Tài liệu trinh tu chuong 3 pdf

Quá trình tính toán và lựa chọn ĐC cho hệ dẫn động đợc thựchiện thông qua các bớc tính toán về: P P  Trong đó: + Pct : là công suất cần thiết trên trục động cơ + Pt : công suất tính

4.3 Xác định khoảng cách giữa các gối và điểm đặt lực 18

4.5 Xác định đờng kính các đoạn trục và kết cấu trục 22

Tính toán và chọn các chi tiết khác của hộp giảm tốc

6.1 Các phần tử cấu tạo của hộp giảm tốc 33

Chơng 1: Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền 1.1 Chọn động cơ:

Trong các hệ dẫn động cơ khí, động cơ điện đợc sử dụng hết sức phổ biến Cónhiều loại động cơ điện khác nhau, tuy nhiên do có nhiều u điểm so với các loại

động cơ điện khác (kết cấu đơn giản, giá thành rẻ, dễ bảo quản, làm việc tincậy ) động cơ điện xoay chiều ba pha không đồng bộ ngắn mạch đợc sử dụngphổ biến hơn cả Quá trình tính toán và lựa chọn ĐC cho hệ dẫn động đợc thựchiện thông qua các bớc tính toán về:

P

P 

Trong đó:

+ Pct : là công suất cần thiết trên trục động cơ

+ Pt : công suất tính toán trên máy công tác(kw)

+  : là hiệu suất truyền động

Giá trị của đợc xác định theo công thức (2.9) [1] :

+ Hiệu suất một cặp bánh răng trong hộp giảm tốc br = 0,97

+ Hiệu suất bộ truyền xích tx= 0,96

+ Hiệu suất ổ trợt ot=0,99

8945 , 0 99 , 0 96 , 0 97 , 0 99 , 0 99 ,

86 2 1000

3 , 1 2200 1000

86 , 2

3 , 1 60000

+ tỷ số truyền của hộp truyền bánh răng uh=ubr=4

Vậy tỉ số truyền toàn bộ của hệ thống dẫn động 2.15 [1] :

12 4 3

 n h

t u u u

Từ các giá trị nlv và ut ta có số vòng quay sơ bộ của động cơ:

n

n u

Chọn tỉ số truyền của bộ truyền xích là ux= 3 vậy tỉ số truyền thực tế của bộtruyền bánh răng là:

69 , 3 3

07 , 11

1.2 Công suất, số vòng quay, momen xoắn trên các trục động cơ:

1.2.1 Công suất trên các trục:

- Dựa vào công thức sau để tính Pi= P(i+1)/ i( i 1 )

+ Công suất trên trục 3:

P3=Plv =Pt=2,86KW + Công suất trên trục 2:

ot x lv

P P

P P

12 , 195 69 , 3

1.2.3 Momen xoắn trên các trục:

Momen xoắn trên trục 1:

1

1 6

Bảng 2 Công suất, tỉ số truyền, momen xoắn,

Theo bảng 6.1[1] ,ta chọn nh sau :

Bánh nhỏ: Chọn vật liệu là thép C45 cũng tiến hành tôi cải thiện sau khi gia

công có các thông số kỹ thuật (độ cứng,giới hạn bền và giới hạn bền chảy) lần

l-ợt nh sau:

HB = 241 á 285; sb1 = 850 MPa ; sch 1 = 580 Mpa

Vậy ta chọn độ cứng của bánh răng 1 là HB 1 = 245.

Bánh lớn: Chọn vật liệu là thép C45 cũng tiến hành tôi cải thiện sau khi gia

công có các thông số kỹ thuật (độ cứng, giới hạn bền và giới hạn bền chảy) lần lợt nh sau:

lim H lim

H  s K

Trong đó: - 

sHlim là giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bề mặt răng

- KHL là hệ số xét đến ảnh hởng của chu kỳ làm việc

Theo Bảng 6.2 (Trang 94-Tập 1: Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ta công thức xác định SH và 

nh sau:

Số chu kỳ cơ sở NHO đợc xác định bởi công thức nh sau: NHO = 30.HB2,4.

, 2 4

, 2 2

7 4

, 2 4

, 2 1

10 39 , 1 230 30

30

10 71 , 1 250

30

30

HB N

HB N

HO HO

Số chu kì thay đổi ứng suất tơng đơng NHE của bánh răng nghiêng đợc xác

định nh sau: N HE  60 c.n.T

Trong đó: - c là số lần ăn khớp trong một vòng quay Nên ta có c =1

- T:thời gian làm việc

- ni là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét

Vậy ta đợc :

NHE1=NFE1=60.1.720.20000=8,64.108

NHF2=NFE1=60.1.180.20000=2,102.108

Do NHE1>NHO1 Nên NHE1=NHO1 Suy ra : KHL1=1

NHE2>NHO2 Nên NHE2=NHO2 Suy ra: KHL2=1 Thay số vào ta sẽ xác định đợc ứng suất cho phép của bánh răng nh sau:

1 , 1

1 570 1

1 lim

H HL

o H H

1 570

1 lim

H HL

o H H

Do bộ tuyền quay 1 chiều ,nên KFC =1

  257 , 14

75 , 1

1 1 450

1 lim

F FL

o F F

1 414

2 lim

F FL

o F F

S

K

s

ứng suất quá tải cho phép ,theo (6.10) và (6.11) ,ta có

sHmax =2,8 schay2=2,8.450=1260 (MPa)

sF1max =0,8 schay1 = 0,8.580=464 (Mpa)

sF2max =0,8 schay2 = 0,8.450=360 (Mpa)

4.Tính toán bộ truyền bánh răng trụ nghiêng

1

.

.

a H

H Hv H

u

K K K T

 s





(mm)Trong đó: - T1 là mômen xoắn trên trục 1 ,T1 =41515,97 (Nmm)

- Ya = bW/aW = 0,3 là hệ số chiều rộng bánh răng (bảng 6.6) -Ka =43(bảng 6.5)

- KH là hệ số tập trung tải trọng

- KHv là hệ số tải trọng động

- KH là hệ số phân bố không đều tải trọng giữa các răng

- u1 là tỉ số truyền của cặp bánh răng ta đang xét

  3 3 , 69 1 36,95

9848 , 0 110 2 1

173 25 , 1 2

0 59 , 10 ) 98 , 0

ac



c Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

Yêu cầu cần phải đảm bảo điều kiện sH Ê [sH] = 495,4 (MPa)

Do sH =

nh w

nh H w

H M

U b

U K T d

Z Z Z

.

) 1 (

2

- ZH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc;

- Z : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng;

- KH : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc, với KH= KH.KHV KH

- bw : Chiều rộng vành răng

- dw1 : Đờng kính vòng chia của bánh chủ động.

955 , 9 cos 2 2

với αt =arctg(tg20o/cosβ)=arctg(tg200/0,9596)=20,14)

- Z = 1 /   1 / 1 , 77  0 , 75

Vì  = [1,88 – 3,2 (1/Z1 +1/Z2 )].cos =[1,88 – 3,2 (1/37 +1/136)].cos10,590

=1,77

Do vận tốc bánh dẫn: v = 0,937 m/s < 2,5 m/s tra Bảng 6.13 (Trang 106-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ta đợc cấp chính xác động học là 9 tra Bảng 6.14 (Trang 107-Tập 1:Tính toán ) ta xác định đợc : KH = 1,13

.

02 , 1 13 , 1 1 , 1 97 , 41515

2

1 , 47 0 , 33 41 , 1 1

2

1

1

1

u a v g

K K T d b K

o H H

H H Hv

) 1 67 , 3 (

267 , 1 97 , 41515

2 75 , 0 1 , 47

745 , 1 274





(Mpa).Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép : [sH] = [sH] ZRZVKxH

Với v =1,77 m/s ị ZV = 1 (vì v < 5m/s ), Với cấp chính xác động học là 9, chọn mức chính xác tiếp xúc là 9 Khi đó cần gia công đạt độ nhám là Ra

=1,25á0,63 mm Do đó ZR = 1 với da< 700mm ị KxH = 1

ị [sH] = 499,99.1.1.1=499,99 MPa

Nhận thấy rằng sH < [sH] do đó bánh răng nghiêng ta tính toán đã đáp ứng

đ-ợc điều kiện bền do tiếp xúc

d Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.

Để bảo đảm bánh răng trong quá trình làm việc không bị gãy răng thì ứng suấtuấn tác dụng lên bánh răng sF phải nhỏ hơn giá trị ứng suất uấn cho phép [sF] hay: sF Ê [sF]

Mà

m d b

Y K K T 2

1

1 F Fv F 1 1

Do 

 ị





 ị





61 , 3 143

) /(cos

9 , 3 07

, 39 ) /(cos

2 3

2 2

1 3

1 1

F td

F td

Y Z

Z

Y Z

Z





Bảng 6.18(Trang 109-Tập1: Tính toán )

.

016 , 1 37 , 1 2 , 1 97 , 41515

2

1 , 47 0 , 33 41 , 1 1

2

1

1

1

u a v g

K K T d b K

o F F

F F Fv

Vận tốc bánh dẫn : v < 4 (m/s) tra Bảng 6.13 (Trang 106-Tập 1:Tính toán

thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ta có cấp chính xác động học 9 Tra Bảng 6.14

(Trang 107-Tập 1: Tính toán thiết kế ) ta đợc KF =1,37

Bảng 6.15 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ị F =

0,002

Bảng 6.16 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ị go = 73

Bảng 6.7 (Trang 98-Tập 1:Tính toán thiết thiết ) ị KF = 1,2

, 1 1 , 47 0 , 33

9 , 3 924 , 0 564 , 0 67 , 1 97 , 41515

2

.

.

.

2

1

1 1

m d b

Y Y Y K

MPa MPa

F F

F F

5 , 236 26

, 134

252 05

, 145

2 2

1 1

s s

s s

e Kiểm nghiệm răng về quá tải

Để bộ truyền khi quá tải mà làm việc bình thờng thì ứng suất tiếp xúc cực đại

sHmax và ứng suất uốn cực đại sF1max phải nhỏ hơn ứng suất quá tải cho phép

s

 s

q t F max

F

q t H

max

H

K K

6 5 0 8

, 1

4 8 4, 9

m ax 2 2

m ax

m ax 1 1

m ax

max

ma x

MPa MPa

MPa MPa

MPa MPa

K

F F

F F

H qt

H H

s s

s s

s s

3.1.2 Số răng đĩa xích:

Tiêu chuẩn để chọn số răng đĩa xích là: khi số răng đĩa xích càng ít, đĩa bị

động quay càng không đều, động năng va đập lớn làm cho xích càng chóng mòn,khi làm việc gây ra nhiều tiếng ồn Mặt khác, nếu số răng đĩa xích lớn sau mộtthời gian làm việc do mòn bớc xích p của xích tăng lên làm cho xích hay bị tuộtkhỏi đĩa Căn cứ vào các chỉ tiêu trên đồng thời kết hợp với bảng 5.4 [1] với ux =

Điều kiện bảo đảm chỉ tiêu bền mòn đợc biểu diễn theo công thức 5.3 [1]:

 P k

k k P

P t  z. n Ê

Trong đó:

32 , 1 19

a

2 1 2 2 1

4 2

4 , 25 19 57 2

57 19 35

2

*

2 5

, 0 5

, 0 25

, 0



z z z

z x

z z x

19 5 , 0 110 4 , 25 25

,

0

2 2

n z

i Ê 15

1 1

 i

i  2 , 07  30  110

15

180 19

Vậy số lần va đập của bản lền xích trong một giây là hoàn toàn đảm bảo

3.3 Kiểm nghiệm về độ bền xích:

3.3.1 Kiểm nghiệm về quá tải theo hệ số an toàn:

Để đảm bảo xích có thể bền đợc trong điều kiện quá tải khi mở máy hoặcchịu tải trọng va đập trong quá trình làm việc, xích đợc kiểm nghiệm về hệ số antoàn theo công thức 5.15 [1]:

 s F F F k

Q s

v t

4 , 25 19

01 , 3 10 6 10

6

1000

P v

4 , 25 180 19 6 , 2 60000

.

2 2

1 1 2

0

F là lực căng do nhánh xích bị động sinh ra

42 , 137 898 , 0 6 , 2 6 81 , 9 81 , 9

, 21 47 , 5 42 , 137 85 , 2075 2 , 1

3.3.2 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc sH của đĩa xích:

Để đảm bảo điều kiện bền tiếp xúc, đĩa xích phải đợc kiểm nghiệm theocông thức 5.18 [1]:

d

vd d t r H

Ak

E F K F k

10

1 7

10 1 , 2 44 , 3 1 85 , 2075 502 , 0 47 , 0

d f   2

(víi r =0,5025.15,88+0,05=8,03)

36 , 121

, 2075 15 , 1

6.7 (Trang 98-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ị KH = 1,1

ị KH = KH.KHV KH =1,1.1,13.1,02= 1,267

67 , 3 0 , 33

) 1 67 , 3 (

267 , 1 97 , 41515

2 75 , 0 1 , 47

745 , 1 274





(Mpa).Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép : [sH] = [sH] ZRZVKxH

Với v =1,77 m/s ị ZV = 1 (vì v < 5m/s ), Với cấp chính xác động học là 9, chọn mức chính xác tiếp xúc là 9 Khi đó cần gia công đạt độ nhám là Ra

=1,25á0,63 mm Do đó ZR = 1 với da< 700mm ị KxH = 1

ị [sH] = 499,99.1.1.1=499,99 MPa

Nhận thấy rằng sH < [sH] do đó bánh răng nghiêng ta tính toán đã đáp ứng

đ-ợc điều kiện bền do tiếp xúc

d Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.

Để bảo đảm bánh răng trong quá trình làm việc không bị gãy răng thì ứng suấtuấn tác dụng lên bánh răng sF phải nhỏ hơn giá trị ứng suất uấn cho phép [sF] hay: sF Ê [sF]

Mà

m d b

Y K K T 2

1

1 F Fv F 1 1





 ị





61 , 3 143

) /(cos

9 , 3 07

, 39 ) /(cos

2 3

2 2

1 3

1 1

F td

F td

Y Z

Z

Y Z

Z





Bảng 6.18(Trang 109-Tập1: Tính toán )

.

016 , 1 37 , 1 2 , 1 97 , 41515

2

1 , 47 0 , 33 41 , 1 1

2

1

1

1

u a v g

K K T d b K

o F F

F F Fv

Bảng 6.15 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ị F = 0,002

Bảng 6.16 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ị go = 73.Bảng 6.7 (Trang 98-Tập 1:Tính toán thiết thiết ) ị KF = 1,2

, 1 1 , 47 0 , 33

9 , 3 924 , 0 564 , 0 67 , 1 97 , 41515

2

.

.

.

2

1

1 1

m d b

Y Y Y K

MPa MPa

F F

F F

5 , 236 26

, 134

252 05

, 145

2 2

1 1

s s

s s

e Kiểm nghiệm răng về quá tải

Để bộ truyền khi quá tải mà làm việc bình thờng thì ứng suất tiếp xúc cực đại

sHmax và ứng suất uốn cực đại sF1max phải nhỏ hơn ứng suất quá tải cho phép

s

 s

q t F max

F

q t H

max

H

K K

6 5 0 8

, 1

4 8 4, 9

m ax 2 2

m ax

m ax 1 1

m ax

max

ma x

MPa MPa

MPa MPa

MPa MPa

K

F F

F F

H qt

H H

s s

s s

s s

3.1 Chọn loại xích và số răng đĩa xích:

3.1.1 Chọn loại xích:

Có 3 loại xích là: xích ống, xích ống con lăn và xích răng Căn cứ vào cácchỉ tiêu và thông số cần thiết đặt ra (tải trọng vừa phải, tốc độ nhỏ, tuổi thọcao ) ta thấy rằng loại xích thích hợp ở đây là xích ống con lăn Ưu điểm củaxích ống con lăn là tuổi thọ cao hơn xích ống, chế tạo dễ hơn xích răng và thíchhợp dùng trong các bộ truyền có tốc độ nhỏ

3.1.2 Số răng đĩa xích:

Tiêu chuẩn để chọn số răng đĩa xích là: khi số răng đĩa xích càng ít, đĩa bị

động quay càng không đều, động năng va đập lớn làm cho xích càng chóng mòn,khi làm việc gây ra nhiều tiếng ồn Mặt khác, nếu số răng đĩa xích lớn sau mộtthời gian làm việc do mòn bớc xích p của xích tăng lên làm cho xích hay bị tuộtkhỏi đĩa Căn cứ vào các chỉ tiêu trên đồng thời kết hợp với bảng 5.4 [1] với ux =

Điều kiện bảo đảm chỉ tiêu bền mòn đợc biểu diễn theo công thức 5.3 [1]:

 P k

k k P

P t  z. n Ê

Trong đó:

32 , 1 19

a

2 1 2 2 1

4 2

  109,05

889 4

4 , 25 19 57 2

57 19 35

2



z z z

z x

z z x

19 5 , 0 110 4 , 25 25

,

0

2 2

n z

i Ê 15

1 1

 i

i  2 , 07  30  110

15

180 19

Vậy số lần va đập của bản lền xích trong một giây là hoàn toàn đảm bảo

3.3 Kiểm nghiệm về độ bền xích:

3.3.1 Kiểm nghiệm về quá tải theo hệ số an toàn:

Để đảm bảo xích có thể bền đợc trong điều kiện quá tải khi mở máy hoặcchịu tải trọng va đập trong quá trình làm việc, xích đợc kiểm nghiệm về hệ số antoàn theo công thức 5.15 [1]:

 s F F F k

Q s

v t

4 , 25 19

01 , 3 10 6 10

6

1000

P v

4 , 25 180 19 6 , 2 60000

.

2 2

1 1 2

0

F là lực căng do nhánh xích bị động sinh ra

42 , 137 898 , 0 6 , 2 6 81 , 9 81 , 9

, 21 47 , 5 42 , 137 85 , 2075 2 , 1

Để đảm bảo điều kiện bền tiếp xúc, đĩa xích phải đợc kiểm nghiệm theocông thức 5.18 [1]:

 H

d

vd d t r H

Ak

E F K F k

10

1 7

10 1 , 2 44 , 3 1 85 , 2075 502 , 0 47 ,

d f   2

(với r =0,5025.15,88+0,05=8,03)

36 , 121

, 2075 15 , 1

III.5 Tính và chọn khớp nối:

III.5.1.chọn loại khớp nối:

chọn khớp nối trục vòng đàn hồi

Đối với trục của hộp giảm tốc làm việc trong điều kiện chịu tải trọng trung bình thì ta chọn vật liệu làm trục là thép C45 thờng hoá có cơ tính nh sau

sb= 600 Mpa; sch= 340 Mpa; Với độ cứng là 200 HB

ứng suất xoắn cho phép [] = 12 á 30 Mpa tuỳ thuộc vào vị trí đặt lực ta đangxét

Sơ đồ sơ bộ bộ truyền trong hộp giảm tốc (Hình 1).

IV.2.Tính thiết kế trục.

T d



Trong đó: - T là mômen xoắn tác dụng lên trục

- []= 12 á30 (MPa) là ứng suất xoắn cho phép

97 , 41515

=24(mm) ,chọn theo tiêu chuẩn ,d1 =25(mm)-đờng kính sơ bộ trục 2

22 , 159697

=31,73(mm) ,chọn theo tiêu chuẩn ,d2 =35(mm)

2.Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực:

Tran bảng 10.2 ,từ đờng kính sơ bộ d ,xác định gần đúng chiều rộng ổ lăn bo

lm23=(1,2 ữ1,5)35=42ữ52,5 ,chọn lm23=42(mm)

-Khoảng cách từ mặt cạnh chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay K1 =10(mm)

-Khoảng cách từ mặt cạnh ổ đến thành trong của hộp ,K2 =5(mm)

-Khoảng cách từ mặt cạnh chi tiết quay đến nắp ổ K3=15(mm)

-Chiều cao nắp ổ và đầu bulông hn=20(mm)

-Sử dụng các kí hiệu nh sau

K: số thứ tự của trục trong hộp giảm tốc

i:số thứ tự của tiết diện trục ,trên đó lắp các chi tiết có tham gia truyền tải trọng

lki :khoảng cách từ gối đỡ O đến tiết diện thứ I trên trục k

lmki:chiều dài mayơ của chi tiết quay thứ I trên trục k

lcki: khoảng công xôn trên trục thứ k tính từ chi tiết thứ i ở ngoàI hộp giảm tốc

3.Xác định đờng kính và chiều dài các đoạn trục:

-Đối với trục I:

vị trí đăt lực của bánh 3 là r13< 0 vì nằm trên trục oz

trục 1 quay ngợc chiều kim đồng hồ ,nên Cq1=1

- bánh 3 là bánh chủ động ,nên Cb13=1.Từ đó ta xác định chiều của Fx13 và Fy13

nh hình vẽ và độ lớn:

1 , 47

97 , 41515 2

97 , 41515 2 20

w tw

Sử dụng phơng trình mômen và phơng trình hình chiếu của các lực trong zoy

và zox để tính phản ực tại các gối đỡ 0 và 1:

) (

11 13

10

12

11 13 11

10 11

12

12

x x

x

x x

Fl F

Fl

F

l F l Fl l

) ( 7 , 1063

) ( 3 , 468 11

10

N Fl

N Fl

x x

.

1 1 13

10

11 11 13

13

y y

y

y y

Fl F

Fl

l Fl

) ( 5 , 323

) ( 5 , 323

11 10

N Fl

N Fl

y y

.

21 20

22

21 21 22

22

x x

x

x x

F Fl

F

l Fl l

) ( 5 , 881

) ( 5 , 881 20

21

N Fl

N Fl

x x

.

20 23

21

22

23 21 23 21

21 22

22

y y

y

y

c y

y y

Fl F

Fl

F

l l F l Fl

) ( 5 , 2100

) ( 5 , 3840

20 21

N Fl

N Fl

y y

4 Mômen uốn tổng và mômen tơng đơng:

Tính momen uốn tổng Mki và momen tơng đơng Mtđki tại các tiết diện i củacác trục:

2 2

xki yki

0 s

tdki ki