Chọn động cơ điện cho hệ dẫn động cơ khí

Tài liệu tham khảo kỹ thuật công nghệ cơ khí Chọn động cơ điện cho hệ dẫn động cơ khí

lời nói đầu

Tính toán thiết kế hệ đẫn động cơ khí là nội dung không thể thiếu trong nhiều chơng trình đào tạo kĩ s cơ khí nhằm cung cấp các kiến thức cơ sở cho sinh viên về kết cấu máy.

Khi thiết kế hệ thống dẫn đọng cơ khí chúng ta cần và sẽ nắm đợc những vấn đề cơ bản về máy và hê thống dẫn động (tính toán thiết kế theo các chỉ tiêu chủ yếu về khả năng làm vệc,thiết kế vỏ,khung.Chọn cấp chính xác lắp ghép, tra dung sai ,số liệu và trình bày bản vẽ là những thao tác cần thiết không thể thiếu đợc nhằm phục vụ cho công việc tính toán.

Đối với mỗi sinh viên học nghành cơ khí đây có thể xem nh là đồ án đầu tay của mình nhng nó tổng hợp đợc tất cả những kiến thức cơ bản trong những năm học vừa qua.Do vậy , tuy đối với mổi sinh viên có đầu đề thiết kế cụ thể các hệ dẫn động khác nhau nhng chung quy lại nó đòi mổi ngời cần phải có những kiến thức nhất định thì mới giải quyết đợc yêu cầu đặt ra Đồng thời qua đồ án môn học này đa sinh viên tiếp xúc dần với thực tế hơn và từ đó xác định rỏ hơn công việc thực tế của nghành nghề trong nay mai để từ đó xác định rõ hơn nhiệm vụ học tập của mình bây giờ

MụC LụC

Trang Phần I : Chọn động cơ

I Chọn động cơ điện dẫn động cho hệ dẫn động cơ khí 3

Phần II : Phân phối tỷ số truyền cho các bộ truyền I Xác địng tỷ số truyền cho toàn bộ hệ thống và cho từng bộ truyền 7

Phần III : Thiết kế các bộ truyền I Bộ truyền bánh răng nghiêng 10

II Bộ truyền trục vít – bánh vít 20

III Bộ truyền xích 26

Phần IV : Tính thiết kế trục I Chọn vật liệu 30

Phần I: Chọn động cơ điện cho hệ dẫn động cơ khí1 Xác định công suất cần thiết (Pct)

η= tct

P (1-1) Trong đó: Pct : Là công suất cần thiết trên trục động cơ Pt : Là công suất tính toán làm việc trên trục máy công tác.

η : Hiệu suất của toàn bộ hệ thống * Xác định hiệu suất η

η = η1 η2 η3 η4 (η5 )4 Trong đó:

η1 = 0,99 : Hiệu suất của bộ nối trục di động

η2 = 0,96 : Hiệu suất của bộ truyền bánh răng nghiêng η3 = 0,8 : Hiệu suất của bộ truyền trục vít

η4 = 0,9 : Hiệu suất của bộ truyền xích

η5 = 0,99 : Hiệu suất của các cặp ổ lăn trên trục Các trị số η1 , η2 , η3 , η4 , η5 đợc chọn ở bảng 2.3 trang 19

Vậy : η = η1 η2 η3 η4 (η5 )4 = 0,99.0,96 0,8 0,9 0,994 = 0,657 (1-2)

* Xác định công suất tính toán làm việc (Pt) :

Theo đề bài ra ta thấy động cơ làm việc với tải trọng thay đổi - Xác định độ dài làm việc tơng đối ts%

Trong đó : tlv = t1 + t2 : Thời gian làm việc tck = t1 + t2 + t0 : Chu kì làm việc t0 : Thời gian nghỉ

- Theo đề bài: t1 = 5(giờ) ; t2 = 2(giờ) ; t0 = 1(giờ)

++ 

Trong đó : P1 là công suất ứng với tải trọng 1 P2 là công suất ứng với tải trọng 2 - Tải trọng P1 đợc xác định theo công thức sau:

Trong đó: F: Là lực kéo lớn nhất trên băng tải v: Vận tốc băng tải

Theo đề bài : F = 8200 (N) v = 0,15 (m/s)

⇒ 1,231000

Ta có : P và T tỷ lệ thuận theo công thức :

Theo đề bài: T2 = 0,8 T1 ⇒ 0,8T

2 = ⇒ 0,8P

2 =

= td

t P

Từ 1-2 và 1-3 thay vào 1-1 : ⇒ 1,773

+=

- Xác định số vòng quay của trục máy công tác (nlv)

Số vòng quay của trục máy công tác đợc xác định bằng công thức sau:

Trong đó : v: Là vận tốc của tang D : Đờng kính tang Theo đề bài có : v = 0,15 (m/s) D = 350 (mm)

Thay vào công thức 1-6 : 8,185350

Vậy động cơ ta chọn là kiểu 4AX90L4Y3 có: Pđc = 2,2 KW

nđc = 1420 (vòng/phút) 2,2

mm = < 2T

k = Điều kiện mở máy đợc thoả mãn Kiểm tra điều kiện quá tải : Đã đợc thoả mãn

Phần II: xác định tỉ số truyền cho toàn bộ hệ thống và cho từng bộ truyền.

I Phân phối tỉ số truyền cho toàn bộ hệ thống 1 Xác định tỉ số truyền cho toàn bộ hệ thống (ut).

173,488185

2 Phân phối tỉ số truyền cho HGT (uh) và bộ truyền ngoài (un)

ut = uh un (2-2) Xác định uh và un

Dựa vào sơ đồ hệ thống dẫn động cơ khí và bảng 2.4 ta chọn bộ truyền ngoài (Bộ truyền xích) có : nx = 2

⇒ 86,7442

3 Phân phối tỉ số truyền cho các bộ truyền trong HGT.

Ta có : uh = u1 u2

Trong đó : uh :Là tỉ số truyền của HGT

u1 : Là tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng nghiêng u2 : Là tỉ số truyền của bộ truyền trục vít bánh vít

Dựa vào đồ thị hình3.25 ta chọn đợc tỉ số truyền u1 của bộ truyền bánh răng nh sau:

Với c = 1,1 (Đối với bộ truyền bánh răng nghiêng)

uh = 86,744 Ta tra đồ thị nhận đợc u1 = 3,614 ⇒ u2 =

= 24

* Tính lại un : 2614,3.24

488,173 2

4 Xác định công suất , mômen và số vòng quay trên các trục

Trên trục I (trục nối với trục động cơ):

PI = Pct.ηol = 1,773.0,99 = 1,738 (KW) nI = nđc = 1420 (vòng/phút)

(N.mm) Trên trục II:

PII = PI.ηbr ηol = 1,738.0,96.0,99 = 1,652 (KW) nII = 392,916

(vòng/phút)

Trên trục III:

PIII = PII ηBv ηol = 1,652 0,8 0,99 = 1,308 (KW) nIII = = 39224,916 =16,372

(vòng/phút)

(N.mm)

Trªn trôc IV:

PIV = PIII ηxÝch ηol = 1,308 0,9 0,99 = 1,165 (KW) nIV = 8,186

(vßng/phót) víi u3 = un = 2

(N.mm)

Dựa vào bảng 6.1 và phần I , đối với bộ truyền bánh răng có công suất trung bình ta chọn vật liệu cho cả hai bánh là thép các bon chất lợng thờng : Thép CT45 tôi cải thiện.

Tra bảng 6.1 ta có : Thép CT45 tôi cải thiện có:- Bánh răng nhỏ

Kích thớc S (mm) không lớn hơn : 60 Độ rắn: HB1 =240 MPa

Giới hạn bền σb1 (MPa) : 850 Giới hạn chảy σch1 (MPa) : 580- Bánh răng lớn

Kích thớc S (mm) không lớn hơn : 100 Độ rắn: HB2= 230 MPa

Giới hạn bền σb2 (MPa) : 750 Giới hạn chảy σch2 (MPa) : 450

• Chú ý: Để đảm bảo sức bền đều của răng và khả năng chạy mòn của bộ truyền nên nhiệt luyện bánh răng lớn có độ rắn mặt răng thấp hơn bánh răng nhỏ : HB1 = HB2 + (10 đến 15)

H Z Z K KS 

F Y Y K K K

Trong đó : ZR :Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc ZV : Hệ số xét đến ảnh hởng của vận tốc vòng

KXH :Hệ số xét đến ảnh hởng của kích thớc bánh răng YR : Hệ số kể đến ảnh hởng của độ nhám mặt lợn chân răng YS : Hệ số kể đến ảnh hởng của hệ số tập chung ứng suất

KXF : Hệ số xét đến kích thớc bánh răng ảnh hởng đến độ bền uốn Khi tính sơ bộ ta lấy: ZR ZV KXH = 1

YX.YS.KXF =1

S 

[ ] FCFLF

F K K

σ0Flim = 1,8 HB1 = 432(MPa) - Bánh răng lớn: σ0Hlim = 2HB2 +70 = 530(MPa) σ0Flim = 1,8 HB2 = 414(MPa)

KFC : Hệ số xét đến ảnh hởng đặt tải (động cơ làm việc 1 chiều hay hai chiều) Làm việc 1 chiều lấy : KFC = 1

KHL ; KFL : Hệ số tuổi thọ về độ bền tiếp xúc và độ bền uốn mH

Với mH và mF : Là bậc của đờng cong mỏi khi thử về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn : Vì vật liệu có HB < 350 nên chọn mH = 6 và mF = 6

- Xác định NHO ; NFO : NFO = 4.106 NHO = 30.H2,4HB

+ Đối với bánh răng nhỏ : NHO = 30.2402,4 =1,5.106 + Đối với bánh răng lớn: NHO = 30.2302,4 = 1,4.106

- Xác định NHE và NFE (Số chu kì thay đổi ứng suất tơng đơng ứng với ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn)

Khi bộ truyền chịu tải thay đổi thì có:

Trong đó : Ti , ni , ti là mômen xoắn , số vòng quay và tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét

+ Đối với bánh răng nhỏ: NHE1 = 60.1420.[16.12000 + 0,83 4800] = 123.107 NFE1 = 60.1420[16.12000 + 0,86.4800] = 113.107

77

Độ cứng(HB)

σ0Hlim (MPa)

σ0Flim (MPa)

- ứng suất quá tải cho phép

[σH]max=2,8.σch =2,8.450 =1260 MPa [σF1]max=0,8.σch1 =0,8.580 = 464 MPa [σF2]max=0,8.σch2 = 0,8.450 = 360 MPa

3 Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền bánh răng nghiêng.

a Xác định khoảng cách trục aw :

()3 [ ]

ψba - Hệ số bề rộng vành răng.Theo bảng 6.6 ta lấy ψba = 0,3 từ đó ta có :ψbd = 0,53 ψba (u+1) = 0,53.0,3.(3,614+1) = 0,734 KHβ : 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 ta đợc: KHβ = 1,043

() 1,5.(3,614 1) 21,3449848

Lấy z1 = 21 Số răng bánh lớn là: z2 = u.z1 = 3,614.21 = 75,894 Lấy z2 = 76 Do đó tỉ số truyền thực sẽ là : um = 76/21 = 3,619

So với ban đầu (um- u)/um = .100%0,138619

614,3619,

() 0,9775

Suy ra: β = 14,070

c Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thoả mãn điều kiện sau:

tgβb = cosαt tgβ = cos(20,5670 ).tg(14,070) = 0,234 nên βb = 13,2060 Với αt = αtw = arctg(tgα/cosβ) = arctg(tg200/cos14,070) = 20,5670

-Zε: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

Theo (6.37) : εβ = bwsinβ/(πm) = 0,3.75.sin(14,070)/(π.1,5) = 1,16 >1

εα = [1,88 - 3,2(1/z1 + 1/z2)]/cosβ = [1,88 - 3,2(1/21 + 1/76)]/cos(14,070) =1,635 Zε =

- KH : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc KH = KHβ.KHα.KHβ.KHv

- KHβ : Hệ số kể dến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng KHβ =1,043

- KHα : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp

Theo (6.40) : v = π.dw1.n1/60000 = π.3,47.1420/60000 = 2,414 (m/s) Với v = 2,414 < 4 Theo bảng 6.13 cấp chính xác là 9 Theo bảng 6.14 với cấp chính xác 9 và v<5 nên KHα = 1,13

- KHv : Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp Theo (6.42) νH = δH.g0 v

= 0,002.73.2,414

= 1,604 Trong đó: δH = 0,002 theo bảng 6.15 - Hệ số kể đến ảnh hởng của các sai số ăn khớp

Theo bảng 6.16 : g0 = 73 - Hệ số kể đến ảnh hởng của sai lệch các bớc răng ăn khớp

Theo (6.39) KH = KHα.KHβ.KHv = 1,043.1,13.1,043 = 1,229Thay các giá trị vừa tính đợc vào (6.33) ta đợc:

- Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép

Theo (6.1) với v<5(m/s) , Zv = 1 ; với cấp chính xác động học là 9 , chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8 , khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra =

2,5 1,25àm , do đó ZR = 0,95 với da < 700mm , KxH = 1 , do đó theo (6.1) và (6.1a)

[σH] = [σH] ZvZRKxH = 490,909.1.0,95.1 =466,364 (MPa)

Nh vậy: σH < [σH] [ ]

< 4%

d Kiểm nghiệm độ bền uốn.

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không vợt quá trị số cho phép :

Trong đó: T1 - là mômen xoắn trên bánh chủ động m - là mô đun

bw - là bề rộng răng

dw1 - là đờng kính vòng lăn của bánh chủ động KF - Hệ số tải trọng khi tính về uốn :

= 0,006.73.2,548

= 4,813

=> KF = KFα KFβ KFv = 1,107.1,37.1,099 = 1,667

YF1 , YF2 - Hệ số dạng răng phụ thuộc vào số răng tơng đơng Zv1 = z1/cos3β = 21/(14,070)3 = 23

Zv2 = z2/cos3β = 76/(14,070)3 = 83,272

Tra bảng 6.18 ta đợc : YF1 = 3,967 , YF2 = 3,608 Yε - Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Yε = 1/εα = 1/1,635 = 0,571 Yβ - Hệ số kể đến độ nghiêng của răng Yβ = 1 - β/140= 1-14,070 /140 =0,9 Vậy:

[ ] 246,857( ))

f Các thông số và kích thớc của bộ truyền.

II Bộ truyền trục vít - Bánh vít1 Chọn vật liệu

Vì bộ truyền trục vít xuất hiện vận tốc trợt lớn và điều kiện hình thành màng dầu bôi trơn ma sát ớt không đợc thuận lợi nên cần phối hợp vật liệu trục vít và bánh vít sao cho cặp vật liệu này có hệ số ma sát thấp, bền mòn và giảm bớt về dính Mặt khác do tỉ số truyền u lớn , tần số chịu tải của trục vít lớn hơn nhiều so với bánh vít , do đó vật liệu trục vít phải có cơ tính cao hơn so với vật liệu bánh vít

- Tính vận tốc trợt (vt),vận tốc trợt tính theo công thức kinh nghiệm 3 2

n2 : Số vòng quay của trục vít.

Dựa vào phần trên thay vào: vt =8,8.10−33 1,652.24.392,9162 =1,61(m/s)

- vt = 1,61 < 2(m/s) nên ta chọn vật liệu của bánh vít là gang CΨ 18-36 ,đợc đúc bằng khuôn cá, có σb = 180(MPa) , σch = 360(MPa)

- Căn cứ vào tải trọng và vận tốc trợt (Tải trọng trung bình) Ta chọn vật liệu của trục vít là thép hợp kim 20X tôi đạt độ rắn HRC >=45 2

Tính ứng suất cho phép

* ứng suất tiếp xúc cho phép:

Bánh vít làm bằng gang với vận tốc trợt vs = 1,61(m/s) tra theo bảng 7.2 : [σH] = 141,7 (MPa)

* ứng suất uốn cho phép:

Bánh vít làm bằng vật liệu gang và bộ truyền quay một chiều đợc xác định theo công thức sau:

[σF] = 0,12 σbu = 0,12.360 = 43,2 (MPa) * ứng suất cho phép khi quá tải.

Để kiểm tra độ bền tĩnh tránh quá tải, cần xác định ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải [σH]max và ứng suất uốn cho phép khi quá tải [σF]max

Bánh vít làm bằng gang: [σH]max = 1,5.[σH ]= 1,5.141,7 = 212,55 (MPa) [σF]max = 0,6.σb = 0,6.180 = 108 (MPa)

3 Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền trục vít bánh vít:

a Xác định các thông số:

- Xác định khoảng cách trục : ()3 [ ] 2 H2

Trong đó: KH - Hệ số tải trọng ,chọn sơ bộ KH = 1,2

z3 , z4 - Số răng trục vít ,bánh vít Với u = 26,2 chọn z3 = 2 , do đó z4 = u.z3 = 24 2 = 48 Chọn z4= 48 Tỉ số truyền tính lại là : u = z4/z3 = 48/2=24

Sai số tỉ số truyền là : 0% < 4%

T3 - Mômen xoắn trên tục bánh vít Chọn sơ bộ : η = 0,8 do đó

T3 = 9,55.106 P2 u2.η/n2 = 9,55.106.1,652.24.0,8/392,916 = 763228 (N.mm)

q- Hệ số đờng kính trục vít

Tính sơ bộ q theo công thức thực nghiệm: q = 0,3.z4 = 0,3 48 = 12 Dựa theo bảng 7.3 ta chọn q theo tiêu chuẩn : q = 12,5

- Xác định môđun m : m = 2.aw/(q + z4) = 2.216,416/(12,5 + 48) = 7,154 mm Dựa theo bảng 7.3 ta chọn môđun theo tiêu chuẩn : m = 7

2)5,1248.(72

b Kiểm nghiệm răng bánh vít về độ bền tiếp xúc:

ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng bánh vít của bộ truyền đã đợc thiết kế phải thoả mãn điều kiện sau:

Trong đó aw , z4 , q đã biết - Xác định vận tốc trợt vs :

+ Đờng kính trục vít : dw3 = (q + 2x)m = (12,5 + 2.(- 0,25))7 = 84 (mm) + Góc vít : γw = arctg(z3/(q + 2x)) = arctg[2/(12,5 + 2.(- 0,25))] = 9,4620

Theo bảng 7.2 ta có : [σH] = 137,44 (MPa) - Hiệu suất của bộ truyền tính theo công thức: ( )

(γ +ϕ)

Trong đó : ϕ - Là góc ma sát dựa vào vận tốc trợt và bảng 7.4 ta có : ϕ = 3,4330 Do đó : η = 0,8

Và T3 = 763228.0,7/ 0,8 = 667825 (N.mm) KH - hệ số tải trọng

KH = KHβ KHv

KHβ - Hệ số phân bó không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng - Gọi kt = T2m/T2max , từ (7.25) với n3i = n3 ta có :

. 1.5/7 0,8.2/7 0,943max

Do đó : KHβ = 1 + (z4/θ)3(1- kt) = 1+ (48/125)3(1 - 0,943) = 1,003Trong đó : Với z3 = 2 ; q = 12,5 tra bảng 7.5 ta đợc : θ = 125

-Theo bảng 7.6 ta chọn cấp chính xác 9, Với cấp chính xác 8 và vận tốc trợt vs = 1,75 (m/s) nên : KHv = 1,117

=> KH =1,003.1,117 =1,12 - Theo công thức (7.19) ứng suất tiếp xúc

- Xác định sai số : ([σH] - σH)/[ σH] = 2,527% <4%

Nh vậy : σH < [σH] do đó không cần điều chỉnh các thông số và chọn lại

c.Kiểm nghiệm độ bền uốn :

Để đảm bảo độ bền uốn của răng bánh vít , ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh vít không đợc vợt quá trị số cho phép

b4 - Chiều rộng bánh vít (tra bảng 7.9) : Khi z3 = 2 , b4 < 0,75.da3 da3 = m(q +2) = 7(12,5 +2) = 101,5 mm

Do đó : b4 < 0,75.101,5 = 76,125 Chọn b4 = 75 mmYF - Hệ số dạng răng

zv = z4/cos3γ = 48/cos39,4620= 50 Tra bảng 7.8 YF = 1,45Trong đó : KF - Hệ số tải trọng

KF= KFβ.KFv = 1,003.1,117 = 1,12 ( Với KFβ= KHβ , KFv = KHv ) d4 - Đờg kính vòng chia bánh vít

d4 = m.z4 =7 48 = 336 (mm) mn - Môdun pháp của răng bánh vít

mn = m.cosγ = 7.cos9,4620= 6,905 Theo công thức (7.26) :

Vậy thoả mãn về bền uốn

d.Kiểm nghiệm bánh vít về quá tải:

Với hệ số quá tải kqt =1,3

σHmax = σH. Kqt = 133,967. 1,3=152,746 < [σH]max =212,55 (MPa) σFmax = σF Kqt =8,726.1,3 = 11,34 < [σF]max =108 (MPa)

Vậy bánh vít thoả mãn về quá tải

f Tính nhiệt truyền động trục vít.

Bộ truyền trục vít đã đợc thiết kế trên đây có thể làm việc không ổn định , thậm chí bị h hỏng nếu quá trình làm việc, nhiệt độ sinh ra quá cao và nhiệt lợng không đợc toả đi kịp thời Vì vậy cần tiến hành tính kiểm nghiệm về nhiệt , xuất phát từ điều kiện : nhiệt lợng sinh ra trong hộp giảm tốc trục vít phải cân bằng với nhiệt lợng thoát đi

- Trờng hợp không làm nguội bằng nhân tạo :

td = t0 + 1000(1 - η)P2/[Kt.A(1 + ψ).β] ≤ [td] = 900C Trong đó : t0 Nhiệt độ môi trờng xung quanh lấy = 200c η : Hiệu suất của bộ truyền : (= 0,7)

P2 : Công suât trên trục vít (=1,652 KW)

[tđ] Nhiệt độ cao nhất cho phép của dầu chọn = 900

Vậy tđ = 200 + 1000(1- 0,7).1,652/[8.0,9702.(1 + 0,3).1,06] = 66,3370< 900Do đó thoả mãn điều kiện làm nguội

II Thiết kế bộ truyền ngoài hộp giảm tốc: (Bộ truyền xích)

a> Xác định b ớc xích p:

- Bớc xích P xác định từ chỉ tiêu độ bền mòn của bản lề Điều kiện đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mòn của bộ truyền xích đợc viết dới dạng :

Pt = P.k.kz.kn ≤ [P] Trong đó:

+ Pt ; P ; [P] Lần lợt là công suất tính toán công suất cần truyền và công suất cho phép , kW ;

+ Với z1 = 27 , kz = z01/z1 = 25/27 = 0,926 Gọi là hệ số răng + kn = n01/n1 = 50/16,372 = 3,054

+ k Đợc tính từ các hệ số thành phần trong bảng 5.6 với + ko - Hệ số kể đến ảnh hởng của vị trí bộ truyền (k0 = 1)

+ ka - Hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích (ka =1,25)

+ kđc - Hệ số kể đến ảnh hởng của việc điều chỉnh lực căng xích (kđc = 1) + kbt - Hệ số kể đến ảnh hởng của bôi trơn (kbt = 1,3)

+ kđ - Hệ số tải trọng động , kể đến tính chất của tải trọng (kđ = 1,35) + kc - Hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền (kc = 1)

Nh vậy : k = k0.ka.kđc.kbt.kđ.kc = 1.1,25.1.1,3.1,35.1 = 2,194 Vậy : Pt = 1,308 2,194 0,926.3,054 = 8,116 < [P] = 10,5 kW

Dựa vào bảng 5.5 ta chọn bộ truyền xích một dãy có bớc xích p = 38,1 mm Theo bảng 5.8 thoả mãn điều kiện p < pmax = 50,8 (mm)

- Khoảng cách trục chọn sơ bộ : a = 25.p = 25.38,1 = 952,5 mm - Từ khoảng cách trục xác định đợc số mắt xích x :

ππ a

Lấy số mắt xích chẵn x = 92 , tính lại khoảng cách trục theo công thức (5.13)

1 z )] 2.[z z ]z

a = 0,25.38,1.{92 - 0,5.(27 + 54) + [92 0,5(27 54)]2 2.[54 27]2π

+

Chọn a = 967 mm Để xích không chịu lực căng quá lớn , khoảng cách trục a cần giảm một lợng ∆a = 0,002.a = 0,002.967 ≈ 2 (mm) Do đó a = 965 (mm)

- Sau khi xác định đợc số mắt xích và khoảng cách trục cần tiến hành kiểm nghiệm số lần va đập i của bản lề xích trong 1s :

i =

15 11 =

= 0,32 < [i] = 20 tra trong bảng 5.9 b> Kiểm nghiệm độ bền của xích:

Với các bộ truyền xích bị quá tải lớn khi mở máy hoặc thờng xuyên chịu tải trọng va đập trong quá trình làm việc cần tiến hành kiểm nghiệm về quá tải theo hệ số an toàn

Theo (5.15) s = Q/(kđ.Ft + F0 + Fv) ≥ [s] Trong đó :

Q - Tải trọng phá hỏng , N , tra theo bảng 5.2 Q = 127000 (N), khối lợng 1m xích là q1 = 5,5 kg

kđ - Hệ số tải trọng động , kđ = 1,2 (Tải trọng mở máy bằng 1,5 lần tải trọng danh nghĩa)

v = z1.p.n1/60000 = 27.38,1.16,372/60000 = 0,281 (m/s)

Ft - Lực vòng (N) ; Ft = 1000.P/v = 1000.1,308/0,281 = 4655 (N) Fv - Lực căng do lực li tâm sinh ra , tính theo công thức :

Fv = q.v2 = 5,5.0,2812 = 0,434 N

F0 - Lực căng do trọng lợng nhánh xích bị động sinh ra tính theo công thức F0 = 9,81.kf.q.a

Với a - Khoảng cách trục (m)

kf - Hệ số phụ thuộc vào độ võng f của xích và vị trí bộ truyền kf = 6 (Bộ truyền nghiêng 1 góc < 400)

- Theo công thức 5.17 đờng kính chia của đĩa xích đợc xác định theo công thức :

da1 = p[0,5 + cotg(π/z1)] = 118,59 (mm) da2 = p[0,5 + cotg(π/z2)] = 225,18 (mm)

df1 = d1 - 2.r = 106,59 - 2.11,22 = 84,15 (mm) df2 = d2 - 2.r = 225,18 - 2.11,22 = 187,18 (mm) Dựa vào bảng 5.2 có d1 = 19,05

r = 0,5025.d1 + 0,05 = 0,5025.22,23 + 0,05 = 11,22

- Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích theo công thức (5.18)

Fvđ - Lực va đập trên m dãy xích N và tính theo công thức Fvđ1 = 13.10-7.n1.p3.m = 13.10-7.16,372.38,13.1 = 1,177 (N) Fvđ2 = 13.10-7.n2.p3.m = 13.10-7.8,186.38,13.1 = 4,055 (N) kd - Hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy kd =1 Kđ - Hệ số tải trọng động tra bảng 5.6 : Kđ =1,35

kr - Hệ số kể đến ảnh hởng của số răng đĩa xích phụ thuộc vào z1 (= 0,396) E = 2.E1.E2/(E1+E2) - Môđun đàn hồi , với E1,E2 lần lợt là môđụn đàn hồi của vật liệu con lăn và răng đĩa

A - Diện tích chiếu của bản lề tra bảng 5.12 ( = 395 mm2)

395.1 522( ) [ ]

kx - Hệ số kể đến trọng lợng xích kx = 1,15 (đối với bộ truyền nghiêng một góc nhỏ hơn 400 )

Phần IV : Thiết kế trục

I Chọn vật liệu trục:

Hộp giảm tốc có tải trọng trung bình và không có yêu cầu đặc biệt nào chính vì vậy ta chọn vật liệu trục là thép CT45 tôi cải thiện cho trục I và III , thép hợp kim 20X cho trục II.

II Tính thiết kế trục:

Các bớc tiến hành theo các bớc sau: - Xác định tải trọng tác dụng lên trục - Tính sơ bộ đờng kính trục

- Định khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt tải trọng - Xác định đờng kính và chiều dài các đoạn trục

1> Tải trọng tác dụng lên trục

a Lực tác dụng từ các bộ truyền bánh răng , trục vít:

* Lực tác dụng từ bộ truyền bánh răng nghiêng.(Hình1)

Bên trái HGT Bên phải HGT theo đầu đề

+ Ft2 : Lực vòng của bánh bị động (ω2) có điểm đặt tại tâm ăn khớp, phơng tiếp tuyến với vòng chia dw2 , có chiều cùng chiều ω2

+ Fr1;Fr2 : Lực hớng tâm trên bánh 1 và 2 có điểm đặt tại tâm ăn khớp, phơng của bánh kính, chiều hớng vào tâm

+ Fa1 ; Fa2 : Lực dọc trục trên bánh 1 và 2 Có phơng dọc theo trục , có điểm đặt tại tâm ăn khớp, chiều hớng vào bề mặt làm việc

- Độ lớn của các lực đợc xác định theo các công thức sau:

r1 tw t1 Fr2cos

Fa1 = Ft1tgβ = Fa2

- Trong đó T1 - Mômen xoắn trên trục bánh 1(Nmm) dw1 - Đờng kính vòng lăn bánh 1 (mm) αtw - Góc ăn khớp

β - Góc nghiêng của răng Dựa vào phần trên ta có:

T1 = 11689 (N.mm) ; dw1 = 32,47 (mm) ; αtw = 20,580 ; β = 14,070 Thay vào công thức ta đợc :

1 720( ) 247

Fa1 = Ft1tgβ = 720.tg(14,070 )= 180 (N) = Fa2

* Lực tác dụng từ bộ truyền trục vít bánh vít (Hình2):

Sinh viên thực hiện: Lê Nho Phả ft3 f Trang:29

ω3

Bên trái Bên phải HGT

- Theo đầu đề thiết kế ta xác định đợc chiều quay của bánh vít , trục vít , chiều tiến của trục vít Đồng thời ta xác định đợc phơng, chiều của các lực tác dụng khi ăn khớp:

+ Ft3 : Lực vòng tác dụng lên trục vít : Lực này có điểm đặt tại tâm ăn khớp , phơng tiếp tuyến , có chiều ngợc chiều quay ω3

+ Ft4 : Lực vòng tác dụng lên bánh vít : Lực này có điểm đặt tại tâm ăn khớp, có phơng tiếp tuyến , có chiều cùng chiều ω4

+ Fa3 : Lực dọc trục trên trục vít : Có điểm đặt tại tâm ăn khớp , có phơng dọc theo trục vít , có chiều hớng vào bề mặt làm việc (ngợc chiều với lực Ft4)

+ Fa4 : Lực dọc trục trên bánh vít : Lực này có điểm đặt tại tâm ăn khớp , có ơng dọc theo trục bánh vít , có chiều hớng vào bề mặt làm việc (ngợc chiều với lực Ft3)

+ Fr3 ; Fr4 : Lực hớng tâm trên trục vít và bánh vít có phơng của bán kính , có chiều hớng vào tâm.

- Độ lớn của các lực đợc xác định theo các công thức sau: Fa3 = Ft4 = 2.T4/d4 = 2.T3.ηTv.u2 /d4

Ft3 = Fa4 = Fa3.tg(γ + ϕ) Fr3 = Fr4 = tg( )

Trong đó :

+ d4 - Đờng kính vòng chia bánh vít (mm)

+ T4 - Mômen xoắn trên trục bánh vít (T4 = T3.ηTv.u2) + α - Góc prôfin trong mặt cắt dọc trục vít (α = 200) + γ - Góc vít

+ ϕ - Góc ma sát

Từ các số liệu ở phần trớc ta thay vào công thức ta đợc :

Fa3 = Ft4 = 2.T4/d4 = 2.T3.ηTv.u2 /d4 =2.40153.0,7.24/336 = 3975 (N) Ft3 = Fa4 = Fa3.tg(γ + ϕ) = 3975.tg(9,4620+ 3,4330) = 918 (N)

Fr3 = Fr4 = tg( ))

Ntg =

Xích

Fy= Fr sin(300) = 4655 sin(300) =2677(N) * Lực tác dụng từ khớp nối:

- Khi sử dụng nối trục di động do tồn tại sự không đồng tâm của các trục đợc nối dẫn đến tải trọng phụ xuất hiện Lực hớng tâm Fr = (0,2 0,3)Ft , với Ft = 2.T/Dt Trong đó Dt - Là đờng kính vòng tròn qua tâm các chốt tra bảng 16.10a trang 68 sách tập II với mômen xoắn T = 11,689 (Nm) (Dt=50 mm )

Do đó : Ft = 2.11689/50 = 466,667 (N) Fr = 0,3.Ft = 0,3.466,667 = 140 (N)

- Chiều của lực khớp nối đợc quy ớc có tác dụng làm tăng biến dạng trục và ờng ngợc chiều với lực Ft của bánh răng

2> Tính sơ bộ trục:

- Đờng kính trục thứ k với k = 1 3 sơ bộ xác định chỉ bằng mômen xoắn theo công thức:

k 3 k].[2,0

Trong đó :

Tk- Mômen xoắn trên trục k Nmm

[τ] - ứng suất xoắn cho phép , MPa, với vật liệu là thép [τ] = 14 MPa + Đối với trục I :

P1 = 1,652 KW , n1 = 1420 (vòng/phút) , T1 = 9,55.106.P1/n1 = 11689 Nmm + Đối với trục II :

u1 = 3,619 ; ηBR = 0,96 ; ηôl = 0,99

T2 = T1.ηBR.ηôl.u1 = 11689.0,96.0,99.3,619 = 40153 Nmm + Đối với trục III :

u2 = 24 ; ηTV = 0,7 ; ηôl = 0,99

T3 = T2 ηTV ηôl.u2 = 40153.0,7.0,99.24 = 667825 Nmm - Thay các giá trị vào ta đợc : d1 = 16,1 mm

d2 = 24,295 mm d3 = 62,024 mm

- Làm tròn đờng kính trục theo tiêu chuẩn : d1 = 20 mm , d2 = 25 mm , d3 = 65 mm

- Kiểm tra đờng kính đầu vào của trục hộp giảm tốc lắp bằng khớp nối với trục động cơ : d1 =20 > 0,8.dđc = 0,8.24 = 19,2

Trong đó : dđc = 24 mm (Tra trong phụ lục 1.7 trang 242 sách tập I ) 3> Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực:

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

- Dựa vào đầu bài ra , đờng kính sơ bộ các trục , sử dụng bảng 10.2 để chọn chiều rộng ổ lăn :

d ,mm 20 25 65bo ,mm 15 17 33

- Dựa vào công thức (10.10) đến (10.13) để xác định chiều dài mayơ khớp nối, bánh răng , bánh vít, đĩa xích

Chiều dài mayơ nửa khớp nối trục I (lm12)

lm12 = 1,5.d1 = 1,4.20 = 30 mmChiều dài mayơ bánh răng trụ trên trục

lm13 = 1,2.d1 = 1,2.20 = 24 mmChiều dài mayơ bánh răng trụ trên

trụcII (lm22)

lm22 = 1,2.d2 = 1,2.25 = 30 mmChiều dài mayơ bánh vít trên trục III

(lm32)

lm32 = 1,2.d3 = 1,2.65 = 78 mmChiều dài mayơ đĩa xích trên trục

lm33 = 1,2.d3 = 1,2.65 = 78 mm

- Dựa vào sơ đồ hình 10.6 và hình 10.11 và bảng 10.3 , 10.4 (trang 190 194 sách thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí tập I) ta xác định đợc các khoảng cách trong đó dùng các kí hiệu :

k - Số thứ tự của các trục trong hộp giảm tốc ( k = 1 , 2, 3)

i - Số thứ tự của tiết diện trục trên đó lắp các chi tiết có tham gia truyền tải trọng

i = 0 và 1 : Các tiết diện trục lắp ổ

i = 2 s , với s là số chi tiết quay ( Bánh răng , trục vít, bánh vít, 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 trên trục k

lcki - Khoảng côngxôn trên trục k , tính từ chi tiết i ở ngoài hộp giảm tốc đến gối đỡ và đợc xác định theo công thức chung sau:

trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay

k1 = 8 15 mmKhoảng cách từ mặt cạnh ổ đến thành trong của hộp

( lấy giá trị nhỏ khi bôi trơn ổ bằng dầu trong hộp giảm tốc)

k2 = 5 15 mmKhoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến nắp ổ k3 = 10 20 mm

Các khoảng cách trên các trụcLoại hộp

giảm tốc

Trục

Hộp giảm tốc bánh răng - trục

vít 2 cấp

l12 = - lc12 = -[0,5(lm12 + b0) + k3 + hn] = 48 (mm) l13 = 0,5(lm13 + b0) + k1 + k2 = 38 (mm)

l11 = 2.l13 = 76 (mm)

Với k1 = 12 ; k2 = 6,5 ; k3 = 10,5 ; hn = 15

l22 = - lc22 = -[0,5(lm22 + b0) + k1 + k2] = 38 (mm)l21 = daM4 = 320 (mm)

l23 = l21/2 = 160 (mm)

Với k1 = 8 ; k2 = 6,5 ; b0 =17

l32 = 0,5(lm32 + b0) + k1 + k2 = 70 (mm)l31 = 2.l32 = 140 (mm)

l33 =2 l32 + lc33 = 221(mm)

Với k1 = 8 ; k2 = 10,5 ; b0 =33

4> Xác định đ ờng kính và chiều dài các đoạn trục:

- TÝnh ph¶n lùc : Sö dông ph¬ng tr×nh m«men vµ ph¬ng tr×nh h×nh chiÕu cña c¸c lùc trong mÆt ph¼ng zox vµ zoy :