Đồ án Thiết kế hệ thống tự động cơ khí

LỜI NÓI ĐẦU T hiết kế và phát triển những hệ thống truyền động là vấn đề cốt lõi cơ bản trong cơ khí. Mặt khác, một nền công nghiệp phát triển không thể thiếu một nền cơ khí hiện đại. Vì vậy việc thiết kế và cải tiến những hệ thống truyền động là công việc rất quan trọng trong công cuộc hiện đại hóa đất nước. Hiểu biết, năm vững và vận dụng tốt lý thuyết vào việc thiết kế các hệ truyền động là những yêu cầu rất cần thiết đối với sinh viên. Trong cuộc sống ta có thể bắt gặp hệ truyền động ở khắp nơi, có thể nói nó đóng một vai trò quan trọng trong cuộc sống cũng như trong sản xuất. Đối với các hệ truyền động thường gặp thì hộp giảm tốc là một bộ phận không thể thiếu. Đồ án thiết kế trạm dẫn động băng tải giúp ta tìm hiểu và thiết kế hộp giảm tốc, qua đó ta có thể củng cố lại các kiến thức đã học trong các môn như Nguyên Lý Máy, Chi Tiết Máy, Vẽ Kỹ Thuật Cơ Khí, Dung Sai và Kỹ Thuật Đo… Và giúp sinh viên có cái nhìn tổng quan về việc thiết kế cơ khí. Hộp giảm tốc là một trong những bộ phận điển hình mà công việc thiết kế giúp chúng ta làm quen với các chi tiết cơ bản như bánh răng, bộ truyền xích,.. thêm vào đó, trong quá trình thực hiện sinh viên có thể bổ sung và hoàn thiện kỹ năng vẽ Autocad, Inventor, điều rất cần thiết cho một sinh viên cơ khí. Em xin chân thành cảm ơn các Thầy trong khoa đã giúp đỡ em rất nhiều trong quá trình thực hiện đồ án. Với kiến thức còn hạn hẹp, vì vậy thiếu sót là điều không thể tránh khỏi, em rất mong nhận được ý kiến từ thầy cô và các bạn. Trong quá trình thiết kế tài liệu chính mà em tham khảo là cuốn “Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí – tập 1, 2” của tác giả Trịnh Chất và Lê Văn Uyển. GVHD: ThS Hồ Ngọc Thế Quang SVTH: Nguyễn Văn Vương Thành phố Hồ Chí Minh, tháng 1 năm 2012 Mục Lục LỜI NÓI ĐẦU 1 PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN BỐ TỈ SỐ TRUYỀN 4 1. Chọn động cơ điện: 4 2. Phân phối tỷ số truyền: 5 3. Kết quả tính toán: 6 PHẦN II: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH 7 1. Chọn loại xích 7 2. Xác định các thông số của xích và bộ truyền xích 7 a. Chọn số răng đĩa xích 7 b. Kiểm nghiệm xích về độ bền 9 c. Xác định đường kính đĩa xích 10 d. Xác định các lực tác dụng lên đĩa xích: 12 PHẦN III: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG 14 1. Chọn vật liệu chế tạo bánh răng: 14 2. Xác định ứng suất cho phép: 14 3. Tính toán cấp nhanh: Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng: 16 a. Xác định sơ bộ khoảng cách trục: 16 b. Xác định các thông số ăn khớp: 17 c. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: 17 d. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn: 20 e. Kiểm nghiệm răng về quá tải: 22 f. Các thông số và kích thước bộ truyền: 22 4. Tính toán cấp chậm: Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng: 22 a. Xác định sơ bộ khoảng cách trục: 22 b. Xác định các thông số ăn khớp: 23 c. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: 24 d. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn: 25 e. Kiểm nghiệm răng về quá tải: 27 f. Bảng các thông số và kích thước bộ truyền 27 PHẦN IV: THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN 28 1. Chọn vật liệu: 28 2. Xác định sơ bộ đường kính trục: 28 3. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực: 28 a. Sơ đồ đặt lực: 29 b. Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục: 29 4. Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi: 37 5. Tính kiểm nghiệm độ bền của then. 40 PHẦN V: CHỌN Ổ LĂN 42 1. Chọn ổ lăn cho trục 1: 42 a. Chọn loại ổ lăn: 42 b. Kiểm nghiệm khả năng tải của ổ: 42 2. Chọn ổ lăn cho trục 2: 44 a. Chọn loại ổ lăn: 44 b. Kiểm nghiệm khả năng tải của ổ: 45 3. Chọn ổ lăn cho trục 3: 47 a. Chọn loại ổ lăn: 47 b. Kiểm nghiệm khả năng tải của ổ: 48 PHẦN VI: THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC, BÔI TRƠN. 50 ĐIỀU CHỈNH ĂN KHỚP 50 1. Tính kết cấu của vỏ hộp: 50 2. Bôi trơn trong hộp giảm tốc: 50 3. Dầu bôi trơn hộp giảm tốc: 50 4. Lắp bánh răng trên trục: 50 5. Điều chỉnh sự ăn khớp 50 PHẦN VII: CHỌN CẤP CHÍNH XÁC LẮP GHÉP 53 1. Chọn cấp chính xác 53 2. Chọn kiểu lắp: 53 3. Dung sai: 53 THIẾT KẾ TRẠM DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN BỐ TỈ SỐ TRUYỀN Chọn động cơ điện: Số liệu đề cho: Công suất trục công tác (kw): Nct = 8,5 (kW) Tốc độ quay trục công tác (vg/ph): nct = 30 vòng/phút Thời gian làm việc: 5 năm, 1 năm làm việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ. Hiệu suất chung trên động cơ: 𝜂 𝑐ℎ = 𝜂 𝑘𝑛 ∗ 𝜂 𝑏𝑟 2 ∗ 𝜂 𝑜𝑙 4 ∗ 𝜂 𝑥 Theo bảng 2.3 trang 19 (tài liệu 1) ta có: 𝜂 𝑐ℎ : Hiệu suất chung của hộp giảm tốc 𝜂 𝑘𝑛 =1: Hiệu suất của khớp nối 𝜂 𝑏𝑟 =0,97: Hiệu suất của bánh răng 𝜂 𝑜𝑙 =0,99: Hiệu suất của ổ lăn 𝜂 𝑥 =0,95: Hiệu suất của xích ⇒ 𝜂 𝑐ℎ =1∗ 0,97 2 ∗ 0,99 4 ∗0.95=0,86 𝑀 𝑡đ = 𝑀 1 2 ∗ 𝑡 1 + 𝑀 2 2 ∗ 𝑡 2 𝑡 1 + 𝑡 2 = 8,5 2 ∗0,7 𝑡 𝑐𝑘 +(0,8∗8,5 ) 2 ∗0,3 𝑡 𝑐𝑘 0,7 𝑡 𝑐𝑘 +0,3 𝑡 𝑐𝑘 =8,028 (𝑘𝑊) Công suất cần thiết cho động cơ: 𝑁 𝑐𝑡 = 𝑀 𝑡đ 𝜂 𝑐ℎ = 8,028 0,86 =9,33 (𝑘𝑊) Số vòng quay sơ bộ: 𝑛 𝑠𝑏 = 𝑛 𝑐𝑡 . 𝑖 𝑡 . 𝑖 𝑥 ; ta chọn 𝑖 𝑡 =12 𝑖 𝑥 =2,5 ⇒ 𝑛 𝑠𝑏 =30.12.2,5=900 (vg/ph) Chọn động cơ: 4A160S6Y3 có 𝑁 đ𝑐 =11 𝑘𝑊 𝑛 đ𝑐 =970 𝑣ò𝑛𝑔/𝑝ℎú𝑡 Phân phối tỷ số truyền: Tỷ số truyền chung của hộp giảm tốc 𝑖 𝑐ℎ = 𝑛 đ𝑐 𝑛 𝑐𝑡 = 970 30 =32,3 Trong đó: 𝑖 𝑐ℎ = 𝑖 𝑥 ∗ 𝑖 𝐻𝐺𝑇 = 𝑖 𝑥 ∗ 𝑖 𝑏𝑟1 ∗ 𝑖 𝑏𝑟2 =32,3 Dựa vào bảng 2.4 trang 21 ta chọn 𝑖 𝑥 =2,5 ⟹ 𝑖 𝑏𝑟1 ∗ 𝑖 𝑏𝑟2 = 32,3 2,5 =12,92 Đối với hộp giảm tốc 2 cấp bánh răng trụ khai triển thì 𝑖 𝑏𝑟1 ≃1,25 𝑖 𝑏𝑟2 ⇒ 𝑖 𝑏𝑟1 =4 𝑖 𝑏𝑟2 =3,2 Vòng quay 𝑛 1 = 𝑛 đ𝑐 =970 ( 𝑣ò𝑛𝑔 𝑝ℎú𝑡 ) 𝑛 2 = 𝑛 1 𝑖 𝑏𝑟1 = 970 4 =243 ( 𝑣ò𝑛𝑔 𝑝ℎú𝑡) 𝑛 3 = 𝑛 2 𝑖 𝑏𝑟2 = 243 3,2 =76 ( 𝑣ò𝑛𝑔 𝑝ℎú𝑡) 𝑛 4 = 𝑛 3 𝑖 𝑥 = 76 2,5 =30 ( 𝑣ò𝑛𝑔 𝑝ℎú𝑡) Công suất 𝑁 𝑐𝑡 =9,33 (𝑘𝑊) 𝑁 1 = 𝑁 𝑐𝑡 ∗ 𝜂 𝑘𝑛 ∗ 𝜂 𝑜𝑙 =9,33∗1∗0,99=9,2367 (𝑘𝑊) 𝑁 2 = 𝑁 1 ∗ 𝜂 𝑏𝑟 ∗ 𝜂 𝑜𝑙 =9,2367∗0,97∗0,99=8,87 (𝑘𝑊) 𝑁 3 = 𝑁 2 ∗ 𝜂 𝑏𝑟 ∗ 𝜂 𝑜𝑙 =8,87∗0,97∗0,99=8,52 (𝑘𝑊) 𝑁 4 = 𝑁 3 ∗ 𝜂 𝑥 ∗ 𝜂 𝑜𝑙 =8,52∗0,95∗0,99=8,01 (𝑘𝑊) Mômen xoắn 𝑀 đ𝑐 = 9,55. 10 6 ∗ 𝑁 𝑐𝑡 𝑛 đ𝑐 = 9,55. 10 6 ∗9,33 970 =91857,2 𝑁𝑚𝑚 𝑀 1 = 9,55. 10 6 ∗ 𝑁 1 𝑛 1 = 9,55. 10 6 ∗9,2367 970 =90938,6 𝑁𝑚𝑚 𝑀 2 = 9,55. 10 6 ∗ 𝑁 2 𝑛 2 = 9,55. 10 6 ∗8,87 243 =348594,7 𝑁𝑚𝑚 𝑀 3 = 9,55. 10 6 ∗ 𝑁 3 𝑛 3 = 9,55. 10 6 ∗8,52 76 =1070605,3 𝑁𝑚𝑚 𝑀 4 = 9,55. 10 6 ∗ 𝑁 𝑐𝑡 𝑛 4 = 9,55. 10 6 ∗8,01 30 =2549850 𝑁𝑚𝑚 Kết quả tính toán: Trục Thông số  Động cơ  I  II  III  IV   Công suất N (kW)  9,33  9,24  8,87  8,52  8,01   Tỷ số truyền i   4  3,2  2,5   Vòng quay n (vòng/phút)  970  970  243  76  30   Mômen xoắn M (Nmm)  91857,2  90938,6  348594,7  1070605,3  2549850   PHẦN II: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH Chọn loại xích Do bộ truyền tải không lớn, ta chọn loại xích ống – con lăn một dãy, gọi là xích con lăn một dãy. Loại xích này chế tạo đơn giản, giá thành hạ và độ bền mỏi cao. Xác định các thông số của xích và bộ truyền xích Chọn số răng đĩa xích Số răng đĩa xích nhỏ được xác định theo công thức: 𝑧 1 =29−2∗ 𝑖 𝑥 ≥19 Với 𝑖 𝑥 =2,5 ⟹ 𝑧 1 =29−2∗2,5=24>19 Vậy chọn 𝑧 1 =25 (răng) Tính số răng đĩa xích lớn: 𝑧 2 = 𝑖 𝑥 ∗ 𝑧 1 ≤ 𝑧 𝑚𝑎𝑥 Đối với xích con lăn 𝑧 𝑚𝑎𝑥 =120, từ đó ta tính được 𝑧 2 =2,5∗25=62,5 (𝑟ă𝑛𝑔) Chọn 𝑧 2 =63< 𝑧 𝑚𝑎𝑥 =120 răng. Theo công thức 5.3 tài liệu (1), công suất tính toán 𝑃 𝑡 =𝑃.𝑘. 𝑘 𝑧 . 𝑘 𝑛 ≤ 𝑃 Trong đó: 𝑃 𝑡 – công suất tính toán P – công suất cần truyền, P=8,52 kW 𝑃 – công suất cho phép Với z1=25, kz = 25/z1 = 1; với n01 = 1000 vòng/phút, kn = n01/n1 = 1000/970 = 1,03 Hệ số k được xác định theo công thức 5.4 tài liệu (1) 𝑘= 𝑘 0 . 𝑘 𝑎 . 𝑘 đ𝑐 . 𝑘 𝑏𝑡 . 𝑘 đ . 𝑘 𝑐 Trong đó các hệ số thành phần được chọn theo bảng 5.6 tài liệu (1), với: 𝑘 0 – hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền, 𝑘 0 =1 𝑘 𝑎 – hệ số ảnh kể đến ảnh hưởng của khoảng cách trục và chiều dài xích; với a = (30..50)p, ta có 𝑘 𝑎 =1 𝑘 đ𝑐 – hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng với trường hợp trục không điều chỉnh được, kđc = 1,25 𝑘 𝑏𝑡 – hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn; với trường hợp làm việc có bụi, chất lượng bôi trơn bình thường, ta chọn kbt = 1,3 𝑘 đ – hệ số tải trọng động, với trường hợp tải trọng vừa (tải trọng va đập nhẹ), ta chọn kđ = 1,2 𝑘 𝑐 – hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền, với trường hợp số ca làm việc là 2 ca, ta chọn kc = 1,25 Vậy k = 1.1.1,25.1,3.1,2.1,25 = 2,4375 ⟹ Pt = 8,51*2,4375*1*1,03 = 21,37 (kW) Theo bảng 5.5 tài liệu (1) với n01 = 1000 vòng/phút, chọn bộ truyền xích 1 dãy có bước xích p = 25,4 mm thỏa mãn điều kiện bền mòn: Pt < 𝑃 = 34,7 kW Đồng thời theo bảng 5.8 tài liệu (1), p < pmax Khoảng cách trục a = 40p = 40*25,4=1016 (mm) Theo công thức (5.12) tài liệu (1), số mắt xích: 𝑥= 2𝑎 𝑝 + 𝑧 1 + 𝑧 2 2 + 𝑧 2 − 𝑧 1 2 .𝑝 4 𝜋 2 𝑎 = 2.1016 25,4 + 25+63 2 + (63−25 ) 2 .25,4 4 𝜋 2 .1016 =124,9 Lấy số mắt xích chẵn xc = 126, tính lại khoảng cách trục theo công thức (5.13) tài liệu (1): 𝑎 ∗ =0,25𝑝 𝑥 𝑐 −0,5 𝑧 2 + 𝑧 1 + 𝑥 𝑐 −0,5( 𝑧 2 + 𝑧 1 ) 2 −2. ( 𝑧 2 − 𝑧 1 ) 𝜋 2 Theo đó ta tính được 𝑎 ∗ =0,25.25,4 126−0,5 63+25 + 126−0,5(63+25) 2 −2. (63−25) 𝜋 2 𝑎 ∗ =1030 (𝑚𝑚) Để xích không chịu lực căng quá lớn, ta cần phải giảm khoảng cách trục đi một lượng: Δ𝑎=(0,002…0,004) 𝑎 ∗ , ta chọn Δ𝑎=0,003. 𝑎 ∗ =3 (𝑚𝑚) ⟹𝑎= 𝑎 ∗ −Δ𝑎=1030−3=1027 (𝑚𝑚) Số lần va đập của xích 𝑖= 𝑧 1 . 𝑛 4 15.𝑥 = 25.30 15.126 =0,4 Theo bảng 5.9 – tr 85, tài liệu (1), ta có [i] = 30 ⟹𝑖=0,4< 𝑖 =30, sự va đập của các mắt xích vào các răng trên đĩa xích đảm bảo, không gây ra hiện tượng gãy răng và đứt má xích. Kiểm nghiệm xích về độ bền Với các bộ truyền xích bị quá tải lớn khi mở máy hoặc thường xuyên chịu tải trọng va đập, trong quá trình làm việc cần tiến hành kiểm nghiệm về quá tải theo hệ số an toàn 𝑠= 𝑄 𝐾 đ . 𝐹 𝑡 + 𝐹 𝑜 + 𝐹 𝑣 Theo bảng 5.2 tài liệu (1) - Tải trọng phá hỏng Q = 56700 (N) - Khối lượng một mét xích q = 2,6kg - Kđ – Hệ số tải trọng động, theo bảng 5.6, tài liệu (1), tải trọng động va đập nhẹ, ta chọn Kđ = 1,2 - v – vận tốc trên đĩa dẫn z1: 𝑣= 𝑍 1 .𝑝. 𝑛 4 60000 = 25.25,4.970 60000 =10,27 ( 𝑚 𝑠 ) Ft – lực vòng trên đĩa xích: 𝐹 𝑡 = 1000. 𝑃 4 𝑣 = 1000.8,01 10,27 =780 (𝑁) 𝐹 𝑣 =𝑞. 𝑣 2 =2,6. 0,3175 2 =0,26 (𝑁) 𝐹 0 =9,81. 𝑘 𝑓 .𝑞.𝑎 Trong đó: kf là hệ số phụ thuộc vào độ võng f của xích và vị trí bộ truyền, kf=4 với bộ truyền nghiên một góc dưới 400 so với phương nằm ngang ⟹ 𝐹 0 =9,81.4.2,6.1,027=104,78 (𝑁) Từ đó ta tính được 𝑠= 56700 1,2.780+104,78+0,26 =54,45 Theo bảng 5.10, tài liệu (1), với n1=1000 (vòng/phút), ta có [s]=12,9 ⟹ s = 54,45 > [s]=12,9; bộ truyền xích đảm bảo độ bền Xác định đường kính đĩa xích Theo công thức (5.17) và bảng 13.4 tài liệu (1): Đường kính vòng chia d1 và d2: 𝑑 1 = 𝑝 𝑠𝑖𝑛 𝜋 𝑧 1 = 25,4 𝑠𝑖𝑛 180 25 =203 𝑚𝑚 𝑑 2 = 𝑝 𝑠𝑖𝑛 𝜋 𝑧 2 = 25,4 𝑠𝑖𝑛 180 63 =510 𝑚𝑚 Đường kính vòng đỉnh da1 và da2: 𝑑 𝑎1 =𝑝 0,5+𝑐𝑜𝑡𝑔 𝜋 𝑧 1 =25,4. 0,5+𝑐𝑜𝑡𝑔 180 25 =214 𝑚𝑚 𝑑 𝑎2 =𝑝 0,5+𝑐𝑜𝑡𝑔 𝜋 𝑧 2 =25,4. 0,5+𝑐𝑜𝑡𝑔 180 63 =522 𝑚𝑚 Đường kính vòng đáy (chân) răng df1 và df2: 𝑑 𝑓1 = 𝑑 𝑎1 −2𝑟 ; trong đó r là bán kính đáy răng, được xác định theo công thức: 𝑟=0,5025. 𝑑 1 +0.05, với d1 = 15,88 (mm), theo bảng 5.2 tài liệu (1) ⟹ 𝑟=0,5025.15,88+0.05=8,03 (𝑚𝑚) Do đó 𝑑 𝑓1 = 𝑑 𝑎1 −2𝑟=214−2.8,03=198 𝑚𝑚 𝑑 𝑓2 = 𝑑 𝑎2 −2𝑟=522−2.8,03=506 (𝑚𝑚) Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc của đĩa xích: Ứng xuất tiếp xúc 𝜎 𝐻 trên mặt răng đĩa xích phải nghiệm điều kiện: 𝜎 𝐻 =0,47. 𝑘 𝑟 𝐹 𝑡 . 𝐾 đ + 𝐹 𝑣đ .𝐸 𝐴. 𝑘 đ ≤ 𝜎 𝐻 Trong đó: 𝜎 𝐻 - ứng suất tiếp xúc cho phép, theo bảng 5.11, tài liệu (1) 𝐹 𝑡 – lực vòng trên đĩa xích, 𝐹 𝑡 =780 (𝑁) 𝐹 𝑣đ – lực va đập m dãy xích (m=1), tính theo công thức: 𝐹 𝑣đ =13. 10 −7 . 𝑛 1 . 𝑝 3 .𝑚=13. 10 −7 .970. 25,4 3 .1=20,66(𝑁) 𝑘 đ – hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy, 𝑘 đ =1 (xích 1 dãy) 𝐾 đ – hệ số tải trọng động, 𝐾 đ =1,2 𝑘 𝑟 – hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích, phụ thuộc vào z (tr 87-tài liệu (1), với z1 = 25, kr1 = 0,42 𝐸= 2. 𝐸 1 . 𝐸 2 𝐸 1 + 𝐸 2 - môđun đàn hồi, với E1, E2 lần lược là môđun đàn hồi của vật liệu con lăn và đĩa xích, lấy E = 2,1.105 Mpa 𝐴 – diện tích chiếu của bản lề, mm2, theo bảng 5.12, tài liệu (1), ta có A=180 mm2 Thay các số liệu vào công thức ta tính được: Ứng suất tiếp xúc trên đĩa xích 1: 𝜎 𝐻1 =0,47. 0,42. 780.1,2+20,66 .2,1. 10 5 180.1 =321,79 (𝑀𝑃𝑎) Ứng suất tiếp xúc trên đĩa xích 2: Với z2 = 63, kr2 = 0,217 𝐹 𝑣đ =13. 10 −7 . 𝑛 4 . 𝑝 3 .𝑚=13. 10 −7 .30. 25,4 3 .1=0,64(𝑁) ⟹ 𝜎 𝐻2 =0,47. 0,217. 780.1,2+0,64 .2,1. 10 5 180.1 =228,87 (𝑀𝑃𝑎) Như vậy: 𝜎 𝐻1 =321,79 𝑀𝑃𝑎 < 𝜎 𝐻 =550 (𝑀𝑃𝑎) 𝜎 𝐻2 =228,87 𝑀𝑃𝑎 < 𝜎 𝐻 =550 (𝑀𝑃𝑎) Ta có thể dùng vật liệu chế tạo đĩa xích là gang xám CҶ 24-44, phương pháp nhiệt luyện là tôi và ram, đạt độ rắn là HB = 350 sẽ đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho răng của hai đĩa xích. 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 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: 𝐹 𝑟 = 𝑘 𝑥 . 𝐹 𝑡 Trong đó: kx – hệ số kể đén ảnh hưởng của trọng lượng xích, với kx = 1,15 khi bộ truyền nằm ngang hoặc nghiêng một góc 400; Ft – lực vòng trên đĩa xích, Ft = 780 (N) ⟹ 𝐹 𝑟 =1,15.780=897 (𝑁) Bảng: Thông số kích thước của bộ truyền Các đại lượng  Thông số   Khoảng cách trục  a = 1027 (mm)   Số răng chủ động  Z1 = 25 (răng)   Số răng bị động  Z2 = 63 (răng)   Tỷ số truyền  uxích = 2.5   Số mắt của dây xích  x = 126   Đường kính vòng chia của đĩa xích  Chủ động: d1 = 203 (mm)    Bị động: d2 = 510 (mm)   Đường kính vòng đỉnh của đĩa xích  Chủ động: da1 = 214 (mm)    Bị động: da2 = 522 (mm)   Đường kính vòng chân răng của đĩa xích  Chủ động: df1 = 198 (mm)    Bị động: df2 = 506 (mm)   Bước xích  p = 25,4 (mm)   PHẦN III: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG Chọn vật liệu chế tạo bánh răng: Bánh nhỏ: chọn vật liệu là C45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241 .. 285 có 𝜎 𝑏1 = 850MPa, 𝜎 𝑐ℎ1 = 580MPa; Bánh lớn: chọn vật liệu thép C45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192 .. 240 có 𝜎 𝑏2 = 750MPa, 𝜎 𝑐ℎ2 = 450MPa; Xác định ứng suất cho phép: Theo bảng 6.2, tài liệu (1) với thép C45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB 180 .. 350, 𝜎 𝐻𝑙𝑖𝑚 0 =2𝐻𝐵+70 ; SH = 1,1 ; 𝜎 𝐹𝑙𝑖𝑚 0 =1,8𝐻𝐵 ; SF = 1,75 Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1 = 245; độ răng bánh lớn HB2 = 230, khi đó 𝜎 𝐻𝑙𝑖𝑚1 0 =2 𝐻𝐵 1 +70=2.245+70=560𝑀𝑃𝑎 𝜎 𝐻𝑙𝑖𝑚2 0 =2 𝐻𝐵 2 +70=2.230+70=530𝑀𝑃𝑎 𝜎 𝐹𝑙𝑖𝑚1 0 =1,8. 𝐻𝐵 1 =1,8.245=441𝑀𝑃𝑎 𝜎 𝐹𝑙𝑖𝑚2 0 =1,8. 𝐻𝐵 2 =1,8.230=414𝑀𝑃𝑎 Theo công thức (6.5), tài liệu (1): 𝑁 𝐻𝑜 =30 𝐻 𝐻𝐵 2,4 , do đó 𝑁 𝐻𝑜1 =30. 245 2,4 =1,6. 10 7 ; 𝑁 𝐻𝑜2 =30. 230 2,4 =1,39. 10 7 ; Theo công thức (6.7), tài liệu (1): 𝑁 𝐻𝐸 , – số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương 𝑁 𝐻𝐸 =60𝑐 𝑀 𝑖 𝑀 𝑚𝑎𝑥 3 𝑛 𝑖 . 𝑡 𝑖 Trong đó: c – số lần ăn khớp trong một vòng quay. ni – số vòng quay trong một phút. Mi – mômen xoắn chế độ thứ i. Mmax – mômen xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng đang xét. ti – tổng số giờ làm việc của bánh răng, ti = 4800 giờ Vậy với bánh răng lớn ta có 𝑁 𝐻𝐸2 =60𝑐 𝑀 𝑖 𝑀 𝑚𝑎𝑥 3 𝑛 2 . 𝑡 𝑖 =60.1.243.4800. 1 3 . 4 8 + 0,8 3 . 3 8 = 4,8.10 7 ⟹ 𝑁 𝐻𝐸2 = 4,8.10 7 > 𝑁 𝐻𝑜2 =1,39. 10 7 Suy ra: 𝑁 𝐻𝐸1 > 𝑁 𝐻𝑜1 do đó KHL1 = 1 Như vậy theo công thức (6.1a), tài liệu (1), sơ bộ xác định được: 𝜎 𝐻 = 𝜎 𝐻𝑙𝑖𝑚 0 . 𝐾 𝐻𝐿 𝑆 𝐻 [ 𝜎 𝐻 ] 1 = 560.1 1,1 =509 𝑀𝑃𝑎 [ 𝜎 𝐻 ] 2 = 530.1 1,1 =481,8 𝑀𝑃𝑎 Nhưng ứng suất cho phép dùng để tính toán cho hệ chuyển động răng nghiêng là giá trị nhỏ nhất trong giá trị sau: 𝜎 𝐻 =1,25.𝑚𝑖𝑛 𝜎 𝐻 1 , 𝜎 𝐻 2 =1,25.481,8=602,25 𝑀𝑃𝑎 𝜎 𝐻 = 1 2 𝜎 𝐻 1 + 𝜎 𝐻 2 = 1 2 . 509+481,8 =495,4 𝑀𝑃𝑎 ⟹ 𝜎 𝐻 =495,4 𝑀𝑃𝑎 Với cấp chậm dùng răng thẳng và tính ra NHE đều lớn hơn NHO nên KHL = 1, do đó 𝜎 𝐻 ′ = [ 𝜎 𝐻 ] 2 =481,8 𝑀𝑃𝑎 Theo công thức (6.7), tài liệu (1): 𝑁 𝐹𝐸 , – số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương 𝑁 𝐹𝐸 =60𝑐 𝑀 𝑖 𝑀 𝑚𝑎𝑥 6 𝑛 𝑖 . 𝑡 𝑖 Vậy với bánh răng lớn ta có 𝑁 𝐹𝐸2 =60𝑐 𝑀 𝑖 𝑀 𝑚𝑎𝑥 6 𝑛 2 . 𝑡 𝑖 =60.1.243.4800. 1 6 . 4 8 + 0,8 6 . 3 8 = 4,2.10 7 ⟹ 𝑁 𝐹𝐸2 = 4,2.10 7 > 𝑁 𝐻𝑜2 =4. 10 6 Do đó KFL2 = 1, tương tự, KFL1 = 1. Do đó theo (6.2a), tài liệu (1), với bộ truyền quay 1 chiều KFC = 1, ta được 𝜎 𝐹 = 𝜎 𝐹𝑙𝑖𝑚 0 . 𝐾 𝐹𝐶 . 𝐾 𝐹𝐿 𝑆 𝐹 𝜎 𝐹1 = 441.1.1 1,75 =252 𝑀𝑃𝑎 𝜎 𝐹2 = 414.1.1 1,75 =236,5 𝑀𝑃𝑎 Ứng suất quá tải cho phép: theo công thức (6.13) và (6.14), tài liệu (1): 𝜎 𝐻 𝑚𝑎𝑥 =2,8. 𝜎 𝑐ℎ2 =2,8.450=1260 𝑀𝑃𝑎 𝜎 𝐹1 𝑚𝑎𝑥 =0,8. 𝜎 𝑐ℎ1 =0,8.580=464 𝑀𝑃𝑎 𝜎 𝐹2 𝑚𝑎𝑥 =0,8. 𝜎 𝑐ℎ2 =0,8.450=360 𝑀𝑃𝑎 Tính toán cấp nhanh: Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng: Xác định sơ bộ khoảng cách trục: Theo công thức (6.15a), tài liệu (1): 𝑎 𝑤1 = 𝐾 𝑎 . 𝑢 1 +1 . 3 𝑇 1 . 𝐾 𝐻𝛽 𝜎 𝐻 2 . 𝑢 1 . 𝜓 𝑏𝑎 Trong đó: Chọn 𝜓 𝑏𝑎 =0,3 (theo bảng 6.6, tài liệu 1 ); Với răng nghiêng 𝐾 𝑎 =43 (bảng 6.5, tài liệu (1)); 𝜓 𝑏𝑑 =0,5 .𝜓 𝑏𝑎 . 𝑢 1 +1 =0,5.0,3. 4+1 =0,75 (theo công thức (6,16); 𝐾 𝐻𝛽 =1,12 (theo bảng 6.7, sơ đồ 3, tài liệu (1); 𝑇 1 =90938,6 𝑁𝑚𝑚, mômen xoắn ⟹ 𝑎 𝑤1 =43. 4+1 . 3 90938,6.1,12 495,4 2 .4.0,3 =150,9 𝑚𝑚 Lấy 𝑎 𝑤1 =151 (𝑚𝑚) Xác định các thông số ăn khớp: Theo công thức (6.17), tài liệu (1) m = (0,01 ÷ 0,02)aw = (0,01 ÷ 0,02).151 = 1,51 ÷ 3,02 (mm) Theo bảng 6.8, tài liệu (1) chọn môđun pháp m = 2,5 (mm) Chọn sơ bộ 𝛽= 10 0 , do đó cos 𝛽=0,9848 , theo công thức (6.31), tài liệu (1): Số răng bánh nhỏ là: 𝑧 1 = 2. 𝑎 𝑤 . cos 𝛽 𝑚.(𝑢+1) = 2.151.0,9848 2,5.(4+1) =23,79 Lấy 𝑧 1 =24 răng Số răng bánh lớn là: 𝑧 2 = 𝑢 1 . 𝑧 1 =4.24=96 (răng) cos 𝛽 = 𝑚. 𝑧 1 + 𝑧 2 2. 𝑎 𝑤 = 2,5. 24+96 2.151 =0,9934 ⟹𝛽= 6,586 0 = 6 0 35 ′ 11′′ Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: Theo công thức (6.33), ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc 𝜎 𝐻 = 𝑍 𝑀 . 𝑍 𝐻 . 𝑍 𝜀 . 2. 𝑇 1 . 𝐾 𝐻 . 𝑢+1 𝑏 𝑤 .𝑢. 𝑑 𝑤1 2 Theo bảng 6.5, tài liệu (1), 𝑍 𝑀 =274 𝑀𝑃𝑎 1/3 ; Theo công thức (6.35), tài liệu (1): tan 𝛽 𝑏 = cos 𝛼 𝑡 . tan 𝛽 Với 𝛼 𝑡 = 𝑎 𝑡𝑤 =𝑎𝑟𝑐 tan tan 𝛼 cos 𝛽 =𝑎𝑟𝑐 tan tan 20 0,9934 =20,122 ⟹ tan 𝛽 𝑏 = cos (20,122). tan 6,586 =0,1084 ⟹ 𝛽 𝑏 = 6,167 0 Do đó theo công thức (6.34), tài liệu (1): 𝑍 𝐻 = 2. cos 𝛽 𝑏 sin 2 𝛼 𝑡𝑤 = 2. cos (6,167) sin (2.20,122) =1,754 Theo công thức (6.37), tài liệu (1), 𝜀 𝛽 = 𝑏 𝑤 sin 𝛽 𝜋𝑚 = 𝜓 𝑏𝑎 . 𝑎 𝑤1 . sin 𝛽 𝜋𝑚 =0,3.151. sin 6,586 /(𝜋.2,5)=0,66 𝜀 𝛽 <1, do đó theo công thức (6.36b), tài liệu (1): 𝑍 𝜀 = 4− 𝜀 𝛼 . 1− 𝜀 𝛽 3 + 𝜀 𝛽 𝜀 𝛼 Trong đó: 𝜀 𝛼 = 1,88−3,2. 1 𝑧 1 + 1 𝑧 2 . cos 𝛽 = 1,88−3,2. 1 24 + 1 96 .0,9934=1,702 ⟹ 𝑍 𝜀 = 4−1,702 . 1−0,66 3 + 0,66 1,702 =0,805 Đường kính vòng lăn bánh nhỏ: 𝑑 𝑤1 = 2. 𝑎 𝑤 𝑢+1 = 2.151 4+1 =60,4 (𝑚𝑚) Theo công thức (6.40), tài liệu (1), 𝑣= 𝜋. 𝑑 𝑤1 . 𝑛 1 60000 = 𝜋.60,4.970 60000 =3,07( 𝑚 𝑠 ) Với v=3,07 (m/s) theo bảng 6.13, tài liệu (1) dùng cấp chính xác 9. Theo bảng 6.14, tài liệu (1) với cấp chính xác 9 và v=5 (m/s), 𝐾 𝐻𝛼 =1,16. Theo công thức (