Phân tích nhiệm vụ
*Gồm các yêu cầu sau:
+Xác định yêu cầu kỹ thuật.
+Phân tích ý tưởng và chọn phương án thiết kế.
+Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền.
+Tính toán thiết kế các chi tiết(bộ truyền ngoài và hộp giảm tốc).
+Thiết kế kết cấu,vẽ phác.
+Thực hiện bản vẽ lắp và bản vẽ chi tiết.
+Tổng hợp đồ án và thuyết minh.
-Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải gồm:
1 Động cơ điện 3 pha không đồng bộ.
2 Hệ thống truyền động cơ khí.
3 Tang chủ động của băng tải.
-Lực vòng trên băng tải:F = 3000(N)
-Thời gian phục vụ : 5 (năm)
+Kích thước nhỏ gọn,phù hợp với không gian làm việc.Đảm bảo sức bền. +Vận hành an toàn ,dễ sử dụng,sữa chữa,bảo trì lắp ráp …
+Thiết kế có tính kinh tế, phù hợp với điều kiện sản xuất hiện có.
1.3 Xây dựng các phương án thiết kế:
Ý tưởng thiết kế cho động cơ và bộ truyền trong bao gồm việc sử dụng bộ truyền trong kín, thường là hộp giảm tốc Ưu điểm của thiết kế này là các cơ cấu được bảo vệ trong nắp hộp, giúp tránh bụi bẩn và nâng cao hiệu suất làm việc.
Khuyết điểm:Hộp giảm tốc lớn vì tỉ số truyền chỉ phân phối cho bộ truyền trong Nên bố trí cồng kềnh và đắt tiền.
Không nên sử dụng bộ truyền trong cho phương án truyền động Thay vào đó, kết hợp động cơ với bộ truyền ngoài và bộ phận công tác Bộ truyền ngoài, như bộ truyền xích hoặc bộ truyền đai, là lựa chọn phổ biến, trong khi bộ truyền động bánh răng ít được sử dụng.
Bộ truyền ngoài không nên sử dụng trực tiếp do tuổi thọ kém và tỉ số truyền thay đổi khi quá tải Thay vào đó, phương án phối hợp giữa động cơ, bộ truyền ngoài, bộ truyền trong và bộ phận công tác là tối ưu hơn Việc kết hợp này giúp hộp giảm tốc nhỏ gọn hơn, với tỉ số truyền được phân phối đều cho cả bộ truyền trong và bộ truyền ngoài, mang lại hiệu suất hoạt động cao hơn.
*Nhận xét:Nên chọn phương án này làm phương án thiết kế.
1.3.2 Xây dựng phương án thiết kế: a Bộ truyền ngoài:
Bộ truyền đai có nhiều ưu điểm nổi bật như khả năng truyền động giữa các trục ở khoảng cách xa hơn 15m, tính đàn hồi cao cho phép trượt khi quá tải, và độ dẻo dai tốt giúp truyền động êm ái, không gây tiếng ồn, phù hợp cho các ứng dụng truyền động lớn Ngoài ra, vận tốc truyền động của đai cũng lớn và kết cấu của bộ truyền rất đơn giản, không yêu cầu bôi trơn.
Khuyết điểm của hệ thống truyền động bằng đai bao gồm việc cần phải căng đai trước khi sử dụng và kích thước bộ truyền đai lớn Tỉ số truyền có thể thay đổi khi xảy ra hiện tượng trượt đai, dẫn đến tải trọng tác dụng lên các trục và ổ lớn gấp 2 đến 3 lần so với bánh răng Ngoài ra, tuổi thọ của hệ thống thường kém, chỉ đạt từ 1000 đến 1500 giờ.
Bộ truyền xích có nhiều ưu điểm nổi bật như không bị trượt và có hiệu suất làm việc cao So với bộ truyền đai, bộ truyền xích có kích thước nhỏ hơn và không cần phải căng xích Nó hoạt động dựa trên sự ăn khớp giữa dây xích và bánh xích, cho phép truyền chuyển động và công suất cho nhiều bánh xích cùng lúc Ngoài ra, bộ truyền xích còn có khả năng thay đổi tốc độ, giúp tăng hoặc giảm tốc độ một cách linh hoạt Với khả năng tải và hiệu suất làm việc vượt trội, bộ truyền xích là lựa chọn tối ưu cho nhiều ứng dụng công nghiệp.
Bộ truyền xích có nhược điểm là gây tiếng ồn và tạo tải trọng phụ, cần kiểm tra hệ thống bôi trơn thường xuyên Nếu việc bôi trơn không đảm bảo và môi trường làm việc nhiều bụi bẩn, xích sẽ nhanh chóng hư hỏng Ngoài ra, bộ truyền này dễ bị mòn ở bánh xích, răng và bản lề, cũng như có nguy cơ đứt xích khi làm việc quá tải.
* Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp dạng khai triển: Ưu điểm:Kết cấu hộp giảm tốc đơn giản.
Khuyết điểm:Bánh răng bố trí không đều trên các trục nên lực phân bố không đều.Kích thước hộp giảm tốc lớn.
Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp đồng trục có kích thước chiều dài nhỏ gọn, giúp tiết kiệm không gian lắp đặt Với thiết kế chắc chắn, loại hộp giảm tốc này mang lại hiệu suất làm việc ổn định và bền bỉ hơn so với các loại khác.
Khuyết điểm của thiết kế này là hạn chế khả năng lựa chọn phương án do bố trí chiều ngang rộng Bên cạnh đó, kết cấu hộp giảm tốc phức tạp gây khó khăn trong việc bôi trơn các ổ bên trong vỏ hộp Hơn nữa, khả năng tải cấp nhanh chưa được khai thác triệt để.
Hộp giảm tốc cấp chậm phân đôi có ưu điểm nổi bật là tải trọng được phân bố đều trên các trục, giúp tối ưu hóa khả năng tải của hai cặp bánh răng Mô men xoắn trên các trục trung gian chỉ bằng một nửa so với mô men xoắn cần truyền, do đó giảm bớt ứng suất Thiết kế đối xứng của bánh răng và ổ cũng giúp giảm thiểu áp lực so với hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp dạng khai triển.
Khuyết điểm:Cấu tạo hộp giảm tốc phức tạp do bánh răng cấp chậm lớn.
Bề rộng hộp giảm tốc lớn.
*Hộp giảm tốc bánh răng côn-trụ: Ưu điểm:Truyền động được cho hai trục chéo nhau.Bố trí gọn hơn so với các hộp giảm tốc khác.
Khuyết điểm của hệ thống truyền động bánh răng côn bao gồm áp lực phân bố không đều trên các răng, hiệu suất truyền động kém chỉ đạt 0,85 so với bộ truyền bánh răng trụ, kích thước bánh răng lớn và khó khăn trong quá trình chế tạo bánh răng côn.
1.4 Chọn phương án thiết kế:
Khi thiết kế bộ truyền ngoài, việc chọn bộ truyền xích là một lựa chọn hợp lý Bộ truyền xích có cấu trúc nhỏ gọn, giúp tiết kiệm không gian, đồng thời phù hợp với vận tốc băng tải thấp nhưng vẫn đảm bảo khả năng kéo lớn, làm cho nó trở thành giải pháp lý tưởng cho nhiều ứng dụng.
Chọn hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp đồng trục là phương án thiết kế tối ưu nhằm hạn chế chiều dài của hộp giảm tốc.
Phương án thiết kế:Động cơ + hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp đồng trục + bộ truyền xích + băng tải.
*Sơ đồ động hệ dẫn động băng tải:
Phần 2: Tính toán và thiết kế:
Chương I.Tính toán chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền
Công suất làm việc khi tải trọng thay đổi theo bậc,ta có:Pt = Ptđ
Công suất động cơ cần thiết:Pct η t
Với η hiệu suất truyền động,η =η ol 4 η br 2 η x η k
Hiệu suất của các thành phần cơ khí trong hệ thống bao gồm: ổ lăn được che kín với η ol = 0,99, một cặp bánh răng trụ răng nghiêng được che kín với η br = 0,96, bộ truyền xích được che kín với η x = 0,95 và khớp nối bù với η k = 0,99.
Số vòng quay sơ bộ:nsb = nlv.ut = nlv.uh.un
Với nlv số vòng quay làm việc,nlv 320
Chọn tỉ số truyền chung:ut = un.uh 2,5 = 2 uh- tỉ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng trụ,uh = 8 ÷ 40. un- tỉ số truyền bộ truyền ngoài,un= ux = 2÷5.
* Chọn số vòng quay sơ bộ: nđc = nsb 00 vòng/phút
* Điều kiện chọn động cơ: ≈
Theo phụ lục P.1.3,tài liệu tính toán và thiết kế HTTĐCK-Đặng Chất-NXB Giáo dục chọn động cơ 4A100L4Y3 với Pđc = 4 kW và nđc = 1420 vòng/phút, ủm k
I.2 Phân phối tỉ số truyền:
Tỉ số truyền chung của hệ:ut lv ủc n n = 59 1420 , 71= 23,78 Công suất làm việc: PIV = Plv = Ptđ = 2,664kW
Tính tỉ số truyền trong hộp giảm tốc uh,chọn sơ bộ uh = = 23 2 , , 78 5 = 9 , 512 ng t u u
Vì hộp giảm tốc đồng trục:u1 = u2 = u = 3,084
Trong đó:u1,u2 là tỉ số truyền của cấp nhanh và cấp chậm.
Số vũng quay cỏc trục: n I = n ủc = 1420 vũng/phỳt
Mô men xoắn động cơ và các trục: i i i n
Bảng thông số cho động cơ và các trục.
Thông số Động cơ I II III IV
Số vòng quay n,vòng/phút 1420 1420 460,44 149,29 59,71
Chương II Tính toán và thiết kế các chi tiết truyền động
II.1 Thiết kế bộ truyền xích:
=> Chọn xích con lăn 3 dãy.Vì tải trọng nhỏ và vận tốc băng tải bé.Độ bền mỏi cao,chế tạo ít phức tạp hơn xích ống.
2 Xác định các thông số của xích và bộ truyền xích: a Chọn số răng đĩa xích:
Số răng đĩa lớn: Z2 = ux.Z1= 2,5.24 = 60 b Xác định bước xích:
Trong đó: kz = Z01/Z1 = 25/Z1 = 1,04 hệ số răng. kn = n01/n1 hệ số vòng quay. n01 = 200 (vòng/phút) chọn theo bảng 5.5[1] n1 = nIII 9,29 (vòng/phút)
Giá trị kn được tính bằng 200/149,29, cho kết quả là 1,34 Công thức tính k là k = k0.ka.kđc.kđ.kcđ Theo bảng 5.6, k0 có giá trị là 1, tương ứng với đường nối hai tâm đĩa xích nghiêng 60 độ so với phương ngang Hệ số khoảng cách trục ka có giá trị từ 1, với a nằm trong khoảng 30 đến 50 Vị trí điều chỉnh kđc cũng có giá trị là 1 Tải trọng va đập kđ được xác định là 1,3, trong khi kc cho băng tải làm việc hai ca là 1,25 Cuối cùng, môi trường làm việc có bụi và yêu cầu bôi trơn đạt tiêu chuẩn có hệ số kbt là 1,3.
⇒k = 1.1.1.1,2.1,25.1,3 = 1,95 kd hệ số phân bố không đều tải trọng,số dãy xích là 3 thì kd = 2,5.
P = PIII = 2,83 (kW) công suất cần truyền.
Công suất tính toán: Pt = 2,83.1,04.1,34.1,95/2,5 =3,08 kW
Tính toán và thiết kế Chương I: Tính toán chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền
Chọn động cơ
Công suất làm việc khi tải trọng thay đổi theo bậc,ta có:Pt = Ptđ
Công suất động cơ cần thiết:Pct η t
Với η hiệu suất truyền động,η =η ol 4 η br 2 η x η k
Hiệu suất của các thành phần cơ khí trong hệ thống truyền động rất quan trọng Cụ thể, hiệu suất ổ lăn được che kín đạt η ol = 0,99, trong khi hiệu suất của một cặp bánh răng trụ răng nghiêng cũng được che kín đạt η br = 0,96 Bên cạnh đó, bộ truyền xích được che kín có hiệu suất η x = 0,95, và khớp nối bù đạt hiệu suất η k = 0,99 Những thông số này cho thấy hiệu quả hoạt động cao của các thiết bị trong hệ thống.
Số vòng quay sơ bộ:nsb = nlv.ut = nlv.uh.un
Với nlv số vòng quay làm việc,nlv 320
Chọn tỉ số truyền chung:ut = un.uh 2,5 = 2 uh- tỉ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng trụ,uh = 8 ÷ 40. un- tỉ số truyền bộ truyền ngoài,un= ux = 2÷5.
* Chọn số vòng quay sơ bộ: nđc = nsb 00 vòng/phút
* Điều kiện chọn động cơ: ≈
Theo phụ lục P.1.3,tài liệu tính toán và thiết kế HTTĐCK-Đặng Chất-NXB Giáo dục chọn động cơ 4A100L4Y3 với Pđc = 4 kW và nđc = 1420 vòng/phút, ủm k
Phân phối tỉ số truyền
Tỉ số truyền chung của hệ:ut lv ủc n n = 59 1420 , 71= 23,78 Công suất làm việc: PIV = Plv = Ptđ = 2,664kW
Tính tỉ số truyền trong hộp giảm tốc uh,chọn sơ bộ uh = = 23 2 , , 78 5 = 9 , 512 ng t u u
Vì hộp giảm tốc đồng trục:u1 = u2 = u = 3,084
Trong đó:u1,u2 là tỉ số truyền của cấp nhanh và cấp chậm.
Tính toán thiết kế các chi tiết truyền động
Thiết kế bộ truyền xích
=> Chọn xích con lăn 3 dãy.Vì tải trọng nhỏ và vận tốc băng tải bé.Độ bền mỏi cao,chế tạo ít phức tạp hơn xích ống.
2 Xác định các thông số của xích và bộ truyền xích: a Chọn số răng đĩa xích:
Số răng đĩa lớn: Z2 = ux.Z1= 2,5.24 = 60 b Xác định bước xích:
Trong đó: kz = Z01/Z1 = 25/Z1 = 1,04 hệ số răng. kn = n01/n1 hệ số vòng quay. n01 = 200 (vòng/phút) chọn theo bảng 5.5[1] n1 = nIII 9,29 (vòng/phút)
Giá trị kn được tính bằng 200/149,29, cho kết quả là 1,34 Công thức tính k là k = k0.ka.kđc.kđ.kcđ Theo bảng 5.6, k0 bằng 1, đại diện cho đường nối hai tâm đĩa xích nghiêng 60 độ so với phương ngang Hệ số khoảng cách trục ka có giá trị 1, với a nằm trong khoảng từ 30 đến 50 Vị trí điều chỉnh kđc cũng có giá trị 1 Tải trọng va đập kđ được tính là 1,3, trong khi băng tải làm việc hai ca kc có giá trị 1,25 Cuối cùng, môi trường làm việc có bụi và yêu cầu bôi trơn đạt tiêu chuẩn kbt là 1,3.
⇒k = 1.1.1.1,2.1,25.1,3 = 1,95 kd hệ số phân bố không đều tải trọng,số dãy xích là 3 thì kd = 2,5.
P = PIII = 2,83 (kW) công suất cần truyền.
Công suất tính toán: Pt = 2,83.1,04.1,34.1,95/2,5 =3,08 kW
Dựa vào bảng 5.5 với n01 = 200 (vòng/phút), ta chọn bộ truyền xích 3 dãy có bước xích p = 19,05 mm, đảm bảo điều kiện bền mòn Pt < P = 4,8 Đồng thời, từ bảng 5.8, ta xác định rằng p < pmax Cuối cùng, cần tính toán chiều rộng xích răng phù hợp.
Tra bảng 5.5[1]-tài liệu TTTKHDĐCK- Đặng Chất Bt = 17,75mm d Khoảng cách trục và số mắt xích:
Lấy số mắt xích chẵn xc = 122 (số mắt xích phải chẵn),tính khoảng cách trục a * : a * = 0,25.p. − ( + ) + [ − ( + ) ] − [ ( 2 − 1 ) ] 2
⇔a * 0,25.19,05.122 0,5.24 60 122 0,5.24 60 2 2 60 24 /π 2 ⇔a * = 754,04 mm Để xích không chịu lực căng quá lớn,cần giảm bớt khoảng cách trục a:
Số lần va đập i của bản lề xích trong 1 giây: i= z1.n1/(15.x) ≤ [ ] i
Trong đó: [ ] i số lần va đập cho phép,tra bảng 5.9[1] ta có [ ] i = 35 1/s i = 24.149.29/(15.122) = 1,96 1/s < [ ] i
3 Kiểm nghiệm xích về độ bền: a Kiểm nghiệm quá tải theo hệ số an toàn:
Q tải trọng phá hỏng,tra bảng 5.2[1]:Q = 108 kN
Khối lượng 1 mét xích: q1 =5,8 kg kđ = 1,7 hệ số tải trọng ứng chế độ làm việc nặng v = Z1.p.n1/60000 = Z1.p.nIII/60000 = 24.19,05.149,29/60000 = 1,14 m/s
F0 = 9,81.kf.q.a = 9,81.4.5,8.0,752 1,15 N kf = 4 bộ truyền nghiêng 1 góc < 60 0
Tra bảng 5.10[1]với n = 200 vòng/phút thì [ ] S = 8,2
Vậy S >[ ] S nên bộ truyền xích bảo đảm đủ bền. b Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích:
Trong đó:[ ]σ H ứng suất tiếp xúc cho phép,tra bảng 5.11[1] [ ]σ H = 600 Mpa
A = 106 mm 2 diện tích chiếu mặt tựa bản lề của con lăn. kd =2,5 dùng cho xích 3 dãy,hệ số tải trọng không đều.
Fvđ :lực va đập trên 1 dãy xích
Chọn thép 45 tôi cải thiện có ứng suất tiếp cho phép [ ]σ H = 600 MPa và đạt độ rắn HB210,bảo đảm độ bền tiếp xúc cho răng hai đĩa.
4 Các thông số của đĩa xích và lực tác dụng lên trục: a Đường kính đĩa xích: Đường kính vòng chia của đĩa xích được xác định: d1 = p/sin(π/Z1) ,05/sin(180/24) = 145,94 mm d2 = p/sin(π/Z2) = 19,05/sin(180/60) = 363,99 mm da1 = p.(0,5 + cotg(180/Z1)) = 19,05.(0,5 + cotg(180/24)) = 154,22 mm da2 = p.(0,5 + cotg(180/Z2)) = 19,05.(0,5 + cotg(180/60)) = 373,02 mm Với r = 0,502.dI + 0,05 = 0,502.11,91 + 0,05 = 6 mm
Tra bảng 5.2[1] dI = 11,91 mm r=0,5025 dI+0,05=0,5025.11.91+0,05=6,03 mm df1 = d1 – 2.r = 145,94 -2.6 = 133,94 mm df2 = d2 – 2.r = 364 – 2.6 = 352 mm b Lực tác dụng lên trục:
FR = kx.Ft = 6.10 7 kx.P/Z.p.n kx =1,15 hệ số trọng lượng xích khi nghiêng 1 góc < 40 0
Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng
Dựa trên các thông số ban đầu, hai cấp bánh răng được chọn cùng vật liệu, trong đó bánh răng nhỏ sử dụng thép 45 đã được tôi với độ cứng đạt từ HB241 đến HB285, lựa chọn cụ thể là HB260 Theo bảng 6.1, ta có b1 = 850MPa và ch1 = 580MPa.
Bánh răng lớn: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ cứng HB241 285(chọn HB255),tra bảng 6.1[1]ta có b2 = 850MPa, ch2 = 580MPa.
2 Xác định ứng suất cho phép:
Xác định ứng suất tiếp và ứng suất uốn cho phép:
[H] = ( 0 Hlim/ SH) ZR.ZV.KXH.KHL
[F] = ( 0 Flim/ SF).YR.YS.KXF.KFC.KFL
Trong đó:Sơ bộ chọn ZR.ZV.KXH =1
0 Hlim ứng suất tiếp xúc cho phép với số chu kỳ cơ sở.
0 Flim ứng suất uốn cho phép với số chu kỳ cơ sở.
Tra bảng 6.2[1] với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB180…350
0 HLim= 2HB + 70(Mpa); SH =1,1; 0 Flim =1,8.HB(Mpa); SF =1,75 Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn:
Bánh răng nhỏ: 0 HLim1 = 2.260 +70 = 590 MPa.
Bánh răng lớn: 0 HLim2 = 2.255 + 70 = 580 MPa.
Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc:NHO0 H HB 2 4
Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về ứng suất uốn:NFO=4.10 6
Số chu kỳ thay đổi khi thử ứng suất tương đương:
NFE = 60 cnt Σ = 60.c.∑ (T/Ti) mF.ni.Ti max, với mF là bậc đường cong mỏi khi thử về uốn, mF = 6 khi HB < 350 Trong đó, c là số lần tiếp xúc trong một vòng quay (c = 1) và n là số vòng quay trong một phút Tổng số thời gian làm việc t Σ = 7.365.16 = 40.880 giờ (làm việc 2 ca).
Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương 2 bánh:
Ta có:NHE 2 > NHO2 do đó:KHL2 =1 =>NHE1 > NHO1 do đó KHL1 =1.
Ta có:NFE 2 > NFO do đó KFL2 =1 =>NFE1 > NFO1 do đó KFL1 =1.
Sơ bộ ta xác định được ứng suất tiếp xúc cho phép:[H] = 0 Hlim.KHL/SH.
=>bánh răng trụ răng nghiêng:[H] 2
Sơ bộ ta xác định được ứng suất uốn cho phép:[F]= 0 Flim.KFc.KFL/SF.
Với bộ truyền quay một chiều KFC=1.
[F2] = 459.1.1/1,75 = 262,3 MPa. Ứng suất quá tải cho phép:[H]MAX=2,8.ch1 = 2,8.580 = 1624 MPa.
3 Tính toán cấp chậm: a Xác định sơ bộ khoảng cách trục: aw1=Ka.(u1 ±1)
(+): ứng với tiếp xúc ngoài
(-): Ứng với tiếp xúc trong
Bánh răng trụ răng nghiêng ăn khớp ngoài:aw1 = Ka.(u1+1)
T2 mômen xoắn trên trục chủ động.T2 = 9,55.10 6 PII/nII = 61808 Nmm
Tra bảng 6.5[1]=>Ka = 43 :hệ số phụ thuộc vào vật liêụ của cặp bánh răng và loại răng.
Tra bảng 6.6[1]=> ba = 0,2 bd = 0,5.ba.(u1+1)= 0,5.0,2.(3,084 + 1) = 0,41
Tra bảng 6.7[1] theo sơ đồ 4 ta được KH = 1.05 :hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính tiếp xúc.
Chọn tiêu chuẩn aw1 = 126 mm b Xác định thông số ăn khớp:
Số răng bánh nhỏ:z1*w1.cosβ /[m.(u1+1)]$,30⇒Chọn z1 = 24
Số răng bánh lớn:z2 = u1.z1 = 3,084.24t,01 =>lấy z2 t
Do đó tỉ số truyền thực sẽ là:um = z2/z1 = 74/24 = 3,08
Tính góc β :cosβ = [m.(um +1)]/ (2.aw1) = [2,5.(74 + 24)]/(2.126) = 0,9722
⇒β = 13,53 0 = 12 0 31’10” c Kiểm nghiệm răng độ bền tiếp xúc:
Phép tính kiểm nghiệm bộ truyền yêu cầu xác định mọi tham số để đạt độ ổn định và độ chính xác cao nhất Các hệ số ảnh hưởng đến khả năng làm việc của bộ truyền cần được xem xét kỹ lưỡng, từ đó cho phép điều chỉnh một số thông số nếu cần thiết Công thức tính ưng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc được xác định là H = ZM.ZH.Z 2 2 1.
ZM:hệ số kể đến cơ tính của vật liệu bánh răng ăn khớp.
ZH:Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc ZH = tw b α β 2 sin cos
Z:Hệ số trùng khớp của bánh răng.Tra bảng 6.5[1] => ZM = 274 Mpa 1/3 β b :góc nghiêng:tgβ b = cosα t tgβ ,theo TCVN 1065-71 chọn α = 20 0 α t =α t w = arctg(tgα /cosβ) = 20,52 0 góc ăn khớp
=> tgβ b = cosα t tgβ = cos20,52 0 tg13, 53 0 = 0,225=> β b = 12,70 0
1 = 1,3 Trong đó: εβ:hệ số trùng khớp dọc với ε β = bw.sinβ/(π.m) bw = ψ ba aw = 0,2.126 = 25,2
Hệ số ăn khớp ngang:εα= [1,88 – 3,2.(
Hệ số dịch chỉnh: x1 = x2 = 0 Đường kính vòng lăn bánh: dw1 = 2.aw2/(um+1) = 2.126/(3,08+1) = 61,76 mm Vận tốc vòng:v = 60000
Tra bảng 6.13[1],cấp chính xác 9 vì bánh răng trụ nghiêng v< 2,5 m/s.Tra bảng 6.14[1] chọn K H α = 1,13 ν H = δ H.g0.v M w u a δ H hệ số ảnh hưởng của các sai số ăn khớp:Tra bảng 6.15[1]δ H = 0.002
Hệ số sai lệch các bước răng bánh 1 và 2:Tra bảng 6.16[1] =>g0 = 73
Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc:tra bảng 6.7[1]=> K H β =1.05
Hệ số tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp:KHV =1+ β α ν
Hệ số khi tính tải trọng tiếp xúc:KH= K H β K HV K H α = 1,05.1,01.1,13 = 1,19 Ưng suất tiếp xúc: σ H = ZM.ZH Z ( )
Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép:[σ H ' ] = [ ]σ H ZV.ZR.KxH
Với v = 1, m/s cấp chính xác động học là 9,cấp chính xác tiếp xúc là 8,chọn
Ra= 2.5 độ nhám của bề mặt làm việc,ta có hệ số ảnh hưởng đến bề mặt làm việc
ZR=0,95 và da < 700 mm nên KxH = 1
Khi HB < 350 thì Zv = 0,85.v 0,1 = 0,85.0,89 0,1 = 0,91:hệ số ảnh hưởng đến vận tốc vòng.
So sánh giữa σ H ' và σ H cho thấy σ H ' lớn hơn σ H, điều này đảm bảo độ bền tiếp xúc Để kiểm nghiệm độ bền uốn, cần đảm bảo rằng ứng suất tại chân răng không vượt quá giá trị cho phép.
Yε:hệ số trùng khớp của răng:Yε = 1/εα = 1/1,65 = 0,60
Y β :hệ số kể đến độ nghiêng của răng: Y β =1 - β 0 /140 = 0,903
KF=KFB.KF α.KFv hệ số tải trọng khi tính uốn
KFB: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng,tra bảng 6.7[1]:KFB = 1,12
KF α:hệ số sự phân bố không đều tải trọng bánh răng nghiêng,KF α=1,37
KFv: hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khơp
YF1,YF2 lần lượt hệ số dạng răng bánh 1 và 2.
Số răng tương đương: ZV1 = z1/cos 3 β = 26
YF2 = 3,62 hệ số dịch chỉnh x = 0
2 σ F = 73,89.3 , 62 4= 98,44MPa Ưng suất uốn cho phép của bánh răng 1 và 2:
YS = 1,08 – 0,0695.lnm =1,003 YS hệ số độ nhạy vật liệu đối với tập trung ứng suất.
YR = 1 hệ số ảnh hưởng độ nhám mặt lượn chân răng.
KxF hệ số kích thước bánh răng xét đến độ bền uốn,do da < 400 mm nên KxF
Ta có: σF1 = 103,34 MPa < [σ F ' 1 ] = 268,2 Mpa σF2 = 98,44 MPa < [σ F ' 2 ] = 263,3 Mpa
Vậy bánh răng bảo đảm độ bền uốn. e Kiểm nghiệm quá tải:
Khi khởi động máy hoặc hãm, bánh răng có thể gặp phải tình trạng quá tải Do đó, việc kiểm nghiệm quá tải là cần thiết để ngăn ngừa biến dạng dư hoặc biến dạng bề mặt Ứng suất cực đại σ Max phải không vượt quá giá trị cho phép để đảm bảo an toàn và hiệu quả hoạt động của bánh răng.
Hệ số quá tải Kqt = Tmax/T = 1,6
Tmax: momen xoắn quá tải Để tránh dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt thì σ Hmax = σ H K qt σ Hmax < [σ H ]max Đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tỉnh bề mặt lượn chân răng.Ứng suất cực đai σ Fmax = σ F Kqt < [σ F ]max σF1max = σF1.Kqt = 103,34.1,6 = 165,35 Mpa σ F2max = σ F2 Kqt = 98,44.1,6 = 157,50Mpa
=>Vậy bánh răng bảo đảm được về quá tải cho phép. g Các thông số của bộ truyền bộ truyền cấp chậm:
Khoảng cách trục:aw1 = 126 mm Tỷ số truyền:u1 = 3,52
Chiều rộng vành răng: bw1 = 25,2 mm.
Số răng của bánh răng được xác định là z1 = 24 và z2 = 74, với hệ số dịch chỉnh x1 = x2 = 0 mm Đường kính vòng chia của bánh răng lần lượt là d1 = 145,94 mm và d2 = 363,99 mm Đường kính đỉnh răng được ghi nhận là da1 = 154,22 mm và da2 = 73,02 mm, trong khi đường kính đáy răng là df1 = 133,94 mm và df2 = 352 mm.
4 Tính toán cấp nhanh: a Xác định sơ bộ khoảng cách trục: aw2 =Ka.(u1 ±1)
(+): ứng với tiếp xúc ngoài
(-): Ứng với tiếp xúc trong
Bánh răng trụ răng nghiêng ăn khớp ngoài:aw2 = Ka.(u1+1)
Tra bảng 6.5[1]=>Ka = 49,5 :hệ số phụ thuộc vào vật liêụ của cặp bănh và loại răng.
Tra bảng 6.6[1]=> ba = 0,2 bd = 0,5ba(u2+1)= 0,5.0,2.( 3,084 + 1) = 0,41
Tra bảng 6.7[1] theo sơ đồ 4 ta được KH = 1.05 :hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính tiếp xúc.
T1:momen xoắn trên trục chủ động
Chọn tiêu chuẩn aw1 = aw2 6 mm b Xác định thông số ăn khớp:
Số răng bánh nhỏ:z1*w1.cosβ /[m.(u1+1)]$,30⇒Chọn z1 = 24
Số răng bánh lớn:z2 = u1.z1 = 3,084.28 t,016=>lấy z2 = 74
Do đó tỉ số truyền thực sẽ là:um = z2/z1 = 74/24 = 3,08
⇒β = 13,53 0 = 13 0 31’48” c Kiểm nghiệm răng độ bền tiếp xúc:
Phép tính kiểm nghiệm bộ truyền yêu cầu xác định mọi tham số với độ ổn định và độ chính xác cao Điều này cho phép chúng ta điều chỉnh một số thông số cần thiết để tối ưu hóa khả năng làm việc của bộ truyền Công thức tính ứng suất tiếp xúc trên mặt răng là H = ZM.ZH.Z.
ZM:hệsố cơ tính của vật liệu bánh răng.Tra bảng 6.5[1] => ZM'4Mpa 1/3
ZH:Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc ZH= tw b α β 2 sin cos 2
Z:Hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng. β b :góc nghiêng:tgβ b = cosα t tgβ ,theo TCVN 1065-71 chọn α = 20 0 α t =α t w = arctg(tgα /cosβ) = 20,52 0 góc ăn khớp
=> tgβ b = cosα t tgβ = cos20,52 0 tg13,53 0 = 0,19=> β b = 12,70 0
1 =1,13 Trong đó: εβ:hệ số trùng khớp dọc với ε β = bw.sinβ/(π.m) bw = ψ ba aw = 0,2.88 = 25,2
Hệ số ăn khớp ngang:εα= [1,88 – 3,2.(
Hệ số dịch chỉnh: x1 = x2 = 0 Đường kính vòng lăn bánh:dw1 = 2.aw1/(um+1) = 2.126/(3,084+1) a,76 mm Vận tốc vòng:v = 60000
Tra bảng 6.13[1] => Chọn cấp chính xác 8 vì bánh răng trụ răng nghiêng v < 10 m/s.Tra bảng 6.14[1] chọn K H α = 1,13 ν H = δ H.g0.v m w u a δ H hệ số ảnh hưởng của các sai số ăn khớp:Tra bảng 6.15[1]δ H = 0,002
Hệ số ảnh hưởng sai lệch các bước răng :Tra bảng 6.16[1] =>g0 = 56
Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc:tra bảng 6.7[1]=> K H β =1,05
Hệ sốtải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp:KHV =1+ β α ν
Hệ số khi tính tải trọng tiếp xúc:KH= K H β K HV K H α = 1,05.1,1.1,13 = 1,3 Ưng suất tiếp xúc: σ H = ZM.ZH Zε ( )
Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép:[σ H ' ] = [ ]σ H ZV.ZR.KxH
Với vận tốc v = 1,22 m/s, cấp chính xác động học đạt 9 và cấp chính xác tiếp xúc là 8 Khi chọn Ra = 2,5 độ nhám cho bề mặt làm việc, hệ số ảnh hưởng đến bề mặt ZR = 0,95 Do đó, với da < 700 mm, hệ số KxH được xác định là 1.
Khi HB < 350 thì Zv = 0,85.v 0,1 = 0,85.3,19 0,1 = 0,95:hệ số ảnh hưởng đến vận tốc vòng.
So sánh giữa [σ H '] và σ H cho thấy [σ H '] lớn hơn σ H, điều này đảm bảo độ bền tiếp xúc Để kiểm nghiệm độ bền uốn của răng, cần đảm bảo rằng ứng suất tại chân răng không vượt quá giá trị cho phép.
Yε:hệ số trùng khớp của răng:Yε = 1/εα = 1/1,66 = 0,602
Y β :hệ số kể đến độ nghiêng của răng: Y β =1 - β 0 /140 = 0,66
KF=KFB.KF α KFv hệ số tải trọng khi tính uốn
KFB hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng,tra bảng 6.7[1]:KFB = 1,12
KF α hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng bánh răng nghiêng,
KFv hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khơp
Với νF=δF.go.v. m w u a Bảng 6.15[1]: δF = 0,006 và bảng 6.16[1]: go= 56
YF1,YF2 lần lượt hệ số dạng răng bánh1 và 2,phụ thuộc vào số răng tương đương.
Số răng tương đương: ZV1 = z1/cos 3 β = 25
YF2 = 3,61 hệ số dịch chỉnh x = 0
2 σ F = 26.3 , 61 3 , 9= 24 MPa Ưng suất uốn cho phép của bánh răng 1 và 2:
YS độ nhạy vật liệu đối với tập trung Ứ.suất,YS=1,08–0,0695.lnm =1,003
YR = 1 hệ số ảnh hưởng độ nhám mặt lượn chân răng.
KxF hệ số kích thước bánh răng xét đến độ bền uốn,do da < 400 mm nên KxF
Ta có: σF1 = 26 MPa < [σ F ' 1 ] = 268,5 Mpa σF2 = 24 MPa < [σ F ' 2 ] = 263,3 Mpa
Vậy bánh răng bảo đảm độ bền uốn. e Kiểm nghiệm quá tải:
Khi khởi động máy hoặc hãm, bánh răng có thể gặp tình trạng quá tải Do đó, việc kiểm nghiệm quá tải là cần thiết để tránh hiện tượng biến dạng dư hoặc biến dạng ở lớp bề mặt Cần đảm bảo rằng ứng suất cực đại σ Max không vượt quá giá trị cho phép.
Hệ số quá tải Kqt = Tmax/T = 1,6
Tmax: momen xoắn quá tải σHmax = σH K qt [S] = 16,3
Vậy S > [S],khớp nối bảo đảm hệ số an toàn cho phép
II.4 Tính toán và chọn ổ lăn: a Trục I:
Phản lực tác dụng lên hai ổ :
Tính lực doc trục tác dụng lên hai ổ:Fs = e.Fr
Ta thấy ổ bi chịu lực hướng tâm và lực dọc trục
Khi chọn ổ bi đỡ chặn với đường kính ngõng trục 25 mm và tải trọng không lớn, nên lựa chọn ổ bi đỡ chặn một dãy cỡ trung hẹp 46305 Ổ bi này có đường kính trong là 25 mm và đường kính ngoài là 62 mm.
Khả năng tải động và tĩnh : C = 21,1 kN ; Co = 14,9 kN
*Kiểm tra khả năng chịu tải động của ổ :
Vì vòng trong quay nên V = 1,do đó e
Với ổ bi đỡ chặn 1 dãy: k = 0,5.(B + (d + D).tgα ) = 17,7 > B
Trong đó:kt hệ số ảnh hưởng nhiệt độ,kt =1 khi θ 5 0 C. kđ hệ số kể đến đặc tính tải trọng,tra bảng 11.3[1] kđ = 1,3.
Tải trọng động tương đương: m i i m i
Trong đó:m = 3 đối với ổ bi đỡ chặn.
Li = 60.n.Lhi/10 6 ; với Lhi = 40880 giờ.
Kiểm tra khả năng chịu tải động :
Vậy khả năng tải động của ổ đã chọn được đảm bảo.
* Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ :
Qt = Xo.Fr + Yo.Fa
Trong đó:X0,Y0 hệ số tải trọng hướng tâm,dọc trục.
Tra bảng 11.6[1]:Với α= 12 o chọn Xo = 0,5 ; Yo = 0,47
Vậy khả năng tải tĩnh của ổ được chọn được đảm bảo. b Trục II:
Phản lực tác dụng lên hai ổ :
Tính lực doc trục tác dụng lên hai ổ:Fs = e.Fr
Ta thấy ổ bi chịu lực hướng tâm và lực dọc trục
Khi chọn ổ bi đỡ chặn với đường kính ngõng trục 30 mm và tải trọng không lớn, ổ bi đỡ chặn một dãy cỡ trung hẹp 46306 là sự lựa chọn phù hợp Ổ này có đường kính trong là 30 mm và đường kính ngoài là 72 mm.
Khả năng tải động và tĩnh : C = 25,6 kN ; Co = 18,17 kN
*Kiểm tra khả năng chịu tải động của ổ :
Vì vòng trong quay nên V = 1,do đó e
Với ổ bi đỡ chặn 1 dãy: k = 0,5.(B + (d + D).tgα ) = 25,3 > B
Trong đó:kt hệ số ảnh hưởng nhiệt độ,kt =1 khi θ 5 0 C. kđ hệ số kể đến đặc tính tải trọng,tra bảng 11.3[1] kđ = 1,3.
Tải trọng động tương đương: m i i m i
Trong đó:m = 3 đối với ổ bi đỡ chặn.
Li = 60.n.Lhi/10 6 ; với Lhi = 40880 giờ.
Kiểm tra khả năng chịu tải động :
Vậy khả năng tải động của ổ đã chọn được đảm bảo.
* Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ :
Qt = Xo.Fr + Yo.Fa
Trong đó:X0,Y0 hệ số tải trọng hướng tâm,dọc trục.
Tra bảng 11.6[1]:Với α= 12 o chọn Xo = 0,5 ; Yo = 0,47
Vậy khả năng tải tĩnh của ổ được chọn được đảm bảo. c Trục III:
Phản lực tác dụng lên hai ổ :
Tính lực doc trục tác dụng lên hai ổ:Fs = e.Fr
Ta thấy ổ bi chịu lực hướng tâm và lực dọc trục
Khi chọn ổ bi đỡ chặn với đường kính ngõng trục 45 mm và tải trọng không lớn, nên lựa chọn ổ bi đỡ chặn một dãy cỡ trung hẹp 46309 Ổ bi này có đường kính trong là 45 mm và đường kính ngoài là 100 mm.
Khả năng tải động và tĩnh : C = 48,1 kN ; Co = 37,7 kN
*Kiểm tra khả năng chịu tải động của ổ:
Vì vòng trong quay nên V = 1,do đó e
Với ổ bi đỡ chặn 1 dãy: k = 0,5.(B + (d + D).tgα ) = 27 > B
Trong đó:kt hệ số ảnh hưởng nhiệt độ,kt =1 khi θ 5 0 C. kđ hệ số kể đến đặc tính tải trọng,tra bảng 11.3[1] kđ = 1,3.
Tải trọng động tương đương: m i i m i
Trong đó:m = 3 đối với ổ bi đỡ chặn.
Li = 60.n.Lhi/10 6 ; với Lhi = 40880 giờ.
Li : tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay.
Kiểm tra khả năng chịu tải động :
Vậy khả năng tải động của ổ đã chọn được đảm bảo.
* Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ :
Qt = Xo Fr + Yo.Fa
Tra bảng 11.6[1] chọn Xo = 0,6 ; Yo = 0,5
Vậy khả năng tải tĩnh của ổ được chọn được đảm bảo.
Trục K.hiệu d, mm D, mm B,mm r1 mm r mm C kN C0 kN
II.5 Chọn các chi tiết phụ:
Vòng phớt (phớt dầu) có vai trò quan trọng trong việc ngăn chặn dầu hoặc mỡ chảy ra ngoài hộp giảm tốc, đồng thời bảo vệ hộp giảm tốc khỏi bụi bẩn từ bên ngoài.
2 Vòng chắn dầu:Có tác dụng không cho dầu,mỡ tiếp xúc nhau.Không cho dầu vào ổ lăn.
3 Chốt định vị: Có tác dụng định vị chính xác vị trí của nắp và thân của hộp giảm tốc trước và sau khi gia công cũng như lắp ghép,dùng hai chốt định vị khi xiết bulong không làm biến dạng vòng ngoài của ổ ( do sai lệch vị trí tương đối của nắp và thân),do đó loại trừ được một trong những nguyên nhân làm ổ chống hỏng. c 1 d 5 l 50 d
Cửa thăm là một bộ phận quan trọng giúp kiểm tra và quan sát các chi tiết máy trong hộp giảm tốc Nó được lắp đặt trên đỉnh hộp để thuận tiện cho việc lắp ghép và đổ dầu vào bên trong Cửa thăm được bảo vệ bằng một nắp đậy, trên nắp còn có nút thông hơi để đảm bảo sự thông thoáng cần thiết.
5 Nút thông hơi: C ó tác dụng làm giảm áp suất,điều hòa không khí bên trong và bên ngoài hộp giảm tốc do khi làm việc nhiệt độ bên trong hộp giảm tốc tăng lên.Nút thông hơi được lắp trên nắp cửa thăm
6 Nút tháo dầu:Có tác dụng để tháo dầu cũ vì sau một thời gian làm việc,dầu bôi trơn chứa trong hộp bị bẩn do bụi hoặc do hạt mài hoặc bị biến chất.
7 Vít tách nắp và thân:Có tác dụng dùng để tác nắp và thân.
8 Que thăm dầu:Là một kết cấu dùng để kiểm tra mức dầu trong hộp giảm tốc
9.Ống lót:nhằm hạn chế các bánh răng trên trục và vai ổ lăn.
* Các phương pháp bôi trơn hộp giảm tốc:
-Đối với bộ truyền hở của những máy không quan trọng,bôi trơn định kỳbằng mỡ.
-Dầu công nghiệp được dùng rộng rãi nhất.Bôi trơn lưu thông dùng dầu công nghiệp 45.
-Dầu tuabin dùng bôi trơn các bộ truyền bánh răng quay nhanh.
-Dầu ôtô,máy kéo AK10,AK15 dùng bôi trơn các loại HGT.
II.6 Thiết kế vỏ hộp giảm tốc:
Kích thước vỏ hộp và các chi tiết ghép:
Chiều dày thành hộp: δ = 10 mm > 6 mm
Chiều dày nắp hộp: δ 1 = 0,9 δ = 9 mm
Gân tăng cứng:Chiều dày e: e = (0,8 ÷1) δ = 9 mm
Chiều cao h < 58 mm Đường kính:
Bulông cạnh ổ: M10 Bulông ghép bích nắp và bích thân: M10
Bulông ghép nắp ổ: M6 bulông ghép nắp kiểm tra: M6
Mặt bích ghép nắp và thân:
Chiều dày bích thân hộp : S3 = (1,4÷1,8).d3 = 15 mm Chiều dày bích nắp hộp : S4 = (0,9÷1).S3 = 15 mm
Bề rộng bích nắp và bích thân : K3 = K2 –(3÷5) = 40 mm
Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ : K2 = 44 mm
Khe hở giữa chi tiết quay và thành hộp : ∆ = 10 mm
Khe hở giữa bánh răng lớn nhất và thành hộp : ∆ 1 = 30mm
Chiều dài vỏ hộp : L = 620 mm Chiều rộng của vỏ hộp : B = 290 mm
Chi tiết Mối lắp es (mm) ei (mm)
EI (mm) Độ dôi lớn nhất Độ hở lớn nhất Bánh răng 1 ị30H7/k6 +0.021 +0.002 +0.021 0 0.015 0.019