Đề tài: Thiết kế hệ thống dẫn động xích tải g100
Bạn đang xem bản rút gọn của tài liệu. Xem và tải ngay bản đầy đủ của tài liệu tại đây (1.32 MB, 59 trang )
1
TRƢỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA TP.HCM
KHOA CƠ KHÍ
BỘ MÔN THIẾT KẾ MÁY
ĐỒ ÁN MÔN HỌC
CHI TIẾT MÁY
Sinh viên thực hiện: HỒ NGUYỄN CÔNG MINH MSSV: G0901548
Ngành đào tạo: KT ÔTÔ – MÁY ĐỘNG LỰC
Ngƣời hƣớng dẫn: DƢƠNG ĐĂNG DANH Ký tên
Ngày hoàn thành Ngày bảo vệ
ĐỀ TÀI
Đề số 9: THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI
Phương án số: 12
2
Hệ dẫn động xích tải gồm:
1- Động cơ điện 3 pha không đồng bộ; 2- Bộ truyền đai thang; 3- Hộp giảm tốc trục vít –
bánh rang; 4- Nối trục đàn hồi; 5- Xích tải
Số liệu thiết kế:
Lực vòng trên xích tải, F(N) :
Vận tốc xích tải, v(m/s) :
Số răng đĩa xích tải dẫn, z (răng):
Bƣớc xích tải, p (mm):
Thời gian phục vụ, L (năm):
Quay một chiều, làm việc 2 ca, tải va đập mạnh.
(1 năm làm việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ)
Phƣơng án
12
F, N
19500
v, m/s
0,3
z, răng
9
p, mm
110
L, năm
8
t
1
, giây
15
t
2
, giây
37
T
1
T
T
2
0,5T
3
Lời nói đầu
ất nƣớc ta đang trên đà phát triển do đó khoa học kĩ thuật đóng một vai trò hết sức quan
trọng đối với đời sống con ngƣời. Việc áp dụng khoa học kĩ thuật chính là làm tăng
năng suất lao động đồng thời nó cũng góp phần không nhỏ trong việc thay thế sức lao
động của ngƣời nông nhân và công nhân một cách có hiệu quả nhất, bảo đảm an toàn
cho ngƣời học trong quá trình làm việc.
Thiết kế và phát triển những hệ thống truyền động là vấn đề cốt lõi trong cơ khí. Mặt khác,
một nền công nghiệp phát triển không thể thiếu một nền cơ khí hiện đại. Vì vậy, việc thiết kế và
cải tiến những hệ thống truyền động là công việc rất quan trọng trong công cuộc hiện đại hoá đất
nƣớc.
Đồ án chi tiết máy nhằm củng cố lại các kiến thức đã học trong các môn Nguyên Lý Máy,
Chi Tiết Máy, Vẽ Cơ Khí…và giúp sinh viên có cái nhìn tổng quan về việc thiết kế cơ khí. Hộp
giảm tốc là 1 bộ phận điển hình mà công việc thiết kế giúp chúng ta làm quen với các chi tiết cơ
bản nhƣ bánh răng, ổ lăn,…Thêm vào đó trong quá trình thực hiện các sinh viên có thể bổ sung
và hoàn thiện kỹ năng vẽ AutoCad, điều cần thiết với 1 kỹ sƣ.
Em xin chân thành cảm ơn thầy Dƣơng Đăng Danh và các bạn trong lớp đã giúp đỡ em rất
nhiều trong quá trình thực hiện đồ án.
Với kiến thức còn hạn hẹp, do đó thiếu xót là điều không thể tránh khỏi, em mong nhận
đƣợc ý kiến từ thầy cô và bạn bè để đồ án này đƣợc hoàn thiện hơn.
Hồ Nguyễn Công Minh
Đ
4
Nội dung
Trang
Phần 1 Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền 5
Phần 2 Thiết kế đai thang 8
Phần 3 Thiết kế các bộ truyền 11
Bộ truyền trục vít 11
Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng 17
Phần 4 Thiết kế trục , chọn then , nối trục 22
Trục I 23
Chọn then 28
Trục II 30
Chọn then 35
Trục III 38
Chọn nối trục 40
Chọn then 44
Phần 5 Chọn ổ lăn 46
Trục I 46
Trục II 48
Trục III 51
Phần 6 Thiết kế vỏ hộp và chọn các chi tiết phụ 53
Bảng dung sai 58
Tài liệu tham khảo 59
5
PHẦN 1 XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN BỐ TỈ
SỐ TRUYỀN CHO HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG
A/ TÍNH TOÁN CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN
Chọn hiệu suất của hệ thống:
-Hiệu suất ổ lăn: η
ol
= 0,99
-Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng: η
br
= 0,96
-Hiệu suất bộ truyền trục vis: η
tv
= 0,8
-Hiệu suất bộ truyền đai thang: η
đ
= 0,96
-Hiệu suất khớp nối: η
k
= 0,99
-Hiệu suất truyền động:
44
d
. . . . 0,99.0,96.0,8.0,96.0,99 0,7
k br tv ol
Tính công suất tính toán:
-Công suất trên xích tải:
. 19500.0,3
5,85 kW
1000 1000
lv
Fv
P
-Công suất tính toán:
22
12
1 2 2 2
12
1 .15 0,5 .37
. 5,85 3,99 kW
15 37
td lv
TT
tt
TT
PP
tt
-Công suất cần thiết trên trục động cơ:
3,99
5,69 kW
0,7
td
ct
P
P
-Số vòng quay của trục công tác:
6
60000. 60000.0,3
18,18 vòng/phút
. 9.110
lv
v
n
zp
Chọn sơ bộ tỉ số truyền:
-Tỉ số truyền hộp giảm tốc trục vis – bánh răng: u
h
= 40
-Tỉ số truyền bộ truyền đai: u
d
= 3,5
-Tỉ số truyền chung: u
ch
= u
h
.u
d
= 40.3,5 = 140
-Số vòng quay sơ bộ của động cơ: n
sb
= n
lv
.u
ch
= 18,18. 140 = 2545,2 vòng/phút
Theo bảng P1.3 sách „TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ‟ của TRỊNH CHẤT –
LÊ VĂN UYỂN, ta chọn động cơ sau:
Động cơ
Công suất
(kW)
Vận tốc quay
(vòng/phút)
cosυ
η (%)
max
dn
T
T
k
dn
T
T
4A112M2Y3
7,5
2922
0,88
87,5
2,2
2
B/ PHÂN BỐ TỈ SỐ TRUYỀN
-Chọn tỉ số truyền của hệ thống
2922
160,73
18,18
dc
ch
lv
n
u
n
Chọn u
d
= 3,5 →
160,73
45,92
3,5
ch
h
d
u
u
u
Chọn u
tv
=20 →
45,92
2,3
20
h
br
tv
u
u
u
Tính toán công suất trên các trục
-Trục 3:
3
5,85
5,97 kW
. 0,99.0,99
lv
ol k
P
P
-Trục 2:
3
2
5,97
6,28 kW
. 0,99.0,96
ol br
P
P
-Trục 1:
2
1
6,28
7,93 kW
. 0,99.0,8
ol tv
P
P
7
-Trục động cơ:
1
7,93
8,34 kW
0,96.0,99
dc
d ol
P
P
Tính toán số vòng quay các trục:
-Trục 1:
1
2922
834,86 vòng / phút
3,5
dc
d
n
n
u
-Trục 2:
1
2
834,86
41,74vòng / ú
20
tv
n
n ph t
u
-Trục 3:
2
3
41,74
18,15 vòng / ú
2,3
br
n
n ph t
u
Tính momen xoắn trên các trục:
-Trục động cơ:
66
8,34
9,55.10 . 9,55.10 . 27257,70 N.mm
2922
dc
dc
dc
P
T
n
-Trục 1:
66
1
1
1
7,93
9,55.10 . 9,55.10 . 90711,62 N.mm
834,86
P
T
n
-Trục 2:
66
2
2
2
6,28
9,55.10 . 9,55.10 . 1436847,15 N.mm
41,74
P
T
n
-Trục 3:
66
3
3
3
5,97
9,55.10 . 9,55.10 . 3141239,67 N.mm
18,15
P
T
n
-Trục công tác:
66
5,85
9,55.10 9,55.10 3078099,17 N.mm
18,15
lv
lv
lv
P
T
n
BẢNG ĐẶC TÍNH
Động cơ
Trục 1
Trục 2
Trục 3
Trục công
tác
Công suất P
(kW)
8,34
7,93
6,28
5,97
5,85
Tỉ số truyền u
3,5
20
2,3
1
Số vòng quay
n (vòng/phút)
2922
834,86
41,74
18,15
18,15
Momen xoắn
T (N.mm)
27257,70
90711,62
1436847,15
3141239,67
3078099,17
8
PHẦN 2 THIẾT KẾ ĐAI THANG
Thông số kĩ thuật:
P
1
= 8,34 kW
n
1
= 2922 vòng/phút
u = 3,5
1/ Chọn thông số dây đai
Theo hình 4.22, ta chọn đai loại A, có thông số:
Dạng
đai
Kí hiệu
b
p
, mm
b
0
, mm
h, mm
y
0, mm
A,
mm
2
Chiều
dài đai,
(mm)
T
1
,
N.mm
D
1
, mm
Đai
thang
A
11
13
8
2,8
81
560 ÷
4000
11 ÷ 70
100 ÷ 200
2/ Chọn đường kính bánh đai d
1
, d
2
theo tiêu chuẩn
Đƣờng kinh bánh đai nhỏ d
1
= 1,2.d
min
= 1,2.100 = 120 mm. Theo tiêu chuẩn ta chọn d
1
= 140
mm
-Vận tốc đai:
11
.d .n
3,14.140.2922
v 21,41 m/s
60000 60000
< 25 m/s
Giả sử ta chọn hệ số trƣợt tƣơng đối
0,01
Đƣờng kính bánh lớn:
21
d ud (1 ) 3,5.140.(1 0,01) 485,1 mm
-Theo tiêu chuẩn, chọn d
2
= 500 mm
-Ta tiến hành tính lại tỉ số truyền thực tế
2
t
1
d
500
u 3,61
d 1 140 1 0,01
9
Sai số:
t
(u u)
3,61 3,5
u .100% .100% 3,1 %
u 3,5
< 4%, nên sai số chấp nhận đƣợc.
3/ Chọn sơ bộ khoảng cách trục
-Khoảng cách trục nhỏ nhất:
0,55(d
1
+d
2
) + h = 0,55.(140+500) + 8 = 360 mm
-Khoảng cách trục lớn nhất:
2(d
1
+ d
2
) = 2(140 + 500) = 1280 mm
Điều kiện:
360 a 1280 mm
Chọn sơ bộ a = d
2
= 500
4/ Tính chiều dài đai L
Chiều dài tính toán của đai:
2
2
1 2 2 1
(d d ) (d d )
3,14.(140 500) (500 140)
L 2a 2.500 2070,11 mm
2 4a 2 4.500
Theo bảng 4.3, ta chọn L =2240 mm
5/ Kiểm nghiệm số vòng chạy của đai trong 1s
11
v 21,41
i 9,56 s < 10 s
L 2,24
6/ Tính lại a theo tiêu chuẩn
Ta tiến hành tính lại khoảng cách trụca theo chiều dài L ta vừa chọn đƣợc:
22
k k 8
a
4
Trong đó
12
d d 3,14. 140 500
k L 2240 1234,69
22
21
dd
500 140
180
22
a 589,88 mm
10
Giá trị a vẫn nằm trong khoảng giá trị cho phép.
7/ Tính góc ôm đai α
1
0
21
1
57(d d )
57(500 140)
180 180 145,21
a 589,88
8/ Tính số đai z
-Hệ số xét đến ảnh hƣởng góc ôm đai:
1
/110
145,21/110
C 1,24 1 e 1,24(1 e ) 0,91
-Hệ số xét đến ảnh hƣởng vận tốc:
22
v
C 1 0,05(0,01v 1) 1 0,05(0,01.21,41 1) 0,82
-Hệ số xét đến ảnh hƣởng tỉ số truyền u:
C
u
= 1,14 vì u = 3,5 > 2,5
-Hệ số xét đến ảnh hƣởng số dây đai C
z
, ta chọn sơ bộ bằng 0,9
-Hệ số xét đến ảnh hƣởng chế đọ tải trọng: C
r
= 0,7 (làm việc 2 ca)
-Hệ số xét đến ảnh hƣởng chiều dài đai:
Theo đồ thị hình 4.21a, chọn [P
0
] = 3,5 kW khi d = 140 mm và đai loại A
-Số dây đai đƣợc xác định theo công thức
1
0 u L z r v
P
8,34
z 4,23
P C C C C C C 3,5.0,91.1,14.1,05.0,9.0,7.0,82
Chọn z = 5
9/ Tính chiều rộng và đường kính ngoài bánh đai
Thông số tra bảng 4.4
-Chiều rộng bánh đai
B= (Z – 1)e +2f = (5-1)15+2.10 = 80 mm
6
6
L
0
L 2240
C 1,05
L 1700
11
-Đƣờng kính ngoài bánh đai
d
a
= d + 2b = 140 + 2.3,3 = 146,6 mm
10/ Lực tác dụng lên bánh đai
-Lực căng đai ban đầu:
-Lực căng mỗi đai
0
F
607,5
121,5
55
-Lực vòng có ích:
1
t
1
1000P
1000.8,34
F 389,54 N
v 21,41
-Lực vòng trên mỗi đai: 77,91 N
-Lực tác dụng lên trục:
1
r0
145,21
F 2F sin 2.607,5.sin 1159,43 N
22
PHẦN 3 THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN
A . BỘ TRUYỀN TRỤC VÍT
a/ Thông số kỹ thuật
Công suất trên trục vít P
1
=7,93 kW
Công suất trên bánh vít P
2
= 6,28 kW
Tỉ số truyền u
tv
= 20
Moment xoắn trên trục vít T
1
= 90711,62 N.mm
Moment xoắn trên bánh vít T
2
=1436847,15 N.mm
Số vòng quay của trục vít n
1
= 834,86 vòng/phút
Số vòng quay của bánh vít n
2
= 41,74 vòng/phút
Thời gian làm việc L
h
= 8.300.16 = 38400 giờ
Quay 1 chiều,làm việc 2 ca, tải va đập mạnh
b/ Tính toán
0 1 0
F zA 5.81.1,5 607,5 N
12
Khác với bộ truyền bánh răng,bộ truyền trục vít có dạng hỏng chủ yếu là dính răng và mòn răng
và tính toán thiết kế cho bộ truyền trục vít kín và hở đều theo độ bền tiếp xúc nhƣng có hệ số
hiệu chỉnh cho phù hợp thực tế.
Vật liệu cho bộ truyền phải có tính chống dính cao, trục vít bằng thép còn bánh vít bằng đồng
thau hoặc gang.
1. Dự đoán vận tốc trượt v
S
– chọn vật liệu
1
3
3
S2
55
3,7 4,6 n 3,7 4,6 834,86
v T 1436847,15
10 10
3,49 4,33 m/s 4 m/s
Với v
S
≤ 5 m/s và tra phụ lục 6.1[2] và bảng 7.8[1] ta chọn :
-Trục vít : thép C45,HRC>45 đƣợc tôi để tăng độ cứng và đƣợc mài bóng.
-Bánh vít :Đồng thanh không thiếc BrAlFe9-4, đúc trong khuôn cát có σ
ch
= 200 Mpa, σ
b
= 400
Mpa
-Cấp chính xác của bộ truyền là 8 (bảng 7.4[1] )
2. Xác định ứng suất cho phép
Bánh vít kém bền hơn trục vít nên ta tính toán cho bánh vít.
*Ứng suất tiếp xúc cho phép
Bánh vít đƣợc chế tạo từ đông thanh không có thiếc
b
300MPa
, ứng suất cho phép [σ] đƣợc
chọn theo điều kiện tránh dính.
[σ
H
] = (276 ÷ 300) – 25v
s
= (276 ÷ 300) – 25.4 =170 † 200 ≈ 180 MPa
*Ứng suất uốn cho phép
Ứng suất cho phép [σ
F
] của bánh vít xác định theo công thức 7.28
66
9
9
F ch b
7
FE
10 10
0,25. 0,08 0,25.200 0,08.400 56,63 MPa
N 2,8.10
Trong đó:
σ
ch
= 200 Mpa, σ
b
= 400 Mpa là giới hạn chảy và giới hạn bền của vật liệu
N
FE
là số chu kỳ tải trọng tƣơng đƣơng
13
n
i
i
i1
FE h 2
n
i
i1
7
9
99
T
t
T
N 60L n
t
1 15 0,5 37
60 38400 41,74 2,8.10
15 37
3/ Chọn số ren z
1
, tính số ren z
2
, chọn sơ bộ hiệu suất
Số mối ren z
1
trên trục vít, u
tv
=20 trong khoảng 16÷30 nên z
1
= 2
Số răng trên bánh vít z
2
= u . z
1
= 20.2 = 40
Hệ số đƣờng kính q của trục vít phải thỏa điều kiện 0,4 ≥ q/z
2
≥ 0,22
Ta chọn q = 0,26z
2
= 0,26.40 = 10,4
Theo tiêu chuẩn chọn q=10 ( bảng 7.2[1] )
Hiệu suất sơ bộ
tv
u
20
0,9(1 ) 0,9(1 ) 0,81
200 200
4/ Tính khoảng cách trục a
w
theo độ bền tiếp xúc và chọn modun m
H
W
2
2
3
H
22
2
3
KT
q 170
a1
z [ ] q / z
10 170 1,484 1436847,15
1 245,85 mm
40 180 10/ 40
Trong đó K
H
= K
V
. K
β
= 1,4 . 1,06 = 1,484
K
V
là hệ số tải trọng động, tra theo v
S
và cấp chính xác (bảng 7.6[1])
K
V
= 1,4
K
β
là hệ số tập trung tải trọng, K
β
= 1,06÷1,2, chọn K
β
= 1,06
Mođun
W
2
2a
2 245,85
m 9,8
z q 40 10
Chọn tiêu chuẩn m = 10
Tính lại a
w
theo m tiêu chuẩn
14
2
W
zq
40 10
a m 10 250 mm
22
Chọn tiêu chuẩn a
W
=250 mm
Hệ số dịch chỉnh x trong khoảng ±0,7 để không cắt chân răng và nhọn đỉnh răng.
W
2
a
250
x 0,5 q z 0,5 10 40 0
m 10
Vậy khoảng cách của bộ truyền a
w
= 250 mm
5/ Kích thước của bộ truyền
Thông số kĩ thuật
Công thức
Trục vít
Đƣờng kính vòng chia
d
1
= m.q = 10.10 = 100 mm
Đƣờng kính vòng đỉnh
d
a1
= d
1
+2m = 100+2.10= 120 mm
Đƣờng kính vòng đáy
d
f1
= d
1
-2,4m = 100-2,4.10 = 76 mm
Góc xoắn ốc vít γ
γ = arctg(z
1
/q) = arctg(2/10) = 11,31
o
Chiều dài phần cắt ren trục vít
b
1
≥ (C
1
+C
2
.z
2
)m = (11+0,06.40)10 = 134
mm
Bánh vít
Đƣờng kính vòng chia
d
2
= m.z
2
= 10.40 = 400 mm
Đƣờng kính vòng đỉnh
d
a2
= m(z
2
+2) = 10(40+2) = 420 mm
Đƣờng kính vòng đáy
d
f2
= m(z
2
-2,4) = 10(40-2,4) = 376 mm
Khoảng cách trục
a
W
= 0,5m(q+z
2
) = 0,5.10(10+40) = 250
mm
Đƣờng kính lớn nhất bánh vít
d
aM2
≤ d
a2
+6m/(z
1
+2) = 435 mm
Chiều rộng bánh vít
b
2
≤ 0,75d
a1
= 90 mm
6/ Kiểm nghiệm vận tốc trượt,hệ số tải trọng và hiệu suất
2 2 2 2
1
S1
mn
10 834,86
v z q 2 10 4,37 m/s
19500 19500
Vẫn thỏa cấp chính xác đã chọn
Hệ số tải trọng tính theo bảng 7.6[1]: K
V
=1,4 ; K
β
= 1,06
Hiệu suất tính theo công thức :
tan tan11,31
0,83
tan( tan(11,31') 1,62)
Trong đó góc ma sát có thể tra theo bảng 7.5[1] hoặc tính theo công thức
0,36 0,36 O
S
' arctg(0,048/ v ) arctg(0,048/4,37 ) 1,62
15
7/ Kiểm nghiệm ứng suất uốn
Số răng tƣơng đƣơng bánh vít
2
V2
33
z
40
z 42,42
cos cos 11,31
Chọn hệ số dạng răng Y
F
=1,55 theo bảng 7.10[1]
Kiểm nghiệm độ bền uốn của bánh vít
2 F F
F
22
F
1,2T Y K
1,2 1436847,15 1,55 1,484
d b m 400.90.10
11,02 MPa< 53,63 MPa
Trong đó hệ số tải trọng tính K
F
= K
H
=1,484
8/ Giá trị các lực tác dụng lên bộ truyền
-Lực dọc trục
2
12
2
at
2T
2.1436847,15
F F 7184,24 N
d 400
-Lực vòng
1 2 t2ta
F F F tg ' 7184,24 tg 11,31 1,62 1649,37 N
-Lực hƣớng tâm
1 2 t2rr
F F F tg 7184,24 tg20 2614,85 N
Kiểm tra độ bền uốn của trục,theo bảng 7.11[1] chọn [σ
F
] = 65 MPa
22
22
F1
F
33
f1
F
32 M 0,75T
32 470919,83 0,75 90711,62
d .76
11,08 MPa 65 MPa
Với M
F
là tổng moment uốn tƣơng đƣơng
2
2
1 1 1
1
F
22
ta
r
Fl
Fd
Fl
M
4 4 4
1649,37 400 2614,85 400 7184,24 100
470919,83 Nmm
4 4 4
9/ Kiểm nghiệm độ cứng trục vít
16
Trục vít đƣợc khảo sát nhƣ trục khi tính toán theo độ cứng với đƣờng kính tính toán theo vòng
đáy d
f1
. Độ võng trục vít đƣợc xác định theo công thức
3 2 2
3
6
11
22
5
t
e
r
l F F
y [y]
48E J
400 2614,85 1649,37
48 2,1 10 2,2.10
0,0088 mm<[y] (0,001 0,05)m
trong đó
l là khoảng cách giữa 2 ổ, chọn sơ bộ l=(0,9…1)d
aM2
= 400 mm
E là modun đàn hồi vật liệu trục vít bằng thép E=2,1.10
5
MPa
J
e
là moment quán tính tƣơng đƣơng mặt cắt trục vít
4
1
4
f1
f1
64
a
e
0,625d
0,625 120
0,375 d
0,375 .76
d
76
J
64 64
2,2.10 mm
10/ Tính toán nhiệt
1
1 0 1
T
OO
1
1000P (1 )
t t [t ]
K A(1 )
1000 7,93(1 0,83)
30 64,29 C [t ] 95 C
16 1,89.(1 0,3)
Trong đó [t1] ≤ 95
o
C là nhiệt độ làm việc cho phép tùy vào dầu bôi trơn.
K
T
là hệ số tỏa nhiệt có giá trị 12÷18 ( W/m
2
.
o
C)
A diện tích bề mặt thoát nhiệt
1,7 1,7 2
W
A 20a 20 0,25 1,89 m
t
1
là nhiệt độ dầu
o
C
t
0
là nhiệt độ môi trƣờng xung quanh
o
C
ψ là hệ số thoát nhiệt qua bệ máy,thông thƣờng bằng 0,3
Nhiệt độ làm việc vẫn nằm trong khoảng cho phép.
B . BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG THẲNG
17
a/ Thông số kỹ thuật
Công suất trên trục dẫn động P
1
= 6,28kW
Công suất trên trục bị dẫn động P
2
= 5,97kW
Tỉ số truyền u
br
= 2,3
Moment xoắn trên trục dẫn động T
1
=
1436847,15
N.mm
Moment xoắn trục bị dẫn động T
2
=
3141239,67
Nmm
Số vòng quay trục dẫn động n
1
= 41,74 vòng/phút
Số vòng quay trục bị dẫn động n
2
= 18,15 vòng/phút
Thời gian làm việc L
h
= 8.300.16 = 38400 giờ
Quay 1 chiều,làm việc 2 ca, tải va đập mạnh
b/ Tính toán
1/ Chọn vật liệu cho bánh dẫn và bánh bị dẫn
Chọn thép 40Cr đƣợc tôi cải thiện. Theo bảng 6.13[1] ta chọn
độ rắn trung bình HB
1
= 250 đối với bánh dẫn
độ rắn trung bình HB
2
= 228 đối với bánh bị dẫn
2/ Chu kỳ làm việc –hệ số tuổi thọ
Chu kỳ làm việc cơ sở
N
HO1
= 30HB
1
2,4
= 30.250
2,4
= 1,71.10
7
chu kỳ
N
HO2
= 30HB
2
2,4
= 30.228
2,4
= 1,37.10
7
chu kỳ
N
FO1
= N
FO2
= 5.10
6
chu kỳ
Chu kỳ làm việc tƣơng đƣơng, xác định theo sơ đồ tải trọng
m
H
: bậc của đƣờng cong mỏi,có giá trị là 6
m /2
H
i
HE1 i i
33
7
T
N 60c n t
Tmax
1 15 0,5 37
60 1 41,74 38400 3,6.10
15 37
N
HE2
= N
HE1
/u = 1,6.10
7
Tƣơng tự
m
F
là số mũ của đƣờng cong mỏi,m
F
=6 đối với vật liệu có HB<350.
18
m
F
i
FE1 i i
66
7
T
N 60c n t
Tmax
1 15 0,5 37
60 1 41,74 38400 2,9 10
15 37
N
FE2
= N
FE1
/u = 1,3.10
7
Hệ số tuổi thọ
HO
m
H
HL
HE
N
K
N
K
HL1
= 1 ( N
HE1
>N
HO1
)
K
HL2
= 1 ( N
HE2
>N
HO2
)
FO
m
F
FL
FE
N
K
N
K
FL1
= 1 ( N
FE1
>N
FO1
)
K
FL2
= 1 ( N
FE2
>N
FO2
)
3/ Giới hạn mỏi tiếp xúc va uốn của các bánh răng
OHlim1
1
2HB 70 2 250 70 570 MPa
OHlim2
2
2HB 70 2 228 70 526 MPa
OFlim1
1
1,8HB 1,8 250 450 MPa
OFlim2
2
1,8HB 1,8 228 410,4 MPa
4/ Ứng suất tiếp xúc, ứng suất uốn cho phép
•Ứng suất tiếp xúc cho phép
OHlim1
H1 HL1
H
0,9
570 0,9
K 1 466,36 MPa
s 1,1
OHlim2
H2 HL2
H
0,9
526 0,9
K 1 430,36 MPa
s 1,1
Trong đó s
H
=1,1 khi tôi cải thiện (bảng 6.13[1])
Ứng suất tiếp xúc cho phép trong tính toán
H H2
430,36 MPa
•Ứng suất uốn cho phép
19
OFlim1
F1 FL1
F
450
K 1 257,14 MPa
s 1,75
OFlim2
F2 FL2
F
410,4
K 1 234,51 MPa
s 1,75
Trong đó s
F
=1,75 khi tôi cải thiện (bảng 6.13[1])
5/ Chọn hệ số chiều rộng vành răng ψ
ba
,tính ψ
bd
và chọn sơ bộ K
H
= K
Hβ
Dựa vào vị trí bánh răng và độ rắn bề mặt theo bảng 6.15[1] ta chọn ψ
ba
=(0,25÷0,4)
Theo tiêu chuẩn ψ
ba
= 0,4
Khi đó
ba
bd
u1
0,4(2,3 1)
0,66
22
Hệ số tập trung tải trọng tra theo bảng 6.4[1]
K
Hβ
= 1,04 , K
Fβ
= 1,07
6/ Khoảng cách trục bộ truyền bánh răng
1
H
W
2
ba H
2
3
3
TK
a 50 u 1
[ ] u
1436847,15 1,04
50 2,3 1 340,26 mm
0,4 430,36 2,3
Chọn a
W
= 315 mm
7/ Chọn modun m – xác định số răng,tính chính xác u
Khi HB ≤ 350 , m = (0,01†0,02)a
W
=3,15÷6,3 mm
Theo tiêu chuẩn chọn m = 5 mm
Tổng số răng z
1
+z
2
= 2a
W
/m = 2.315/5 = 126
Số răng bánh dẫn
12
1
zz
126
z 38,18
u 1 2,3 1
Chọn z
1
= 38 răng , z
2
= 126-38 = 88 răng
Tính chính xác
2
1
z
88
u 2,32
z 38
Sai số (2,32 -2,3)/2,3=0,87 % (chấp nhận)
8/ Thông số hình học chủ yếu của bộ truyền
Đƣờng kính vòng chia
20
d
1
= z
1
.m = 38.5 = 190 mm
d
2
= z
2
.m = 88.5 = 440 mm
Đƣờng kính vòng đỉnh
d
a1
= d
1
+ 2m = 190+2.5 = 200 mm
d
a2
= d
2
+ 2m = 440+2.5 = 450 mm
Khoảng cách trục
1
W
mz 1 u
5.38(1 2,32)
a 315 mm
22
Chiều rộng vành răng
b
2
= a.ψ
ba
= 315.0,4= 126 mm
b
1
= b
2
+ 5 = 131 mm
9/ Vận tốc vòng bánh răng-chọn hệ số tải trọng động
11
dn
.190.41,74
v =0,42 m/s
60000 60000
Theo bảng 6.3 ta chọn cấp chính xác 9
Hệ số tải trọng động theo bảng 6.5 chọn
K
HV
= 1,06 K
FV
= 1,11
10/ Kiểm nghiệm theo độ bền tiếp xúc
H
1 H Hv
MH
w1 w
H
2TK K (u 1)
Z Z Z
d b u
275.1,76.0,86 2.1436847,15.1,04.1,06.(2,32 1)
415,5 MPa <
190 126.2,32
Trong đó:
Hệ số xét đến cơ tính vật liệu Z
M
= 275 MPa
1/2
Hệ số xét đến hình dạng của bề mặt tiếp xúc
H
w
22
Z 1,76
sin2 sin(2.20)
Hệ số trùng khớp ngang
12
1 1 1 1
1,88 3,2 cos 1,88 3,2 1 1,76
z z 38 88
Hệ số xét đến ảnh hƣởng của tổng chiều dài tiếp xúc:
4
4 1,76
Z 0,86
33
11/ Kiểm nghiệm theo độ bền uốn
21
Hệ số dạng răng
F1
1
13,2 13,2
Y 3,47 3,47 3,82
z 38
F2
2
13,2 13,2
Y 3,47 3,47 3,62
z 88
Đặc tính so sánh độ bền các bánh răng
Bánh dẫn
F1
F1
257,14
67,31
Y 3,82
Bánh bị dẫn
F2
F2
234,51
64,78
Y 3,62
Ta kiểm tra độ bền uốn theo bánh bị dẫn có độ bền thấp hơn
Ứng suất uốn tính toán
F2 1 FV
F
F2
12
F
2Y TK K
2 3,62 1436847,15 1,07 1,11
d b m 190.126.5
103,22 234,51 MPa
12/ Tính lực tác dụng lên bộ truyền
Lực vòng
1
t1 t2
1
2T
2 1436847,15
F F 15124,71 N
d 190
Lực hƣớng tâm
1 2 trr
F F F tg 15124,71 tg20 5504,94 N
C . BÔI TRƠN HỘP GIẢM TỐC
Đƣờng kính vòng đỉnh
Bánh vít: d
a2
= 420 mm
Bánh răng lớn: d
a4
= 450 mm
Chiều sâu ngâm dầu (0,75÷2)h và không nhỏ hơn 10mm
Với h = 2,25.m =2,25.10 =22,5 mm là chiều cao răng của bánh vít
Khoảng cách giữa mức dầu thấp nhất và cao nhất h
max
– h
min
= (10÷15) mm
Điều kiện bôi trơn với h > 10 mm
22
44
2
aa
a
2r d
1
H d h 10 15 210 22,5 10 15 150
2 3 3
177,5 172,5 150
Mức dầu cao nhất không vƣợt quá 1/3 bán kính bánh răng trụ
1
a4 a4
11
h d H d 225 172,5 52,5 75
26
Mức dầu thấp nhất phải lớn hơn chiều cao răng của bánh vít
21
2
a4 a2
dd
h h 15 h
2
h 52,5 15 15 22,5 22,5
Hộp giảm tốc thỏa điều kiện bôi trơn.
PHẦN 4 THIẾT KẾ TRỤC VÀ CHỌN THEN
-Sơ đồ không gian của các chi tiết trong hộp giảm tốc:
-Phân tích lực:
TR? C 2
TR? C 3
TR? C 1
23
TRỤC I
a. Thông số kỹ thuật
Công suất trên trục P
1
= 7,93 kW
Moment xoắn trên trục T
1
= 90711,62 N.mm
Số vòng quay của trục n
1
= 834,86 vòng/phút
Thời gian làm việc L
h
= 8.300.16 = 38400 giờ
Quay 1 chiều,làm việc 2 ca, tải va đập mạnh
b. Tính toán
1. Chọn vật liệu
Chọn thép C45 có σ
b
=600 MPa , σ
ch
=340 MPa và [σ
F
]
-1
= 50 Mpa.
Và chọn ứng suất xoắn cho phép [τ] = 20 Mpa
2. Tính sơ bộ đường kính trục theo moment xoắn
3
3
5T 5 90711,62
d 28,31 mm
20
Chọn d = 30 mm
3. Phát thảo sơ đồ trục và đặt lực tác dụng lên trục
Tra bảng 10.2[1] chọn các khoảng cách dọc trục theo moment xoắn T
l = (0,9÷1)d
aM2
= 420 mm
f = 105 mm
TR? C 2
TR? C 3
TR? C 1
F
a1
F
t1
F
r1
F
t2
F
a2
F
r2
F
r3
F
t3
F
t4
F
r4
F
r
F
k
24
Sơ đồ phân tích lực
Giá trị các lực – moment uốn
Lực do bánh đai tác dụng lên trục Fr = 1159,43 N
Bộ truyền trục vít
F
a1
= 7184,24 N , .
F
t1
= 1649,37 N
F
r1
= 2614,85 N
Khoảng cách
AB = f = 105 mm
BC = CD =l/2 = 210 mm
4. Tính phản lực
Xét mặt phẳng đứng
F
r
F
t1
F
r1
F
a1
R
Bx
R
By
R
Dx
R
Dy
B
D
C
A
c
w
f
l
25
B
X a1 tvis r1 Dy
Dy
Dy
Y By r1 Dy
By Dy
By
By
Dy
M 0 F .r F .BC R .BD 0
7184,24.100 / 2 2614,85.210 420.R 0
R 452,16 N
F 0 R F R 0
R R 2614,85 N
R 2162,69 N
R 2612,69 N
Ta có
R 452,16 N
Xét mặt phẳng ngang
B
Y r t1 Dx
Dx
Dx
x r Bx t1 Dx
Bx
Bx
Dx
M 0 F .105 F .210 R .420 0
1159,43.105 1649,37.210 R .420 0
R 534,83 N
F 0 F R F R 0
R 2273,97 N
R 2273,97
Ta có
R 534,83 N
5. Vẽ biểu đồ nội lực
Biểu đồ moment uốn M
x
, M
y
, moment xoắn T. Đơn vị Nmm
