Thiết kế hệ dẫn động hộp giảm tốc 2 câp phân đôi cấp chậm và bộ truyền xích p=3,42kw,n3=130 vòng trên phút, t = 251238,46nmm

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ1... Các thông số Bộ truyền bánh răng... Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực.

PHẦN I TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ

1 chọn động cơ điện và phân phối tỷ số truyền

1.1Công suất cần thiết:

Gọi công suất tính toán trên trục máy công tác

Công suất trên trục động cơ được tính theo công thức:

Pct=P t β

η (kw) Trong đó:

- β là hệ số đẳng trị

β =√ ∑¿ ¿ ¿ = √1 2 3,4

8 +0,8

2 4

8 = 0,863

- η là Hiệu suất trên các bộ truyền

Theo công thức (2.9) và tra theo bảng 2.3 ta có:

η=η k η ol3 η br2.η X= 0,99.0,99 3 0,972 0,93 = 0,84

Với η k- hiệu suất nối trục di động;η ol- hiệu suất 1 cặp ổ lăn; η br- hiệu suất 1 cặp bánhrăng trong hộp giảm tốc ;η X- hiệu suất bộ truyền xích;η 0 t- hiệu suất của 1 cặp ổ trượt

Từ bảng 2.4 chọn tỷ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng cấp 2: U h=20 ,

U X=4 do đó số vòng quay sơ bộ của động cơ theo công thức (2.18)

T k

T dn = 2 ; T max

T dn = 2,2+ Kiểm tra điều kiện mở máy:

T mm

T =1,5<

T k

T dn = 2

+ Kiểm tra điều kiện quá tải:

T mm

T =1,5<

T max

T dn = 2,2Kiểu động

cơ

Công suất( kW )

Vận tốc quay ( vg ph)

1.4 Phân phối tỷ số truyền:

Theo công thức ( 3.23) tính tỷ số truyền của hệ dẫn động

U c=n đc

n lv = 33,542880 = 85,87

Mặt khác U c=U h U X → U h=U c

U X =85,874 = 21,47 Mắt khác : tra bảng 3.1 : thỏa mãn 3 điều kiện là khối lượng nhỏ nhất ; momen quán tính thu gọn nhỏ nhất và thể tích các bánh lớn nhúng trong dầu là ít nhất do hộp giảm tốc phân đôi có

U h= ¿22 → chọn U1= ¿ 6,07 và U2= ¿3,63

1.5 Xác định công suất ,momen , số vòng quay trên các trục:

Dựa vào công suất làm việc P lv= P t và sơ đồ hệ dẫn động ta có

Ta có bảng thông số sau:

Số vòng quay v , (

71656,2 (Nmm)

251238,46 (Nmm)

Phần 2: Tính toán bộ truyền xích

Các thông số đã có

P3=3,42(kw)n3=130(vg ph)T3=251238,46(Nmm) 1.

1.Chọn loại xích:

Vì tải trọng nhỏ , vận tốc thấp ,dùng xích con lăn

2 Xác định thông số của xích và bộ truyền :

- Theo bảng 5.4 , với U X=4 , chọn số răng đĩa xích nhỏ z1= 23 , do đó số răng đĩa xích lớn z2=z1 U X= 23.4 = 92 , z2= 92 ¿z max= 120

- Theo công thức (5.3) , công suất tính toán:

k a: hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích k a=1

k đc:hệ số kể đến việc điều chỉnh lực căng xích k đc=1 ( điều chỉnh một trong các đĩa xích)

k đ: hệ số tải trọng động k đ = 1( tải trọng êm)

k bt:hệ số kể đến việc bôi trơn k bt= 1,3 ( môi trường làm việc có bụi , bôi trơn đạt yêu cầu)

k c: hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền k c= 1,25 ( làm việc 2 ca)Như vậy ta có

P t=P.k.k z k n=3,42 1,08 1,5 1.625 = 9 (kW)

Tra bảng 5.5 với n03= 200 (vg ph) và P t= 9 (kW) ta chọn bộ truyền xích 1 dãy có bước xích p = 25,4 (mm) thỏa mãn điều kiện bền mòn:

P t ¿[P] = 11 (kW)

đồng thời nhỏ hơn bước xích cho phép bảng 5.8 : p ¿p max

Khoảng cách trục sơ bộ a = 40p =40.25,4 = 1016 mm

Theo công thức (5.12) số mắt xích

Lấy số mắt xích chẵn x = 140 tính lại khoảng cách trục theo công thức (5.13)

] ) (

2 )]

( 5 , 0 [ ) (

5 , 0 [ 25

,

1 2 1

2



Z Z Z

Z x

Z Z x

Để đảm bảo xích không chịu lực căng quá lớn khoảng cách trục a cần phải tăng một lượng : a = (0,002 0,004)a = 2,02 4,04 (mm)  chọn a = 3 (mm)Vậy khoảng cách trục : a = 1010 + 3 = 1013 (mm)

Số lần va đập của xích theo 5.14 :

theo bảng 5.9[I]

3 Kiểm nghiệm xích về độ bền

Hệ số an toàn của xích : (K d F t F o F v)

Q S







Trong đó : Q là tải trọng phá hỏng (N), tra bảng 5.2, ta có :

Q = 56,7 (kN), khối lượng 1m xích ql=2,6 kg

Kđ là hệ số tải trọng động, khi

1,5

mm dn

T

T   Kđ = 1,2 Chế độ làm việc trung bình

Ft là lực vòng (N) : Ft = v

P

1000

Fv là lực căng do lực li tâm sinh ra (N) : Fv = q.v2

Tra bảng 5.2[I] ,ta có khối lượng 1 mét xích : q = 2,6 (kg)

 Fv = 3,42.1,272 = 5,5 (N)

Fo là lực căng do trọng lượng nhánh xích động sinh ra (N) : Fo = 9,81.kf.q.a

kf = 2 ( bộ truyền nghiêng một góc  = 60 0

Tra bảng 5.10, ta có với n  200 (vòng/phút) thì [S] = 8,2

Vậy S = 17,24 > 8,2 = [S]  bộ truyền xích làm việc an toàn

4 Các thông số của đĩa xích

Đường kính vòng chia đĩa xích được tính theo công thức :

1

1

25, 4

186,5 sin sin

2

25, 4

743,9 sin sin

5 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích

Áp dụng công thức 5.18 : H1  0, 47 K F K r t đ F vđE AK\ ( đ) H

Trong đó : Fvđ là lực va đập trên 1 dãy xích : Fvđ = 13.10-7.n3.p3.m

( m là số dãy xích )

 Fvđ = 13.10-7.130.25,43.1 = 2,77 (N)

Kđ là hệ số tải trọng động : Kđ = 1,35 (tải trọng va đập )

Kr là hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích ,

 Khi Z1 = 23 sử dụng phương pháp nội suy ta có Kr = 0,417

Đĩa xích và dây xích cùng làm bằng thép 45  E = 2,1.105 (MPa)

A là diện tích chiếu của bản lề, tra bảng 5.12, ta có : A = 180 (mm2)

Khi bộ truyền nằm nhiêng một góc  > 40o  Kx = 1,05

III Thiết kế bộ truyền trong hộp

1.1.Chọn vật liệu

a) Theo bảng 6.1/92 chọn:

- Bánh nhỏ : thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241-285, giới hạn bền

MPa

b1  850

 , giới hạn chảy ch1  580MPa

- Bánh lớn : thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192-240 , có giới

hạn bền b2  750MPa,giới hạn chảy ch2  450MPa

b) Phân phối tỉ số truyền: Uh= 22 Trong đó U1= 6,07 , U2= 3,63

1.2.Xác định ứng suất cho phép

*) ứng suất tiếp xúc cho phép

Sơ bộ ta có [ H] H0 K HL /S H

lim



Trong đó 0Hlim : là ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở

Lấy độ rắn bánh răng nhỏ HB1=245, bánh lớn HB2=230 khi đó ta có:

560 70 245 2 70

-SH : Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc SH1=SH2=1,1

Theo 6.5 NHO : số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc

NHO=30HB2,4

Do đó NHO1=30.2452,4=1,6.107 , NHO2=30.2302,4=1,39.107

- Số chu kì ứng suất tương đương

1Với c : số lần ăn khớp trong một vòng quay ,lấy c=1

Số vòng quay bánh nhỏ : n1=2880 (v/ph),bánh lớn n2=474,46(v/ph)

-Với cấp nhanh sử dụng răng thẳng ta có:

Ta thấy NHE1>NHO1 ; NHE2>NHO2 do đó ta chọn KHL1=KHL2=1

Ta tính được Hlim 1  H0lim 1.K HL1 560.1560(MPa)

530 1 530

0

2 lim

.

530

]

-Với cấp nhanh sử dụng răng thẳng ta có:

Ứng suất tiếp súc cho phép: [H]min{[H1],[H2]}481,82(MPa)

Với cấp chậm sử dụng răng nghiêng:

Theo 6.7 N HE  c T i T 3n i t i

max ) / ( 60

Cấp chậm sử dụng răng nghiêng:

Ứng suất tiếp súc cho phép:

*) ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải theo 6.13

Bánh răng lớn : H2max  2,8 ch1  2,8.450 1260(  Mpa)

Bánh răng nhỏ : H1max  2,8 ch1  2,8.580 1624(  Mpa)

*) ứng suất uốn cho phép

Sơ bộ ta có: [ F] F0 K FC K FL /S F

SF: hệ số an toàn khi tính về uốn SF1=SF2=1,75

Theo 6.7 NFE : Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương của bánh răng trụ răng thẳng : Ta có

i i

m i

T

T c

Ta thấy NFE1>NFO , NFE2>NFO (N Fo 4.10 6 ), ta lấy KFL1=KFL2=1

Bộ truyền quay một chiều, lấy giới hạn bền uốn KFC=1

Vậy ứng suất uốn cho phép : F  0FLim.K K Fc. FL /S F

252 75

,

1

1 1

57 , 236 75

,

1

1 1

1.3.Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng:

a.Khoảng cách sơ bộ trục :

3

1 2

1 1

1

] [ ) 1 (

ba H

H a

w

u

K T u

Theo bảng 6.6/97 [I] chọn ba 0,3;

Theo bảng 6.5/96 [I] ta chọn Ka=49,5 ( răng thẳng)

b.Xác định các thông số ăn khớp

Chọn môđun pháp theo công thức:

0, 01 0, 02 w1 1,1 2, 2

Chọn môđun theo bảng 6.8/99 :m = 2

Số bánh răng nhỏ 1: răng

Do đó ta không cần dịch chỉnh

Góc ăn khớp 6.27 cos tw Z m t .cos 20 / (20 aw ) 113.2.cos 20 / 2.113  0    200Suy ra tw  200

c.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc H

Theo bảng 6.5 Z m 274Pa1/3 hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng.

H

Z hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

0 w

Với bánh răng thẳng Z  4  / 3 4 1,647 / 3 0,885  

Trong đó:   1,88 3, 2 1/   z1  1/z2cos   1,88 3, 2 1/16 1/ 97    cos0=1,647

đường kính vòng lăn bánh nhỏ

w1 2 w1 / m 1 2.113 / 6,07 1 31,97

Với tỉ số truyên thực u m  97 /16 6,06  ;

Chiều rộng vành răng: bw1  ba.aw1  0,3.113 33,9 

Vận tốc vành răng: v d nw1 1 / 60000   31,97.2880 / 60000 4,8  m/s

Theo bảng 6.13/106 chọn cấp chính xác 7, K H 1 (bánh răng thẳng); theo bảng 6.15,6.16 ta có  H 0,006,g0  47

Suy ra v H  H g v a0 w /u  0,006.47.4,8 113 / 6,06 5,845  mm

Ta có

w w1 1

5,845.31,97.33,9

H Hv

H H

v b d K

*) Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:

Ta có hệ số ảnh hưởng của vận tốc vòng: với v = 4,8 ¿ 5 m/s,

Do đó ta thấy H [H]' nên bánh răng thoả mãm đk bền tiếp xúc

d Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

) /(

Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Y 1/  1/1,647 0, 607

Với bánh răng thẳng ta có Y 1

Vậy F1 [F1],F2 [F2] đảm bảo đủ đk bền uốn

e Kiểm nghiệm về quá tải:

f Các thông số của bộ truyền:

- Khoảng cách trục: aW1  113 (mm)

- Môđun pháp : m = 2 (mm)

- Chiều rộng vành răng b W1 33,9(mm)

- Tỉ số truyền: u1 = 6,06

- Số răng: z1 = 16 ; z2= 97

- Hệ số dịch chỉnh : x1 = 0 ; x2 = 0

Theo bảng 6.11/104 ta có:

+ Đường kính vòng chia:

Từ các số liệu trên ta có bảng:thông số và kích thước bộ truyền:

Chiều rộng vành răng b w1 33,9

mm

Hệ số dịch chỉnh x1 x2  0

Đường kính chia d1  32,d2  194 mmĐường kính đỉnh răng da1  36,d a2  198 mmĐường kính đáy răng df1 27,d f2  189 mm

1.4.Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng:

a.Khoảng cách sơ bộ trục :

3

2 2

2 2

2

] [ ) 1 (

ba H

H a

w

u

K T u

Theo bảng 6.6/97 chọn ba 0,3

Theo bảng 6.5/96 ta chọn Ka=43( răng nghiêng)

 bd  0,53 bau2  1 0,53.0,3 3, 63 1    0,736

b Xác định các thông số ăn khớp:

-Chọn môđun pháp theo công thức

0, 01 0,02 w 2 1,31 2, 62 ( )

Chọn môđun theo bảng 6.8/99 : m  n 2

Chọn sơ bộ góc nghiêng:  100,cos 0,9848

w2 3

27,86

a c z

m u



Lấy z 3 28răng  z4=3,63.28 = 101,64 răng, chọn z4 = 101 răng

Tỉ số truyền thực

101 3,6 28

Z hệ số hình dạng bề mặt tiếp xúc: Z H  2cos b / sin 2 tw

Trong đó blà góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở

tanb costtan cos20 34' tan14, 20 0 0, 2366 b 13 180 '

với răng nghiêng không dịch chỉnh :

w ar tan tan / cos r tan tan 20 / cos14, 2 20 34'

Do đó Z  H 2 cos13 18'/ sin 2.200 0 1, 74

Ta có hệ số dọc trục  bw2 sin /  m  39,3sin14, 2 / 2.0    1,53 1 

Với bánh răng nghiêng    1 Z  1/   1/1,647 0,779

Trong đó:   1,88 3, 2 1/   z1  1/z2cos   1,88 3, 2 1/ 28 1/101    cos14,2 =1,680Đường kính vòng lăn bánh nhỏ:

dw2  2aw2 /u m 1  2.131/ 3, 63 1    56,587mm

Vận tốc vành răng: v d nw2 2 / 60000   56,587.474, 46 / 60000 1, 405  m/s

Theo bảng 6.13/106 với v=1,405 m/s, chọn cấp chính xác 9, k H 1,13; theo bảng 6.15,6.16 ta có H 0,002;g0 73

Suy ra v H  H g v a0 w /u  0,002.73.1, 405 131/ 3,63 1, 232  m/s

Ta có

w2 w2 ' 2

1, 232.39,3.56,587

H Hv

H H

v b d K

Ta có hệ số ảnh hưởng củavận tốc vòng : với v < 5m/s, Z v 1

Với cấp chính xác động học là 9 ta chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 9, Z R 1

Do đó ta thấy H [H]' thoả mãn đk bền tiếp xúc

d Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

F3 2T2K F YYY F3/(b w2d w2m)

Ta có bd 0, 736 tra bảng 6.7/98 [I] ta có K F 1,10

Với vận tốc v=1,405 m/s ,cấp chính xác 9 tra bảng 6.14/107 ta có K F 1,37

Ta có V F  F .g V a w2 /u m  0,006.73.1, 405 131/ 3,63 3,69 

Trong đó tra bảng 6.15,6.16 ta có F 0,006;g0 73

Hệ số xét đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn:

2 2 2

F w w FV

F F

v b d K

Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Y 1/  1/1,68 0,595

Với bánh răng nghiêng ta có Y  1  /140 1 14, 2 /140 0,898  

Vậy F3 [F3],F4 [F4] t/m điều kiện bền uốn

e Kiểm nghiệm về quá tải

f Các thông số của bộ truyền

- Khoảng cách trục: aw 2  131 mm

- Môđun pháp : m=2 (mm)

- Chiều rộng vành răng b w 2 39,3 mm

- Tỉ số truyền: u2=3,63

- Góc nghiêng răng  14, 20

- Số răng: z3=28 ; z4=101

- Hệ số dịch chỉnh : x1=0 ; x2=0

Theo bảng 6.11/104 [I] ta có:

+ Đường kính vòng chia:

d3 mz / os 3 c   2.28 / os14, 2c 0  57, 76(mm)

0

d m c   c  mm + Đường kính đỉnh răng:

w 2

2532,6 56,587

t

T F d

(N)

F r2 F tg t2 t  2532,6 20 34' 950,3tg 0  (N)

F a F tg t2   2532,6 14, 2tg 0  640,85(N)

Bảng số liệu

Các thông số Bộ truyền bánh răng

2 Xác đ nh s b đ ịnh sơ bộ đường kính trục: ơ bộ đường kính trục: ộ đường kính trục: ường kính trục: ng kính tr c: ục:

- Theo công thức (10.9)/188, đường kính của trục thứ k, k = 1,2,3:

dk =3

0,2.[τ]

Trong đó: dk : Đường kính trục thứ k;

Tk :Momen xoắn trên trục thứ k;

[ ]: ứng suất xoắn cho phép;

Chọn dsb3 = 40, theo bảng 10.2[I] ta có bo3 = 23.

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

Từ bảng 10.3[I] ta chọn:

Chọn lm23 = 40(mm).

*Chiều rộng may ơ bánh răng lớn cấp chậm và chiều rộng may ơ đĩa xích:

lm32 = (1,2…1,5).dsb3 = (1,2 1,5).40 = 48…60 (mm)

Chọn lm32 = 50(mm) và lm33 = 50(mm)

*) Xác định khoảng cách giữa các ổ:

Sơ đồ tính khoảng cách ổ đối với trục I, II, III

Trong đó: k1- Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay.

k2- Khoảng cách từ mặt cạnh ổ đến thành trong của hộp;

k3- Khoảng cách từ mặt cạnh chi tiết quay đến nắp ổ;

hn- Chiều cao lắp ổ và đầu bulông

4 Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục:

Bỏ qua ma sát giữa các răng, bỏ qua trọng lượng bản thân và các chi tiết lắp trên trục thì lực tác dụng lên bộ truyền gồm 3 lực:

Ft: Lực vòng ; Fr: Lực hướng tâm ; Fa : Lực dọc trục

*) Lực tác dụng lên bộ truyền cấp nhanh:

Ft1 = Ft2 =

1 w1

2 2.12302,26

769,631,97

T

Hình 2: sơ đụ̀ phõn bụ́ lực trờn trục I

a Xét trục I: chọn hệ trục tọa độ oxyz , ở trục I có một bánh răng, 2 cặp ổ lăn và 1

khớp nối, ta thu về trọng tâm chi tiết lắp trên trục Chọn chiều quay như hỡnh vẽ tađược

chiều dài trục: l= 255,5 (mm)

lực vòng của bỏnh răng 1;

1 13 w1

769,6 31,97

x

T F

d

Nvới góc β= 0 => Fa = Ft1.tgβ= 0;

11

769, 6.98,5 86, 6.255,5

273 197

x

(N)trị số momen tại một số điểm đặc biệt :

Lấy mô men đối với điểm O ta có :

mX(o) = Fly11.l11 – Fy13.l13 = 0

x

F d



(Nmm)

Hình3: sơ đụ̀ đặt lực và biờ̉u đụ̀ mụmen trờn trục I

a 4 Momen tổng hợp tại một số điểm và đờng kính thực tại đó ;

tra bảng 10.5, với thép 45 có trị số ứng suất cho phép: [σ] = 63 MPa = 63N/mm2

đờng kính trục đợc xác định bởi công thức :