Thiết kế các bộ truyền trong hộp

. thiết kế bộ truyền đai :theo lập luận và chọn bộ truyền đai cho máy thiết kế là bộ truyền đai hình thang

2.4 THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN TRONG HỘP :

2.4.1 Thiết kế bộ truyền đai :

Theo lập luận và chọn bộ truyền đai cho máy thiết kếlà bộ truyền đai hình thang

Để có một bộ truyền đi tối ưu ta thiết kế hai phươngán bằng cách chọn loại đai Xác định chiều dài đai Xácđịnh khoảng các trục Định kích thước bánh đai Xác địnhlực tác dụng

2.4.1.1 Chọn loại đai

Đai hình thang chia làm 7 loại , theo kích thước từ nhỏđến lớn : O, A , , B ,E với kích thước tiết diện đai , chiềudài đai đã được tiêu chuẩn hóa

Sơ đồ tiết diện đai hình thang

Theo công suất

thước tiết diện như sau : (bảng 6.2)

Với F là diện tích mặt cắt ngang của đai

2.4.1.2 Định đường kính bánh đai :

5.14- 6

D1 Γ = 360(mm)

D1 Π = 560(mm)Kiểm nghiệm vận tốc của đai theo điều kiện sau đậy :

) s / m ( 35 30 ( V 1000 60

n D

Ta có :

1000 60

980 360 14 ,

1000 60

980 560 14 ,

Vậy điều kiện được thỏa mãn

Đường kính bánh đai lớn được tính theo công thức

D2 = iđ D1 (1 - ξ) Trong đó :

iđ = 2,5 Tỷ số truyền của bộ truyền đai

ξ = 0,02 Hệ số trượt của đai hình thang Vậy :

Ta có :

Sai số :

% 2

% 100 392

16 , 384 392

% 100 n

n n n

2

/ 2

=

∆

∆n = 2% < 5%

Vậy việc chọn đường kính đai là hợp lý

2.4.1.3 Sơ bộ chọn khoảng cách trục A :

Khoảng cách trục A là một yếu tố quan trọng của bộtruyền đai và phải thỏa mãn điều kiện 5 - 19 - VI

A = 1,1 D2

AΓ= 1,1 D2 = 1,1 900 = 990(mm)

AΠ = 1,1 D2 = 1,1 1400 = 1540(mm) Kiểm nghiệm khoảng cách trục A theo điều kiện (*)

* Đối với đai loại Γ

0,55(360 + 900) + ≤990≤2(360 + 900)

Vậy điều kiện được thỏa mãn

* Đối với đai loại Π

Vậy điều kiện được thỏa mãn

2.4.1.4 Định chính xác chiều dài đai L và khoảng các trục A :

* Chiều dài đai được xác định theo công thức 5 - 1 -VI

A

) D D ( ) D D ( 2 A L

2 1 2 1

+ +

π +

=

Chiều dài đai Γ :

LΓ = 2 990 +

990 4

) 360 900 ( ) 360 900 ( 2

14 ,

LΓ = 4031,8(mm) Chiều dài đai Π :

LΠ = 2 1540 +

1540 4

) 560 1400 ( ) 560 1400 ( 2

14 ,

LΠ = 6271,7(mm) Qui tròn giá trị chiều dài L của đai theo bảng 5 - 12 -VI

LΓ = 4000(mm)

LΠ = 6000(mm) Chiều dài đai chọn phải thỏa mãn điều kiện số vòngchạy của đai trong một giây phải nhỏ hơn 10(m/s) công thứckiểm tra 5 - 20 - VI

) s / m ( 10 U

6

7 ,

Vậy chiều dài đai chọn được thõa mãn

* Khoảng cách trục A được tính chính xác theo chiều dài đaidựa vào công thức 5 - 2 TKTCM :

) D D ( 8 ) D D ( L 2 ) D D ( L 2 A

2 1 2

2 1 2 1

360 900 ( 14 , 3 4000 2 [ ) 360 900 ( 14 , 3 4000

560 1400 ( 14 , 3 6000 2 [ ) 560 1400 ( 14 , 3 6000

.

A = 1398(mm)

2.4.1.5 Xác định và kiểm nghiệm góc ôm

Góc ôm của dây đai xác định theo công thức 53 - VI

2.4.1.6 Xác định số đai cần thiết :

Số đai được xác định theo điều kiện tránh xảy ra trượttrơn giữa đai và bánh đai theo công thức 5 - 22 - VI

F C C C ] P σ [ V

N 1000 Z

V t

[σP]0 Ứng suất có ích cho phép (N/mm2)

Ct Hệ số xét đến ảnh hưởng của tải trọng

Cα Hệ số xét đến ảnh hưởng của góc ôm

CV Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc

Chọn ứng suất tăng ban đầu δ0 = 1,2(N/mm2 ) tra bảng 5

CV = 0,85 theo bảng 5 - 19 -VI

CV = 0,60 theo bảng 5 - 19 -VI

Ct = 0,7 Tra theo bảng 5 - 6 -VI Vậy ta có :

476 85 , 0 89 , 0 7 , 0 72 , 1 5 , 18

75 1000

=

692 6 , 0 92 , 0 7 , 0 72 , 1 7 , 28

75

Chọn :

Z = 10(đai)

Z = 6(đai) Số đai Z không nên lấy quá 8 đai vì càng nhiều đai thì tảitrọng phân bố cho mới đai càng không đề do đó dể gây ratrượt một số đai

2.4.1.7 Xác định các kích thước chủ yếu của bánh đai :

Vật liệu làm bánh đai là gang đúc C

Các kích thước khác tính theo công thức

Chiều rộng đai :

B = (Z - 1)t + 2S (mm) suy ra

B = (10 - 1).37,5 + 2.24 = 385,5(mm)

B = (6 - 1).44,5 + 2.29 = 280,5(mm) Đường kính ngoài của bánh đai :

Đối với đai loại Γ :

Lực căng ban đầu đối với mỗi đai :

S0 Γ = δ0 FΓ = 1,2 476 = 571,2(N) Lực tác dụng lên trục :

RΓ = 3 S0.Zsinα1Г/2 = 3.571,2.10.sin71,14 = 16216(N) Đối với đai loại Π :

S0 Π Д = δ0 FΠ = 1,2.692 = 830,4(N)

RΠ = 3.830,4.6.sin72,9 = 14286(N)

2.4.1.9 So sánh chọn phương án :

Qua các kết quả tính toán ở trên , ta dùng đai loại vìđai có số đai ít hơn , lực tác dụng lên trục nhỏ hơn đai loạituy nhiên bánh đai sẽ lớn hơn Ta dùng đai loại này lắp chobộ truyền của máy thiết kế

2.4.2 Thiết kết bộ truyền bánh răng cấp nhanh :

Bộ truyền này có tỷ số truyền là i = 4,3 , cặp bánhrăng nghiêng

Thiết kế bộ truyền là xác định kích thước chủ yếucủa nó và kiểm tra các điều kiện bền theo điều kiện tải

a Chọn vật liệu chế tạo bánh răng

Giả thiết phôi để làm bánh răng là phôi rèn , có đường

với bánh răng lớn

+ Bánh răng nhỏ :

Dùng thép 45 thường hóa , theo bảng 3 - 8 -VI ta có :

σbk = 580(N/mm2)

σCh = 290(N/mm2)

HB = 200 + Bánh răng lớn :

Dùng thép 35 làm bánh răng lớn :

u = 1 là số lần ăn khớp của một răng khi bánh răng đóquay 1 vòng

lên bộ truyền

Mi là mômen xoắn MI , MII

ni là số vòng quay của trục II = nII = 91 (V/ph)

Ti Tổng số giờ bánh răng làm việc với giả thiết bánhrăng làm việc 5 năm , mỗi năm 300 ngày , mỗi ngày làm việc

2 ca , mỗi ca 7 giờ

T = 5.300.2.7 = 21000giờ

Ta có :

16 15 1 M

M M

M M

max II 2

max I 2

max

= +

Vậy :

N = 60.1.16.91.21000 = 183.107 Suy ra số chu kỳ làm việc của bánh nhỏ là :

Nn = in N = 4,3 183 107 = 786,9.107

Ta có số chu kỳ làm việc của bánh răng nhỏ và bánhrăng lớn của bộ truyền bánh răng cấp nhanh đề lớn hơn sốchu kỳ cơ sở của đường cong mỏi tiết xúc và đường cong mỏiuốn N0 = 107

Nên khi tính ứng suất cho phép của cặp bánh răng này

ta lấy KN/ = KN// = 1

* Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh răng được xác địnhtheo công thức :

[σ]t x = [σ]N0t x.KN/ = [σ]N0t x.KN// = 2,6HB + Ứng suất tiếp xúc cho phép bánh răng nhỏ :

[σ]t x1 = 2,6.200 = 520(N/mm2 + Ứng suất tiếp xúc cho phép bánh răng lớn :

[σ]t x2 = 2,6.HB = 2,6.170 = 442(N/mm2)

* Ứng suất uốn cho phép :

Bộ truyền làm việc một chiều nên các răng trên bánhrăng chỉ làm việc một mặt , vật liệu bánh răng là phôi rèn ,thép thường hóa nên ứng suất uốn cho phép được xác địnhtheo công thức :

[σ]u =

δ

K n

K σ ) 6 , 1 4 , 1 ( nK

K

N 1

1 580 43 , 0 5 ,

=+ Ứng suất uốn cho phép của bánh răng lớn :

8 , 1 5 , 1

1 480 43 , 0 5 , 1

c Sơ bộ chọn hệ số tải trọng K

Có thể chọn sơ bộ K = 1,3÷1,5 Trị số nhỏ dùng cho cácbộ truyền chế tạo bằng vật liệu có khả năng chạy mòncác ổ bố trí đối xứng so với bánh răng hoặc các bộ phậntruyền có vận tốc thấp

d Chọn hệ số chiều rộng bánh răng :

Do bộ truyền bánh răng dùng bánh răng trụ nên hệ sốchiều rộng bánh răng xác định theo công thức :

ΨA = Ab Chọn ΨA = 0,5

e Chọn sơ bộ khoảng cách trục A :

Bộ truyền tải trọng lớn , nên chọn công thức xác địnhkhoảng cách trục A của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêngtheo công thức :

[ ]

3

2

/ A

2

TX

6

n

N K i σ

10 05 , 1 ) 1 i ( A

θ ψ

[σ]TX = [σ]TX2 = 442(N/mm2) Ứng suất tiếp xúc chophép

Vậy :

2 6

392 3 , 1 5 , 0

5 , 70 4 , 1 3 , 4 442 10 05 , 1 ) 1 3 , 4 (

980 270 14 , 3 2 ) 1 ( 1000 60

2 1000

60

+

= +

=

=

i

An n

d

V = 5,23(m/s)Với vận tốc vòng này , ta chọn cấp chính xác chế tạobánh răng theo bảng 3 - 11 - VI là 8

g Định chính xác hệ số tải trọng K và khoảng cách trục A

* Hệ số tải trọng K được xác định theo công thức

K = Ktt + Kđ Trong đó :

Ktt Hệ số tập trung tải trọng

Kđ Hệ số tải trọng động

Ta có chiều rộng bánh răng

b = ΨA A = 0,5 270 = 135(mm) Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ :

) ( 9 , 101 1 3 , 4

270 2 1

32 , 1 9 , 101

Dựa vào HB , V , cấp chính xác Tra bảng 3 - 14 -VI Kđ =1,3

sin

5 , 2

b

m n

≥ β

Vậy : K = 1,23 1,3 = 1,56

* Định lại khoảng cách trục A :

4 , 1

56 , 1

răng (b) và góc nhiêng của răng (β).

* Giá trị môđun pháp xác định theo khoảng cách trục:

mn = (0,01÷0,02)A = (0,01-0,02)280 (3.22 TKCTM)

mn = (2,7÷5,4)Chọn mn = 4

* Trị số góc nghiêng sơ bộ chọn β = 150 β= (8-200)

suy ra cosβ = 0,9660

* Số răng Z :

Số răng bánh nhỏ :

) 1 3 , 4 ( 4

966 , 0 280 2 ) 1 (

cos 2

A Z

n

β

(3.26 TKCTM)

Z1 = 26(răng)Số răng của bánh răng lớn :

Z2 = iZ1 = 4,3 26 = 112 (răng)

976 , 0 4 280 2

) 1112 26 (

2

) (

A

Z Z

4 5 , 2 sin

5 , 2

Vậy điều kiện được thỏa mãn

* Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng :

Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng là kiểm tra ứngsuất sinh ra trong chân răng

Công thức kiểm tra :

u //

2 n

6

n b Z m y

N K 10 1 ,

K = 1,534 Là hệ số tải trọng

N = NI = 70,5 Công suất bộ truyền lấy theo trục I

y Hệ số dạng răng với mỗi bánh răng với mỗibánh răng được chọn theo số vòng tương đường

Vì răng nghiêng

74 , 26 986 , 0

, 0

n = nI = 980(V/p) Sốc vòng quay bộ truyền

θ// = 1,4÷1,6 Chọn θ// = 1,5 Hệ số phản ảnh sự tăngkhả năng tải khi tín theo sức bền uốn bánh răng

* Kiểm nghiệm sức bền uốn trên bánh răng nhỏ:

) / ( 99 , 56 5 , 1 980 135 26 4 429 , 0

5 , 70 534 , 1 10 1 ,

σu = 57 < [σ]u1 = 138,6(N/mm2) Vậy điều kiện được thỏa mãn.

2

1 1 2

y

y σ

) / ( 4 , 48 517 , 0

439 , 0

Vậy điều kiện được thỏa mãn

k Kiểm nghiệm mức bền của răng khi chịu quá tải đột ngột.

Trong điều kiện làm việc sẽ có xảy ra quá tải đột ngột

do đố bánh răng của hộp giảm tốc cũang chịu quá tải độtngột (mỡ máy , hảm máy , vật liệu cấp quá qui định , sựcó khác )

M Mômen xoắn danh nghĩa

Mqt Mômen xoắn quá tải

* Kiểm nghiệm ứng súat tiếp xúc lớn nhất sinh ra theo côngthức :

σt xqt = σt x K qt ≤[ ]σ txqt (*) 3.41 TKCTMTrong đó :

Ưïng suất tiết xúc σtx xác định theo công thức 3 - 41TKCTM

1 /

3 6

tx

n b

NK ) 1 i ( i

A

10 05 , 1 σ

135 3 , 1

534 , 1 5 , 70 ) 1 3 , 4 ( 3 , 4 280

10 05 ,

) / ( 7 , 407 91

135 3 , 1

534 , 1 3 , 63 ) 1 3 , 4 ( 3 , 4 280

10 05 ,

Ưïng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải đối với bánhrăng thép , HB ≤ 350 được xác định theo công thức 3 - 43 -VI

[σ]txqt = 2,5[σ]N0tx với [σ]N0tx = 2,6HB Tra theo bảng 3 - 9 TKCTM

Vậy ta có :

[σ]txpt1 = 2,5 2,6 200 = 1300(N/mm2) [σ]txqt2 = 2,5 2,6 270 = 1150(N/mm2)

Ta có :

σtxqt1 = 414,6 1 , 8 = 556,2(N/mm2)

σtxqt2 = 422,7 1 , 8 = 567(N/mm2) Vậy kiểm nghiệm điều kiện (*)

σtxqt1 = 556,2 < [σ]txqt1 = 1300(N/mm2)

σtxqt2 = 567 < [σ]txqt2 = 1150(N/mm2) Vậy điều kiện được thỏa mãn

* Kiểm nghiệm ứng suất uốn lớn nhất sinh ra khi quá tảiđột ngột xác định nó theo công thức

σuqt = σu Kqt ≤ [ σ ]uqt.(**) (3.42 TKCTM)

Ta có :

σuqt1 = σu1 Kqt = 57 1,8 = 102,6(N/mm2)

σuqt2 = σu2 Kqt = 48,4 1,8 = 87,12(N/mm2) Ứng suất uốn cho phép khi quá tải được xác định theocông thức 3 - 46 TKCTM

[σ]uqt = 0,8 σch

Ta có :

[σ]uqt1 = 0,8 290 = 232 (N/mm2) [σ]uqt2 = 0,8 240 = 192 (N/mm2) Kiểm nghiệm điều kiện (**)

σuqt1 = 102,6 < [σ]uqt1 = 232(N/mm2)

σuqt2 = 87,12 < [σ]uqt2 = 192(N/mm2) Vậy điều kiện được thỏa mãn

Tóm lại trong trường hợp quá tải đột ngột thì các ứngsuất uốn , ứng suất tiếp xúc lớn nhất sinh ra vẫn đảm bảođiều kiện bền

m Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền:

Lực tác dụng lên bánh răng được chia thành 3 thànhphần:

dc

M 2 d

M 2

=

P= 14055 , 13 ( )

104

730867

) ( 9 , 5189

2.4.3 Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm :

Bộ truyền này có I = 3,5 , cặp bánh răng nghiêng

Mọi ký hiệu và thứ tự làm tương tự thiết kế bộtruyền bánh răng cấp nhanh

a Chọn vật liệu chế tạo bánh răng

Bánh răng nhỏ :

Chọn vật liệu theo 45 thường hóa - phôi rèn có đường

σbk = 580(N/mm2)

σch = 290(N/mm2)

HB = 200Bánh răng lớn :

Chọn vật liệu thép 40 thường hóa đường kính phôi

Số chu kỳ làm việc của bánh răng lớn :

N = 60u Σ

2 max

i M

M M

max III 2

max II 2

cho phép của bộ truyền ta chọn hệ số chu kỳ ứng suấttiếp xúc K/

* Ứng suất uốn cho phép :

K n

K σ ) 6 , 1 4 , 1 ( K n

K

//

N 1

//

N 0

σ-1 = 0,43 σb

8 , 1 5 , 1

1 580 43 , 0 5 ,

8 , 1 5 , 1

1 500 43 , 0 5 ,

2 tx

6

n

N K ] i.

] [

10 05 , 1 [ ) 1 i ( A

ψ δ

+

≥

) ( 8 , 417 91

5 , 0

3 , 63 4 , 1 5 , 3 468

10 05 , 1 ) 1 5 , 3 (

2 6

≥Chọn Asơbộ = 420(mm)

f Tính vận tốc vòng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng

V = ( m / s )

) 1 i (

1000 60

n A 2 1000

60

n

+

π

= π

V = 602..10003,14..(4203,5.91+1)

V = 0,89(m/s) Dựa vào V tra bảng 3 - 11 TKCTM chọn cấp chính xácchế tạo bánh răng là 9

g Định chính xác khoảng cách trục A và hệ số tải trọng K :

* Hệ số tải trọng :

Giả sự bánh răng thiết kế có

β

≥ sin

m 5 , 2

Ta có :

b = ψA Asb = 0,5 420 = 210(mm)

) ( 7 , 186 1 5 , 3

420 2 1

Tra bảng 3 - 12 -TKCTM

Suy ra Kttbảng = 1,36

2

1 36 , 1 2

1 K

=

sơbộ

K K

A = 432(mm)

h Xác định m n , Z , b , β của bánh răng :

* Sơ bộ chọn góc nghiêng răng của bánh răng là β = 150

* Giá trị môđun pháp mn là:

A

n

β

Z1 = 30,9 (răng) Chọn Z1 =31 (răng)Bánh răng lớn:

Z2 = i Z1 = 3,5 31 = 108(răng)

* Định lại góc nghiêng β của răng :

cosβ = mn 0 , 98

432 2

) 110 31 ( 6 2

6 5 , 2 sin

5 , 2

b = 216 > 73,97 Vậy giả sử là đúng

k Kiểm nghiệm ứng suất uốn của răng.

Kiểm nghiệm ứng suất uốn sinh ra trong chân răng theocông thức:

] [ θ

10 1 , 19

//

2

6

u n

u

n b Z m y

N K

) / ( 115 5 , 1 91 216 31 6 451 , 0

3 , 63 416 , 1 10 1 ,

451 , 0

2

1 1

y

y u

σ

σu2 = 100 < [σ]u2 = 119,4(N/mm2) Vậy điều kiện uốn ở chân răng được thỏa mãn

i Kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chịu quá tải đột ngột :

* Công thức kiểm tra ứng suất tiếp xúc lớn nhất khi chịuquá tải đột ngột

σtxqt = σtx K qt ≤[ ]σtxqt(3.41) TKCTM

Ta có :

σtx1 =

n b

N K ) 1 i ( i A

10 05 , 1

/

3 6

θ

±

σtx1 = 1432,05..103,56 4,15,341.,216416..9163,3

σtx1 =378(N/mm2)

σtx1 = 378 < [δ]tx1 = 520(N/mm2)

26 216 4 , 1

8 , 56 416 , 1 5 , 2 5 , 3 432

10 5 ,

[σ]txqt = 2,5[σ]N0tx = 2,5.2,6.HB [σ]txqt1 = 2,5.2,6.200 = 1300(N/mm2) [σ]txqt2 = 2,5.2,6.180 = 1170(N/mm2)

σtxqt1 = σtx1 K qt =378 1 , 8 = 507(N/mm2)

σtxqt2 =282 1 , 8 = 378,34(N/mm2) Vậy :

σtxqt1 = 507 < [σ]txqt1 = 1300(N/mm2)

σtxqt2 = 378,34< [σ]txqt2 = 1170(N/mm2)

Vậy ứng suất tiếp xúc khi quá tải được thỏa mãn

• Kiểm nghiệm ứng suất uốn lớn nhất khi quá tải độtngột :

Ta có :

σuqt1 = σu1 Kqt = 115.1,8 = 207(N/mm2)

σuqt2 = σu2 Kqt = 100.1,8 = 180(N/mm2) Ứng suất uốn cho phép khi quá tải xác định theo côngthức:

[σ]uqt = 0,8 σch

Ta có :

[σ]uqt1 = 0,8.290 = 232(N/mm2) [σ]uqt2 = 0,8.250 = 200(N/mm2)

Ta có :

σuqt1 = 207 < [σ]uqt1 = 232(N/mm2)

σuqt2 = 180 < [σ]uqt2 = 200(N/mm2) Vậy điều kiện ứng suất uốn khi quá tải thỏa mãn

m Các thông số hình học của bộ truyền :

n Tính lực tác dụng lên bộ truyền :

Hoàn toàn tương tự bộ truyền bánh răng cấp nhanh tacó :

Lực vòng :

)

(18079190

1717538

22

N d

Là trục truyền chịu tải trọng lớn, ngoài tác dụng đởcác chi tiết quay còn truyền mômen xoắn, trục chịu uốn vàxoắn đồng thời ngoài ra còn chịu lực đẩy dọc trục.

Vì vậy ta chọn vật liệu là thép C45 nhiệt luyện bằngphương pháp thường hóa

b Tính sơ bộ trục.

Ban đầu ta chưa biết được kích thước các phần chủyếu của trục như độ dài các đoạn trục và đường kính củanó

Để xác định đường kính sơ bộ trục trên cơ sở này đểxác định một vài kích thước chiều dài có thể dùng côngthức sơ bộ để tính chỉ xét đế tác dụng của mômen xoắtntrên trục, vì không xét đến tác dụng của tải trọng gây biếndạng uốn nên giá trị ứng suất cho phép lấy nhỏ hơn giá trịthực

Theo công thức 7 - 2 -YKCTM ta có:

n

N C

≥Trong đó:

d _Đường kính trục (mm)

N _ Công suất truyền của trục (KW)

n _ Số vòng quay trong 1 phút của trục (V/p)

C _Hệ số tính toán, phụ thuộc vào ứng suấtxoắn cho phép [T]

5 , 70 120

3 , 63 120

⇒Chọn dII = 170(mm)

• Trục III:

N = 56,8(KW)

n = 26(V/p)

) mm ( 7 , 155 26

8 , 56 120

IIII ≥ =

⇒Chọn dIII = 156(mm)

c Tính gần đúng trục.