ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY HỘP GIẢM TỐC BÁNH RĂNG CÔN TRỤ 2 CẤP

Bộ truyền bánh răng côn – răng thẳng cấp nhanh KxH – hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng.. YR – hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng... YS – hệ số xét đến

ĐỀ TÀI THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

- Sơ đồ hệ thống dẫn động như hình dưới đây: (1 Động cơ điện, 2 Hộp giảm tốc, 3 Nối trục đàn hồi, 4 Tang cuốn băng tải)

- Các số liệu cho trước :

P = 4800 (N)

V = 1,53 (m/s)

D = 360 (mm)

Đặc tính tải: tải trọng thay đổi, rung động nhe

Thời gian phục vu: 5 năm 06 tháng; một năm làm việc 320 ngày, một ngày làm 16 giờ

Làm việc một chiều

Mục lục

I - Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền………3

II - Tính toán thiết kế các bộ truyền……… 6

trục……… 26

IV - Tính chọn ổ trục, then, nối trục 47

V - Tính chọn các chi tiết lắp trên hộp giảm tốc 56

Phần I: Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền

I Chọn động cơ

1 Chọn kiểu động cơ

- Hiện nay, có hai loại động cơ điện là động cơ điện một chiều và động

cơ điện xoay chiều Để thuận tiện, phù hợp với lưới điện hiện nay, ta chọn động cơ điện xoay chiều Trong số các loại động cơ điện xoay chiều ta chọn động cơ không đồng bộ ba pha lồng sóc (ngắn mạch) Với những ưu điểm như: kết cấu đơn giản, dễ bảo quản, giá thành rẻ, độ tin cậy cao, thuận tiện vì có thể mắc trực tiếp vào lưới điện ba pha

2 Các kết quả tính toán trên băng tải

a) Mômen thực tế trên băng tải

Tbt = P D2 = 4800.3602 = 864 (Nm)

b) Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ

- Số vòng quay đồng bộ của động cơ được xác định theo công thức:

nđb = 60 f pTrong đó: f là tần số dòng điện xoay chiều, ở nước ta là 50Hz

D: đường kính tang cuốn băng tải (D = 360mm)

➩nbt = 60.10π 3603.1,53 =81 (vòng/ phút)c) Xác định hiệu suất hệ thống

Gọi ⴄht là hiệu suất toàn hệ thống, được xác định theo công thức:

ⴄht = ⴄBRCôn.ⴄBRNghiêng.ⴄổl4

Với ⴄBRCôn: hiệu suất truyền động của bộ truyền bánh răng côn

ⴄBRNghiêng: hiệu suất truyền động của bộ truyền bánh răng nghiêng

ⴄổl: hiệu suất của cặp ổ lăn

Theo bảng 2.1 ta chọn được

ⴄBRCôn = 0,97; ⴄBRNghiêng = 0,97; ⴄổl = 0,99

Thay vào ta có:

ⴄht = ⴄBRCôn.ⴄBRNghiêng.ⴄổl4= 0,97.0,97.(0,99)4 = 0,9

3 Chọn động cơ điện theo công suất

- Công suất làm việc của động cơ:

Vận tốcquay, v/ph ⴄ% Cosφ T T max

dn

T K

T dn

Khốilượng(kg)4A132M4Y

3

II Phân phối tỉ số truyền

Để phân phối tỉ số truyền cho các bộ truyền, phải tính tỉ số truyền cho toàn bộ hệ thống

iht = n dc

n bt = 145881 = 18

mà iht = ibrc.ibrn

ibrc – tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng côn

ibrn – tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng nghiêng

Với hộp giảm tốc bánh răng côn – trụ 2 cấp, với mục tiêu là làm cho kíchthước của hộp giảm tốc là nhỏ nhất, nên chọn tỉ số truyền cấp nhanh và cấp chậm như sau:

Chọn ibrc = 4,5

➩ ibrn = 4,518 = 4

Vậy kết quả về tỉ số truyền các bộ truyền trong hệ thống là:

Bộ truyền bánh răng côn: ibrc = 4,5;

Bộ truyền bánh răng nghiêng: ibrn = 4

III Xác định các thông số động học và lực của các trục.

Phần II : Tính toán thiết kế các bộ truyền

I Thiết kế bộ truyền bánh răng

I-1 Bộ truyền bánh răng côn – răng thẳng cấp nhanh

KxH – hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng

YR – hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng

YS – hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất.

KxF – hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn

Trong thiết kế sơ bộ, ta lấy: ZR.ZV.KxH = 1 và YR.YS.KxF = 1,

NFO – số chu kì thay đổi ứng suất cơ sơ khi thử về uốn

NFO = 4.106 đối với tất cả loại thép

NHE, NFE – số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương Khi bộ truyền chịu tải trọng tĩnh:

➩ NHE1 > NHO1; NHE2 > NHO2

NFE1 > NFO1; NFE2 > NFO2

Vậy ta lấy NHE = NHO và NFE = NFO suy ra KHL = KFL = 1

Từ đó ta tính được ứng suất cho phép:

[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

3 Tính bộ truyền bánh răng côn

a) Xác định chiều dài côn ngoài

Chiều dài côn ngoài của bánh răng côn chủ động được xác định theo công thức :

- Số răng bánh nhỏ

de1 = 2 R e

√1+i12 = 2.151,23√1+4,52 = 65,6 (mm)Theo bảng 6.22, ta có z1p = 16

4 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

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

σ H = ZM.ZH.Z ε.√2 T1 K Hβ K Hα K Hv .√i2 +1

0,85 b d m 12 .i ≤ [σ H¿Trong đó :

ZM- hệ số kể đến cơ tính vật liệt của các bánh răng ăn khớp Theo bảng (6.5 - I), ta có ZM = 274 MPa1/3

ZH – hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc Theo bảng (6.12 – Tập [1]),với x1 + x2 = 0 ➩ ZH = 1,76

Z ε – hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, với bánh răng côn răng thẳng :

KHα - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về tiếp xúc, KHα = 1

KHv là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính

5 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Ứng suất uốn xuất hiện trên bề mặt răng côn phải thỏa mãn điều kiện sau:

dm1-đường kính trung bình của bánh chủ động, dm1 = 56,875 mm

Yβ - hệ số kể đến độ nghiêng của răng, Yβ = 1

YF1, YF2 - hệ số dạng răng của bánh 1 và 2, tra Bảng 6.18 – trang 109 [1],

σ F 2=σ F 1 Y F 2

Y F 1 = 107,07.3,63,9 = 98,83 ≤[σ F 2]

➩ Thỏa mãn độ bền uốn

6 Kiểm nghiệm về độ bền quá tải

Khi làm việc răng có thể bị quá tải với hệ số quá tải Kqt = T max

7 Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng côn

hae2 = 1,55 (mm)Đường kính đỉnh răng ngoài dae1 = 71,7 (mm)

dae2 = 293,2 (mm)Chiều cao chân răng ngoài hfe1 = 2,05 (mm)

hfe2 = 3,95 (mm)

I-2 Bộ truyền bánh răng trụ – răng nghiêng cấp chậm

KxH – hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng

YR – hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng

YS – hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất

KxF – hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn

Trong thiết kế sơ bộ, ta lấy: ZR.ZV.KxH = 1 và YR.YS.KxF = 1,

NFO – số chu kì thay đổi ứng suất cơ sơ khi thử về uốn

NFO = 4.106 đối với tất cả loại thép

NHE, NFE – số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương Khi bộ truyền chịu tải trọng tĩnh:

➩ NHE1 > NHO1; NHE2 > NHO2

NFE1 > NFO1; NFE2 > NFO2

Vậy ta lấy NHE = NHO và NFE = NFO suy ra KHL = KFL = 1.

Từ đó ta tính được ứng suất cho phép:

T2 - momen xoắn trên trục bánh chủ động, T2 = 227844,1 (N.mm)

[σH] là ứng suất tiếp xúc cho phép, [σH] = 518,18 MPa

ψba là hệ số, tra Bảng 6.6 – trang 97 [1] ta chọn ψba = 0,4

ψbd = 0,53 ψba.(u + 1) = 0,53.0,4.(4 + 1) = 1,06

KHβ là hệ số khi xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên vànhrăng khi tính theo sức bền tiếp xúc và uốn, tra Bảng 6.7 – trang 98 [1]với ψba = 1,06 và sơ đồ bố trí là sơ đồ 5, ta chọn KHβ = 1,07

➩ aw = 43.(4 + 1).3

√227844,1.1,07518,182.4 0,4 = 178 (mm)Chọn aw = 180 (mm)

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

σ H = ZM.ZH.Z ε.√2 T1 K Hβ K Hα K Hv .(i+1)

b d w 32 .i ≤ [σ H¿Trong đó :

ZM- hệ số kể đến cơ tính vật liệt của các bánh răng ăn khớp Theo bảng (6.5 - I), ta có ZM = 274 MPa1/3

ZH – hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

ZH = √2 cos β b

sin 2 α tw

β b – góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở

tanβ b = cosα t.tanβ

α t = α t = arctan(tanα cosβ) = 20o31’

➩ tanβ b = cos(20o31’).tan(13o32’) = 0,225

KHβ – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, Bảng 6.7 – [1] , KHβ = 1,07

KHα - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp, KHα = 1

KHv là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính

về tiếp xúc

KHv = 1 + v H b d w 3

2.T2 K Hα K Hβ = 1 + 2.227844,1.1,07 1,131,195.72.72 = 1,011 Với v H=δ H g0 v √a w

5 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Ứng suất uốn xuất hiện trên bề mặt răng côn phải thỏa mãn điều kiện sau:

6 Kiểm nghiệm về độ bền quá tải

Khi làm việc răng có thể bị quá tải với hệ số quá tải Kqt = T max

T Có thể lấy

Kqt = 1,4

Để tránh biến dạng dư hoặc gãy lớp bề mặt, phá hỏng mặt lượn chân răng, ta sử dụng công thức sau:

σ Hmax =σ H.√K qt ≤ [σ H]max Trong đó:

σ H = ứng suất tiếp xúc, σ H = 496,3 MPa

➩ Thỏa mãn độ bền uốn và độ bền tiếp xúc khi quá tải

Các thông số của bộ truyền

- Định khsoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt tải trọng.

- Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục

2.1 Tải trọng tác dụng lên trục

Tải trọng chủ yếu tác dụng lên trục là mômen xoắn và các lực tácdụng khi ăn khớp trong bộ truyền bánh răng, lực căng đai, lực lệchtâm do sự không đồng trục khi lắp hai nửa khớp nối di động Trọnglượng bản thân trục và trọng lượng các chi tiết lắp lên trục chỉ đượctinh đến ở các cơ cấu tải nặng, còn lực ma sát trong các ổ được bỏqua

Lực hướng tâm:

Fr1 = Ft1.tgα.cosδ1 = 1854,17.tg20.cos12,53 = 658,79 (N)

Fr2 = Ft1.tgα.cosδ2 = 1854,17.tg20.cos77,47 = 146,41 (N)Lực vòng:

Fr3 = Ft3.tgαtw/cosβ = 6329.tg20,525/cos13,54 = 2437,2 (N)

Fr4 = Fr3 = 2437,2 (N)Lực vòng:

Theo bảng 16.10a ta chọn được Do = 90 (mm)

Tk – momen xoắn trên trục thứ k

[τ] - ứng suất xoắn cho phép, [τ] = 15 – 30 MPa

- Đường kính sơ bộ trục III:

dIII = 3

0,2.30 = 3

√874827,20,2.30 = 52,63 (mm)chọn dIII = 55 mm

2.3 Xác định khoảng cách gối đỡ và điểm đặt lực

Chiều dài trục cũng như khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểmđặt lực phụ thuộc vào sơ đồ động, chiều dài mayơ của các chi tiết quay,chiều rộng ổ, khe hở cần thiết và các yếu tố khác

Từ đường kính sơ bộ d của các trục, sử dụng bảng 10.2, [I] xác định

gần đúng chiều rộng ổ lăn bo tương ứng

- Với trục I có dI = 40 mm chọn ổ lăn có bo1 = 23 mm.

- Với trục II có dII = 45 mm  chọn ổ lăn có bo2 = 25 mm

- Với trục III có dIII = 55 mm chọn ổ lăn có bo3 = 29 mm

Ta đi tính lmki, lk1, lki, lcki và bki

Trong đó:

k – Số thứ tự của trục trong hộp giảm tốc (k = 1…3)

i – số thứ tự của tiết diện trục trên đó lắp các chi tiết có tham giatruyền tải trọng

i = 0 và 1 : các tiết diện trục lắp ổ

i = 2…s, với s là số các chi tiết quay (bánh răng, khớp nối)

lk1 – khoảng cách giữa các gối đỡ 0 và 1 trên trục thứ k ;

lki – khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện thứ i trên trục thứ k ;

lmki – chiều dài mayơ của chi tiết quay thứ i (lắp trên tiết diện i) trêntrục k ;

thứ i ở ngoài hộp giảm tốc đến gối đỡ

lcki = 0,5(lmki + bo) + k3 + hn (4)

[I])

hn – chiều cao nắp ổ và đầu bulông(bảng 10.3, [I])

bki – chiều rộng vành răng thứ i trên trục thứ k

Chiều dài mayơ bánh răng côn lắp trên trục I:

lm13= (1,2  1,4)dI = (1,2  1,4).40 = (48  56) mm

Lấy lm13 = 50 mm

Chiều dài mayơ bánh răng côn lắp trên trục II:

lm23 = (1,2 1,4)dII = (1,2  1,4).45 = (54  63) mm

Lấy lm23 = 55 mm

Chiều dài mayơ bánh răng trụ lắp trên trục II:

hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay

Khoảng cách giữa các gối đỡ 0 và 1 trên trục thứ k (lk1)

ở ngoài hộp giảm tốc đến gối đỡ

- Khoảng cách từ gối đỡ 0 dến tiết diện thứ 3 (lắp bánh răng côn) trêntrục II: l23 = l22 + 0,5(lm22 + b13cos2) + k1

➩ FBx = -642,464 (N), FBx ngược chiều giả thiết

- Khi dời lực về tâm trục

Vậy dB = 3

0,1.[σ ] = 3

√77834,540,1.63 = 53,8 (mm)Trong đó: [σ] là ứng suất cho phép của thép chế tạo trục, từ bảng10.5, [I] ta có [σ] = 63

= 55,56 (Nmm)

3 Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

Khi xác định đường kính trục theo công thức dj = 3

0,1[σ ] chưa xét đến một số yếu tố ảnh hưởng đến độ bền mỏi của trục như đặc tính thay đổi chu kỳ ứng suất, sự tập trung ứng suất, yếu tố kích thước, chất lượng

bề mặt…Vì vậy sau khi định kết cấu trục cần tiến hành kiểm nghiệm trục

về độ bền mỏi có kể đến các yếu tố vừa nêu

Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo được độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện sau:

 

j j j

[s] – hệ số an toàn cho phép, thông thường [s] = 1,5 … 2,5

sj, sj – hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tại tiết diện j

1 aj

j

s K

Trong các công thức trên thì:

 -1 và -1 – giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng.Với thép 45 có b = 600 MPa thì:

-1 = 0,58-1 = 0,58.261,6 = 151,728 (MPa)

 aj, aj, mj , mj – biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp

và ứng suất tiếp tại tiết diện j

max minj aj

j của trục, được xác định theo bảng 10.6, [I]

Vì các trục ở đây đều có 2 rãnh then nên theo bảng 10.6, [I] ta có:

1 ( 1 ) W

- Trên trục I: tiết diện lắp bánh răng D và ổ lăn B

- Trên trục II: tiết diện lắp các bánh răng B và C

- Trên trục III: tiết diện lắp bánh răng C

Chọn kiểu lắp ghép: Các ổ lăn lắp trên trục theo k6, lắp bánh răng, nối trục theo k6 kết hợp với lắp then.

Kích thước của then bằng được cho trong bảng 9.1a, [I], trị số của mômen cản uốn và mômen cản xoắn (công thức tính trong bảng 10.6,

[I]) ứng với các tiết diện trục nguy hiểm trên được tính và ghi lại vào

 ψ σvàψ τ - hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi

Kx – hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt.

Do các trục được gia công trên máy tiện, tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt Ra = 2,5 … 0,63 m, và σ b=600 MPa do đó theo bảng 10.8, [I], có Kx = 1,06

Ky – hệ số tăng bền bề mặt trục, cho trong bảng 10.9, [I], phụ

thuộc vào phương pháp tăng bền bề mặt, cơ tính vật liệu

K và K - hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn, trị số của chúng phụ thuộc vào loại yếu tố gây tập trung ứng suất

Theo bảng 10.12, [I], khi dùng dao phay đĩa, hệ số tập trung ứng suất tại rãnh then ứng với vật liệu có σ b=600 MPalà K = 1,46 và K = 1,54

ε σ và ε τ - hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi, phụ thuộc vào vật liệu trục và đường kính

trục Trị số cho trong bảng 10.10, [I].

Từ đường kính trục của các tiết diện nguy hiểm, vật liệu các trục là

thép cacbon dựa vào bảng 10.10, [I] ta có:

- Tại tiết diện 1C có: Mx = 116720,03 Nmm và My = 37306,5 Nmm

⇒ M11=√M2x

Xét đối với trục III:

Vậy các trục I, II, III đều đảm bảo độ bền mỏi

Và vì hệ số an toàn là khá lớn nên có thể không cần kiểm nghiệm

tiết diện nguy hiểm quá tải (Nmm);

ch – giới hạn chảy của vật liệu trục, MPa

⇒ σ= M m ax

0,1 d223 =

486521,045 0,1 453 =53,39 (MPa)

Phần IV: Tính chọn ổ trục, then, nối trục

d, d - ứng suất dập và ứng suất cắt tính toán, (MPa)

d - đường kính trục (mm)

T – mômen xoắn trên trục (Nmm)

b, h, t – kích thước then, tra bảng 9.1, [I] (mm)

lt’ - chiều dài phần làm việc của then (mm)

- Chiều sâu rãnh then trên trục: t1 = 4 mm

Then tại khớp nối : có lm12 = 80

lt1 = (0,8 – 0,9).80 = (64 – 72) = 70 mm

lt = lt1 – b = 70 – 8 = 62 mm

σd = 25.62.(7−4)2.52728 = 22,68

τc = 2.5272825.62.8 = 8,5

Vậy then tại khớp nối thoả mãn điều kiện bền dập và bền cắt

Then tại khớp nối : có lm13 = 50

Tra bảng 9.1.a, [I], ta có:

Then tại bánh răng côn : có lm12 = 55

lt1 = (0,8 – 0,9).55 = (44 – 49,5) = 45 mm

lt = lt1 – b = 45 – 14 = 31 mm

σd = 45.31 (9−5,5)2.227844,1 = 90,4

τc = 2.227844,145.31.14 = 22,6

Vậy then tại bánh răng côn thoả mãn điều kiện bền dập và bền cắt

Then tại bánh răng nghiêng : có lm22 = 60

Tra bảng 9.1.a, [I], ta có:

Then tại bánh răng nghiêng : có lm32 = 75

lt1 = (0,8 – 0,9).75 = (60 – 72) = 70 mm

lt = lt1 – b = 70 – 18 = 52 mm

σd = 60.52.(11−7)2.874827,1 = 140,2

τc = 2.874827,160.52.18 = 31,2

Vậy then tại bánh răng trụ thoả mãn điều kiện bền dập và bền cắt

Then tại khớp nối : có lm33 = 105

- Lực dọc trục phụ Fs do các lực hướng tâm tác dụng lên ổ sinh ra:

Vậy theo bảng 11.4, [I], ta có: XB = 0,4; YB = 0,4cotg = 1,644

V F rC=

880,5 1.2907,6=0,3<e

Vậy theo bảng 11.4, [I], ta có: XC = 1 ; YC = 0

 Q B= (X B .V F rB+Y B F aB) k t k d

¿(0,4.1 726,5+1,644.734,1)1.1=1497,46 N

Vậy ta tính chọn ổ cho ổ 1 là ổ chịu tải lớn hơn Q = 2907,6 (N)