Đề tài Thiết kế trạm dẫn động băng tải

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 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: ηch=ηkn*ηbr2*ηol4*ηx Theo bảng 2.3 trang 19 (tài liệu 1) ta có: ηch: Hiệu suất chung của hộp giảm tốc ηkn=1: Hiệu suất của khớp nối ηbr=0,97: Hiệu suất của bánh răng ηol=0,99: Hiệu suất của ổ lăn ηx=0,95: Hiệu suất của xích ⇒ ηch=1*0,972*0,994*0.95=0,86 Mtđ=M12*t1+M22*t2t1+t2=8,52*0,7tck+(0,8*8,5)2*0,3tck0,7tck+0,3tck=8,028 (kW) Công suất cần thiết cho động cơ: Nct=Mtđηch=8,0280,86=9,33 (kW) Số vòng quay sơ bộ: nsb=nct.it.ix; ta chọn it=12ix=2,5 ⇒nsb=30.12.2,5=900 (vg/ph) Chọn động cơ: 4A160S6Y3 có Nđc=11 kWnđc=970 vòng/phút Phân phối tỷ số truyền: Tỷ số truyền chung của hộp giảm tốc ich=nđcnct=97030=32,3 Trong đó: ich=ix*iHGT=ix*ibr1*ibr2=32,3 Dựa vào bảng 2.4 trang 21 ta chọn ix=2,5 ⟹ibr1*ibr2=32,32,5=12,92 Đối với hộp giảm tốc 2 cấp bánh răng trụ khai triển thì ibr1≃1,25ibr2 ⇒ibr1=4ibr2=3,2 Vòng quay n1=nđc=970 (vòngphút) n2=n1ibr1=9704=243 (vòngphút) n3=n2ibr2=2433,2=76 (vòngphút) n4=n3ix=762,5=30 (vòngphút) Công suất Nct=9,33 (kW) N1=Nct*ηkn*ηol=9,33*1*0,99=9,2367 (kW) N2=N1*ηbr*ηol=9,2367*0,97*0,99=8,87 (kW) N3=N2*ηbr*ηol=8,87*0,97*0,99=8,52 (kW) N4=N3*ηx*ηol=8,52*0,95*0,99=8,01 (kW) Mômen xoắn Mđc=9,55.106*Nctnđc=9,55.106*9,33970=91857,2 Nmm M1=9,55.106*N1n1=9,55.106*9,2367970=90938,6 Nmm M2=9,55.106*N2n2=9,55.106*8,87243=348594,7 Nmm M3=9,55.106*N3n3=9,55.106*8,5276=1070605,3 Nmm M4=9,55.106*Nctn4=9,55.106*8,0130=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: z1=29-2*ix≥19 Với ix=2,5 ⟹ z1=29-2*2,5=24>19 Vậy chọn z1=25 (răng) Tính số răng đĩa xích lớn: z2=ix*z1≤zmax Đối với xích con lăn zmax=120, từ đó ta tính được z2=2,5*25=62,5 (răng) Chọn z2=63< zmax=120 răng. Theo công thức 5.3 tài liệu (1), công suất tính toán Pt=P.k.kz.kn≤P Trong đó: Pt – 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=k0.ka.kđc.kbt.kđ.kc Trong đó các hệ số thành phần được chọn theo bảng 5.6 tài liệu (1), với: k0 – hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền, k0=1 ka – hệ số ảnh kể đến ảnh hưởng của khoảng cách trục và chiều dài xích; với a = (30..50)p, ta có ka=1 kđc – hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng với trường hợp trục không điều chỉnh được, kđc = 1,25 kbt – 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 kđ – hệ số tải trọng động, với trường hợp tải trọng vừa (tải trọng va đập nhẹ), 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 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=2ap+z1+z22+z2-z12.p4π2a=2.101625,4+25+632+(63-25)2.25,44π2.1016=124,9 Lấy số mắt xích chẵn xc = 126, tính lại khoảng cách trục theo công thức (5.13) tài liệu (1): a*=0,25pxc-0,5z2+z1+xc-0,5(z2+z1)2-2.(z2-z1)π2 Theo đó ta tính được a*=0,25.25,4126-0,563+25+126-0,5(63+25)2-2.(63-25)π2 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=z1.n415.x=25.3015.126=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=QKđ.Ft+Fo+Fv 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=Z1.p.n460000=25.25,4.97060000=10,27 (ms) Ft – lực vòng trên đĩa xích: Ft=1000.P4v=1000.8,0110,27=780 (N) Fv=q.v2=2,6.0,31752=0,26 (N) F0=9,81.kf.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 ⟹F0=9,81.4.2,6.1,027=104,78 (N) Từ đó ta tính được s=567001,2.780+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: d1=psinπz1=25,4sin18025=203 mm d2=psinπz2=25,4sin18063=510 mm Đường kính vòng đỉnh da1 và da2: da1=p0,5+cotgπz1=25,4.0,5+cotg18025=214 mm da2=p0,5+cotgπz2=25,4.0,5+cotg18063=522 mm Đường kính vòng đáy (chân) răng df1 và df2: df1=da1-2r ; trong đó r là bán kính đáy răng, được xác định theo công thức: r=0,5025.d1+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 df1=da1-2r=214-2.8,03=198 mm df2=da2-2r=522-2.8,03=506 (mm) Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc của đĩa xích: Ứng xuất tiếp xúc σH trên mặt răng đĩa xích phải nghiệm điều kiện: σH=0,47.krFt.Kđ+Fvđ.EA.kđ≤σH Trong đó: σH - ứng suất tiếp xúc cho phép, theo bảng 5.11, tài liệu (1) Ft – lực vòng trên đĩa xích, Ft=780 (N) Fvđ – lực va đập m dãy xích (m=1), tính theo công thức: Fvđ=13.10-7.n1.p3.m=13.10-7.970.25,43.1=20,66(N) kđ – hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy, kđ=1 (xích 1 dãy) Kđ – hệ số tải trọng động, Kđ=1,2 kr – 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.E1.E2E1+E2 - 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: σH1=0,47.0,42.780.1,2+20,66.2,1.105180.1=321,79 (MPa) Ứng suất tiếp xúc trên đĩa xích 2: Với z2 = 63, kr2 = 0,217 Fvđ=13.10-7.n4.p3.m=13.10-7.30.25,43.1=0,64(N) ⟹σH2=0,47.0,217.780.1,2+0,64.2,1.105180.1=228,87 (MPa) Như vậy: σH1=321,79 MPa<σH=550 (MPa) σH2=228,87 MPa<σH=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: Fr=kx.Ft 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) ⟹Fr=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 σb1= 850MPa, σch1= 580MPa; Bánh lớn: chọn vật liệu thép C45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192 .. 240 có σb2= 750MPa, σch2= 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, σHlim0=2HB+70 ; SH = 1,1 ; σFlim0=1,8HB ; SF = 1,75 Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1 = 245; độ răng bánh lớn HB2 = 230, khi đó σHlim10=2HB1+70=2.245+70=560MPa σHlim20=2HB2+70=2.230+70=530MPa σFlim10=1,8.HB1=1,8.245=441MPa σFlim20=1,8.HB2=1,8.230=414MPa Theo công thức (6.5), tài liệu (1): NHo=30HHB2,4, do đó NHo1=30.2452,4=1,6.107; NHo2=30.2302,4=1,39.107; Theo công thức (6.7), tài liệu (1): NHE, – số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương NHE=60cMiMmax3ni.ti 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 NHE2=60cMiMmax3n2.ti=60.1.243.4800.13.48+0,83.38=4,8.107 ⟹NHE2=4,8.107>NHo2=1,39.107 Suy ra: NHE1>NHo1 do đó KHL1 = 1 Như vậy theo công thức (6.1a), tài liệu (1), sơ bộ xác định được: σH=σHlim0.KHLSH [σH ]1=560.11,1=509 MPa [σH ]2=530.11,1=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: σH=1,25.minσH1,σH2=1,25.481,8=602,25 MPaσH=12σH 1+σH 2=12.509+481,8=495,4 MPa ⟹σH=495,4 MPa Với cấp chậm dùng răng thẳng và tính ra NHE đều lớn hơn NHO nên KHL = 1, do đó σH'=[σH ]2=481,8 MPa Theo công thức (6.7), tài liệu (1): NFE, – số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương NFE=60cMiMmax6ni.ti Vậy với bánh răng lớn ta có NFE2=60cMiMmax6n2.ti=60.1.243.4800.16.48+0,86.38=4,2.107 ⟹NFE2=4,2.107>NHo2=4.106 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 σF=σFlim0.KFC.KFLSF σF1=441.1.11,75=252 MPa σF2=414.1.11,75=236,5 MPa Ứng suất quá tải cho phép: theo công thức (6.13) và (6.14), tài liệu (1): σH max=2,8.σch2=2,8.450=1260 MPa σF1max=0,8.σch1=0,8.580=464 MPa σF2max=0,8.σch2=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): aw1=Ka.u1+1.3T1.KHβσH2.u1.ψba Trong đó: Chọn ψba=0,3 (theo bảng 6.6, tài liệu 1); Với răng nghiêng Ka=43 (bảng 6.5, tài liệu (1)); ψbd=0,5.ψba.u1+1=0,5.0,3.4+1=0,75 (theo công thức (6,16); KHβ=1,12 (theo bảng 6.7, sơ đồ 3, tài liệu (1); T1=90938,6 Nmm, mômen xoắn ⟹aw1=43.4+1.390938,6.1,12495,42.4.0,3=150,9 mm Lấy aw1=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=100, do đó cosβ=0,9848, theo công thức (6.31), tài liệu (1): Số răng bánh nhỏ là: z1=2.aw.cosβm.(u+1)=2.151.0,98482,5.(4+1)=23,79 Lấy z1=24 răng Số răng bánh lớn là: z2=u1.z1=4.24=96 (răng) cosβ=m.z1+z22.aw=2,5.24+962.151=0,9934 ⟹β=6,5860=6035'11'' Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: Theo công thức (6.33), ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc σH=ZM.ZH.Zε.2.T1.KH.u+1bw.u.dw12 Theo bảng 6.5, tài liệu (1), ZM=274 MPa1/3; Theo công thức (6.35), tài liệu (1): tanβb=cosαt.tanβ Với αt=atw=arctantanαcosβ=arctantan200,9934=20,122 ⟹tanβb=cos(20,122).tan6,586=0,1084⟹βb=6,1670 Do đó theo công thức (6.34), tài liệu (1): ZH=2.cosβbsin2αtw=2.cos(6,167)sin(2.20,122)=1,754 Theo công thức (6.37), tài liệu (1), εβ=bwsinβπm=ψba.aw1.sinβπm=0,3.151.sin6,586/(π.2,5)=0,66 εβ<1, do đó theo công thức (6.36b), tài liệu (1): Zε=4-εα.1-εβ3+εβεα Trong đó: εα=1,88-3,2.1z1+1z2.cosβ=1,88-3,2.124+196.0,9934=1,702 ⟹Zε=4-1,702.1-0,663+0,661,702=0,805 Đường kính vòng lăn bánh nhỏ: dw1=2.awu+1=2.1514+1=60,4 (mm) Theo công thức (6.40), tài liệu (1), v=π.dw1.n160000=π.60,4.97060000=3,07(ms) 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), KHα=1,16. Theo công thức (6.42), tài liệu (1), vH=δHgov.awu Trong đó theo bảng 6.15, tài liệu (1), δH=0,002, theo bảng 6.16, tài liệu (1), go=73. ⟹vH=0,002.73.3,07.1514=2,754 Do đó, theo công thức (6.41), tài liệu (1) KHv=1+vHbwdw12T1KHβKHα =1+2,754.45,3.60,42.90938,6.1,12.1,16=1,032 Theo công thức (6.39), tài liệu (1): KH=KHβKHαKHv=1,12.1,16.1,032=1,34 Thay các giá trị vừa tính được vào công thức (6.33) σH=274.1,754.0,805.2.90938,6.1,34.4+145,3.4.3648,16=527,23 MPa Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép: Theo công thức (6.1) với v=3,07 (m/s) < 5 m/s, 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 đạt độ nhám Ra = 2,5 .. 1,25 μm, do đó ZR = 0,95; với da < 700 mm, KxH = 1, do đó theo (6.1) và (6.1a) ta có: σH=σHZvZRKxH=495,4.1.0,95.1=470,63 MPa Như vậy σH>σH, do đó cần tăng thêm khoảng cách trục aw =164 mm và kiểm nghiệm lại độ bền: Theo công thức (6.37), tài liệu (1), εβ=bwsinβπm=ψba.aw1.sinβπm=0,3.164.sin6,586/(π.2,5)=0,718 εβ<1, do đó theo công thức (6.36b), tài liệu (1): Zε=4-εα.1-εβ3+εβεα Trong đó: εα=1,88-3,2.1z1+1z2.cosβ=1,88-3,2.124+196.0,9934=1,702 ⟹Zε=4-1,702.1-0,7183+0,7181,702=0,638 Đường kính vòng lăn bánh nhỏ: dw1=2.awu+1=2.1644+1=65,6 Theo công thức (6.40), tài liệu (1), v=π.dw1.n160000=π.65,6.97060000=3,33(ms) Với v=3,33 (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), KHα=1,16. Theo công thức (6.42), tài liệu (1), vH=δHgov.awu Trong đó theo bảng 6.15, tài liệu (1), δH=0,002, theo bảng 6.16, tài liệu (1), go=73. ⟹vH=0,002.73.3,33.1644=3,113 Do đó, theo công thức (6.41), tài liệu (1) KHv=1+vHbwdw12T1KHβKHα=1+3,113.49,2.65,62.90938,6.1,12.1,16=1,043 Theo công thức (6.39), tài liệu (1): KH=KHβKHαKHv=1,12.1,16.1,043=1,355 Thay các giá trị vừa tính được vào công thức (6.33) σH=274.1,754.0,638.2.90938,6.1,355.4+149,2.4.65,6.65,6=365,8 MPa Như vậy aw = 164 mm, σH=365,8 MPa<σH=470,63 MPa Số răng bánh nhỏ là: z1=2.aw.cosβm.(u+1)=2.164.0,98482,5.(4+1)=25,8 Lấy z1=26 răng Số răng bánh lớn là: z2=u1.z1=4.26=104 (răng) cosβ=m.z1+z22.aw=2,5.26+1042.164=0,9908 ⟹β=7,7780=7046'40'' Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn: Theo công thức (6.43), tài liệu (1): σF1=2T1KFYεYβYF1bwdw1m Theo bảng 6.7, tài liệu (1), KFβ=1,24; theo bảng 6.14, tài liệu (1) với v < 5 m/s và cấp chính xác 9, KFα=1,40; theo công thức (6.47), tài liệu (1): vF=δFgovawu Trong đó theo bảng 6.15, tài liệu (1), δF=0,006, theo bảng 6.16, go = 73. ⟹vF=0,006.73.3,07.1644=8,61 Do đó theo (6.46) KFv=1+vFbwdw12T1KFβKFα=1+8,61.49,2.65,62.90938,6.1,24.1,4=1,08 Do đó: KF=KFβKFαKFv=1,24.1,4.1,08=1,87 Với εα=1,702, Yε=1εα=11,702=0,588 Với β=6,5860, Yβ=1-6,586140=0,953 Số răng tương đương: zv1=z1cos3β=240,99343=24 zv2=z2cos3β=960,99343=98 Theo bảng 6.18, tài liệu (1) ta được YF1 = 3,9 ; YF2 = 3,6 Với m = 2,5 (mm), Ys=1,08-0,0695.ln2,5=1,022 ; YR = 1 (bánh răng phay), KxF =1 (da < 400 mm), do đó theo (6.2) và (6.2a): σF1=σF1YRYsKxF=252.1.1,022.1=257,5 MPa σF2=σF2YRYsKxF=236,5.1.1,022.1=241,7 MPa Thay vào công thức trên ta được: σF1=2.90938,6.1,87.0,588.0,953.3,949,2.65,6.2,5=92 MPa σF1=92 MPa<σF1=257,5 MPa σF2=σF1YF2YF1=92.3,63,9=85 MPa<σF2=241,7 MPa Kiểm nghiệm răng về quá tải: Theo (6.48), tài liệu (1) với Kqt=TmaxT=TT=1 σH1max=σHKqt=365,8.1=365,8 MPa<σHmax=1260 MPa Theo (6.49), tài liệu (1) σF1max=σF1Kqt=92.1=92 MPa<σF1max=464 MPa σF2max=σF2Kqt=85.1=85 MPa<σF2max=360 MPa Các thông số và kích thước bộ truyền: Thông số Giá trị Khoảng cách trục aw1 = 164 mm Môđun pháp m = 2,5 mm Chiều rộng vành răng bw = 49 mm Tỉ số truyền u = 4 Góc nghiêng của răng β=7,7780 Số bánh răng z1 = 26 ; z2 = 104 Hệ số dịch chuyển x1 = 0 ; x2 = 0 Đường kính vòng chia d1 = 65,6 mm ; d2 = 262,4 mm Đường kính đỉnh răng da1 = 70,6 mm ; da2 = 267,4 mm Đường kính đáy răng df1 = 59,35 mm ; df2 = 256,15mm (Đường kính vòng chia, Đường kính đỉnh răng, Đường kính đỉnh răng: được tính theo công thức trong bảng 6.11, tài liệu (1)) Tính toán cấp chậm: Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng: Xác định sơ bộ khoảng cách trục: Theo công thức (6.15a), tài liệu (1): aw2=Ka.u2+1.3T2.KHβσH'2.u2.ψba Trong đó: Chọn ψba=0,4 (theo bảng 6.6, tài liệu 1); Với răng thẳng Ka=49,5 (bảng 6.5, tài liệu (1)); ψbd=0,5.ψba.u2+1=0,5.0,4.3,2+1=0,84 (theo công thức (6,16); KHβ=1,05 (theo bảng 6.7, sơ đồ 5, tài liệu (1); T2=348594,7 Nmm, mômen xoắn ⟹aw2=49,5.3,2+1.3348594,7.1,05481,82.3,2.0,4=222,87 mm Lấy aw2=223 (mm) Xác định các thông số ăn khớp: Theo công thức (6.17), tài liệu (1) m = (0,01 ÷ 0,02)aw2 = (0,01 ÷ 0,02).223 = 2,2 ÷ 4,4 (mm) Theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế, chọn môđun tiêu chuẩn của bánh răng cấp chậm bằng môđun ở cấp nhanh m=2,5 mm, Số răng bánh nhỏ là: z1=2.aw2m.(u+1)=2.2232,5.(3,2+1)=42,48 Lấy z1=43 răng Số răng bánh lớn là: z2=u1.z1=3,2.43=137,6 (răng) Lấy z2=138 răng Do đó aw=mz1+z22=2,5.43+1382=226,25 (mm) Lấy aw2=230 (mm), do đó cần dịch chỉnh để tăng khoảng cách trục từ 226,5 lên 230mm. Tính hệ số dịch tâm theo (6.22), tài liệu (1): y=aw2m-0,5z1+z2=2302,5-0,543+138=1,5 Theo (6.23), tài liệu (1): ky=1000yz1+z2=1000.1,543+138=8,29 Theo bảng 6.10a, tài liệu (1) tra được kx=0,48, do đó theo (6.24), tài liệu (1) hệ số giảm đỉnh răng ∆y=kxZt1000=0,48.43+1381000=0,087 Theo (6.25), tài liệu (1) tổng hệ số dịch chỉnh xt=y+∆y=1,5+0,087=1,587 Theo (6.26), tài liệu (1) hệ số dịch chỉnh bánh 1: x1=0,5x