CHƯƠNG 1: TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ 1.1 Công suất trên trục động cơ 𝑷𝒃𝒕 𝟔, 𝟖 𝑷𝒄𝒕 = = = 𝟕, 𝟖 (𝑲𝑾) 𝜼𝒄𝒉 𝟎, 𝟖𝟕 Với: η là hiệu suất η𝑐ℎ = ηkn .0,94= 0,87 Với: η𝑘𝑛 = 1: hiệu suất của bộ truyền khớp nối. ηh = 0,96 :hiệu suất của hộp giảm tốc bánh răng trụ nghiêng. η𝑜𝑙 = 0,99: hiệu suất của ổ lăn. η𝑏𝑟 = 0,94: hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ răng hở.
𝑃𝑡 là công suất tính toán ( KW ) 𝐹 × 𝑣 8000 × 0,85 𝑃𝑡 = 𝑃𝑙𝑣 = = = 6,8 (𝐾𝑊) 1000 1000 Trang 7 - Số vòng quay của trục máy công tác: 60000×𝑣 60000×0,85 𝑛𝑙𝑣 = = = 64,9 (vòng/phút) 𝜋×250 𝜋×250 Với : V = 0,85 m/s là vận tốc băng tải D = 250 mm là đường kính băng tải 1.2 Sơ bộ số vòng quay của động cơ - Chọn tỉ số truyền sơ bộ: uch = uh.(3 ÷ 5) = (9÷ 25) - Số vòng quay sơ bộ: nsb = uch.64,9 = (584 ÷ 1622,5) (Vg/ph) => Ta chọn nsb = 1000 (Vg/ph) Với: 𝑛𝑠𝑏 = 1000 vòng/phút theo điều kiện: 𝑃𝑐𝑡 = 7,8 (kW) , theo bảng phụ lục thiết kế dẫn động cơ khí ( bảng P1.3/trang 237 ) chọn được động cơ với các thông số kỹ thuật sau: Công suất Vận tốc quay 𝑇𝑚𝑎𝑥 𝑇𝐾 Kiểu động cơ 𝑐𝑜𝑠 𝜑 𝜂% KW (v/ph) 𝑇𝑑𝑛 𝑇𝑑𝑛 4A160S6Y3 11 970 0,86 86 2,0 1,2 - Yêu cầu chọn động cơ: 𝑃đ𝑐 ≥ 𝑃𝑐𝑡 Pđc=11 x 86%= 9,46 (KW) Pđc > Pct , 9,46 > 7,8 => động cơ thỏa mản điều kiện.3 Phân phối tỷ số truyền - Tính tỷ số truyền thực của hệ thống: n 970 - Ut = đc = = 14,9 nlv 64,9 - Chọn tỷ số truyền hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng: Trang 8 𝑢𝑏𝑟 = 𝑢ℎ𝑠 = 4 Ut 14,9 - U= = = 3,7 Ubr 4 1.4 Công suất trên từng trục 𝑃𝑐𝑡 = 7,8 KW Pct 7,8 • PII = = = 8,3 (KW) η0l × ηbr 0,99×0,94 PII 8,3 • PI = = = 8,73(𝐾𝑊) η0l × ηh 0,99×0,96 PI 8,7 • Pđc = = = 8,78 (KW) η0l × ηkn 0,99×1 1.5 Số vòng quay trên các trục - Số vòng quay trên trục I: - n1 = nđc = 970 Vòng/phút - Số vòng quay trên trục II: n1 970 - n2 = = = 262 Vòng/phút uℎ 3,7 - Số vòng quay trên trục III: n2 262 - n3 = = = 65,5 Vòng/phút u𝑏𝑟 4 Trang 9 Moment xoắn trên các trục: Momen trên trục động cơ: 𝑃𝑑𝑐 8,78 𝑇đ𝑐 = 9,55. 106 = 86442,26 (Nmm) 𝑛đc 970 - Momen xoắn trên trục Ⅰ: 𝑃 8,73 𝑇1 = 9,55. = 85950 (Nmm) 𝑛1 970 - Momen xoắn trên trục Ⅱ: 𝑃 8,3 𝑇2 = 9,55. = 302538,16(Nmm) 𝑛2 262 - Momen xoắn trên trục Ⅲ: 𝑃 7,8 𝑇𝑐𝑡 = 9,55.
= 1137251,908 (Nmm) 𝑛3 65,5 Bảng thông số: Thông số Động cơ Trục I Trục II Trục công Tác (III) Công suất P , KW 8,78 8,73 8,3 7,8 Tỷ số truyền u Ukn=1 Uh= 3,7 Ubr=4 Số vòng quay n, 970 970 262 62,5 vòng/phút Moment xoắn T, Nmm 86442,26 85950 302538,16 1137251,908 Bảng 1.1: Thông số động cơ, tỷ số truyền và moment. Trang 10 CHƯƠNG II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG Số liệu ban đầu: P= 8,73 KW Uh = 3,7 T = 𝟖𝟓𝟗𝟓𝟎 Nmm 3.1 Chọn vật liệu Do không có yêu cầu đặc biệt về tải trọng của hệ thống, cộng với công suất hộp giảm tốc không cao nên ta sẽ chọn vật liệu cho bánh răng theo chế độ tải trọng trung bình. Vật liệu Giới hạn bền Giới hạn bền Độ cứng HB b, MPa ch, MPa Bánh dẫn 270 C45 850 580 Bánh bị dẫn 250 Bảng 3.1: Vật liệu độ cứng bánh răng 2. Xác định ứng suất cho phép theo công thức 6.
𝐾𝐻𝐿 [𝜎𝐻 ] = 𝜎0𝐻𝑙𝑖𝑚 × 𝑆𝐻 Trong đó: + 𝜎0𝐻𝑙𝑖𝑚 : giới hạn mỏi tiếp xúc tương ứng với số chu kỳ cơ sở tra bảng , trang 249: 𝜎0𝐻𝑙𝑖𝑚 = 2𝐻𝐵 + 70 𝜎0𝐻𝑙𝑖𝑚1 = 2𝐻𝐵1 + 70 = 2.250 + 70 = 570 𝑀𝑃𝑎 - Hệ số an toàn tiếp xúc bảng 6. + SH: = 1,1 - Hệ số an toàn uốn : + SF = 1,75 Ta có: + ni, ti, Ti là số vòng quay, thời gian làm việc tính bằng giờ và mômen xoắn trong chế độ làm việc thứ i Trang 11 + Tmax là mômen xoắn lớn nhất trong các mômen xoắn Ti Theo công thức 6. 𝑘𝑛𝑔 Với: + La = 5: tuổi thọ tính bằng năm. 300 16 + 𝑘𝑛 = ; 𝑘𝑛𝑔 = là hệ số sử dụng bộ truyền trong 1 năm và 1 ngày.
105 (𝑐ℎ𝑢 𝑘ỳ) 𝑈ℎ 3,7 - NHO số chu kỳ làm việc cơ sở trang 249 𝑁𝐻𝑂 = 30𝐻𝐵2,4 (phụ thuộc vào độ rắn bề mặt tùy vào phương pháp nhiệt luyện cho trong bảng 6. 107 (𝑐ℎ𝑢 𝑘ỳ) - mH bậc đường cong mỏi, có giá trị bằng 6 Vì: NHE1 > NHO1 => KHL1 = 1 NHE2 > NHO2 => KHL2 = 1 Sơ bộ xác định ứng suất tiếp xúc: trang 249 0,9. Ứng suất uốn cho phép: - Ứng suất uốn được tính theo công thức 6. 𝐾𝐹𝐿 𝑆𝐹 Trong đó: + 𝜎𝑂𝐹𝑙𝑖𝑚 là giới hạn mỏi uốn, tương ứng với số chu kỳ cơ sở được chọn phụ thuộc vào độ rắn bề mặt, phụ thuộc vào phương pháp nhiệt luyện, tra theo bảng 6.250 = 450 (𝑀𝑃𝑎) + S 𝐹 = 1,5 ÷ 2,2 là hệ số an toàn trung bình, tra theo bảng 6.13: SF = 1,75 + KFC là hệ số xét đến ảnh hưởng khi quay hai chiều đến độ bền mỏi, chọn KFC = 1 (quay 1 chiều) + KFL là hệ số tuổi thọ, được xác định theo công thức: trang 253 𝑚𝐹 𝑁𝐹𝑂 𝐾𝐹𝐿 = √ 𝑁𝐹𝐸 Trong đó: • mF là số mũ; Khi độ rắn của răng H ≤ 350HB và đối với bánh răng được mài mặt lượn chân răng thì mF = 6, khi đó 2 ≥ KFL ≥ 1.
• NFO là số chu kỳ cơ sở, thông thường lấy NFO = 5.106 đối với tất cả các loại thép.106 (chu kỳ) • NFE là số chu kỳ làm việc tương đương. Khi làm việc với chế độ tải trọng thay đổi nhiều bậc NFE theo chỉ số mũ mF của đường cong mỏi, có thể tính theo công thức 6.49, Trang 254 như sau: 𝑁𝐹𝐸2′ = 60. 109 (𝑐ℎ𝑢 𝑘ỳ) 𝑢ℎ 3,4 Vì NFE1’ > NFO1, NFE2 > NFO2 nên KFL1 = 1, KFL2 = 1 Suy ra: 𝜎𝑂𝐹𝑙𝑖𝑚1 .580 = 464 (𝑀𝑃𝑎) => thỏa điều kiện 3. Tính toán bộ truyền bánh răng nghiêng Tính theo độ bền tiếp xúc [𝜎𝐻 ] = 482,73 (𝑀𝑃𝑎) Chọn hệ số chiều rộng vành răng 𝛹𝑏𝑎 theo tiêu chuẩn - 𝛹𝑏𝑎 là hệ số chiều rộng vành răng.
𝛹𝑏𝑎 được chọn theo bảng 6.6, trang 97 [3]: do bánh răng nằm đối xứng các ổ trục nên 𝛹𝑏𝑎 = 0,3 ÷ 0. Hệ số tập trung tải trọng 𝐾𝐹𝛽 = 1,19 Ka = 43 (Chọn theo bảng 6. Tính khoảng cách trục aw Khoảng cách trục được tính theo công thức 6.15a, trang 96 do là bánh răng trụ răng nghiêng: 3 𝑎𝑤 = 𝐾𝑎 ( 𝑢2 + 1 ).5, trang 96 , ta có Ka = 43 vì bánh răng nghiêng 3 85950.0,3 Theo tiêu chuẩn chọn aw = 160 (mm) 3. Chiều rộng vành răng - Bánh bị dẫn: 𝑏2 = 𝛹𝑏𝑎.
Tính môđun m Môđun m được tính theo công thức 6.160 = (1,6 ÷ 3,2)𝑚𝑚 Trang 14 chọn m = 3 theo tiêu chuẩn Tổng số răng: - Số răng bánh nhỏ: 𝑤2𝑎 2.(4,77+1)] = 18,48 Chọn 𝑍1 = 20 răng - Số răng bánh Lớn: 2𝑎 2.160 𝑍2 = [𝑚]𝑤 − 𝑍1 = − 20= 86,6 Chọn 𝑍2 = 88 răng 3 Tính lại tỉ số truyền 𝑍2 88 𝑈= = = 4,4 𝑍1 20 3. Xác định cách kích thước của bộ truyền - Các công thức xác định các kích thước của bộ truyền theo bảng 6.2, trang 221 • Đường kính vòng chia 𝑑1 = 𝑑𝑤1 = 𝑚𝑍1 = 3.88 = 264 (𝑚𝑚) • Đường kính vòng đỉnh 𝑑𝑎1 = 𝑑1 + 2.3 = 270 (𝑚𝑚) • Đường kính vòng chân răng 𝑑𝑓1 = 𝑑1 − 2,5m = 60 + 2,5. Tính vận tốc và chọn cấp chính xác Vận tốc bánh răng được tính theo công thức 𝜋.970 𝑣= = = 3,04 (𝑚/𝑠) 60000 60000 Trang 15 Tra bảng 6.3, trang 106, bánh răng trụ thẳng chọn v ≤ 5 m/s, chọn cấp chính xác 8 Với cấp chính xác động học là 8 → chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8 → cần gia công đạt độ nhám : Ra = 2,5 ÷ 1,25 𝜇𝑚 Do đó : ZR = 0,95 Với đường kính da < 700 mm, hệ số xét đến ảnh hưởng kích thước bánh răng K xH = 1 3. Xác định lực tác dụng lên bộ truyền - Lực vòng (𝐹𝑡 ) ′ 2𝑇1 2.
Kiểm nghiệm bánh răng theo độ bền tiếp xúc Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiên sau, công thức 6. (𝑢 + 1) 𝜎𝐻 = √ ≤ [𝜎𝐻 ] 𝑑𝑤1 𝑏𝑤 𝑢 Trong đó: - ZM là hệ số kể đến có tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp, do cặp vật liệu đều làm bằng thép .5, trang 96 [1], ta được ZM = 274 MPa - Theo công thức 6. cos 𝛽𝑏 2 cos 10𝑜 𝑍𝐻 = √ =√ = 1,75 sin 2𝛼𝑡𝑤 sin(2. 20𝑜 ) - 𝑍𝜀 là hệ số kể đến tổng chiều dài răng tiếp xúc ( công thức 6.
4 − 𝜀𝛼 4 − 1,75 𝑍𝜀 = √ =√ = 0,865 3 3 Theo công thức 6. 1 = 1,741 28 132 - Xét cơ tính vật liệu: - ZM là hệ số kể đến có tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp, do cặp vật liệu đều làm bằng thép .5, trang 96 [1], ta được ZM = 274 MPa • Với 𝐾𝐻𝛽 là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng tra bảng 6.7, trang 98 [1]: 𝐾𝐻𝛽 = 𝐾𝐻 = 1,07 Ứng suất tiếp xúc cho phép: 𝑍𝑀 .4 = 445,65 𝑀𝑃𝑎 *Bảng các thông số và kích thước bộ truyền cấp nhanh bánh răng trụ răng nghiêng: Thông số Kích thước Khoảng cách trục aw = 160 mm Modun pháp mn = 3 mm Chiều rộng vành răng bw1 = 52, bw2 = 48 mm Tỉ số truyền u = 3,7 Góc nghiêng của răng β = 10o Số răng bánh răng Z1 = 28 răng Z2 = 132 răng Hệ số dịch chỉnh X1 = 0 X2 = 0 Đường kính vòng chia d1 = 60 mm d2 = 264 mm Đường kính đỉnh răng da1 = 66 mm da2 = 270 mm Đường kính chân răng df1 = 63,5 mm df2 = 256,5 mm Trang 17 Bảng 3.2: Thông số bánh răng Trang 18 Trang 19 CHƯƠNG III: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI CẤP CHẬM a. Xác định sơ bộ khoảng cách trục : Theo công thức 6.𝜓𝑏𝑎 Với : 𝜓𝑏𝑎 = 0,3 (Chọn theo bảng 6.6 [TL1]) Ka = 49,5 (Chọn theo bảng 6.