Dựa vào sơ đồ nghiên cứu tính toán và thiết kế hộp giảm tốc và bộ truyền ngoài

Hiện nay có hai loại động cơ điện là động cơ điện một chiều và động cơ xoay chiều. Để thuận tiện phù hợp với lưới điện hiện nay ta chọn động cơ điện xoay chiều .Trong các loại động cơ điện xoay chiều ta chọn loại động cơ ba pha không đồng bộ rôto lồng sóc (ngắn mạch) .Với những ưu điểm :kết cấu đơn giản ,giá thành tương đối hạ ,dễ bảo quản ,làm việc tin cậy ,có thể mắc trực tiếp vào lưới điện ba pha không cần biến đổi dòng điện.

ĐỀ TÀI MÔN HỌC

Tính toán thiết kế hộp giảm tốc và bộ truyền ngoài.Thời gian làm việc Lh =12000h, làm việc 2 ca, công suất P = 6,3 (kW) và vận tốc bộphận công tác v = 121(vg/ph)

Sơ đồ tải trọng và sơ đồ hệ thống như hình vẽ:

Phần 1 : Chọn động cơ điện và phân phối tỉ số truyền

1.1 Xác định công suất cần thiết , Số vòng quay sơ bộ của động cơ điện ,chọn

quy cách động cơ.

1.1.1 Chọn kiểu loại động cơ

Hiện nay có hai loại động cơ điện là động cơ điện một chiều vàđộng cơ xoay chiều Để thuận tiện phù hợp với lưới điện hiện nay tachọn động cơ điện xoay chiều Trong các loại động cơ điện xoaychiều ta chọn loại động cơ ba pha không đồng bộ rôto lồng sóc(ngắn mạch) Với những ưu điểm :kết cấu đơn giản ,giá thành tương

đối hạ ,dễ bảo quản ,làm việc tin cậy ,có thể mắc trực tiếp vào lướiđiện ba pha không cần biến đổi dòng điện.

1.1.2 Xác định công suất của động cơ.

- Công suất cần thiết trên trục động cơ điện được xác định theo công thức:

P ct = P t

❑ (công thức 2.8 trang 19 - {1}) Trong đó: Pct Là công suất cần thiết trên trục động cơ (kW)

P t Là công suất tính toán trên máy trục công tác(kW)

 Là hiệu suất truyền động

- Hiệu suất truyền động theo công thức 2.9 trang 19 - {1}:

 = ol3 12 34 đ kn Theo bảng 2.3 trang 21 - {1} ta chọn:

ol = 0,995 : Là hiệu suất một cặp ổ lăn

12 = 0,95 : Hiệu suất của bộ truyền bánh răng côn

34 = 0,96 : Hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ đ = 0,95 : Hiệu suất bộ truyền đai

Thay vào (1.1) ta được :  = 0,9953 0,95 0,96 0,95 1 ≈0,853

Do làm việc tải trọng thay đổi theo công thức 3.10 trang 89 – {4}:

P t = P t đ = P lv k E Trong đó :

n lv Là số vòng quay của trục máy công tác ở đây là trục

của băng tải quay

u t Là tỷ số truyền của toàn bộ hệ thống

Mặt khác: ut = u12 u34 uđ .u kn

nên n sb = n lv u12 u34 uđ ukn

Theo bảng 2.4 trang 21 – {1} ta chọn:

u12 = 2 Tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng côn

u34 = 4 Tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ

uđ = 3 Tỉ số truyền của bộ truyền đai thang

ukn = 1 Tỉ số truyền của khớp nối

Thay vào (1.2) ta được : n sb = 121 2.4.3 1 = 2904 (v/p)

Kiểu động

cơ

Công suất (kw)

Vận tốc quay,(v/p) cos ❑

(kg)

lực

50Hz

60Hz

7,5

2900

a Kiểm tra điều kiện mở máy.

Khi mở máy mômen tải không được vượt quá mômen khởi động của

T mm

T ≤ T k

T dn Trong đó: T mm – Mômen mở máy của thiết bị dẫn động

T k

T dn = 2,2 (theo bảng 1.1 ở trên) Theo lược đồ phân bố tải trọng tác động như đã cho trong đề bài:

T mm

T =

T

T=1

Vậy động cơ thỏa mãn điều kiện mở máy

b Kiểm nghiệm động cơ theo các điều kiện làm việc.

T maxqt đ c ≤[T đ c] ; [T đ c] ¿ 2 T

T¿ 9550

2900 5,5 = 18,11 (Nm) [T đ c] = 0,853 2 18,11 = 30,896 (Nm)

Có kết quả: T maxqt đ c=K qt T c ả n=9550 P lv.1

n đ c .

T maxqt đ c= ¿ 9550 6,3.1

2900.0,853 =24,32 (Nm) Theo số liệu động cơ đã chọn , ta có :[T đ c] 30,896 (Nm)

So sánh kết quả: Vậy [T đ c] 30,896 (Nm) > T maxqt đ c = 24,32 (Nm)

1.2 Phân phối tỉ số truyền

* Xác định tỷ số truyền u t của hệ thống dẫn động

ut = n đ c

n lv

Trong đó: n dc Là số vòng quay của động cơ

n lv Là số vòng quay của trục băng tải

u12 Tỉ số truyền bộ truyền bánh răng côn

u34 Tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ

Theo công thức 3.17 trang 45 – {1} ta có:

 ❑K = 2,25 ❑bd 2 .[K02]

(1−K be) K be .[K01]

 ❑K = 2,25 1,2

(1−0,3) 0,3 = 12,87  ❑K c3K = 12,87 1,13 = 17,12

Theo hình 3.21 trang 45 – {1}, với u h = 8,56 tìm được u12= 2,7 ,do đó tỉ

số truyền của cặp bánh răng trụ cấp chậm sẽ là :

u34 ¿ u h

u12=

8,56 2,7 ¿3,17

Kiểm tra lại: u kt= u12 u34 u ng = 2,7 2,8 3,17 = 23,965

- Trục III : n III = n II

u34 = 383,63,17 = 121 (v/p)

1.3.2 Tính công suất trên các trục.

Gọi công suất các trục I , II , III lần lượt là P I , P II , P III , có kết quả:

- Công suất danh nghĩa trên trục III :

Bảng 1-2 : Bảng số liệu động học và động lực học trên các trục của hệ thống dẫn động

Phần 2 : Tính toán thiết kế các bộ truyền

2.1 Thiết kế bộ truyền đai.

2.1.1 Chọn loại đai và tiết diện đai

Ở đây ta chọn loại đai vải cao su vì đai vải cao su gồm nhiều lớpvải và

cao su có độ bền mòn cao, đàn hồi tốt, ít bị ảnh hưởng bởi sự thay đổicủa

nhiệt độ và độ ẩm và thường được sử dụng rộng rãi Dựa vào đặcđiểm công

suất của cơ cấu , P đ c = 7,42(kW) Tra bảng 5.13 trang 93 – {3} tachọn loại đai

Chọn đường kính bánh đai nhỏ : d1 = 1,2 d min = 1,2 100 = 120 (mm)

theo tiêu chuẩn ta chọn d1 = 125 (mm) ( bảng 5.15 trang 93 – {3} )

Vận tốc đai : v = π d1.n1

60000 ( công thức 5.18 trang 93 –{2})

= 125 (1−0,01)360 = 2,9

Sai số của tỉ số truyền : u = |u tt u−u đ|

= |2,9−2,8|

2,8 100% = 3,57% <5% Vậy thỏa món điều kiện Ta có thể giữ nguyên các thông số đã chọn

c Khoảng cỏch trục A và chiều dài đai L.

Theo bảng 4.13 trang 59 – {1} ,ta chọn : l = 2000 (mm)

Số vũng chạy của đai : i = v L= 18,972000 = 9,49

Vậy i =9,49 < i max = 10 ,thỏa món điều kiện

- Khoảng cỏch trục theo chiều dài tiờu chuẩn :

a = 2 L−π (d2+d1)+ √ ¿ ¿ ¿ ¿

Trong đó :

- P đ c= 7,42 (kW) - Công suất trên trục bánh đai chủ động

- K đ Hệ số tải trọng động ứng với trường hợp tải trọng dao động nhẹ

K đ =1,1 do làm việc 2 ca nên K đ =1,2 (bảng 4.7 trang 55 – {1})

- [P0] = 3,08 (kw) Công suất cho phép (bảng 4.19 trang 62 –{1})

- C α Hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm α1

Do α1 = 155,19 0

(150 …180) Nên C α = 1 – 0,0025.(180 - α1) = 0,93

- C l Hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai :

Thay các giá trị vào công thức ta có :

z = 3,08.0,93 1,04 1,135 0,957,42 1,2 = 2,748 (đai)

Lấy z = 3

e Chiều rộng bánh đai và đường kính bánh đai.

B = ( z – 1) t + 2.e (công thức 4.17 trang 63 – {1}) Trong đó : z = 3 ; t = 15; e = 10 (bảng 4.21 trang 63 – {1}) Thay số : B = 50 (mm)

- Đường kính ngoài của bánh đai :

+ Bánh dẫn :

d a 1 = d1 + 2 h0 = 131,6 (mm) (công thức 4.18 trang 63 – {1}) + Bánh bị dẫn :

Trong đó : q m = 0,105 (kg/m) (bảng 4.22 trang 64 – {1})  F v = 0,105 18,97 2 = 37,785 (N)

b Xác định lực căng ban đầu.

F0 = 780 P1 K đ

v C α z + F v (công thức 4.19 trang 63 – {1}) = 780 7,42 1,2 18,97 0,93 3 + 37,785 = 169 (N)

Lực căng dây mỗi đai là : F0

Lực vòng trên mỗi dây đai 130,38 (N)

e Ứng suất lớn nhất trong dây đai.

σ max = σ1 + σ v + σ u1 (công thức 4.28 trang 138 – {4})

f Tuổi thọ của đai.

Xác định theo công thức 4.37 trang 146 – {4}:

được thường hóa hoặc tôi cải thiện Nhờ có độ rắn thấp nên có thể cắt răng chính

xác sau khi nhiệt luyện, đồng thời bộ truyền có khả năng chạy mòn Theo bảng 6.1 trang 92 – {1} ta chọn :

theo công thức 6.1 và 6.2 trang 91 – {1}.

[σ H] = σ0Hlim

S H Z R Z v K xH K HL

[σ F] = σ0Flim

S F Y R .Y s K xF K FC K FL Trong đó :

Z R- Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc

Z v - Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng

K xH- Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng

Y R- Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng

Y s- Hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất

K xF- Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn

Trong thiết kế sơ bộ lấy : Z R Z v K xH = 1 và Y R .Y s K xF = 1 , do đó các

công thức (3.1) và (3.2) trở thành :

[σ H] = σ0Hlim

S H K HL [σ F] = σ Flim

0 K FC K FL

truyền quay một chiều).

K HL, K FL- Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ vàchế độ tải

trọng của bộ truyền, được xác định theo công thức 6.3 và 6.4 trang 93 – {1} :

m H , m F – Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn

N FO – số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn

N FO = 4 10 6 đối với tất cả loại thép

N HE và N FE - số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương Khi bộ truyền làm việc

với tải trọng thay đổi nhiều bậc thì N HE và N FE được tính theo công

N FE 1 = 60 1 1035,7 (1 6 0,2 + 0,6 6 0,4 + 0,4 6.0,4) 12000

= 1,64 10 8

N FE 2 = 60 1 383,6 (16 0,2 + 0,66.0,4 + 0,46.0,4) 12000

= 6,08 10 7

Vậy : N HE 1 > N HO 1 , N HE 2 >N HO 2 và N FE 1 > N FO 1 , N FE 2 >N FO 2 Nên ta lấy : N HE = N HO , N FE = N FO

Khi đó ta có kết quả : K HL= 1 và K FL= 1 (đường cong mỏi gần đúng làđường

thẳng song song với trục hoành :tức là trên khoảng này giới hạn tiếp xúc và giới hạn

uốn là không thay đổi)

Vậy ta có kết quả :

[σ H 1] = 570.11,1 = 518,181 (MPa)

[σ H 2] = 550.11,1 = 500 (MPa)

[σ F 1] = 450 1.11,75 = 257,14 (MPa) [σ F 2] = 432.1 11,75 = 246,86 (MPa)

Với bộ truyền bánh răng côn – răng thẳng, ứng suất tiếp xúc cho phép khi tính toán

chọn theo giá trị nhỏ nhất từ hai giá trị [σ H 1] và [σ H 2] , do đó

[σ H] = [σ H 2] = 500 (MPa)

* Ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép khi quá tải, được xác định

2.2.3.Tính bộ truyền bánh răng côn.

Với tỉ số truyền u12 = 2,7 nên chọn bánh răng côn – răng thẳng để thuận lợi cho

việc chế tạo sau này

1 Xác định chiều dài côn ngoài.

Chiều dài côn ngoài của bánh răng côn chủ động được xác định theo độ bền

tiếp xúc.Theo công thức thiết kế 6.52a trang 112 – {1} :

R e = K R √u12 + 1 3

(1−K be) K be u12.[σ H]2 Trong đó :

K R = 0,5K đ – hệ số phụ thuộc vào vật liệu làm bánh răng và loại răng.

Với truyền động bánh răng côn – răng thẳng bằng thép :

K đ = 100 MPa1 /3  K R = 0,5 100 = 50 MPa1 /3

K be – hệ số chiều rộng vành răng :

K be = R b

e = 0,25…0,3 Chọn K be = 0,3 vì u12 = 2,7 < 3

Theo bảng 6.21 trang 113 – {1} K be u12

2−K be = 0,3 2,72−0,3 = 0,476 Theo bảng 6.21 trang 113 – {1} , chọn K Hβ = 1,08 do trục bánh răng côn

Lắp trên ổ đũa , sơ đồ I , HB 350

T1 = 64637,9 (Nmm) Mômen xoắn trên trục bánh chủ động

[σ H] = 500 (MPa) - ứng suất tiếp xúc cho phép

d e 1 = K đ 3

(1−K be) K be u12.[σ H]2

= 100 3

√(1−0,3) 0,3 2,7 500 64637,9 1,08 2

= 79 (mm) Theo bảng 6.22 trang 114 – {1} , tìm được z 1 p = 21 với HB

Theo công thức 6.56 trang 115 – {1}, tính lại m tm

3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng côn phải thỏa mãn điều kiện :

σ H = Z M Z H Z ε √2 T1 K H .√u122 +1

0,85 b d m12.u12 [σ H] ( công thức 6.58 trang 115 – {1})

Trong đó :

- Z M = 274 MPa1 /3 , hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng

ăn

khớp Theo bảng 6.5 trang 96 – {1}

- Z H, hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc , theo bảng 6.12 trang 106 - {1}

K Hβ – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng,

theo bảng 6.21 trang 113 – {1} ,chọn K Hβ =1,08

K Hα – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng ăn khớp

đồng thời, với bánh răng côn – răng thẳng K Hα = 1

K Hv - hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp :

K Hv = 1 + v H b d m 1

2 K Hβ K Hα T1 (công thức 6.63 trang 116 – {1})

Trong đó : v H = δ H g0 v √d m 1 (u12+1)

u12

(công thức 6.64 trang 116 – {1})

v = π n1 d m 1

60000 (công thức 6.62 trang 116 – {1})

= 3,14 1035,7 70,12560000 = 3,8 (m/s)

δ H = 0,006 - bảng 6.15 trang 107 – {1}

g0 = 56 - bảng 6.16 trang 107 – {1}

b – chiều rộng vành răng, b = K be R e = 0,3 118,65 = 35,6 (mm)

Lấy b = 35 (mm)

 v H = 0,006.56 3,8 √70,125 (2,7+ 1)2,7 = 12,52 (m/s)

K Hv = 1 + 2 1,08 1 64637,9 12,52 35 70,125 = 1,22

 K H = 1,08 1 1,22 = 1,318

[σ H] – ứng suất tiếp xúc cho phép, [σ H] = 500 MPa

Thay các giá trị vừa tính được vào:

σ H = 274 1,76 0,867 √2 64637,9 1,318 √2,7 2

+ 1

0,85.35 70,1252 2,7 = 464,1 (MPa) Theo (2.1) và (2.2a) ,[σ H] = Z R Z v K xH

Trong đó : v<5 (m/s) lấy Z v= 1 ; với R a= 1,25μm…0,63μm → Z R

= 1

d a< 700 (mm) Z R= 1

 [σ H] = 500 1 1 1 = 500 (MPa)

Vậy : σ H < [σ H]  thỏa mãn điều kiện độ bền mỏi tiếp xúc

4 Kiểm tra răng về độ bền uốn.

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất sinh ra tại chân răng khôngđược vượt

quá một giá trị cho phép.

σ F 1 = 2 T1 K F .Y ε .Y β .Y F 1

0,85 b m nm d m 1 ≤ [σ F 1] (công thức 6.65 trang 116 – {1})

σ F 2 = σ F 1 Y F 2

Y F 1 ≤[σ F 2] (công thức 6.66 trang 116 –{1})

Trong đó :

T1 – mômen xoắn trên bánh chủ động , T1 = 64637,9 (Nmm)

m nm - môđum pháp trung bình, với bánh côn răng thẳng

z vn2 = z2

cosδ2 = 89

cos 69,8 0 = 257,75 Theo bảng 6.18 trang 109 – {1}, ta có : Y F 1= 3,7 ;Y F 2= 3,6

Y ε = ε1

α – hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, có ε α = 1,747  Y ε = 1,7471 = 0,572

K F – hệ số tải trọng khi tính về uốn

ăn khớp, với bánh răng côn răng thẳng K Fα = 1

K Fv – hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, được xác định

theo công thức 6.68 trang 117 – {1} :

K Fv = 1 + v F b d m 1

2 K Fβ K Fα T1 Với v F = δ F g0 v √d m 1 (u12+1)

u12

δ F - hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp, theo bảng 6.15 trang 107 – {1}

σ F 1 = 2 64637,9 1,783 0,572 1 3,7 0,85 35 2,035 70,125 = 114,9 (MPa)

σ F 2 = 114,9 3,63,7 = 111,8 (MPa)

Ta thấy : σ F 1 = 114,9 (MPa) < [σ F 1] = 257,14 (MPa)

σ F 2 = 111,8 (MPa) < [σ F 2] = 246,86 (MPa)

Vậy điều kiện mỏi uốn được đảm bảo.

5 Kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải.

Khi làm việc răng có thể bị quá tải (lúc mở máy và hãm máy ) với

hệ số

quá tải K qt = T max

T Có thể lấy K qt = 1 Trong đó : T – mômen xoắn danh nghĩa

T max – mômen xoắn quá tải

Vì vậy , khi kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại

(T¿¿Hmax)¿và ứng suất uốn cực đại ¿) Để tránh biến dạng dư hay gãy dòn

lớp bề mặt, hay phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng Ta sử dụng công thức 6.48 và

6.49 trang 110 – {1} :

σ Hmax = σ H √K qt

σ Fmax = σ F K qt

Trong đó :

σ H - ứng suất tiếp xúc, σ H= 464,1 (MPa)

σ F - ứng suất uốn , đã được tính ở trên

Với : σ F 1 = 114,9 (MPa) ; σ F 2 = 111,8 (MPa)

[σ H]max - ứng suất tiếp xúc cực đại cho phép đã được tính theo côngthức

(3.8) ,với [σ H 1]max = 1624 (MPa) ; [σ H 2]max = 1260 (MPa)

[σ F]max - ứng suất uốn cực đại cho phép đã được tính với : [σ F 1]max = 464 (MPa) ; [σ F 2]max = 360(MPa)

σ Hmax = 464,1 (MPa) < [σ H 2]max =1260(MPa)

σ F 1 max = 114,9 (MPa) < [σ F 1]max = 464,1 (MPa)

σ F 2 max = 111,8 (MPa) < [σ F 2]max = 360 (MPa)

Vậy răng đảm bảo độ bền uốn và độ bền tiếp xúc khi quá tải

6 Các thông số và kich thước bộ truyền bánh răng côn.

- Chiều dài côn ngoài : R e = 118,65 (mm)

- Môđum vòng ngoài : m te = 2,5 (mm)

- Chiều rộng vành răng : b = 35 (mm)

* Theo bảng 6.19 trang 111 – {1} ta tính được :

- Đường kính chia ngoài :

d e 1 = m te z1 = 2,5 33 = 82,5 (mm)

d e 2 = m te z2 = 2,5 89 = 222,5 (mm)

- Góc côn chia :

δ1 = 20,2 0 ; δ2 = 69,8 0

- Chiều cao răng ngoài : h e = 2h te m te + c

với h te = cosβ = cos(0) = 1 ; c = 0,2.m te

 h e = 2.1 2,5 + 0,2 2,5 = 5,5 (mm)

- Đường kính trung bình : d m 1 = 70,125 (mm)

d m 2 = ( 1 - 0,5 b R

e ) d e 2 = ( 1 - 0,5 35118,65 ) 222,5 = 189,68 (mm)

- Chiều cao đầu răng ngoài :

h ae1 = ( h te + x n 1.cos β ) m te ; h ae2 = 2h te.m te - h ae1

Trong đó :