Đồ án Chi tiết máy Chọn đọng cơ điện và Thiết kế hộp giảm tốc 1 Cấp

I. CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN:
1. CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN
Công suất trên trục động cơ điện
Gọi Pct: Công suất cần thiết trên trục động cơ
Pt công suất trên trục công tác
η

: hiệu suất chung
Ta có công thức
Ft.V
=
1000
Pt
(kw)
.Ft=F=6600 (N) Lực vòng trên tải xích
.V=0,85 (m/s) Vận tốc xích tải
=> (kw)
Công suất cần thiết trên trục động cơ
=

Pt
η

Pct
với η=

Trong đó theo bảng 2.3 trị số hiệu suất các loại bộ truyền và ổ
η nt

= 1 : hiệu suất nối trục

η ol

= 0,99 hiệu suất một cặp ổ lăn

ηbr

ηx

=0,97 hiệu suất một cặp bánh răng trong hộp giảm tốc

= 0,93 hiệu suất bộ truyền xích

η== 0.875
Vậy công suất cần thiết trên trục động cơ là:
=

Pct

Pt
η

(kw)

Số vòng quay sơ bộ của động cơ điện :


nsb=u.nlv
Tốc độ quay của trục công tác tính theo công thức:
n=

60000v
πD

(v/ph)

.nsb:Số vòng quay sơ bộ của động cơ điện
.nlv:Số vòng quay của máy công tác
.v=0,85 (m/s) vận tốc xích tải
.D= Đường kính tang tải (mm)
=> nlv = (v/ph)
Tỉ số truyền của hệ thống
u=uh.un
Tra bảng 2.4 ta chọn
.uh=3 Tỉ số truyền của truyền động bánh răng trụ hộp giảm tốc 1 cấp
.un=3 Tỉ số truyền động xích
=>u=3.3=9
=>nsb=9.67,64=609 (v/ph)
Tra bảng 1.3 với Pct=6,41 (kw) và nsb=609 (v/ph). Chọn động cơ
4A160S8Y3 có Pđc=7,5 (kw); nđc=730 (v/ph); cosφ=0,75; η=86%
2. PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

Tỉ số truyền thực tế
Ta có

utt = uh.
=>

uh =

Ta có uh = unh .uch
mà unh = (1,2 ÷ 1,3 ) uch
chọn unh =1,2 uch


=> uch = = =1,732 Tỉ

số truyền cấp chậm

=> unh =1,2.1,732= 2,078 Tỉ số truyền cấp nhanh
Kiểm tra tỉ số truyền
u’= unh.uch.un= 1,732.2,078.3= 10,79
∆u=utt- u’= 10,8-10,79 =0,01
Sai lệch trong khoảng cho phép(2%÷3%)
Số vòng quay của trục 1,2,3
. =730 (v/ph)
. n1 (vòng/phút)
. n2 (vòng/phút)
. n3 (vòng/phút)
Công suất của trục 1,2,3
P

III

=Plv= (kw)
II

P = ==6,09(kw)
I

P = ==6,406(kw)
= = =6,47 (kw)

Momen xoắn của các trục và động cơ
Ti =

Tđc=

9,55.10 6.Pi
Nmm
ni


Thông số
Tỉ số truyền u
Công suất P
(kw)
Số vòng quay
(v/ph)
Momen xoắn
trục (Nmm)

Trục động cơ

UNT= 1
6,47
730

I

II

6,406

6,1

730

203

III

69

II. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH
1. Chọn loại xích
Vì tải trọng nhỏ và va đập nhẹ nên chọn xích con lăn
2. Xác định các thông số của xích và bộ truyền.
Với tỉ số truyền u=3. Chọn số răng đĩa xích dẫn z1 = 29-2u =29–2.3 =23
Số răng đĩa lớn (đĩa bị tải) z2 = u.z1=3.23=69 < zmax =120
- Công suất tính toán
Pt =p.k.kzkn
Trong đó
P=6,1 kw


Kz = = = 1,09

n
n

01
1

Kn =
= = 0,98
Với n01 = 200 (tra bảng 5.5)
n1 = 203 số vòng quay của xích tải
Theo công thức 5.4 và bảng 5.6
K= k0.ka.kdc.kd.kc.kbt
Trong đó
K0=1 đường nối 2 tâm đĩa xích so với phương ngang < 600
Ka=1 a nằm trong khoảng 30p< a< 50p ( chọn a =40p)
Kdc=1 vị trí trục được điều chỉnh bằng một trong các đĩa xích
Kd=1,35 tải trọng va đập nhẹ
Kc=1,25 bộ truyền làm việc 2 ca
Kbt=1,3 môi trường làm việc có bụi, chất lượng bôi trơn II
Vậy k= 1,35.1,25.1,3= 2,19
=> Pt= 6,1.2,19.1,09.0,98=14,97 (kw)
Theo bảng (5-5) với n01=200 (v/ph) chọn bộ truyền xích 1 dãy có bước xích p=31,75
(mm).Thỏa mãn điều kiện mòn
Pt < [p] =19,3 (kw)
- khoảng cách trục a=40p=40.31,75=1270(mm)
- số mắt xích
Theo công thức 5.12
X= + ( z1+z2) + (z2-z1)2
2
= 2.40 + (23+69) + (69-23) =127,33
Chọn x= 128
Tính lại khoảng cách trục

a = 0,25.p.{xc -0,5(z1+z2)+}
= 0,25.31,75.{128 -0,5.92+}
= 1281 (mm)
- Để xích không chịu lực căng quá lớn khoảng cách trục a tính được cần giảm bớt 1
lượng
= (0,002÷0,004) a
Chọn =0,004.a=0,004.1281=5 (mm)
Do đó a= 1281 -5 = 1276 (mm)
Số lần va đập của xích
Theo công thức 5.4


z .n
1

1

15.x

i=
== 2,43< [i]= 35 (theo bảng 5.9)
3. Tính kiểm nghiệm xích về độ bền
Theo công thức 5.15
S=
Theo bảng 5.2 với p=31,75(mm)ta chọn tải trọng phá hủy Q= 88500(N)
Khối lượng 1m xích q= 3,8 Kg
. Kd = 1,7 chế độ làm việc nặng
. Ft: lực vòng
F t=
z1 . p.n1

60000

Ta có v=
==2,47 (m/s)
Ft== 2470 (N)
Fv : lực căng do lực ly tâm sinh ra
Fv= q.
= 3,8. = 23,18 (N)
Fo : lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra
Fo= 9,81. Kf.q.a
= 9,81. 1.3,8.1,27=47,34 (N)
Kf= 1 bộ truyền nằm ngang
=> S == 20,73
Theo bảng 5.10 với n=200v/ph chọn [S]=8,5
S=20,73 > [s]= 8,5
Vậy bộ truyền xích đảm bảo độ bền
4. Đường kính đĩa xích
d1= == 233,17 (mm)
d2= == 697,58 (mm)
da1= p(0,5+cotg )
= 31,75(0,5+cotg) = 246,9 (mm)
da2 = p( 0,5+ cotg ) = 31,75(0,5+cotg) = 712,73(mm)
Với r = 0,5025 d1’+0,05 = 0,5025.19,05+0,05= 9,62 (mm)
Tra bảng 5.2 với p=31,75 ta chọn d1= 19,05
df1= d1-2r= 233,17 - 2.9,62= 213,93 (mm)
df2= d2-2r= 712,73 - 2.9,62= 693,49 (mm)
Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc của đĩa xích
Theo công thức 5.18

σ H = 0, 47

kr ( Ft.k®+ Fv®) E
A.k ®

≤ [σH ]

] ứng suất tiếp súc cho phép MPa
Fvđ lực va đập trên 1 dãy xích (m=1 Số dãy xích)
Fvđ = 13. . n1.p3.m
= 13. . 203.= 8,44 (N)
Kđ = 1 hệ số phân bố không đều tải trọng cho 1 dãy
Ft = 2470 (N)
E= 2,1. 105 (MPa) Mođun đàn hồi
Kr= 0,42 Hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích (z1=25)
A= 262 (mm2) Diện tích chiếu mặt tựa bản lề A
=> = 0,47. =452 (MPa)
Như vậy dùng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB170 sẽ đạt ứng suất tiếp xúc cho
phép
] = 500 MPa đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho răng đĩa 1 .

5. Lực tác dụng lên trục
Theo công thức 5.20
Fr= Kx.Ft
Trong đó
Kx= 1,15 hệ số kể đến trọng lượng xích khi bộ truyền nằm ngang hoặc
nghiêng một góc <
Ft= 2470 (N)
=> Fr= 2470.1,15= 2840,5 (N)
Các thông số của bộ xích răng

Khoảng cách trục
Số răng đĩa xích dẫn
Số răng đĩa xích dẫn
Tỷ số truyền
Số mắt xích
Đường kính vòng chia của đĩa xích dẫn
Đường kính vòng chia của đĩa xích bị dẫn
Bước xích

a (mm)

u
x

p (mm)

1270
23
69
3
128
233,17
697,58
31,75


III. THIẾT KẾ HỢP GIẢM TỐC
1. Chọn vật liệu 2 cấp bánh răng
Bánh răng nhỏ : chọn thép 45 tôi cải thiện đạt độ cứng HB241…285 có
σ b1 = 850MPa

σ ch1 = 580MPa
Bánh răng lớn : chọn thép 45 tôi cải thiện đạt độ cứng HB192…240 có
σ b 2 = 750MPa
σ ch 2 = 450MPa
2. Phân phối tỉ số truyền

uh= 3
unh=u1= 2,078
uch=u2=1,732
3. Xác định ứng suất cho phép
Theo bảng 6.2 với thép 45 tôi cải thiện đạt độ cứng HB180…350
= 2HB + 70 ( MPa)
sH= 1,1 hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc
= 1,8 HB ( MPa)
sF=1,75 hệ số an toàn khi tính về uốn
Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1 =245
Độ rắn bánh lớn HB2= 230
Khi đó
= 2HB1 + 70 =2.245+70= 560 (MPa)
= 2HB2 + 70 = 2.230+70=530 (MPa)
= 1,8 HB1= 1,8.245= 441 (MPa)
= 1,8 HB2= 1,8.230= 414 (MPa)
- Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc
Nho1 = 30.

H

2, 4

H

2, 4

HB1

HB1

=30. = 1,62.
=

Nho2 = 30.
30. = 1,39.
- Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương

NHE=60c.

 T
∑  T i
 max

3

 ti
 .
 ∑ ti


 T
n1
.∑ ti .∑  i

u1
 Tmax

3

 ti
 .
 ∑ ti

NHE2=60.c.
Trong đó
c=1 Số lần ăn khớp trong một vòng quay
n=730 Số vòng quay trong một phút
ti=5.300.2.8 Tổng số giờ làm việc
=>NHE2=
=> NHE2=
Ta có
NHE2 > NHo2
do đó KHL2 =1
NHE1 > NHo1
- Ứng suất tiếp xúc cho phép

σ HLim1
[σ H ]1 = sH

[σ H ] 2

.k

σ HLim 2

= sH

HL1

KHL1 =1

= =509 (MPa)

HL 2

.k
= =481,8 (MPa)
Theo sơ đồ hệ thống tải trọng ta có hệ thống bánh răng cấp nhanh sử dụng răng
nghiêng
Theo 6.12
]= =

509 + 481,8
2

 ] < 1,25

[σ H ] 2

= 495,4 (MPa)

Với hệ thống tải trọng : bánh răng cấp chậm sử dụng răng thẳng
Tương tự ta tính được NHE > NHo nên KHL=1
[σ H ] 2
Do đó

]‘=
=481,8 (MPa)
Số chu kỳ thay đổi ứng suất

NFE =60c

NFE2 =60.c..

 T
∑  T i
 max

 T
∑ ti ∑  T i
 max

6


 .ni .t i

6

 ti
 .
 ∑ ti

= 60.1.5.300.2.8.(0,7+ = 36,12. (N)

Vì NFE2=36,12 > NFo =4. (N)
NFo =4. đối với tất cả các loại thép (số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi khử về
uốn)
Do đó: KFL2=KFL1=1
- Ứng suất tiếp xúc cho phép
Bộ truyền quay 1 chiều KFC=1
= = 252 (MPa)
= (MPa)
Ứng suất quá tải cho phép
Theo công thức 6.10& 6.11
]max= 2,8 = 2,8.450 = 1260 (MPa)
= 0,8. = 0,8.580 = 464 (MPa)
= 0,8. = 0,8. 450 = 360 (MPa)
4. Tính toán cấp nhanh: Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng
 Xác định sơ bộ khoảng cách trục
Theo 6.15a
= Ka(u1+1)
Ka = 43 hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng & loại răng (răng nghiêng)
T1= 87389 (Nmm) momen xoắn trên truc chủ động
] = 495,4 ứng suất tiếp xúc cho phép
Hβ

K hệ số kể đến phân bố không điều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính
về tiếp xúc
Theo bảng 6.7 ta có
Hβ

K = 1,12
Theo công thức 6.16
= 0,53. (u1+1)

Theo bảng 6.6
= 0,3 Bánh răng đối xứng với các ổ trong hộp giảm tốc
 = 0,53. 0,3.(4,686+1) =0,9
 = 43.(2,078+1). = 90,52 (mm)
Lấy = 100 (mm)
 Thông số ăn khớp
Mođun
m= (0,01
= (0,01.100 = (1 2) (mm)


Theo bảng 6.8 chọn mođun m=1,5
Chọn sơ bộ
 = 0,866
Số răng bánh nhỏ
Z1= = =37,51
Lấy Z1=38
Số răng bánh lớn
Z2= u. z1=2,078.38= 78,964
2

Chọn Z =79
Do đó tỉ số truyền thực sẽ là
um= =2,0789
Theo công thức 6.18
= = =0,8775


4. Tính toán cấp nhanh: Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng
 Xác định sơ bộ khoảng cách trục

Theo 6.15a
= Ka(u1+1)
Ka = 43 hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng & loại răng (răng nghiêng)
T1= 87389 (Nmm) momen xoắn trên truc chủ động
] = 495,4 ứng suất tiếp xúc cho phép
Hβ

K hệ số kể đến phân bố không điều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính
về tiếp xúc
Theo bảng 6.7 ta có
Hβ

K = 1,12
Theo công thức 6.16
= 0,53. (u1+1)
Theo bảng 6.6
= 0,3 Bánh răng đối xứng với các ổ trong hộp giảm tốc
 = 0,53. 0,3.(4,686+1) =0,9
 = 43.(2,078+1). = 90,52 (mm)
Lấy = 100 (mm)
 Thông số ăn khớp
Mođun
m= (0,01


= (0,01.100 = (1 2) (mm)
Theo bảng 6.8 chọn mođun m=2
Chọn sơ bộ
 = 0,866
Số răng bánh nhỏ

Z1= = =28,13
Lấy Z1=28
Số răng bánh lớn
Z2= u. z1=2,078.28=58,46
2

Chọn Z =59
Do đó tỉ số truyền thực sẽ là
um= =2,107
Theo công thức 6.18
= = =0,87


 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc
ZM.ZH.Z. <
Trong đó ZM= 274 hệ số ảnh hưởng đến tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp
theo bảng 6.5
Theo công thức 6.34
ZH=
ZH hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
góc nghiêng của bánh răng trên hình trụ cơ sở
β

β

tg = .tg
Với , tính theo công thức ở bảng 6.11
Đối với răng nghiêng không dịch chỉnh
= = arctg

Theo tiêu chuẩn TCVN1065-71
 = = arctg=
0
0
βb
)
)
 tg =cos(22,7 .tg(29,54
0

 = 27,6
 ZH= = =1,58

Hệ số trùng khớp dọc


= == 2,35>1
Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
Z=
Mà = [ 1,88- 3,2(.
= [ 1,88- 3,2..0,87= 1,734
Z== 0,76
- Đường kính vòng lăn bánh nhỏ
= ==64,96
- Vận tốc vòng
V= =
Với v=2,48 (m/s) tra bảng 6.13 ta được cấp chính xác là 9
Với v<2.5(m/s) chọn
Hα

K =1,13 Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng
Theo công thức 6.42
VH = .go.v.
Trong đó
(tra bảng 6.15 . Dạng răng nghiêng , độ rắn mặt răng bánh chủ động và bị
động HB2
go=73
(Theo bảng6.16 trị số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng)
VH =0,002.73.2,48. = 2,5
Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp
= 1+
Trong đó
1,13 Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng
= 1,12 hệ số kể đến phân bố không điều tải trọng trên chiều rộng vành
răng khi tính về tiếp xúc
 = 1+= 1,045

Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
= ..
 = 1,12.1,045.1,13=1,323
Thay các giá trị vừa tìm được vào ta được
Zm.ZH.Z.
= 274.1,58.0,76. = 380,67 (MPa)
Xác định chính xác ứng suất tiếp cho phép
= 495,4. 0,9. 1 = 445,86(MPa)


[σ H ]
<
Vậy bánh răng đạt bộ bền tiếp xúc

σH