296640 Nmm= 296,64Nm b. Công suất đẳng trị trên băng tải: Pđtbt = = = 2,41 Kw c. Công suất đẳng trị cần có trên động cơ: Pđtđc = = = 2,97 Kw Từ các thông số tính toán , ta chọn động cơ loại K có nhãn hiệu K112M2 – kiểu có bích, có các thông số kỹ thuật được tra theo bảng P1.1 trang 234 TTTKHDĐCK tập 1, có bảng số liệu như sau: Kiểu động cơ Công suất Vận tốc quay Vòng/phút % Cos Khối lượng (kg) (mm) Kw Mã lực 50Hz 60Hz K112M4 3,0 4,0 1445 1732 82,0 0,83 5,9 2,0 41 28 -Đặc điểm của động cơ điện loại K: Về phạm vi công suất: Cùng với số vòng quay đồng bộ (nđb) là 1500 vòng/phút ,động cơ loại K có phạm vi công suất từ 0,75 Kw đến 30 Kw lớn hơn của động cơ DK và nhỏ hơn của động cơ 4A. Động cơ K có khối lượng nhỏ hơn so với động cơ DK và đặc biệt là có mô men khởi động cao hơn 4A và DK. d. Kiểm tra điều kiện mở máy, điều kiện quá tải cho động cơ đã chọn: - Kiểm tra điều kiện mở máy: Khi mở máy, mô men tải không được vượt quá mô men khởi động của động cơ ( M<Mk) nếu không động cơ sẽ không chạy. Theo điều kiện: Mmm/M≤Mk/Mdn (I - 5) Trong đó: Mmm -mô men mở máy của thiết bị cần dẫn động. Mk (Tk) - mô men khởi động của động cơ. Mdn (Tdn) - mô men danh nghĩa của động cơ. Theo bảng số liệu trên ta có: Mk/Mdn = 2,0 Căn cứ vào lược đồ tải trọng đã cho trong đề bài, ta có: Mmm/M = 1,5 Do đó động cơ thỏa mãn điều kiện mở máy. O Kiểm nghiệm động cơ theo các điều kiện làm việc: Mmaxqtđc ≤ [Mdc] ; [Mdc] = ht.2.M Với M = .3 = 19,82 Nm ; Þ [Mdc] = 0,81. 2.19,82 =32,10 Nm Tacókếtquả: Mmaxqtđc=Kqt.Mcản=. 1,5 (I - 6) Mmaxqtđc = . 1,5 = 29,49 Nm Theo số liệu của động cơ đã chọn, có: [Mdc] = 32,10Nm Vậy : [Mdc] =32,10 Nm ≥ Mmaxqtđc =29,49 Nm. I-2 Phân phối tỉ số truyền Để phân phối tỉ số truyền cho các bộ truyền, phải tính tỉ số truyền cho toàn bộ hệ thống. uS===18,61 (I - 7) màuS=uh.ung (I - 8) Với uh - tỉ số truyền của hộp giảm tốc; ung - tỉ số truyền ngoài hộp; ung=uk.ux.uđ (I -9) uk - tỉ số truyền của khớp nối. do uk = 1 Þ ung = ux. uđ ux - tỉ số truyền của bộ truyền xích. uđ - tỉ số truyền của bộ truyền đai thang. Theo bảng 2.4 - tr21 TTTKHDĐCK tập 1, ta có ux = 2…5 ; uđ = 3…5. Chọn ux = 3 ; uđ = 3 Þ ung = ux. uđ = 3.3 = 9 Do đó uh = = = 2,06 Như vậy: -tỉ số truyền của hộp giảm tốc hay tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng côn là: uh = ubrc = 2,06 ; tỉ số truyền của bộ truyền đai: uđ = 3 tỉ số truyền của bộ truyền xích: ux = 3 I-3 Xác định các thông số động học và lực tác dụng lên các trục Ký hiệu các trục trong hệ thống dẫn động băng tải Tính toán tốc độ quay của các trục Trục động cơ: nđc = 1445 vòng/phút Trục I: nI = = = 1445 vòng/phút Trục II:nII = = = 481,6 vòng/phút Trục III: nIII = = = 233,7 vòng/phút Trục IV: nIV = = =77,9 vòng/phút Tính công suất trên các trục Gọi công suất trên các trục I, II, III, IV lần lượt là PI , PII , PIII , PIV có kết quả như sau: Công suất danh nghĩa trên trục động cơ: Pdc = Plvdc = 2,97 Kw Công suất danh nghĩa trên trục I: PI = Pdc. = 2,97. 1 = 2,97Kw Công suất danh nghĩa trên trục II: PII = PI. . = 2.97. 0,95. 0,99 = 2,79Kw Công suất danh nghĩa trên trục III: PIII = PII. . = 2,79. 0,96. 0,99 =2,65 Kw Công suất danh nghĩa trên trục IV: PIV = PIII. . = 2,65. 0,92. 0,99 = 2,41 Kw Tính mô men xoắn trên các trục Gọi mô men xoắn trên các trục I, II, III, IV lần lượt là MI , MII , MIII , MIV ta có kết quả sau: Trục động cơ: Mdc = 9,55. = 9,55. = 19628 Nmm Trục I: MI = 9,55. = 9,55. = 19628 Nmm Trục II: MII = 9,55. = 9,55. = 55325 Nmm Trục III: MIII = 9,55. = 9,55. = 108290Nmm Trục IV: MIV = 9,55. = 9,55. = 295449 Nmm Thông số Trục Tỉ số truyền Tốc độ quay (vòng/phút) Công suất (Kw) Mô men xoắn (Nmm) Trục động cơ 1 1445 2,97 19628 Trục I 1445 2,97 19628 2,06 Trục II 481,6 2,79 55325 3 Trục III 233,7 2,65 108290 3 Trục IV 77,9 2,41 295449 Bảng số liệu động học và động lực học trên các trục của hệ thống dẫn động. Phần II: Tính toán thiết kế các bộ truyền A - tính toán thiết kế các bộ truyền ngoài II. I . Thiết kế bộ truyền đai thang II. I. 1 . Xác định kiểu đai Các thông số của động cơ và tỉ số truyền của bộ truyền đai: ndc = 1445 (vòng/phút) ; Pdc = 5,5 Kw ; ud = 4 Căn cứ vào Hình 4.1 - Chọn loại tiết diện đai hình thang và do không có yêu cầu đặc biệt nào nên ta chọn loại đai hình thang bình thường loại A trong bảng 4.13. Các thông số của đai hình thang - tr59 TTTKHDĐCK tập 1. Theo đó, thông số kích thước cơ bản của đai được cho trong bảng sau: Loại đai Kích thước mặt cắt (mm) Diện tích A(mm2) d1 (mm) bt b h y0 Thang, A 11 13 8 2,8 81 100 Hình vẽ dưới đây thể hiện kích thước mặt cắt ngang của dây đai: Kích thước mặt cắt ngang của dây đai thang. II. I. 2. Tính sơ bộ đai Tính vận tốc đai: v = (II - 1) v = = 7,56 (m/s) Như vậy vận tốc đai tính toán nhỏ hơn vận tốc đai cho phép vmax = 25 m/s (đối với loại đai thang). Ta chọn = 0,02 ( - hệ số trượt đai). Theo công thức: d2 = d1. ud. (1 - ) (II - 2) ta có: d2 = 100. 4. (1 - 0,02) = 392 (mm) II. I. 3. Chọn đường kính đai tiêu chuẩn Theo bảng 4.21 - Các thông số của bánh đai hình thang - tr63 - TTTKHDĐCK tập 1, ta chọn d2 = 400 mm. Tỉ số truyền thực tế là: udt = (II -3) udt = = 4,08 Sai số của tỉ số truyền là: Du = . 100% (II -4) Du = 2% Vậy: Du < 3 ~ 4% Þ Thỏa mãn điều kiện về sai lệch tỉ số truyền đai. Chọn sơ bộ chiều dài khoảng cách trục là: asb = 1,5. d2 = 600 (mm) Chiều dài sơ bộ của đai là: lsb = 2.asb + + (II - 5) lsb = 2022,5 (mm) Theo bảng 4. 13 - tr59 - TTTKHDĐCK tập 1, ta chọn l = 2000 mm. Số vòng chạy của đai: i = v/l (II - 6) i = 7,56/2 = 3,78 (1/s) vậy i = 3,78 <imax = 10 Khoảng cách trục theo chiều dài tiêu chuẩn: a = (+)/4 (II - 7) với: = l - (d2 + d1)/2 và: = (d2 -d1)/2 Hay: a = (II - 8) Þ a = 588,38 mm Kiểm tra điều kiện khoảng cách trục cần thỏa mãn: 0,55(d1 + d2) + h ≤ a ≤ 2(d1 + d2) (II - 9) Ta có: 0,55(d1 + d2) +h = 283 mm 2(d1 + d2) = 1000 mm Vậy thỏa mãn điều kiện khoảng cách trục. Tính góc ôm a1 trên bánh đai nhỏ theo công thức: a1 = 180o - (II -10) Þ a1 = 150,94o Vậy a1 = 150,94o >120o , góc ôm thỏa mãn điều kiện. II. I. 4. Xác định số đai z áp dụng công thức 4. 16 - tr 60 - TTTKHDĐCK tập 1: z = (II -11) Trong đó: Pcd - Công suất trên trục bánh đai chủ động PI = 4,837 Kw ; O Tra các bảng hệ số, chọn các hệ số: + Kđ - Hệ số tải trọng ứng với trường hợp tải dao động nhẹ, tải trọng mở máy đến 150% tải trọng danh nghĩa. (Bảng 4. 7 - tr 55 - TTTKHDĐCK tập 1), ta chọn Kđ =1,1 ; + [P0] - Công suất cho phép, tra bảng 4. 19 - tr 62 - TTTKHDĐCK tập 1, ta có [P0] = 1,85 Kw ; + Ca - Hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm a1 , tra bảng 4. 15 -tr 61 - TTTKHDĐCK tập 1, ta có: Ca = 1 - 0,0025(180 - a1) khi a1 = 150…180o Vậy: Ca = 0,9273 + Cl - Hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai. Với l/l0 = 2000/1700 = 1,176, tra bảng 4. 16 - tr 61 - TTTKHDĐCK tập 1, ta có: Cl = 1,04 + Cu - Hệ số kể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền, tra bảng 4. 17 - tr 61 - TTTKHDĐCK tập 1, với trường hợp u ≥3 , ta có: Cu = 1,14 ; +Cz - Hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các dây đai, với PI/[P0] = 4,837/1,85 =2,6 ,tra bảng 4. 18 - tr 61 - TTTKHDĐCK tập 1, ta chọn:Cz = 0,95 Thay các giá trị trên vào công thức (II -11), ta được: z = = 2,86 (đai) Ta chọn z = 3 (đai). II. I. 5. Xác định chiều rộng bánh đai Chiều rộng của bánh đai được xác định theo công thức: B = (z - 1)t + 2e (II - 12) Tra bảng 4. 21 - tr 63 - TTTKHDĐCK tập 1, ta có: t = 15 mm ; e = 10 mm ; h0 = 3,3mm Vậy: B = 50 mm Đường kính ngoài của bánh đai được xác định theo công thức: da = d + 2h0 (II - 13) - Đường kính ngoài của bánh đai nhỏ là: da1 = d1 + 2h0 = 100 +2.3,3 =106,6 (mm) - Đường kính ngoài của bánh đai lớn là: da2 = d2 + 2h0 = 400 + 2.3,3 = 406,6 (mm) II. I. 6. Xác định lực trong bộ truyền Xác định lực vòng theo công thức: Fv = qm. v2 (II - 14) Với qm - Khối lượng 1 mét chiều dài đai, tra bảng 4. 22 - tr 64 - TTTKHDĐCK tập 1, ta có: qm = 0,105 kg/m. Þ Fv = 6 (N) Xác định lực căng ban đầu: áp dụng công thức tính lực căng trên 1 đai: F0 = + Fv (II -15) Þ F0 = 197,33 (N) Lực tác dụng lên trục được tính theo công thức: Fr = 2F0.z.sin (II - 16) ÞFr = 1146,11 (N) Sơ đồ lực tác dụng lên trục khi bộ truyền đai làm việc. Bảng thông số của bộ truyền đai: Khoảng cách trục a 588,38 mm Góc ôm a1 150,94o Đường kính bánh đai nhỏ 100 mm Đường kính bánh đai lớn 400 mm Bề rộng của bánh đai B 50 mm Bề rộng của dây đai b 13 mm II. I. 7. Tính ứng suất trong dây đai và tuổi thọ của dây đai II. II. Thiết kế bộ truyền xích II. II. 1. Chọn loại xích Do bộ truyền tải không lớn, ta chọn loại xích ống - con lăn một dãy, gọi tắt là xích con lăn một dãy. Loại xích này chế tạo đơn giản, giá thành hạ và có độ bền mòn cao. II. II. 2. Xác định các thông số của xích và bộ truyền xích a. Chọn số răng đĩa xích Số răng đĩa xích nhỏ được xác định theo công thức: z1 = 29 - 2. uxích ≥ 19 (II -17) Với uxích = 3,5 Þ z1 = 29 - 2. 3,5 = 22 >19 Vậy: z1 = 22 (răng) Tính số răng đĩa xích lớn: z2 = uxích. z1 £ zmax (II -18) Đối với xích con lăn zmax = 120, từ đó ta tính được: z2 = 3,5. 22 = 77 (răng) b. Xác định bước xích p Bước xích p được xác định từ chỉ tiêu về độ bền mòn của bản lề. Điều kiện đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mòn của bộ truyền xích được viết dưới dạng: Pt = P. k. kz. kn £ [P] (II -19) Trong đó: Pt - Công suất tính toán; P - Công suất cần truyền; P = 4,323 (Kw); Xác định công suất cho phép [P] của xích con lăn: với n01 = 200 vòng/phút, bước xích p = 38,1 (mm), theo bảng 5. 5 - tr - 81 - TTTKHDĐCK tập 1, ta có: [P] = 34,8 (Kw); kz - Hệ số răng ; kz = = = 1,136 kn - Hệ số vòng quay; kn = = = 2,048 Hệ số k được xác định theo công thức: k = k0. ka. kđc. kbt. kđ. kc (II -20) Trong đó các hệ số thành phần được chọn theo bảng 5.6 -tr 82 - TTTKHDĐCK tập 1,với: k0 - Hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền, k0 = 1 (do đường nối tâm của hai đĩa xích so với đường nằm ngang là 25o <60o); ka - Hệ số kể đến ảnh hưởng của khoảng cách trục và chiều dài xích; với a = (30…40)p, ta có: ka = 1; kđc - Hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng; với trường hợp vị trí trục không điều chỉnh được, ta có: kđc = 1,25; kbt - Hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn; với trường hợp môi trường làm việc có bụi, chất lượng bôI trơn bình thường), ta chọn: kbt = 1,3; kđ - Hệ số tải trọng động, với trường hợp tải trọng vừa (tải trọng va đập), ta chọn: kđ = 1,2; kc - Hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền; với trường hợp số ca làm việc là 2 ca, ta có: kc = 1,25; Từ (II -20) ta tính được: k = 1. 1. 1,25. 1,3. 1,2. 1,25 = 2,437 Từ (II -19) ta tính được: Pt = 4,323. 2,437. 1,136. 2,048 = 24,51 (Kw) Þ Pt = 24,51 Kw < [P] = 34,8 Kw Với bước xích p = 38,1 (mm), theo bảng 5.8 - tr 83 - TTTKHDĐCK tập 1, điều kiện p <pmax được thỏa mãn. Tính khoảng cách trục sơ bộ, ta lấy: asb = 40p = 40. 38,1 = 1524 (mm); Ta xác định số mắt xích theo công thức: x = + + (II -21) Þ x = + + = 131,42 Ta lấy số mắt xích chẵn xc = 132, tính lại khoảng cách trục theo công thức: a* = 0,25.p (II -22) Theo đó, ta tính được: a* = 0,25.38,1 Þ a* =1535,37 = 1535 (mm) Để xích không chịu lực căng quá lớn, ta cần giảm khoảng cách trục đi một lượng: Da = (0,002…0,004)a , ta chọn Da = 0,003a » 5 (mm) Þ a = a* - Da = 1535 - 5 = 1530 (mm) Số lần va đập của bản lề xích trong 1 giây: i = £ [i] (II -23) Þ i = = 1,085 Theo bảng 5. 9 - tr 85 - TTTKHDĐCK tập 1, ta có: [i] = 20; Þ i = 1,085 < [i] = 20, sự va đập của các mắt xích vào các răng trên đĩa xích đảm bảo, không gây ra hiện tượng gẫy các răng và đứt má xích. c. Kiểm nghiệm xích về đọ bền Với các bộ truyền xích bị quá tải lớn khi mở máy hoặc thường xuyên chịu tả trọng va đập trong quá trình làm việc cần tiến hành kiểm nghiệm về quá tải theo hệ số an toàn: s = ≥ [s] (II -24) Trong đó: Q - Tải trọng phá hỏng, theo bảng 5. 2 - tr 78 - TTTKHDĐCK tập 1, ta có: Q = 127 kN = 127000 N; q - khối lượng của 1 mét xích, theo bảng 5. 2 - tr78 - TTTKHDĐCK tập 1, ta có: q = 5,5 kg; kđ - Hệ số tải trọng động, theo bảng 5. 6 - tr 82 - TTTKHDĐCK tập 1, với trường hợp tải trọng va đập nhẹ, ta chọn kđ = 1,2; v - vận tốc trên vành đĩa dẫn z1: v = (II -25) Þ v = = 1,364 (m/s) Ft - Lực vòng trên đĩa xích: Ft = (II -26) Ft = = 3169,35 (N) Fv - Lực căng do lực ly tâm sinh ra khi làm việc: Fv = q. v2 (II -27) Fv = 5,5. (1,364)2 = 10,23 (N) F0 -Lực căng do bánh xích bị động sinh ra: F0 = 9,81. kf. q. a (II -28) Trong đó kf là hệ số phụ thuộc vào độ võng f của xích và vị trí bộ truyền: Với: f = (0,01…0,02)a , ta lấy: f = 0,015.a = 0,015. 1530 = 22,95 (mm); kf = 4, ứng với trường hợp bộ truyền nghiêng một góc dưới 40o so với phương nằm ngang; F0 = 9,81. 4. 5,5. 1,530 = 330,2 (N) Từ đó, ta tính được: s = = 30,65 Theo bảng 5. 10 - tr 86- TTTKHDĐCK tập 1, với n1 = 200 vòng/phút, ta có: [s] = 8,5 Þ s = 30,65 > [s] = 8,5 ; bộ truyền xích đảm bảo đủ bền. e. Xác định đường kính đĩa xích Theo công thức 5. 17- tr86- TTTKHDĐCK tập 1 và bảng 14 -4b - tr20 - TTTKHDĐCK tập 2, ta xác định được các thông số sau: · Đường kính vòng chia d1 và d2: d1 = = = 267,72 (mm) Ta lấy d1 = 267 (mm) d2 = = = 934,08 (mm) Ta lấy d2 = 934 (mm) · Đường kính vòng đỉnh da1 và da2: da1 = p[0,5 + cotg(p/z1)] = 38,1. [0,5 + cotg(180o/22)] = da2 = p[0,5 + cotg(p/z2)] = 38,1. [0,5 + cotg(180o/77)] = · Đường kính vòng đáy(chân) răng df1 và df2: df1 = d1 - 2r , trong đó r là bán kính đáy răng, được xác định theo công thức: r = 0,5025.dl + 0,05 (II -29) với dl = 22,23 (mm), theo bảng 5. 2 - tr 78 - TTTKHDĐCK tập 1. r = 0,5025.22,23 + 0,05 = 11,22 (mm) do đó: df1 = 267 - 2. 11,22 = 244,56 (mm) , ta lấy df1 = 245 (mm) df2 = 934 - 2. 11,22 = 911,56 (mm) , ta lấy df2 = 912 (mm) * Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc của đĩa xích: ứng suất tiếp xúc sH trên mặt răng đĩa xích phải nghiệm điều kiện: sH = 0,47. £ [sH] (II -30) Trong đó: [sH] - ứng suất tiếp xúc cho phép, theo bảng 5. 11 - tr 86 - TTTKHDĐCK tập 1; Ft - Lực vòng trên đĩa xích, Ft = 3169,35 (N) Fvd - Lực va đập trên m dãy xích (m = 1), tính theo công thức: Fvd = 13. 10-7. nIII. p3. m (II -31) Fvd1 = 13. 10-7. 97,635. (38,1)3. 1 = 7,02 (N) kd - Hệ số phân phân bố không đều tải trọng cho các dãy, kd = 1 (xích 1 dãy); Kd - Hệ số tải trọng động, Kd = 1,2 (tải trọng va đập nhẹ); kr - Hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích, phụ thuộc vào z (tr 87- TTTKHDĐCK tập 1, với z1 = 22 Þ kr1 = 0,456; E = - Mô đun đàn hồi , với E1, E2 lần lượt là mô đun đàn hồi của vật liệu con lăn và răng đĩa xích, lấy E = 2,1. 105 Mpa; A - Diện tích chiếu của bản lề, mm2, theo bảng 5. 12 - tr 87 - TTTKHDĐCK tập 1, ta có: A = 395 (mm2); Thay các số liệu trên vào công thức (II -30), ta tính được: - ứng suất tiếp xúc sH trên mặt răng đĩa xích 1: sH1 = 0,47. = 451,72 (Mpa) ứng suất tiếp xúc sH trên mặt răng đĩa xích 2: Với: z2 = 77 Þ kr2 = 0,22; Fvd2 = 13. 10-7. nIV. p3. m = 13. 10-7. 27,9. (38,1)3. 1 = 2,006 (N) sH2 = 0,47. = 313,55 (Mpa) Như vậy: sH1 = 451,72 MPa < [sH] = 600 MPa ; sH2 = 313,55 MPa < [sH] = 600 MPa; Ta có thể dùng vật liệu chế tạo đĩa xích là gang xám Cì 24 -44, phương pháp nhiệt luyện là tôi, ram (do đĩa bị động có số răng lớn z2 = 77 > 50 và vận tốc xích v = 1,364 m/s < 3 m/s) đạt độ rắn là HB = 350 sẽ đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho răng của hai đĩa xích. f. Xác định các lực tác dụng lên đĩa xích Lực căng trên bánh xích chủ động F1 và trên bánh xích bị động F2: F1 = Ft + F2 ; F2 = F0 + Fv (II -32) Trong tính toán thực tế, ta có thể bỏ qua lực F0 và Fv nên F1 = Ft vì vậy lực tác dụng lên trục được xác định theo công thức: Fr = kx. Ft (II -33) Trong đó: kx - Hệ số kể đến ảnh hưởng của trọng lượng xích; với kx = 1,15 khi bộ truyền nằm ngang hoặc nghiêng một góc nhỏ hơn 40o; Ft - Lực vòng trên đĩa xích, Ft = 3169,35 (N); Fr = 1,15. 3169,35 = 3644,75 (N) » 3645 (N) Bảng thông số của bộ truyền xích: Các đại lượng Thông số Khoảng cách trục a = 1530 mm Số răng đĩa chủ động z1 = 22 Số răng đĩa bị động z2 = 77 Tỷ số truyền uxích = 3,5 Số mắt của dây xích x = 132 Đường kính vòng chia của đĩa xích Chủ động: d1 = 267 mm Bị động: d2 = 934 mm Đường kính vòng đỉnh của đĩa xích Chủ động: da1 = Bị động: da2 = Đường kính vòng chân răng của đĩa xích Chủ động: df1 = 245 mm Bị động: df2 = 912 mm Bề rộng của răng đĩa xích (không lớn hơn) B = 25,4 mm Bước xích p = 38,1 mm b- tính toán thiết kế bộ truyền trong II. III. Thiết kế bộ truyền bánh răng côn II. III. 1. Chọn vật liệu chế tạo bánh răng Đối với hộp giảm tốc bánh răng côn 1 cấp chịu công suất nhỏ (P = 5,5 Kw) , ta chỉ cần chọn loại vật liệu nhóm I. Vật liệu nhóm I là loại vật liệu có độ rắn HB ≤ 350, bánh răng được thường hóa hoặc tôi cải thiện. Nhờ có độ rắn thấp nên có thể cắt răng chính xác sau khi nhiệt luyện, đồng thời bộ truyền có khả năng chạy mòn. Bên cạnh đó, cần chú ý rằng 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 ≥ H2 + (10…15)HB. Theo bảng 6. 1 - tr 92- TTTKHDĐCK tập 1, ta chọn: · Bánh răng nhỏ (bánh răng 1) : + Thép 45 tôi cải thiện ; + Độ rắn: HB = (241…285) ; + Giới hạn bền: sb1 = 850 Mpa ; + Giới hạn chảy : sch1 = 580 Mpa ; Chọn độ rắn của bánh nhỏ : HB1= 250. · Bánh răng lớn (bánh răng 2) : + Thép 45 tôi cải thiện ; + Độ rắn : HB = (192…240) ; + Giới hạn bền : sb2 = 750 Mpa ; + Giới hạn chảy : sch2 = 450 Mpa ; Chọn độ rắn của bánh răng lớn : HB2= 240. II. III. 2 Xác định ứng suất cho phép ứng suất tiếp xúc cho phép [sH] và ứng suất uốn cho phép [sF] được xác định theo công thức sau: [sH] = . ZR .Zv .KxH .KHL (II - 34) [sF] = . YR .Ys .KxF .KFC .KFL (II - 35) 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 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; KxF - Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn; Trong thiết kế sơ bộ, ta lấy: ZRZvKxH = 1 và : YRYsKxF = 1 , theo đó các công thức (II - 17) và (II -18) trở thành: [sH] = (II - 34a) [sF] = (II - 35a) Trong đó: s và s lần lượt là các ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở, tra bảng 6. 2 - tr 94 - TTTKHDĐCK tập 1, với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB = (180…350, ta có: s= 2HB + 70 ; SH = 1,1 ; s = 1,8HB ; SF = 1,75 ; Với SH , SF - Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn; Thay các kết quả trên vào các công thức, ta có: s = 2HB1 + 70 = 2.250 + 70 = 570 Mpa; s = 2HB2 + 70 = 2.240 + 70 = 550 Mpa; s = 1,8. HB1 = 1,8 . 250 = 450 MPa ; s = 1,8 . HB = 1,8 . 240 = 432 MPa ; KFC - Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải, KFC = 1 khi đặt tải một phía (bộ truyền quay một chiều) ; KHL , KFL - Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền, được xác định theo các công thức: KHL = (II - 36) KFL = (II - 37) Trong đó: mH , mF - Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn ; mH = mF = 6 khi độ rắn mặt răng HB ≤ 350 ; NHO - Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc; Với: NHO = 30.H (II - 38) NHO1 = 30. 2502,4 = 17067789 NHO2 = 30. 2402,4 = 15474913 NFO - Số chu kỳ thay đổi 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. Khi bộ truyền chịu tải trọng thay đổi nhiều bậc: NHE = 60.c. (II - 39) NFE = 60.c. (II -40) Trong đó: c - Số lần ăn khớp trong một vòng quay của bánh răng; ni - Số vòng quay của bánh răng trong một phút; Mi - Mô men xoắn ở chế độ thứ i; Mmax - Mô men xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng đang xét; ti - Tổng số giờ làm việc của bánh răng. Ta có: với bánh răng nhỏ (bánh răng 1): c = 1; nII = 361,25 vòng/phút ; với bánh răng lớn (bánh răng 2): c = 1; nIII = 97,635 vòng/phút. Þ NHE1 = 60. 1. 361,25. 24000.[(1)3.0,25 + (0,8)3. 0,5 + (0,3)3. 0,25] = 266732550 NHE2 = 60. 1. 97,635. 24000.[(1)3.0,25 + (0,8)3. 0,5 + (0,3)3. 0,25] = 72089778 NFE1 = 60. 1. 361,25. 24000.[ (1)6.0,25 + (0,8)6. 0,5 + (0,3)6. 0,25] = 198328461 NFE2 = 60. 1. 97,635. 24000.[ (1)6.0,25 + (0,8)6. 0,5 + (0,3)6. 0,25] = 53602212 Như vậy: NHE1 > NHO1 , NHE2 > NHO2 ; NFE1 > NFO! , NFE2 > NFO2 . KHL1 = 1 , KHL2 = 1; KFL1 = 1 , KFL2 = 1. Theo công thức (II -17a) và (II - 18a), ta tính được: [sH]1 = = 518 Mpa; [sH]2 = = 500 Mpa; [sF]1 = = 257,143 MPa; [sF]2 = = 246,857 Mpa. Với bộ truyền bánh răng côn răng thẳng, ứng suất tiếp xúc cho phép là giá trị nhỏ hơn trong hai giá trị tính toán của [sH]1 và [sH]2 . Þ [sH] = 500 Mpa. + ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép khi quá tải được xác định theo công thức: [sH]max = 2,8sch (II – 41) [sF]max = 0,8sch (II -42) Þ [sH1]max = 2,8. 580 = 1624 Mpa; [sH2]max = 2,8. 450 = 1260 Mpa; [sF1]max = 0,8. 580 = 464 Mpa; [sF2]max = 0,8. 450 = 360 Mpa. II. II. 3. Tính toán các thông số của bộ truyền bánh răng côn răng thẳng Xác định chiều dài côn ngoài của bánh răng Chiều dài côn ngoài của bánh răng côn chủ động được xác định theo độ bền tiếp xúc. Công thức thiết kế có dạng: Re = KR . (II – 43) Trong đó: KR = 0,5Kd - Hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng. Với truyền động bánh răng côn răng thẳng bằng thép, Kd = 100 Mpa1/3 Þ KR = 0,5. 100 = 50 Mpa1/3 T1 – Mô men xoắn trên bánh răng chủ động, T1 = 120257 Nmm; [sH] – ứng suất tiếp xúc cho phép, [sH] = 500 Mpa; KHb - Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng bánh côn, và với Kbe- Hệ số chiều rộng vành răng: Kbe =b/Re = 0,25…0,3. Do ubrc = 3,7 > 3, ta chọn Kbe = 0,25 Theo bảng 6. 21- tr 113 - = = 0,53 Theo sơ đồ I và trục bánh răng được lắp trên ổ đũa, HB ≤ 350 , ta chọn KHb = 1,13; Þ Re = 50.. = 176,67 (mm) Xác định thông số ăn khớp Tính số răng bánh răng nhỏ: · Đường kính vòng chia ngoài của bánh răng chủ động được xác định theo độ bền tiếp xúc: de1 = Kd. . (II – 44) hay: de1 = (II -45) Þ de1 = = 92,19 (mm) Theo bảng 6. 22 - tr 114 - TTTKHDĐCK tập 1, ta có z1p = 17 với HB ≤ 350; ta tính z1 theo công thức: z1 = 1,6z1p = 1,6. 17 = 27,2 (răng). Theo đó, ta chọn z1 = 27 (răng). · Đường kính trung bình và mô đun trung bình của bánh răng được xác định theo công thức sau: dm1 = (1 - 0,5.Kbe)de1 (II -46) mtm = (II -47) Þ dm1 = (1 - 0,5. 0,25). 92,19 = 80,67 (mm) mtm = =2,99 (mm) · Xác định mô đun của bánh răng: Với bánh răng côn răng thẳng, mô đun vòng ngoài được xác định theo công thức: mte = (II - 48) Þ mte = = 3,42 (mm) Theo bảng 6. 8 tr - 99 - TTTKHDĐCK tập 1, ta chọn mte = 3,5 (mm) Từ mô đun mte tiêu chuẩn, ta tính lại z1 và mtm: mtm = mte(1 - 0,5Kbe) = 3,5. (1 - 0,5. 0,25) = 3,06 (mm) dm1 = mtm. z1 = = 3,06. 27 = 82,62 (mm), · Xác định số răng bánh răng lớn z2: Ta có: z2 = uI . z1 = 3,7. 27 = 99,9 (răng), ta chọn z2 = 100 (răng) Tính tỉ số truyền thực tế: um = = = 3,7 · Tính góc côn chia: Góc côn chia của hai bánh răng được xác định theo công thức: = arctg = arctg = 15,11o = 15o6’36” = 90o - = 90o - 15,09o = 74,89o = 74o53’24” Chiều dài côn ngoài thực: Rc = 0,5mte . = 0,5. 3,5. = 181,27 (mm) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng côn phải thỏa mãn điều kiện: sH = ZM. ZH. Ze. ≤ [sH] (II -49) Trong đó: ZM - Hệ số kể đến cơ tính của vật liệu của các bánh răng ăn khớp, theo bảng 6. 5 - tr 96 - TTTKHDĐCK tập 1, ta tìm được ZM = 274 Mpa1/3; ZH - Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, theo bảng 6. 12 - tr - TTTKHDĐCK tập 1, với dịch chỉnh chiều cao: xt = x1 + x2 = 0 Þ ZH = 1,76; Ze - Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, với bánh răng côn răng thẳng, do b = 0 Þ hệ số trùng khớp dọc: eb = 0, theo đó: Ze = (II -50) Trong đó: ea - Hệ số trùng khớp ngang, được tính theo công thức: ea =cosb (II -51) ea = cos0 = 1,729 Thay số vào công thức (II -32), ta tính được: Ze = = 0,87 KH - Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc; KH = KHb. KHa. KHv (II - 52) Trong đó: KHb - Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng. Theo bảng 6. 21 - tr 113 - TTTKHDĐCK tập 1, ta chọn KHb = 1,13; KHa - Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp. Với bánh răng côn răng thẳng KHa = 1; KHv - Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, tính theo công thức: KHv = 1 + (II - 53) Với: vH = dH. g0. v. (II - 54) Trong đó: dH - Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp; g0 - Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng; dm1  - Đường kính trung bình của bánh răng côn nhỏ, dm1 = 82,62 (mm); v - Vận tốc vòng của bánh răng côn nhỏ, tính theo công thức: v = (II - 55) Þ v = = 1,562 (m/s) Theo bảng 6. 13 - tr 106 - TTTKHDĐCK tập 1, ta chọn cấp chính xác 8; Theo bảng 6.15 và 6. 16 - tr 107 - TTTKHDĐCK tập 1, ta chọn : dH = 0,006 ; g0 = 56; Þ vH = 0,006. 56. 1,562. = 5,377 (m/s) T1 - Mô men xoắn trên trục bánh chủ động, T1 = 120257 Nmm; b - Chiều rộng vành răng, b = Kbe. Re = 0,25. 181,27 = 45,32 (mm); Þ ta chọn b = 45 (mm). Theo công thức (II -35), ta tính: KHv = 1 + = 1,074 Từ công thức (II -34) Þ KH = 1,13. 1. 1,074 = 1,214 [sH] - ứng suất tiếp xúc cho phép, [sH] = 500 Mpa; Ta thay các giá trị vừa tính toán được vào công thức (II -31): sH = 274. 1,76. 0,87. = 449,96 (MPa) Theo công thức (II -17) và (II -17a), ta có: [sH] = [sH2]. Zv. ZR. KxH (II -56) Trong đó: [sH2] = 500 Mpa; Zv - Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng, do v = 1,562 m/s <5 m/s, ta có: Zv = 1; ZR - Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc, với Ra = 1,25…0,63 mm, ta có: ZR = 1; KxH - Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng, với đường kính vòng đỉnh bánh răng da <700 mm, ta có: KxH = 1. [sH] = 500. 1. 1. 1 = 500 (Mpa) Vậy : sH < [sH] Þ thỏa mãn điều kiện độ bền mỏi tiếp xúc. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn: Điều kiện bền uốn đối với bánh răng côn: sF1 = £ [sF1] (II -57) sF2 = £ [sF2] (II -58) Trong đó: T1- Mô men xoắn trên bánh chủ động, T1 = 120257 Nmm; mnm- Mô đun pháp trung bình, với bánh răng côn răng thẳng mnm = mtm = 3,06 (mm); b -Chiều rộng vành răng, b = 45 (mm); dm1 -Đường kính trung bình của bánh răng chủ động, dm1 = 82,62 (mm); Yb -Hệ số kể đến độ nghiêng của răng, với bánh răng côn răng thẳng, b = 0, Yb =1; YF1, YF2 - Hệ số dạng răng của bánh răng 1 và 2, được tính theo công thức sau: zvn1 = (II -59) zvn2 = (II -60) zvn1 = = 27,97 zvn2 = = 383,62 Theo bảng 6. 18 - tr 109 - TTTKHDĐCK tập 1 và chọn bánh răng không dịch chỉnh, ta có: YF1 = 3,8 ; YF2 = 3,6 ; Ye = - Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, với ea là hệ số trùng khớp ngang, ta có ea = 1,729 Þ Ye = = 0,578 KF - Hệ số tải trọng khi tính về uốn; Với: KF = KFb. KFa. KFv (II -61) Trong đó: KFb - Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng, theo bảng 6. 21- tr 113 - TTTKHDĐCK tập 1, ta có: KFb = 1,25; KFa - Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp, với bánh răng côn răng thẳng KFa = 1; KFv - Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, tính theo công thức(tương tự khi tính về tiếp xúc): KFv = 1 + (II -62) Với: vF = dF. g0. v. (II -63) Trong đó: dF - Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp, theo bảng 6. 15 - tr 107 - TTTKHDĐCK tập 1, ta chọn dF = 0,016; g0 - Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng, theo bảng 6. 16 - tr 107 - TTTKHDĐCK tập 1, với câp chính xác 8, do mô đun bánh răng ứng với đến 3,55 mm, ta chọn g0 = 56; v - vận tốc vòng (như đã tính về tiếp xúc), v = 1,562 (m/s) dm1 - Đường kính của bánh răng côn nhỏ, dm1 = 82,62 (mm) u - tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng côn, u = 3,7; b - Chiều rộng vành răng, b = 45 (mm) ; T1 - Mô men xoắn trên trục của bánh răng chủ động, T1 = 120257 (Nmm); Þ vF = 0,016. 56. 1,562. = 14,34 Thay các kết quả trên vào công thức (II -44), ta tính được: KFv = 1 + = 1,177 Từ công thức (II -43), ta tính được: KF = 1,25. 1. 1,177 = 1,471 Kết hợp các kết quả trên, thay vào công thức (II -39) và (II -40), ta có: sF1 = = 80,36 (Mpa) sF2 = = 76,13 (Mpa) Từ đó ta thấy rằng: sF1 = 80,36 Mpa < [sF1] = 257,143 Mpa; sF2 = 76,13 Mpa < [sF2] = 246,857 Mpa. Như vậy điều kiện bền mỏi uốn được đảm bảo. Kiểm nghiệm răng về quá tải Khi làm việc răng có thể bị quá tải (trong quá trình mở máy và hãm máy…) với hệ số quá tải: Kqt = = = 1,4 Trong đó: T (M) - Mô men xoắn danh nghĩa; Tmax (Mmax) - Mô men xoắn quá tải. Để tránh biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại sHmax không được vượt quá một giá trị cho phép: sHmax = sH. £ [sH] (II -64) Với sH xác định theo công thức (II -31) và sHmaxx xác định theo công thức (II -24). Đồng thời để đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn hchaan răng, ứng suất uốn cực đại sFmax tại mặt lượn chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép: sFmax = sF. Kqt £ [sF]max (II -65) Với sF xác định theo công thức (II -39) và (II -40), [s]max xác định theo công thức (II -25). Theo đó, ta có: sH = 449,96 Mpa; [sH1]max = 1624 Mpa, [sH2]max = 1260 Mpa; sF1 = 80,36 Mpa, sF2 = 76,13 Mpa; [sF1]max = 464 Mpa, [sF2]max = 360 Mpa; Thay các giá trị trên vào công thức (II -46) và (II -47), ta tính được: sHmax = 449,96. = 532,40 Mpa; sF1max = 80,36. 1,4 = 112,5 Mpa; sF2max = 76,13. 1,4 = 106,58 Mpa; sHmax = 532,40 Mpa < [sH1]max = 1624 Mpa; sHmax = 532,40 Mpa < [sH2]max = 1260 Mpa; sF1max = 112,5 Mpa < [sF1]max = 464 Mpa; sF2max = 106,58 Mpa < [sF2]max = 360 Mpa; Như vậy răng đảm bảo độ bền uốn và độ bền tiếp xúc khi quá tải. f. Các thông số và kích thước của bộ truyền bánh răng côn · Chiều dài côn ngoài: Re = 181,27 (mm); · Mô đun vòng ngoài: mte = 3,5 (mm); · Chiều rộng vành răng: b = 45 (mm); · Tỷ số truyền: um = 3,7; · Góc nghiêng của răng: b = 0o ; · Số răng của bánh răng: z1 = 27 (răng) , z2 = 100 (răng); · Hệ số dịch chỉnh: x1 = x2 = 0 Theo công thức trong bảng 6. 19 - tr 111- TTTKHDĐCK tập 1, ta tính được: Đường kính chia ngoài: de1 = mte. z1 = 3,5. 27 = 94,5 (mm) de2 = mte. z2 = 3,5. 100 = 350 (mm) Góc côn chia: d1 = 15,11o = 15o6’36” d2 = 74,89o = 74o53’24” - Chiều cao răng ngoài: he = 2hte. mte + c với: hte = cosbm = cos0 = 1, c = 0,2. mte he = 2. 1. 3,5 + 0,2. 3,5 = 7,7 (mm) Đường kính trung bình: dm1 = 82,62 (mm) dm2 = . d = . 350 = 306,56 (mm) Chiều cao đầu răng ngoài: hae1 = (hte + xn1.cosbm). mte ; hae2 = 2hte. mte - hae1 Trong đó: xn1 - Hệ số dịch chỉnh cho bánh răng côn nhỏ, theo bảng 6. 20 - tr 112 - TTTKHDĐCK tập 1, ta chọn xn1 = x1 = 0,38 Þ hae1 = (1 + 0,38. 1). 3,5 = 4,83 (mm) hae2 = 2. 1. 3,5 - 4,83 = 2,17 (mm) Chiều cao chân răng ngoài: hfe1 = he - hae1 = 7,7 - 4,83 = 2,87 (mm) hfe2 = he - hae2 = 7,7 - 2,17 = 5,53 (mm) Đường kính đỉnh răng ngoài: dae1 = de1 + 2hae1. cosd1 = 94,5 + 2. 4,83. cos15,11o = 103,83 (mm) dae2 = de2 + 2hae2. cosd2 = 350 + 2. 2,17. cos74,89o = 351,13 (mm) Bảng thông số của bộ truyền bánh răng côn Thông số Trị số Số răng bánh răng côn nhỏ z1 = 27 Số răng bánh răng côn lớn z2 = 100 Tỷ số truyền ubrc = 3,7 Đường kính trung bình của bánh răng Chủ động: dm1 = 82,62 mm Bị động: dm2 = 306,56 mm Đường kính chia ngoài của bánh răng Chủ động: de1 = 94,5 mm Bị động: de2 = 350 mm Đường kính đỉnh răng ngoài của bánh răng Chủ động: dae1 = 103,83 mm Bị động: dae2 = 351,13 mm Góc côn chia của bánh răng Chủ động: d1 = 15,11o Bị động: d2 = 74,89o Chiều cao răng ngoài he = 7,7 mm Chiều cao đầu răng ngoài của bánh răng Chủ động: hae1 = 4,83 mm Bị động: hae2 = 2,17 mm Chiều cao chân răng ngoài của bánh răng Chủ động: hfe1 = 2,87 mm Bị động: hfe2 = 5,53 mm Mô đun vòng ngoài mte = 3,5 mm Mô đun trung bình mtm = 3,06 mm Chiều dài côn ngoài Re = 181,27 mm Chiều rộng vành răng b = 45 mm Góc nghiêng của răng b = 0o Hệ số dịch chỉnh x1 = x2 = 0 mm Phần III - chọn khớp nối Tính chọn khớp nối giữa trục động cơ và trục của bánh đai I. Chọn kết cấu nối trục: Ta chọn kết cấu nối trục vòng đàn hồi với những ưu điểm: cấu tạo đơn giản, dễ chế tạo, dễ thay thế, làm việc tin cậy…. Mô men xoắn cần truyền giữa hai trục: T = T1 = MI = 31968 Nmm = 31,968 Nm; Chọn khớp nối vòng đàn hồi có đường kính trục nối bằng đường kính của trục động cơ d = 32 (mm) Theo bảng 16. 10a - tr 68,69 - TTTKHDĐCK tập 2, ta có bảng kích thước cơ bản của nối trục vòng đàn hồi như sau: Hình vẽ minh họa nối trục vòng đàn hồi Kích thước cơ bản của nối trục vòng đàn hồi T, Nm d mm D mm dm mm L mm l mm d1 mm D0 mm Z nmax v/p B mm B1 mm l1 mm D3 mm l2 mm 125 32 125 65 165 80 56 90 4 4600 5 42 30 28 32 Kích thước cơ bản của vòng đàn hồi T, Nm dc mm d1 mm D2 mm L mm l1 mm l2 mm l3 mm H mm 125 14 M10 20 62 34 15 28 1,5 Chọn vòng đàn hồi bằng cao su. Kiểm nghiệm độ bền của vòng đàn hồi và chốt: Theo điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi, công thức trang 69 - TTTKHDĐCK tập 2: sd = £ [sd] (III -1) Trong đó: k - Hệ số chế độ làm việc, theo bảng 16. 1 - tr 58 - TTTKHDĐCK tập 2, với máy công tác là xích tải, ta chọn k = 1,8; [sd] - ứng suất dập cho phép của vòng đàn hồi cao su, lấy [sd] = 3 MPa; Þ sd = = 0,81 (MPa) < [sd] = 3 (MPa); thỏa mãn điều kiện bền dập của vòng đàn hồi cao su. - Kiểm nghiệm về sức bền của chốt theo công thức: su = £ [su] (III -2) Trong đó: l0 = l1 + = 34 + 16 = 50 (mm) [su] - ứng suất uốn cho phép của vật liệu làm chốt, [su] = (60…80) MPa; Þ su = = 29,12 (MPa) < [su]; thỏa mãn điều kiện bền uốn của chốt. Như vậy, khớp nối vòng đàn hồi có các thông số nêu trên là hợp lý. Phần IV - tính toán thiết kế trục IV. I . Chọn vật liệu Với hộp giảm tốc chịu tải trọng trung bình (Ft = 9250 N), vận tốc của xích tải nhỏ (v = 0,55 m/s), vật liệu được chọn để chế tạo trục là thép 45 tôi cải thiện. Theo bảng 6. 1 - tr 92 - TTTKHDĐCK tập 1, ta có các thông số của vật liệu chế tạo trục như sau: Độ rắn HB = 192…240 Giới hạn bền: sb = 750 MPa Giới hạn chảy: sch = 450 MPa IV. II. Tính toán thiết kế trục Xác định sơ bộ đường kính trục Đường kính các trục thứ k trong hộp giảm tốc có thể được chọn gần đúng theo công thức sau: d ≥ (IV -1) Trong đó: Tk - mô men xoắn của trục thứ k; TI = 31968 Nmm; TII = 120257 Nmm; TIII = 422847 Nmm; TIV = 1347611 Nmm [t] - ứng suất xoắn cho phép ứng với vật liệu là thép 45, [t] = (15…30) MPa; ta chọn [t] = 15 MPa. d ≥ = = 22 (mm); lấy d = 25 (mm) d ≥ = = 34,22 (mm); lấy d = 35 (mm) d ≥ = = 52,04 (mm); lấy d = 55 (mm) d ≥ = = 76,58 (mm); lấy d = 80 (mm) Từ đó ta có kết quả như sau: Đường kính sơ bộ của trục I: d = 25 (mm); Đường kính sơ bộ của trục II: d = 35 (mm); Đường kính sơ bộ của trục III: d = 55 (mm); Đường kính sơ bộ của trục IV: d = 80 (mm). Dựa vào đường kính sơ bộ của các trục vừa tính toán, ta xác định được gần đúng chiều rộng của ổ lăn, theo bảng 10. 2 - tr 189 - TTTKHDĐCK tập 1, ta có: Với: d = 25 (mm) Với: d = 35 (mm) Þ bo2 = 21 (mm); Với: d = 55 (mm) Þ bo3 = 29 (mm); Với: d = 80 (mm) Þ bo4 = 39 (mmn). Phân tích lực tác dụng lên bộ truyền: Ø Xác định các kích thước liên quan đến bộ truyền: Chiều dài moay ơ bánh đai, moay ơ đĩa xích được xác định theo công thức sau: lmki = (1,2…1,5)dk (IV -2) Trong đó: dk là đường kính của trục đĩa xích hoặc bánh đai; Þ Chiều dài moay ơ đĩa xích: lm33 =(1,2…1,5). 55 = (66…82,5) mm ; lấy lm33 = 75 (mm); Chiều dài moay ơ bánh đai bị dẫn: lm22 =(1,2…1,5). 35 = (42… 52,5) mm; lấy: lm22 = 45 (mm); Chiều dài moay ơ bánh đai dẫn (với dk bằng đường kính của trục động cơ): lm13 = (1,2…1,5). 32 = (38,4…48) mm; lấy:lm13 = 40 (mm); Chiều dài moay ơ bánh răng côn xác định theo công thức: lmki = (1,2…1,4)dk (IV -3) Trong đó dk là đường kính của trục bánh răng côn; Þ Chiều dài moay ơ bánh răng côn nhỏ: lm23 = (1,2…1,4). 35 = (42…49) mm; lấy lm23 = 45 (mm); Chiều dài moay ơ bánh răng côn lớn: lm32 = (1,2…1,4). 55 = (66…77) mm; lấy lm32 = 70 (mm); Chiều dài moay ơ nửa khớp nối (đối với nối trục vòng đàn hồi): lmki = (1,4…2,5)dk (IV -4) Trong đó d là đường kính của trục bánh đai dẫn, được nối với trục của động cơ bằng kết cấu nối trục vòng đàn hồi. Theo đó, ta có dI = 32 (mm) Þ lm12 = (1,4…2,5). 32 = (44,8…80) mm; lấy lm12 = 65 (mm) Các khoảng cách khác được chọn trong bảng 10. 3 - tr 189 - TTTKHDĐCK tập 1, ta có: + Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay: k1 = (8…15) mm; lấy k1 = 15 (mm); + Khoảng cách từ mặt cạnh của ổ đến thành trong của hộp: k2 = (5…15) mm; lấy k2 = 15 (mm); + Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến nắp ổ: k3 = (10…20) mm; lấy k3 = 15 (mm); + Chiều cao nắp ổ và đầu bu lông: hn = (15…20) mm; lấy hn =20 (mm) Xác định chiều dài của các đoạn trục: Theo bảng 10. 4 - 191 - TTTKHDĐCK tập 1, xét với trường hợp hộp giảm tốc bánh răng côn - trụ (H. 10. 10 - tr 193), ta có các kết quả như sau: + Đối với trục I: + Đối với trục II: l22 = -lc22 = 0,5(lm22 + bo2) + k3 + hn Þ l22 = 0,5(45 + 21) + 15 + 20 = 68 (mm) l21 = (2,5…3)dII = (2,5…3). 35 = (87,5…105) mm; lấy l21 = 95 (mm) l23 = l21 + k1 + k2 + lm23 + 0,5(bo2 - b23. cosd1) l23 = 95 + 15 + 15 + 45 + 0,5(21 - 45. cos15,11o) = 158,778 (mm) + Đối với trục III: l32 = + k2 + k1 + + = + 15 +15 + + = 143,665 (mm) l31 = l32 + lm32 + k1 + k2 + 0,5(bo3 – b23. cosd1) = 143,665 + 70 + 15 + 15 + 0,5(29 – 45. cos 15,11o) = 232,44 (mm) l33 = 0,5(lm33 + bo3) + k3 + hn = 0,5(75 + 29) + 15 + 20 = 87 (mm). Sơ đồ xác định khoảng cách của hộp giảm tốc Sơ đồ đặt lực tác dụng lên bộ truyềnbánh răng côn và chiều quay của các trục Sơ đồ phân tích lực đặt lên trục II và trục III 3. Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục 1. Tính cho trục II Lược đồ tính trục II: Xác định các lực tác dụng lên trục Các lực tác dụng lên trục II gồm có: + Mô men xoắn từ trục I truyền cho trục II, TII = 120257 (Nmm); + Lực vòng Ft : Ft1 = (IV -5) Trong đó dm1 - đường kính trung bình của bánh răng côn nhỏ z1, dm1 = 82,62 (mm); Ft1 = = 2911,09 (N) + Lực tác dụng lên trục do bộ truyền đai F = Fr = 1146,11 (N); trong đó: F = F. sin 25o = 484,37 (N) và F = Frd. cos 25o = 1038,73 (N) + Lực hướng chiều trục Fa1 : Fa1 = Ft1. tga. sind1 (IV -6) Trong đó: a - góc ăn khớp, thường chọn a = 20o, d1 = 15,11o ; Fa1 = 2911,09. tg20o. sin15,11o = 276,196 (N); + Lực hướng kính Fr1 : Fr1 = Ft1. tga. cosd1 (IV -7) Fr1 = 2911,09. tg20o. cos15,11o = 1022,918 (N); · Tính phản lực tại các gối đỡ B và C: Giả sử chiều của các phản lực tại các gối đỡ B và C theo hai phương x và y như hình vẽ. Ta tính toán được các thông số như sau: + Phản lực theo phương của trục y: SMx(C) = -RBy. l21 - Fr1. (l23 - l21) - F. (l21 + l22) + Fa1. = 0 RBy = RBy = = -2348,87 (N); SF(y) = F + RBy + RCy - Fr1 = 0 RCy = 1022,918 + 2348,87 - 1038,73 = 2333,06 (N) Do đó RBy có chiều đúng là chiều ngược lại so với chiều đã giả sử trên hình vẽ. + Phản lực theo phương của trục x: SMy(C) = RBx. l21 - Ft1. (l23 - l21) - F. (l22 + l21) = 0 Þ RBx = = = 2785,43 (N); SF(x) = RBx +RCx + Ft1 + F= 0 Þ RCx = -(RBx + Ft1 +F) = -(2785,43 + 2911,09 + 484,37) = -6180,89 (N) Do đó chiều đúng của RCx là chiều ngược lại so với chiều giả thiết trên hình vẽ. Tính đường kính của trục Theo phần chọn sơ bộ đường kính trục, ta có d = 35 (mm), vật liệu chế tạo trục là thép 45, tôi cải thiện, có sb ≥ 600 MPa; theo bảng 10. 5 - tr 195 - TTTKHDĐCK tập 1, ta có trị số của ứng suất cho phép của vật liệu chế tạo trục là: [s] = 63 MPa. Đường kính tại các mặt cắt trên trục được xác định theo công thức: d = (IV -8) Trong đó: Mtd - Mô men tương đương trên các mặt cắt, được tính theo công thức sau: Mtd = (IV -9) · Xét các mặt cắt trên trục II: + Xét mặt cắt trục tại điểm A - điểm có lắp then với bánh đai bị động của bộ truyền: Mô men uốn M = M = 0 Mô men xoắn M = MII = 120257 (Nmm); Mô men tương đương trên mặt cắt A: M = = 104145,66 (Nmm) Kích thước của trục tại mặt cắt A: dA = = 25,47 (mm); Do mặt cắt tại A có rãnh then nên đường kính trục cần tăng thêm 4%, theo đó ta tính được đường kính của trục tại mặt cắt A là: dA = 25,47 + 0,04. 25,47 = 26,4888 (mm); ta chọn dA = 30 (mm) + Xét mặt cắt trục tại điểm B - điểm có lắp vòng bi với lỗ của hộp giảm tốc: Mô men uốn M = F. l22 = 484,37. 68 = 32937,16 (Nmm); Mô men uốn M: M = F. l22 = 1038,73. 68 = 70633,64 (Nmm); Mô men xoắn M = 120257 (Nmm); Mô men tương đương trên mặt cắt B: M = = 130077,96 (Nmm); Kích thước của trục tại mặt cắt B: dB = = 27,43 (mm) + Xét mặt cắt trục tại điểm C - điểm có lắp vòng bi với lỗ của hộp giảm tốc: Mô men uốn M: M = -RBx. l21 + F(l22 + l21) = -2785,43. 95 + 484,37(68 + 93) = -186632,28 (Nmm) Mô men uốn M: M = F. (l22 + l21) - RBy. l21 = 1038,73.(68 + 95) - 2348,87. 95 = -55907,12 (Nmm); Mô men xoắn M = 120257 (Nmm); Mô men tương đương trên mặt cắt C: M = = 220915,19 (Nmm); Kích thước của trục tại mặt cắt C: dC = = 32,73 (mm); Như vậy để tăng khả năng công nghệ trong quá trình chế tạo trục, và đồng bộ khi chọn ổ lăn, ta chọn kích thước của ngõng trục tại B và C là như nhau: dB = dC = 35 (mm). + Xét mặt cắt trục tại vị trí lắp bánh răng D: Mô men uốn M = 0; Mô men uốn M = Ma1 = Fa1. = 276,196. = 11409,66 (Nmm); Mô men xoắn M = 120257 (Nmm); Mô men tương đương trên mặt cắt D: M = = 104768,74 (Nmm); Kích thước của trục tại mặt cắt D: dD = = 25,52 (mm) Do tại mặt cắt D có lắp bánh răng côn, cần có rãnh then nên kích thước của trục phải tăng thêm 4%, theo đó kích thước của trục tại mặt cắt D là: dD = 25,52 + 0,04. 25,52 = 26,5408 (mm) Ta chọn dD = 30 (mm).