ch-n --ng l-n 1

Tính momen xoắn trên các trục Theo công thức : Trục động cơ Trục I Trục II Trục công tác Bảng kết quả tính toán: Công suất P kw 8,3 Tỉ số Số vòng quay n v/ph Momen xoắn T Nmm... Ta chọn

PHẦN I: TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC VÀ LỰC CỦA HỘP GIẢM TỐC

1.1 Chọn động cơ

1.1.1 Tính công suất cần thiết

- Công suất làm việc

Theo công thức 2.11 tài liệu [I] Ta có :

Trong đó:

F=5000 N ( F: Lực kéo xích tải) V=1,5 m/s ( V: Vận tốc xích tải)

- Công suất tương đương

β: hệ số xét đến sự thay đổi tải trọng không đều Theo công thức 2.14 tài liệu [I] Ta có :

Vậy

- Công suất cần thiết trên trục động cơ

Theo công thức 2.8 tài liệu [I]

η: hiệu suất truyền động Theo công thức 2.9 tài liệu [I]

là hiệu suất của các bộ truyền Theo đề bài thì:

Trang bảng 2.3 tài liệu [I] Ta có : ( Hiệu suất một cặp ổ lăn) ( Hiệu suất một cặp bánh răng) ( Hiệu suất bộ truyền đai) (Hiệu suất khớp nối) Vậy :

Công suất cần thiết trên trục động cơ

1.1.2 : Tính số vòng quay sơ bộ

- Số vòng quay làm việc

Theo công thức 2.16 tài liệu [I]

Trong đó:

D = 350 D : Đường kính băng tải

- Số vòng quay sơ bộ của động cơ

Theo công thức 2.18 tài liệu [I]

: Tỉ số truyền sơ bộ Theo công thức 2.15 tài liệu [I] Ta có :

là tỉ số truyền của từng bộ phận Theo đề bài thì:

Tra bảng 2.4 tài liệu [I]

(Tỉ số truyền động đai) (Tỉ số truyền động bánh răng)

Vậy : = 4 4,4 = 17,6

Số vòng quay sơ bộ :

1.1.3 Chọn động cơ

Điều kiện

Chọn động cơ loại 4A132S4Y3

p(kw)

Vận tốc quay

n (v/ph)

Cos

,5

1.2 Phân phối tỷ số truyền

- Tỉ số truyền của hệ dẫn động

Theo công thức 3.23 tài liệu [I]

Trong đó:

( Số vòng quay của động cơ đã chọn (v/ph) ) ( Số vòng quay làm việc (v/ph) )

- Phân tỉ số truyền của hệ dẫn động cho các bộ truyền

Tra bảng 2.4 tài liệu [I]

Chọn

1.3 Tính toán động học

1.3.1 Tính số vòng quay trên các trục

Trục động cơ

Trục I Trục II

Trục công tác

1.3.2 Tính công suất trên các trục

Ta có

II:

Công suất trên trục I : Công suất trên trục động cơ :

Pđc = (kw)

Tính momen xoắn trên các trục

Theo công thức :

Trục động cơ

Trục I

Trục II

Trục công tác

Bảng kết quả tính toán:

Công

suất

P (kw)

8,3

Tỉ số

Số vòng

quay n

(v/ph)

Momen

xoắn T

(Nmm)

PHẦN II

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN II.1 BỘ TRUYỀN ĐAI

A.Các thông số đầu vào:

- Số vòng quay trên trục động cơ : nđc = 1455 (V/ph)

- Công suất trên trục động cơ: Pđc = 8,3 (Kw)

- Tỷ số truyền của bộ truyền đai : uđ =4,44

B Chọn loại đai và tiết diện đai:

- Nếu Pđc < 2 : Chọn đai dẹt,

- Nếu Pđc > 2 : Chọn đai thang, (1)

- Nếu v < 25m/s : Chọn đai thang thường, (2)

-Nếu v ≥ 25m/s : Chọn đai thang hẹp,

Từ (1), (2) kết hợp với H 4.1, bảng 4.13 trang 59 Ta chọn đai hình thang thường loại

Б Theo đó thông số kích thước cơ bản của đai được cho trong bảng sau:

Lo¹i ®ai

KÝch thíc tiết diện

A(mm 2 )

Đường kính bánh đai nhỏ d1 (mm)

Chiều dài giới hạn l (mm)

Thang thường loại Б 14 17 10,5 4 138 140 -280 1800 - 10600

Hình 2.1: Kích thước mặt cắt ngang của dây đai thang thường.

C Chọn thông số của bộ truyền:

a) Đường kính bánh đai :

Chọn đường kính bánh đai nhỏ : d1 = 140 (mm) ( Bảng 4.13- trang 59)

1 Tính vận tốc đai:

v = 60000

.d1n1

π

=

3,14.140.1455

60000 = 10,6603 (m/s) < 25 ( m/s ) Thỏa mãn điều kiện v < ⇨ = 25 m/s ( Đai thang thường )

-Đường kính đai lớn được xác định bởi công thức :

.(1-ε) (CT 4.2- Trang 53)

Trong đó:

- u là tỷ số truyền của bộ truyền đai ⇒ u = = 4,44

- ε là hệ số trượt, chọn ε = 0,02

- d1 là đường kính bánh đai nhỏ sau khi chuẩn hóa.

⇒ 140.4,44.(1- 0,02) = 609,168 (mm)

Theo bảng 4.21 : Các thông số của bánh đai hình thang ( trang 63)

⇒ d2= 630 mm

Như vậy tỷ số truyền thực tế : u tt

u tt = d2 / [ d1(1 – ε) ] = 630 / [ 140.(1 – 0,02 ) ] = 4,6

Sai số tỷ số truyền:

∆u = [( utt – uđ ) / uđ ].100% = [( 4,6– 4,44 ) / 4,44] 100% = 3,6 % < 4% Thỏa mãn điều kiện ⇨

3.Xác định khoảng cách trục a:

Trị số a tính cần phải thỏa mãn điều kiện sau:

Công thức (4.14) tài liệu [I]- trang 60:

0,55 ( 140 + 630 ) + 10,5 a 2.(140 + 630)

434 a 1540 (mm)

Dựa vào tỉ số truyền và đường kính d2 chọn khoảng cách trục a (theo bảng 4.14- Trang 60 tài liệu [I])

⇒ a = 0,95 630 = 598,5 (mm)

4 Xác định chiều dài đai l

Theo công thức 4.4 tài liệu [I]- Trang54:

2 3,14.(140 630) (630 140)

(mm) Theo dãy tiêu chuẩn bảng 4.13 tài liệu [I]- Trang 59: Chọn l = 2500(mm)

Kiểm nghiệm đai về tuổi thọ:

Theo công thức 4.15 tài liệu [I]-Trang 60:

10, 6603.1000 2500

v

i

l

= =

= 4,264 < iMax =10 ( thỏa mãn đk)

Từ chiều dài đai tiêu chuẩn cần tính chính xác khoảng cách trục a theo công thức 4.6 tài liệu [I]- Trang 54:

Trong đó:

1 2

(mm)

= 245 (mm)

=>

( 8 ) 1291,1 (1291,1) 8.245

595,12

(mm)

( thỏa mãn đk cho phép về khoảng cách trục).

5 Tính góc ôm trên bánh đai nhỏ:

- Góc ôm xác định theo công thức 4.7 tài liệu [I]- T54 với điều kiện:

2 1 1

595,12

a

D Xác định số đai:

Số đai z được tính theo công thức 4.16 tài liệu [I] - trang60:

Trong đó:- P1 =8,3 (Kw)

- Tra bảng 4.19 tài liệu [I]-Trang 62:

Ta có [Po] = 8,22: Công suất cho phép.

- Tra bảng 4.7 tài liệu [I]- Trang 55:

(hệ số tải trọng động)

- : hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm (Tra bảng 4.10- trang 57):

Ta có = 0,88

- Tra bảng 4.16 tài liệu [I]- Trang 61:

: hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai

- Tra bảng 4.17 tài liệu [I]- trang 61

:hệ số kể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền

-Tra bảng 4.18- trang 61:

cho các dây đai)



8,3.1, 25

1, 21

8, 22.0,88.1,04.1,14.1 =

(Đai) Vậy chọn số đai Z= 2.

1.Xác định chiều rộng bánh đai:

- Từ số đai xác định chiều rộng bánh đai B theo công thức 4.17 tài lệu [I]

=> ( 2-1).19 + 2.12,5 = 44

2 Xác định đường kính ngoài của bánh đai :

Đường kính ngoài của bánh đai tính theo công thức 4.18 tài liệu [I]-Trang 63

Đường kính ngoài của bánh đai nhỏ :

d a1 = +d1 2.h o= 140 + 2.4,2 = 148,4 (mm)

Đường kính ngoài của bánh đai lớn :

d a2 =d2 + 2.h o =630 + 2.4,2 = 638,4 (mm)

E Xác định lực căng ban dầu và lực tác dụng lên trục:

- Lực căng ban đầu được xác định theo công thức 4.19 tài liệu [I] - Trang 63:

Trong đó:

lực căng do ly tâm sinh ra

Theo công thức 4.20 tài liệu [I]- Trang 64:

= = 0,178 =20,228 (N)

Vậy lực căng ban đầu

= + 20,228=451,55(N)

- Lực tác dụng lên trục tính theo công thức 4.21 tài liệu [I]

= 2 z.sin( α 1/2) =2.451,55.2.sin (133/2) = 1656,4 (N)

BẢNG THÔNG SỐ CỦA BỘ TRUYỀN ĐAI

Tỷ số truyền đai thực tế :uđtt

4,6 Khoảng cách trục thực : a (mm) 595,12 Gãc «m : α 1 ( ˚ ) 133° Vận tốc vòng đai : v (m/s) 10,6603

Đường kớnh bỏnh đai nhỏ : d1 (mm) 140

Đường kớnh bỏnh đai lớn : (mm) 630

Đờng kính ngoài bánh đai nhỏ : (mm) 148,4

Đường kớnh ngoài bỏnh đai lớn : (mm) 638,4

Chiều dài đai : L (mm) 2500

Bề rộng của bánh đai : B (mm) 44

Lực tỏc dụng lờn trục : Fr (N) 1656,4

B – TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG

IV TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIấNG

IV.1 Chọn vật liệu chế tạo bánh răng

Đối với hộp giảm tốc bánh răng tr rụ ăng nghiờng 1 cấp chịu công suất trung bình, nhỏ, ta chỉ cần chọn loại vật liệu nhóm I Vật liệu nhóm I là loại vật liệu có độ rắn HB ≤ 350, bánh răng đợc thờng 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 Bên cạnh đó, cần chú ý rằng để tăng khả năng chạy mòn

của răng, nên nhiệt luyện bánh răng lớn đạt độ rắn thấp hơn bánh răng nhỏ từ 10

đến 15 đơn vị:

H1 ≥ H2 + (10…15)HB

Theo bảng 6.1 [I] , ta chọn:

• Bánh răng nhỏ (bánh răng 1)

+ Thép 45 tôi c i thi nả ệ

+ Độ rắn: HB = (241…285)

+ Giới hạn bền: σb1 = 850 Mpa

+ Giới hạn chảy : σch1 = 580 Mpa

Chọn độ rắn của bánh nhỏ : HB1= 245

• Bánh răng lớn (bánh răng 2) :

+ Thép 45 tôi cải thiện

+ Độ rắn : HB = (192…240)

+ Giới hạn bền : σb2 = 750 Mpa

+ Giới hạn chảy : σch2 = 450 Mpa

Chọn độ rắn của bánh răng lớn : HB2= 230

IV.2 Xác định ứng suất cho phép

- Ứng suất tiếp xúc cho phép [σH] và ứng suất uốn cho phép [σF] đợc xác

định theo công thức sau:

[σH] = H

HL H

S

K

.

lim 0 σ

(6.1-6.2a) [σF] = F

FL FC F

S

K

K

.

lim 0 σ

( Tra b ng 6.2[I] ) ả

+ SH = 1,1 : Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc

+ SF = 1,75 : Hệ số an toàn khi tính về uốn

+ KFC : Hệ số xét đến ảnh hởng đặt tải

KFC = 1 khi đặt tải một phía (bộ truyền quay một chiều)

+ σ lim

0

H và σ lim

0

F lần lợt là các ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở, tra bảng 6.2 [I] : σ lim

0

H = 2HB + 70

σ lim

0

F = 1,8HB Suy ra : σ lim 1

0

H = 2HB1 + 70 = 2.245 + 70 = 560 Mpa

σ lim 2

0

H = 2HB2 + 70 = 2.230 + 70 = 530 Mpa

σ lim 1

0

F = 1,8 HB1 = 1,8 245 = 441 MPa

σ lim 2

0

F = 1,8 HB = 1,8 230 = 414 MPa

+ KHL , KFL : Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền, đợc xác định theo các công thức:

KHL =

HO mH HE

N

N (6.3)

KFL =

FO mH FE

N

N (6.4) Trong đó:

- mH , mF : Bậc của đờng cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn

mH = mF = 6 (khi độ rắn mặt răng HB ≤ 350 )

- NHO : Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc

Với: NHO = 30.H2HB,4 (6.5)

⇒ NHO1 = 30 2452,4 = 16259974,39

NHO2 = 30 2302,4 = 13972305,13

- NFO : Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn

NFO = NFO1 = NFO2 = 4 106 = 0,4 107 = const

- NHE , NFE : Số chu kỳ thay đổi ứng suất tơng đơng Khi bộ truyền chịu tải trọng thay đổi nhiều bậc: NHE = 60.c ( )3

max

/ i i

i

T T n t

∑

(6.7-6.8)

NFE = 60.c ( / max) F

i i

m i

T T n t

∑

Trong đó: c =1 : Số lần ăn khớp trong một vòng quay của bánh răng

ni : Số vòng quay của bánh răng trong một phút

Ti : Mômen xoắn ở chế độ thứ i

Tmax : Mô men xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng đang xét

ti : Tổng số giờ làm việc của bánh răng ti = 24000( giờ)

Ta có:

Với bánh răng nhỏ (bánh răng 1): nI = 327,7 ( vòng/phút)

với bánh răng lớn (bánh răng 2): nII = 82 ( vòng/phút)

⇒ N HE1 = 60.1.[ ( 3 + ( 3 327,7.24000 = 40464396

→ N HE2 = 60.1.[ ( 3 + ( 3 82.24000 = 10125360

N FE1 = 60.1.[ ( 6 + ( 6 327,7.24000 = 13879287,83

→ N FE2 = 60.1.[ ( 6 + ( 6 82.24000 = 3472998,48

Nh vậy: NHE1 > NHO1 , NHE2 > NHO2 ⇒ KHL1 = 1 , KHL2 = 1

NFE1 > NFO1 , NFE2 > NFO2 ⇒ KFL1 = 1 , KFL2 = 1

Theo công thức trờn, ta tính đợc:

[σH]1 =

560.1 1,1 = 509,09 Mpa [σH]2 =

530.1 1,1 = 481,82 Mpa

[σF]1 =

441.1.1

1, 75 = 252 MPa [σF]2 =

414.1.1

1, 75 = 236,57 Mpa Với bộ truyền bánh răng tr răng nghieng:ụ [σH] =([σH]1 + [σH]2)/2 ≤ 1,25[σH]2

[σH] =([σH]1 + [σH]2 )/2 = 495,46 (Mpa) ≤ 1,25[σH]2 = 602,275 Mpa

IV.2.1 Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép khi quá tải:

[σH]max = 2,8σch

[σF]max = 0,8σch

⇒ [σH1]max = 2,8 580 = 1624 Mpa

[σH2]max = 2,8 450 = 1260 Mpa

(6.13-6.14)

[σF1]max = 0,8 580 = 464 Mpa

[σF2]max = 0,8 450 = 360 Mpa.

IV.3 Tính toán các thông số của bộ truyền bánh răng trụ răng nghieng

IV.3.1 Xỏc đ nh kho ng cỏch tr c (.theo6.15a)ị ả ụ

Ta cú : aw = Ka.(u + 1) 3[ ]2

.

I H

H ba

T K u

β

σ ψ (6.15a) Trong đú:

- Ka=43 Mpa1/3: Hệ số phụ thuộc vật liệu của cặp bỏnh răng và loại răng (bảng 6.5[I])

- TI : Mụmen xoắn trờn trục chủ động:

TI = 9,55 106 P1/ n1=9,55 106.7,0686/327,7=205996,73 (Nmm)

- [σH] = 495,46 Mpa

- T s truy n: u = 4ỷ ố ề

- Ch n ọ ψba=0,4 (b ng 6.6[I] ) ả

-Ta cú: ψbd =0,53ψba(u+1)=0,53.0,4.(4+1)=1,06

do đú ta ch n ọ KH β = 1,05 ( Sơ đồ 6-bảng 6.7)

v y ậ aw = 43.(4 + 1) = 176,23 mm

Ch n ọ aw=180 mm

IV.3.2 Xác định thông số ăn khớp.

+ Xỏc đ nh mụị đun ta cú: m = (0,01 ữ 0,02)aw (6.17)

=> m = (0,01 ữ 0,02).180 = (1,80 ữ 3,6) mm

Ch n : m = 2,5 ọ ( b ng 6.8 [I]) ả

Chọn sơ bộ chọn gúc nghiờng : = 15o

+ S rố ăng bỏnh nh : Zỏ 1= = =27,81

⇒ Ch n Zọ 1 = 28 (răng)

+ Số răng bỏnh lớn: Z2= u.Z1= 4.28 = 112 (răng)

⇒ Chọn Z2 = 112 (răng)

Ta tớnh lại : cosβ =m(z1+z2)/(2aw)=2,5(28+112)/(2.180) =0,972

⇒β = 13,6 o (Thỏa món β = 8o … 20o )

suy ra : bw = 0,4.180 = 72 (mm) Lấy bw = 72 mm

+ Hệ số dịch chỉnh x: x1 = x2 = 0

IV.3.3 Tính toán các thông số của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng + Đường kớnh vũng chia :

d1 =

= = 72,02 mm

d2 =

=

= 288,07 mm + Đường kớnh lăn : dw1 =

w

2.

( 1)

a

u+

=

=72 mm

dw2 = dw1.u

= 72.4 = 288 mm

+Đường kớnh đỉnh răng :

da1 =d1 + 2.m = 72,02 + 2.2,5 = 77,02 mm

da2 =d2 + 2.m =288,07+ 2.2,5 = 293,07 mm + Đường kớnh đỏy răng :

df1 =d1 – 2,5.m =72,02 – 2,5.2,5 = 65,77 mm

df2 =d2 – 2,5.m =288,07– 2,5.2,5 = 281,82 mm

+ gúc profin gốc: = 20o (theo TCVN 1065-71)

+Gúc profin răng : = arctg(tg /cos ) = arctg(tg200/0,972)=20,53o

+Gúc ăn khớp : = = 20,53o

(Thoả món điều kiện trựng khớp.)

IV.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền m i tiếp xúcỏ

IV.4.1 Ứng suất tiếp xỳc phải thoả món điều kiện sau:

σH = ZM ZH Zε ≤ [σH] (6.33)

Trong đú :

+ ZM = 225 Mpa1/3 :Hệ số kể đến cơ tính của vật liệu của các bánh răng ăn khớp

(Theo bảng 6 5 [I])

+ Hệ số kể đến ảnh hưởng của hỡnh dỏng bề mặt tiếp xỳc

ZH = sin(2 )

cos 2

tw

b

α

β

(6.34) Với : αtw = αt = 20,53O

βb : Gúc nghiờng trờn mặt trụ cơ sở; tg βb = cos αt tg β

=> tg βb = cos(20,53o) tg(13,6o) = 0,23 => βb = 13o

vậy ZH = = 1,72

- Zε: Hệ số kể đến sự trựng khớp của răng được xỏc định dựa vào εβ như sau:

w sin

b m

β

π = =1,16 > 1

nờn ta cú: Zε = (6.36b)

Trong đó: εα - Hệ số trùng khớp ngang, ta cú :

εα =

1 1 2 ,

3

88

,

1

2 1



















 +

−

z

z cosβ (6.38b)

εα =

28 112

=> Zε = = 0,77

- KH: Hệ số tải trọng khi tớnh về tiếp xỳc, ta cú :

KH = KH β.KHα KHV (6.39 ) Với :

+ KH β =1,05 :Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng

+ KHα : Hệ số phõn bố tải trọng cho cỏc đụi răng ăn khớp xỏc định dựa theo :

v

1

60000

w I

d n

π

=

=> v = = 1,23 m/s < 4 m/s Vậy tra bảng 6.13[I] , ta được cấp chớnh xỏc 9

=> Tra bảng 6.14 [I] ta được KHα = 1,13

+ KHv - Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp :

KHv = 1 +

1 2

H W W

H H I

v b d

Trong đú :

+ vH : Vận tốc tiếp xỳc vH = δH.go.v aw/um

Với :

- Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp : δH = 0,002 ( Bảng 6.15[I] )

- Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng bỏnh răng 1 và 2 :

go = 73 ( bảng 6.16[I] )

=> vH = 0,002.73.1,23 = 1,07 m/s

Vậy : KHv = 1 + = 1,01

⇒ KH = KH β.KHα.KHV =1,05.1,13.1,01 =1,12

Thay cỏc giỏ trị vừa tớnh được vào biểu thức tớnh σH ta được:

σH = 225.1,72.0,77 = 370,44 Mpa

Ta cú =[σH].Zr.Zv.KxH (6.1)

Zv =0,85.v0,1=0,85.1,230,1=0,87 ( Vỡ HB 350 )

Với cấp chớnh xỏc động học là 9 chọn cấp chớnh xỏc về mặt tiếp xỳc là 8,khi đú cần gia cụng đạt độ nhỏm Ra=2,5…1,25m,do đú chọn Zr=0,95

Với da < 700mm,chọn KxH=1