Tính toán thiết kế hệ dẫn động xích tải

Trong đồ án của mình em đợc giao nhiệm vụ tính toán thiết hộp giảm tốc phân đôi cấp chậm với bộ truyền ngoài là xích tải.. Tra bảng 2.4[1] ta sẽ chọn tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống để c

lời nói đầuTính toán thiết kế đồ án chi tiết máy là một môn học quan trọng trong chơngtrình đào tạo của Trờng Đại Học Bách Khoa Hà Nội dành cho sinh viên năm thứ 3 khoacơ khí Đồ án thiết kế máy không những giúp cho sinh viên cơ khí củng cố lại kiến thức

lý thuyết về môn học chi tiết máy mà còn cung cấp các kiến thức cơ sở quan trọng về kếtcấu máy Trong đồ án của mình em đợc giao nhiệm vụ tính toán thiết hộp giảm tốc phân

đôi cấp chậm với bộ truyền ngoài là xích tải Mặc dù đã đợc trang bị đầy đủ về mặt lýthuyết đồng thời đợc sự giúp đỡ tận tình của các thầy giáo nhng do trình độ còn yếu kém

đồng thời thiếu hụt kiến thức thực tế do vậy đồ án của em chắc chắn còn nhiều thiếu xót,

em rất mong đợc các thầy chỉ bảo thêm để em có thể chuẩn bị tốt hơn kiến thức củamình nhằm phục vụ cho những năm học tập sau này Em xin chân thành cảm ơn tất cảcác thầy giáo trong bộ môn đặc biệt là thầy giáo TS Nguyễn Tiến Dũng đãn tận tình h-ớng dẫn em thực hiện đồ án này

Phần 1TíNH TOán động học

- Với phơng án thiết kế hộp giảm tốc hai cấp phân đôi ở cấp chậm ta sẽ gặp phảinhững u điểm và nhợc điển nh sau:



Ưu điểm:u điểm:

- Tải trọng sẽ đợc phân bố đều cho các ổ

- Giảm đợc sự phân bố không đồng đều tải trọng trên chiều rộng vành răng nhờcác bánh răng đợc bố trí đối xứng đối với các ổ

- Tại các tiết diện nguy hiểm của các trục trung gian và trục ra mômen xoắn chỉtơng ứng với một nửa công suất đợc truyền so với trờng hợp không khai triển phân đôi

- Nhờ đó mà hộp giảm tốc loại này nói chung có thể nhẹ hơn 20% so với hộpgiảm tốc khai triển dạng bình thờng



Nh ợc điểm:

- Nhợc điểm của hộp giảm tốc phân đôi là bề rộng của hộp giảm tốc tăng do ởcấp phân đôi làm thêm một cặp bánh răng so với bình thờng Do vậy cấu tạo bộ phận ổphức tạp hơn, số lợng các chi tiết và khối lợng gia công tăng lên có thể làm tăng giáthành của bộ truyền.

1 Xác định công suất đặt trên trục của động cơ

- Để chọn đợc động cơ đạt đợc những yêu cầu cần thiết cho việc thiết kế Ta cầnxác định đợc công suất yêu cầu trên trục của động cơ Pyc

P yc=P td=βìP ct

Ghi chú:

+ Pct là công suất làm việc trên trục công tác.

+ η là hiệu suất truyền động của toàn bộ cơ cấu.

η=0,994ì0,972ì1ì0,96=0,868

- Thay các giá trị β=0,955 ; Pct=2,7 ; η=0,868 vào (1.1) ta tính đợc

công suất yêu cầu của động cơ là

Pyc= Ptd= 0 ,955ì2,7

2 Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ.

- Do cơ cấu dùng để biến đổi tỉ số truyền giữa động cơ với xích tải gồm có bộ

truyền xích và hộp giảm tốc Tra bảng 2.4[1] ta sẽ chọn tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống

để có thể đáp ứng đợc nhu cầu của các bộ phận làm việc

Vận tốcquay

Khối l-ợng(kg)

kW

M

ã lực

50Hz

60HzK1

12M4

3,0

4,0

1445

1732

82,0

0,83

5,9

2,0

41

II PHÂN PhốI Tỷ Số TRUYềN.

- Ta đã biết rằng tỉ số truyền của toàn bộ cơ cấu:

: Tỉ số truyền ngoài của bộ truyền xích

- Mặt khác tỷ số truyền thực của toàn bộ cơ cấu đợc xác định nh sau:

: Tỉ số truyền của cấp nhanh

+ u2 : Tỉ số truyền của cấp chậm

- Việc phân phối tỉ số truyền trong hộp giảm tốc cần thoả mãn nhiều yêu cầukhác nhau nh:

+ Phân phối theo yêu cầu gia công vỏ hộp

+ Phân phối theo yêu cầu bôi trơn

+ Phân phối theo yêu cầu gọn nhẹ

- Để có thể phân phối tỉ số truyền đồng thời thoả mãn các yêu cầu trên ta Tra

I TíNH toán thiết kế bộ truyền trong hộp giảm tốc.

- Do bộ truyền trong của hộp giảm tốc đều là các cặp bánh răng ăn khớp vớinhau trong điều kiện che kín và đợc bôi trơn đầy đủ, do đó dạng hỏng chính mà bộtruyền thờng gặp phải là tróc mỏi bề mặt bánh răng ăn khớp làm cho tuổi thọ của cơ cấugiảm xuống rất nhiều Vậy ta phải chọn vật liệu làm bánh răng để xác định giá trị ứngsuất giới hạn [σ H] cho phép Để thiết kế và tính toán ra các thông số hình học của cặp

bánh răng vừa đáp ứng đợc yêu cầu về tỉ số truyền lại để cho ứng suất tiếp xúc sinh ratrong quá trình làm việc trên bề mặt bánh răng trong quá trình ăn khớp là H không đợclớn hơn giá trị [σ H] cho phép.

A Thiết kế cặp bánh bánh răng thẳng ở cấp nhanh.

1.Chọn vật liệu.

- Vật liệu làm bánh răng phải thoả mãn các yêu cầu về độ bền bề mặt để tránhhiện tợng tróc mỏi, mài mòn, dính răng… và độ bền uốn trong quá trình làm việc Do

vậy vật liệu làm bánh răng thờng là thép có chế độ nhiệt luyện hợp lý hoặc đợc làm bằnggang hay các vật liệu kim loại khác

- Theo yêu cầu của đề bài thì bộ truyền bánh răng thẳng phải truyền đợc côngsuất tối đa chính là công suất truyền lớn nhất của trục I là 3 (kw) ứng với chế độ trungbình cho nên vật liệu làm bánh răng thuộc nhóm I có độ cứng đạt HB  350

- Để đảm bảo chỉ tiêu kinh tế ta phải chọn vật liệu và phơng pháp gia công hợp lý

để cho cặp bánh răng có thời gian sử dụng không đợc chênh lệch nhau không quá nhiều

- Căn cứ vào các tiêu chuẩn đó và Bảng 6.1[1] ta xác định sơ bộ vật liệu làm cặp

Giớihạn bền

σb

(MPa)

Giớihạn chảy

σch

(MPa)4

Giớihạn bền

σb

(MPa)

Giớihạn chảy

σch

(MPa)4

Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép

-ứng suất tiếp xúc cho phép đợc xác định theo công thức sau

+ Ti : là mômen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét

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

+ ti : là tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét

- Vậy với bánh lớn (lắp với trụcII) ta có:

Ta lại có : N HE1 = N HE2 U 1 ¿ } ¿¿ → K HL =1 ¿

- Thay số vào ta sẽ xác định đợc ứng suất cho phép của bánh răng nh sau:

Xác định ứng suất uốn cho phép:

-ứng suất uốn cho phép đợc xác định theo công thức sau:

[σ F]=σ F lim0 ìY RìY SìK XFìK FCìK FL

S F

Ghi chú:

+ σ0Flim : là giới hạn bền mỏi uốn ứng với chu kỳ cơ sở.

+ S F : là hệ số an toàn khi tính về uốn ( S F=1,75 ).

+ YS : là hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất.

+ Y R

: là hệ số xét đến độ nhám của mặt lợn chân răng

+ K XF : là hệ số xét đến kích thớc bánh răng ảnh hởng đến độ bền uốn.

+ K FL

: là hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hởng của chu kỳ làm việc

- Trong tính toán sơ bộ lấy YRì YSì KXF=1 khi đó ta có

Suy ra: { σ Flim1 0 =1,8ìHB 1 =1,8ì250=450 ¿¿¿¿

KFC=1 (do đặt tải một phía)

- Hệ số chu kỳ làm việc của bánh răng đợc xác định nh sau:

K FL=6√N FO

N FE

Trong đó:

NFO=4.106

đợc xác định cho mọi loại thép

- Còn số chu kì thay đổi ứng suất tơng đơng N FE đợc xác định nh sau:

+ Ti : là mômen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét

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

+ ti : là tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét

- Vậy với bánh lớn (lắp với trụcII) ta có:

N FE 2=60ì1ì225ì21000ì(167

8+0,8

61

8)=2, 573 108>N FO2=4 106

Ta lại có : N FE1 = N FE2 U 1 ¿ } ¿¿ → K FL =1 ¿

- Thay số vào ta sẽ xác định đợc ứng suất cho phép của bánh răng nh sau:

- Công thức xác định khoảng cách trục a của bộ truyền bánh răng trụ răngthẳng bằng thép ăn khớp ngoài nh sau:

: là mô men xoắn trên trục bánh chủ động (là trục I)

+ [σ H] : là ứng suất tiếp xúc cho phép.

- øng suÊt tiÕp xóc xuÊt hiÖn trªn mÆt r¨ng cña bé truyÒn ph¶i tho¶ m·n ®iÒukiÖn sau ®©y:

- Vậy ta có σ H<[σ H] nên bánh răng thoả mãn điều kiện bền tiếp xúc Tuy

nhiên trong trờng hợp này ta có thể giảm chiều rộng bánh răng thành:

b w=44ì( σ H

[σ H] )2=44ì(436 , 3 457 , 71)2=40

(mm)

6 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 σ F phải nhỏ hơn giá trị ứng suất uấn cho phép [σ F]

TÝnh chÝnh x¸c øng suÊt uèn cho phÐp.

- Ta cã thÓ tÝnh chÝnh x¸c øng suÊt uèn cho phÐp nh sau:

σ F1 =48,9< [ σ F ] 1 =257,14 ¿ } ¿¿¿

 Cặp bánh răng thoả mãn điều kiện độbền uốn

7 Kiểm nghiệm răng về quá tải.

- Để bộ truyền khi quá tải (xảy khi mở máy hoặc hãm máy Lúc đó mômenxoắn tăng đột ngột) không bị biến dạng d, gẫy dòn lớp bề mặt của răng hoặc biến dạng

d, phá hỏng tĩnh mặt lợn chân răng thì ứng suất tiếp xúc cực đại σH max và ứng suất

uốn cực đại σF max luôn luôn phải nhỏ hơn ứng suất quá tải cho phép [ σH]max và[ σF]max



Xác định ứng suất quá tải cho phép.

- ứng suất quá tải cho phép đợc xác định theo công thức sau:

+ Tính ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải: Với bánh răng thờng hoá và tôi cải thiện

Xác định ứng suất quá tải phát sinh khi máy chạy.

- ứng suất quá tải sinh ra khi chạy máy đợc xác định theo công thức sau:

- Đối chiếu (7.4); (7.5); (7.6) với (7.1) và (7.2) ta kết luận cặp bánh răng đã chọn

đảm bảo độ bền quá tải khi làm việc

+ Chiều rộng bánh răng : bw=44 (mm)

+ Số răng của các bánh : Z1=17

; Z2=109(răng)

+ Đờng kính vòng chia : d1=34

; d2=218

(mm)+ Đờng kính vòng lăn : dw 1=34 ; dw 2=218 (mm)

Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép

- ứng suất tiếp xúc cho phép đợc xác định bởi công thức sau:

+ Ti : là mômen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét

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

+ ti : là tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét

- Vậy với bánh lớn (lắp với trụcIII) ta có:

Ta lại có : N HE1 = N HE2 U 1 ¿ } ¿¿ → K HL =1 ¿

- Thay số vào ta sẽ xác định đợc ứng suất cho phép của bánh răng nh sau:

Xác định ứng suất uốn cho phép:

- ứng suất uốn cho phép đợc xác định theo công thức sau:

+ K XF

: là hệ số xét đến kích thớc bánh răng ảnh hởng đến độ bền uốn.+ K FL : là hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hởng của chu kỳ làm việc.

- Trong tính toán sơ bộ lấy YRì YSì KXF=1 khi đó ta có

Suy ra: { σ Flim1 0 =1,8ìHB 1 =1,8ì250=450 ¿¿¿¿

KFC=1 (do đặt tải một phía)

- Hệ số chu kỳ làm việc của bánh răng đợc xác định nh sau:

K FL=6√N FO

N FE

Trong đó:

NFO=4.106 đợc xác định cho mọi loại thép.

- Còn số chu kì thay đổi ứng suất tơng đơng N FE

+ Ti : là mômen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét

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

+ ti : là tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét

- Vậy với bánh lớn (lắp với trụcIII) ta có:

N FE 2=60ì1ì225ì21000ì(167

8+0,8

61

8)=2, 573 108>N FO2=4 106

Ta lại có : N FE1 = N FE2 U 1 ¿ } ¿¿ → K FL =1 ¿

- Thay số vào ta sẽ xác định đợc ứng suất cho phép của bánh răng nh sau:

- Công thức xác định khoảng cách trục aw2 của bộ truyền bánh răng nghiêng

bằng thép xác định từ điều kiện bôi trơn ngâm dầu nh sau:

a w2=cìa w 1

u1

(u1+1 )ì(u2+1)Ghi chú:

5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

- ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thoả mãn điềukiện sau đây:

- Vậy ta có σ H<[σ H] nên bánh răng thoả mãn điều kiện bền tiếp xúc Tuy

nhiên trong trờng hợp này ta có thể giảm chiều rộng bánh răng thành:

b w=32ì( σ H

[σ H] )2=32ì(417450 )2≈28

(mm)

6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.

- Để bảo đảm bánh răng trong quá trình làm việc không bị gãy răng thì ứng suấtuốn tác dụng lên bánh răng F phải nhỏ hơn giá trị ứng suất cho phép [F]

σ F≤[σ F]



Tính ứng suất uốn tác dụng lên bánh răng.

Tính chính xác ứng suất uốn cho phép.

- Ta có thể tính chính xác ứng suất uốn cho phép nh sau:

7 Kiểm nghiệm răng về quá tải.

- Để bộ truyền khi quá tải (xảy khi mở máy hoặc hãm máy Lúc đó mômenxoắn tăng đột ngột) không bị biến dạng d, gẫy dòn lớp bề mặt của răng hoặc biến dạng

d, phá hỏng tĩnh mặt lợn chân răng thì ứng suất tiếp xúc cực đại σH max và ứng suất

uốn cực đại σF max

luôn phải nhỏ hơn ứng suất quá tải cho phép [ σH]max và[ σF]max .



Xác định ứng suất quá tải cho phép.

- ứng suất quá tải cho phép đợc xác định theo công thức sau:

+ Tính ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải: Với bánh răng thờng hoá và tôi cải thiện

Xác định ứng suất quá tải phát sinh khi máy chạy.

- ứng suất quá tải sinh ra khi chạy máy đợc xác định theo công thức sau:

{ σ Hmax = σ H ì √ K qt ¿¿¿¿

(7.3)

- Đối chiếu (7.4); (7.5); (7.6) với (7.1) và (7.2) ta kết luận cặp bánh răng đã chọn

đảm bảo độ bền quá tải khi làm việc

+ Đờng kính vòng chia : d1=67, 7

; d2=252 ,3

(mm)+ Đờng kính vòng lăn : dw 1=67,7 ; dw 2=252,3 (mm)

+ ka : Hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích

+ kdc : Hệ số kể đến ảnh hởng của việc điều chỉnh lực căng xích

+ kbt : Hệ số kể đến ảnh hởng của bôi trơn

+ kd : Hệ số tải trọng động, kể đến tính chất của tải trọng

+ kc : Hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền.

- Các thông số trên đợc tra trong Bảng 5.6[1]

+ k0=1 : Do đờng nối tâm đĩa xích so với đờng nằm ngang là 600

+ ka=1 : Do khoảng cách trục a= ( 30 ữ 50 ) p

+ kdc=1 : Do vị trí trục đợc điều chỉnh bằng một trong các đĩa xích

+ kbt=1,3 : Chế độ bôi trơn đạt yêu cầu

- Khoảng cách trục a=40 p=40ì31,75=1270 (mm)

- Vậy số mắt xích đợc tính theo công thức sau:

(Trong đó [i] là số lần va đập cho phép ta tra Bảng 5.9[1])

- Dễ dàng nhận thấy s> [ s ] =7 do vậy bộ truyền đảm bảo đủ bền

4 Xác định các thông số của đĩa xích và lực tác dụng lên trục.

+ A : Diện tích chiếu của bản lề, tra Bảng 5.12[1] ta đợc A=262 mm2

- Vậy tra Bảng 5.11[1] ta chọn thép C45 tôi cải thiện đạt độ cứng HB200 sẽ đạt

ứng suất tiếp xúc cho phép [σ H]=600

(MPa), đảm bảo độ bền tiếp xúc cho răng đĩa1

- Với cùng vật liệu và phơng pháp nhiệt luyện thì ta cũng có: σ H 2≤[σ H]

1 Chọn vật liệu chế tạo trục.

- Vật liệu dùng để chế tạo trục cần có độ bền cao, ít nhạy cảm với sự tập trungứng suất dễ gia công và có thể nhiệt luyện dễ dàng Cho nên thép cacbon và thép hợpkim là những vật liệu chủ yếu để chế tạo trục Việc lựa chọn thép hợp kim hay thépcacbon tuỳ thuộc điều kiện làm việc trục đó có chịu tải trọng lớn hay không

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

σch

§ébÒn kÐo

σb

§éd·n dµi t¬ng

Tính toán thiết kế hệ dẫn động xích tải

Hình 2



Sơ đồ tính toán khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực.

+ Dấy (+) ứng với trờng hợp từ tiết diện nhỏ lên tiết diện lớn hơn.

+ Dấu (-) ứng với trờng hợp từ tiết diện lớn xuống tiết diện nhỏ hơn

- Do Mômen T có ảnh hởng rất lớn đến khả năng làm việc của trục, vì trục cũng

là bộ trực tiếp tham gia vào quá trình truyền Mômen giữa các trục Do đó giữa đờngkính trục với Mômen T trục đó phải truyền có mối liên hệ bởi công thức

Ghi chú :

+ T : Là mômen xoắn tác dụng lên trục

+ [] : Là ứng suất xoắn cho phép [ τ ] =12 ữ 20 (MPa)

- Vì trong quá trình tính toán trục không xét đến ảnh hởng của ứng suất uốn chonên để bù lại ảnh hởng của ứng suất uốn tới tuổi bền của trục ta phải hạ thấp [] xuống

 Đờng kính ngõng trục vào của hộp giảm tốc.

- Chọn sơ bộ đờng kính trục lắp bánh răng nghiêng chủ động là:

- Chọn sơ bộ đờng kính trục lắp bánh răng nghiêng bị động là:

d3=45 (mm)

 Chọn sơ bộ chiều rộng ổ lăn.

- Căn cứ vào đờng kính của ngõng trục cần lắp ổ lăn, tra Bảng 10.2[1] ta sẽ xác

định đợc gần đúng chiều rộng của ổ lăn cần lắp nh sau:

 Trục trung gian của hộp.

- Do trong hộp giảm tốc phân đôi thì trục trung gian có cấu tạo là phức tạp nhất,quyết định kích thớc của các trục khác khi truyền chuyển động cho nhau nên ảnh hởngtới kích thớc của hộp giảm tốc Do đó khi tính toán kích thớc hình học của các trục thì taphải xác định kích thớc của trục trung gian trớc hết và căn cứ vào đó để định các thông

 Trục vào của hộp.

- Khoảng công xôn tính từ nối trục đàn hồi đến ổ đỡ là:

l C12=0,5(l m 12+b01)+k3+h n=0,5 (55+19)+15+20=72

l12=− lC 12=−72

l11=l21=216

l13=0,5 l11=108

Xác định các lực từ các chi tiết quay tác dụng l ên trục.

- Lực tác dụng khi ăn khớp bánh răng đợc chia làm ba thành phần

Fz 22= Fz 32= Fx23ì tg β=1883,6ìtg 35,66=1351 ,5 (N)

- Lực tác dụng của nối trục đàn hồi là:

F x12=(0,2 ữ 0,3)ì2T1

D t

+ Dt : Đờng kính vòng tròn qua tâm các chốt tra Bảng 16.10a[2].

- Vậy suy ra:

F x12=(0,2 ữ 0,3)ì2ì19827

63 =(125,9 ữ 188,8)Chọn F x12=180

b phần tính toán cụ thể cho từng trục.

1 Đối với trục vào của hộp giảm tốc.