Thiết kế trạm dẫn động xích tải

*/Truyền động như sau:Động cơ quay truyền chuyển động vào trục I nhờ khớp nối,trục một quay truyền chuyển động sang trục II nhờ sự ăn khớp của các bánh răng trụ răng nghiêng trên hai tru

Trường Đại Học Giao Thông Vận Tải

Chế độ làm việc:Mỗi ngày 2 ca ,mỗi ca 8 giờ.Mỗi năm làm việc 292

ngày.Tải trọng va đập mạnh ,quay một chiều Xích truyền nghiêng 70 0 ,

*/Truyền động như sau:Động cơ quay truyền chuyển động vào trục I nhờ khớp nối,trục một quay truyền chuyển động sang trục II nhờ sự ăn khớp của các bánh răng trụ răng nghiêng trên hai truc I và II,trục II quay truyền động sang trục III nhờ sự ăn khớp của các bánh răng trụ răng nghiêng nằm trên hai trục II và III,trục III quay làm cho đĩa xích chuyển động

/Ưu điểm và nhược điểm:

-Ưu điểm:

+) Tải trọng phân bố đều trên các ổ trục

+)Sử dụng hết khả năng của vật liệu chế tạo các bánh răng cấp chậm và cấp nhanh

+)Bánh răng phân bố đối xứng với ổ, sự tập trung tải trọng theo chiều dài răng ít hơn so vơi sơ đồ khai triển thông thường

-Nhược điểm;

Chiều rộng của hộp tăng lên một chút,cấu tạo các bộ phận ổ phức tạp hơn,

số lượng chi tiết và khối lượng gia công tăng

II-Chọn Động cơ và phân phối tỷ số truyền

1-chọn động cơ điện:

a)Tính công suất cần thiết của động cơ:

Công suất cần thiết trên trục đông cơ là: P ct =P t /η

-Với P t là công suất tính toán trên trục máy công tác (kw)

- với η là hiệu suất truyền động

Do tải trọng không đổi nên công suất tính toán là công suất làm việc trên trục máy công tác:

Có: η = η 1. η 2 2 . η 3 3 . η 4. η 5

Với: η 1 =0,95 là hiệu suất của bộ truyền xích kín

η2 =0,96 là hiệu suất của bộ truyền bánh răng

η3 =0,995 là hiệu suất trong một cặp ổ lăn

η4 =0,99 là hiệu suất trong một cặp ổ tr−ợt

η 5 =1 là hiệu suất khớp nối

8

3 , 0 60000

60000

ph v t

z

v

) ( 2373 , 3 1000

3 , 0 81 , 9 1100 1000

.

KW v

P P

Ta cã: u t =u x u h

U h lµ tû sè truyªn cña hép

Cã U h =u n u c

U n :lµ tû sè tuyÒn cña bé truyÒn b¸nh r¨ng trô r¨ng nghiªng cÊp nhanh

U c :lµ tû sè truyÒn cña bé truyÒn b¸nh r¨ng trô r¨ng nghiªng cÊp chËm

U x :Lµ tû s« truyÒn cña bé truyÒn xÝch.chän u x =4

1000

3 , 0 81 , 9 1100

Nmm n

P M

3 3

6

Nmm n

27 , 3 2

Sè vßng quay: n 2 =n 3 u c = 72.3,52= 253,44(vßng/phót)

44 , 253

42 , 3 10 55 , 9 10 55 ,

2 2

6

Nmm n

42 , 3 2

Sè vßng quay: n 1 =n 2 u n =253,44.5,7=1445 (vßng/phót)

Mômen xoắn: M 1 = 23660 , 2 ( )

1445

58 , 3 10 55 , 9 10 55 ,

1

6

Nmm n

23660,2 128

870,

74

433 729,

Vì tải trọng trung bình nên chọn vật liệu có HB<350 theo bảng 3-6 sách

“hướng dẫn thiết kế chi tiết máy” ta có bảng sau:

Vật

liệu

Nhiệt luyện

Giới hạn bền

Giới hạn chảy

Độ rắn

HB Bánh

chủđộng

Thép

45

Thường hóa

560

b Mpa

σ = σch = 280Mpa 190

Bánh chủ động: Phôi rèn, giả thiết đường kính phôi dưới 100mm

Bánh bị động :Phôi rèn ,giả thiết đường phôi 300ữ500mm

2) Định ứng suất tiếp xúc cho phép:

-øng suÊt tiÕp xóc cho phÐp vµ øng suÊt uèn cho phÐp øng víi sè chu kú c¬

së, tra theo b¶ng (9-10)

70 2

Z Z K K S

c lµ sè lÇn ¨n khíp cña mét r¨ng khi b¸nh r¨ng quay mét vßng

n,t :lÇn l−ît lµ sè vßng quay vµ tæng sè thêi gian lµm viÖc cña b¸nh r¨ng

H

HL H

N FO =4.10 6 §èi víi tÊt c¶ c¸c lo¹i thÐp

N FE :sè chu k× chÞu t¶i cña b¸nh r¨ng ®ang xÐt:

R S xF FC FL F

Y Y K K K S

ứng suất cho phép khi quá tải:

Với bánh răng thường hóa :[σH]max = 2,8σchmin = 2,8.280 784 = (MPa)

Do HB<350 nên [σF1 max] = 0,8σch1= 0,8.300 240 = (MPa)

224 280 8 , 0 8

( 1)

Trong đó: a w là khoảng cách trục.

K a : hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng,loại răng

Với bánh răng nghiêng K a =43 (Mpa)13

U n tỉ số truyền của các bánh răng trên trục I sang các bánh răng của trục II

M 1 môme xoắn trên trục bánh răng chủ động

[σH ]: ứng suất tiếp xúc cho phép

a n u

§èi víi b¸nh r¨ng nghiªng ta kh«ng cÇn dÞch chØnh bëi viÖc dÞch chØnh

th−êng hiÖu qu¶ kh«ng cao v× nã lµm gi¶m hÖ sè trïng khíp

6 KiÓm nghiÖm søc bÒn tiÕp xóc cña r¨ng

øng suÊt tiÕp xóc xuÊt hiÖn trªn mÆt r¨ng ph¶i tho¶ m·n(mm)

1

* 1

0 0

K Hv : hệ số kể đến sự phân bố tải trọng động xuất hiện

trong vùng ăn khớp

1 1

Với v=2,76<5 (m/s), chọn cấp chính xác về tiếp xúc là 8, Z v =1, cần gia công

độ nhám bề mặt răng R a =2,5ữ1,25μm do đó chọn Z

R =0,95 với d a <700(mm) thì K xH =1

*

[σH] = [σH]Z Z K v R xH = 436,35.1.0,95.1 414,5 = (MPa)

Ta thấy σH < [σH]* nên hệ ăn khớp thoả mãn điều kiện bền tiếp xúc

7 Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng

Điều kiện bền uốn

* 1 1

1 2

n W W

F F

F

m d

b

Y Y Y K

2 1

F

F F F

102

107 cos 0,984

K F : hệ số tải trọng khi tính về uốn

Fv F

tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp

K Fv : hệ số kể đến sự phân bố tải trọng động xuất hiện

trong vùng ăn khớp

1 2

σ < nªn hÖ ¨n khíp tho¶ m·n ®iÒu kiÖn bÒn uèn

8 KiÓm nghiÖm søc bÒn cña r¨ng trong tr−êng hîp chÞu qu¶ t¶i

HÖ sè qu¸ t¶i

3 , 1

mz

d 2 = 2 2.102

207,3 cos 0,984

mz

Đường kính vòng

đỉnh

d a1 =d 1 +2(1+x 1 -Δy)m

0)2=40,58(mm)

=36,58+2(1+0-d a2 =d 2 +2(1+x 2 -Δy)m

0)2=211,3(mm)

Đường kính vòng

đáy răng

d f1 =d 1 -(2,5+2x 1 )m

(2,5+2.0)2=31,58(mm)

=36,58-d f2 =d 2 -(2,5+2x 2 )m

(2,5+2.0)2=202,3(mm)

Do công súât nhỏ và không có yêu cầu gì đặc biệt nên vật liệu làm bánh

răng được chọn giống như cấp nhanh ,ta có bảng sau:

Vật

liệu

Nhiệt luyện

Giới hạn bền

Giới hạn chảy

Độ rắn

HB Bánh

560

b Mpa

σ = σch = 280Mpa 210

b Mpa

σ = σch = 260Mpa 180

Bánh chủ động: Phôi rèn, giả thiết đường kính phôi dưới 100mm

Bánh bị động :Phôi rèn ,giả thiết đường phôi 300ữ500mm

2) Định ứng suất tiếp xúc cho phép:

-ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ

sở, (tra bảng 6.2 sách TTTKHDĐ )

70 2

Z Z K K S

c là số lần ăn khớp của một răng khi bánh răng quay một vòng

n,t :lần lượt là số vòng quay và tổng số thời gian làm việc của bánh răng

TÝnh s¬ bé nªn coi Z R Z v K xH =1

H

HL H

N FO =4.10 6 §èi víi tÊt c¶ c¸c lo¹i thÐp

N FE :sè chu k× chÞu t¶i cña b¸nh r¨ng ®ang xÐt:

R S xF FC FL F

Y Y K K K S

ứng suất cho phép khi quá tải:

Với bánh răng thường hóa :[σH]max = 2,8σchmin = 2,8.260 728 = (MPa)

Do HB<350 nên [σF1 max] = 0,8σch1= 0,8.280 224 = (MPa)

208 260 8 , 0 8

( 1)

Trong đó: a w là khoảng cách trục.

K a : hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng,loại răng

Với bánh răng nghiêng K a =43 (Mpa)13

U n tỉ số truyền của các bánh răng trên trục I sang các bánh răng của trục II

M 2 mômen xoắn trên trục bánh răng chủ động.Do phân đôi nên khi tính ta phải chia M 2 cho 2

[σH ]: ứng suất tiếp xúc cho phép

a n u

§èi víi b¸nh r¨ng nghiªng ta kh«ng cÇn dÞch chØnh bëi viÖc dÞch chØnh

th−êng hiÖu qu¶ kh«ng cao v× nã lµm gi¶m hÖ sè trïng khíp

6 KiÓm nghiÖm søc bÒn tiÕp xóc cña r¨ng

øng suÊt tiÕp xóc xuÊt hiÖn trªn mÆt r¨ng ph¶i tho¶ m·n(mm)

1

* 2

2

[ ] 2.

K Hv : hệ số kể đến sự phân bố tải trọng động xuất hiện

trong vùng ăn khớp

1 2

2.

1

2

H W W Hv

Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép

Với v=1,03<5 (m/s), chọn cấp chính xác về tiếp xúc là 8, Z v =1, cần gia công

độ nhám bề mặt răng R a =2,5ữ1,25μm do đó chọn Z

R =0,95 với d a <700(mm) thì K xH =1

*

[σH] = [σH]Z Z K v R xH = 418,175.1.0,95.1 397, 27 = (MPa)

Ta thấy σH < [σH]* nên hệ ăn khớp thoả mãn điều kiện bền tiếp xúc

7 Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng

Điều kiện bền uốn

* 1 1

1 2

W W

F F

F

m d

b

Y Y Y K

M

σ

* 2 1

2 1

F

F F F

91

155,9 cos 0,8357

K F : hệ số tải trọng khi tính về uốn

Fv F

tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp

K Fv : hệ số kể đến sự phân bố tải trọng động xuất hiện

trong vùng ăn khớp

1 2

2.

1

2

F W W Fv

σ < nªn hÖ ¨n khíp tho¶ m·n ®iÒu kiÖn bÒn uèn

8 KiÓm nghiÖm søc bÒn cña r¨ng trong tr−êng hîp chÞu qu¶ t¶i

HÖ sè qu¸ t¶i

3 , 1

Đường kính vòng

62, 22 cos 0,8357

mz

d 2 = 2 2.91

217,78 cos 0,8357

=62,22+2(1+0-d a2 =d 2 +2(1+x 2 -Δy)m

0)2=221,78(mm)

=217,78+2(1+0-Đường kính vòng lăn d W1 =62,22(mm)

d W2 = d W1 u=62,22.3,5=217,78 (mm)

Đường kính vòng đáy

răng

d f1 =d 1 -(2,5+2x 1 )m

(2,5+2.0)2=57,22(mm)

=62,22-d f2 =d 2 -(2,5+2x 2 )m

(2,5+2.0)2=212,78(mm)

2 Xác định các thông số của xích và bộ truyền xích:

2.1 Chọn số răng đĩa xích:

Số răng đĩa xích càng,đĩa bị động quay càng không đều,động năng va đập càng lớn và xích mòn càng nhanh.Vì vậy khi thiết kế cần đảm bảo số răng lớn hơn z min =13-15 do vận tốc thấp

Theo bảng 5.4 với u x =4 ta sử dụng công thức z 1 =29-2.u ta đ−ợc z

-1 =21>19 vậysố răng đĩa nhỏ là z 1 = 21 (răng) >z min ⇒ số răng đĩa

z z

Có thể điều chỉnh bằng một trong các đĩa xích, do đó có k đc =

1

• k bt : Hệ số kể đến ảnh hưởng của điều kiện bôi trơn

Với vận tốc xích nhỏ v < 4 m/s)

⇒ theo bảng 5.7 chọn phương pháp bôi trơn nhỏ giọt (4 10

giọt/phút) Chất lượng bôi trơn tốt Theo bảng 5.6, giả sử bộ truyền làm việc trong môi trường không có bụi ⇒ k bt = 0,8

• k đ : Hệ số tải trọng động, kể đến tính chất của tải trọng Do

bộ truyền làm việc với tải trọng va đập mạnh =>chọn k đ = 1,8

• k c : Hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền Do mỗi ngày làm

p

a

2

2 1 2 2 1

4 2

2

π

ư +

135,013 38,1 2 4 1524 π

+ Theo bảng 5.9 số lần va đập cho phép [i] = 20 Nh− vậy có i < [i]

3 Kiểm nghiệm xích về độ bền:

Điều kiện để xích làm việc đ−ợc an toàn là:

s =

V t

Theo bảng 5.10 với n 3 =72(vòng/phút) => hệ số an toàn cho phép là [s]=7

Ta thấy s > [s] Nh− vậybộ truyền xích đảm bảo đủ bền

4 Xác định các thông số của đĩa xích và lực tác dụng lên trục

sin

21

p z

sin

84

p z

2

] 38,1.[0,5 cot ] 1037, 29

84

g z

z g

ππππ

ứng suất tiếp xúc σH trên mặt răng đĩa xích phải thoả mãn điều kiện:

Đối với đĩa xích 1 :

+[σH ] : ứng suất tiếp xúc cho phép, theo bảng 5.11, có

[σH ] = (500 ữ 600) (MPa) đối với thép 45 tôi cải thiện

lv dx

+

= 377,78 (MPa)

+ k x : Hệ số kể đến trọng lượng xích Do bộ truyền nằm nghiêng một góc trên 40 0 so với phương nằm ngang nên => k x = 1,05

Với M i là mômen xoắn trên trục thứ i

-Đối với trục I:

2 khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực

Dựa vào đường kính các trục, sử dụng bảng (10.2) để chọn gần đúng chiều rộng ổ lăn b 0 :

d 1 = 20 (mm) ⇒ b 01 =15 (mm);

d 2 = 35 (mm) ⇒ b 02 =21 (mm);

d 3 = 50(mm) ⇒ b 03 =27 (mm);

Gọi vị trí các tiết diện J i là:

Trên trục I:ổ lăn bên phải (1),khớp nối (3),ổ lăn bên trái (0),bánh răng (2)

Trên trục II: ổ lăn bên phải (1), ổ lăn bên trái (0), bánh răng(2), (3), (4)

Trên trục III: ổ lăn bên phải (1), ổ lăn bên trái (0), bánh răng (3), (4),đĩa xích (2) Chiều dài mayơ bánh răng, đĩa xích xác định theo (10.10): l m =(1,2 1,5)d

3.trị số, chiều của các lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục

3.1 Lực tác dụng từ bộ truyền bánh răng lên trục

ki

ki xki cq cb F

F , , : Lực tác dụng theo phương x, y, z của chi tiết thứ i trên trục k ;

cq k : Chiều quay của trục thứ k ;=-1 nếu trục quay theo chiều kim đồng hồ;

=1 nếu trục quay theo ngược chiều kim đồng hồ;chọn trục một quay ngược chiều kim đồng hồ

/ cos 1293,6 (20,3 ) / cos(10,3 ) 486,35( ) 1293,6 10,3 235,1( )

3.2 Lực từ bộ truyền xích, khớp nối tác dụng lên trục

+ Chọn nối trục vòng đàn hồi nên lực từ khớp nối tác dụng lên trục 1 hướng theo phương x và có trị số:

F x13= ư 0,3.2.M D1/ t = ư 0,3.2.23660, 2 / 50 = ư 283,9224(N)

Trong đó D t = 50(mm):Đường kính vòng tròn qua tâm các chốt của nối trục vòng đàn hồi (tra bảng 16.10)

+ Lực từ bộ truyền xích tác dụng lên trục 3 là F r = 3576,56 (N)

Do bộ truyền nằm nghiêng so với phương ngang một góc 70 0 nên:

=> F x32= F r cos70 0 =1223,25(N)

=> F y32=- F r sin70 0 =3360,86(N); (do ngược chiều dương OY)

4.Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục Kiểm nghiệm độ bền mỏi và độ bền tĩnh của trục

Tính gần đúng đường kính trục tại các tiết diện J:

Trước hết ta tính tại tiết diện J=2(tiết diện lắp bánh răng):

Tính mômen uốn tổng M và mômen tương đương M tđ tại tiết diện 2 theo (10.15), (10.16)

- Kiểm nhgiệm trục về độ bền mỏi

Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp sσ theo (10.20) và hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp sτ theo (10.21), cuối cùng tính hệ số an toàn s theo (10.19) ứng với các tiết diện nguy hiểm

] [

d

m a

d

≥ +

τ

σ σ

σ

τψτ

τ

σψσ

σ

Các trục của hộp giảm tốc đều quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối

xứng⇒σmj =0; σaj =σmaxj =M/W theo (10.22).Vì các trục quay 1chiều ta có ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động do đó theo (10.23)

2

882,02( )

bt d t d

d

y x

d

K K

K

K

K K

K

K

/ 1

/ 1

Các trục được gia công trên máy tiện, tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt

R a =2,5 0,63 μm, do đó theo bảng 10.8, hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề

mặt K x =1,06

Không dùng các biện pháp tăng bền bề mặt, do đó hệ số tăng bền K y =1

Theo bảng 10,12, khi dùng dao phay ngón, hệ số tập trung ứng suất tại rãnh then ứng với vật liệu có σb =600MPa là Kσ=1,76, Kτ=1,54 Theo bảng 10.10 tra hệ số kích thước εσ, ετ ứng với đường kính của tiết diện nguy hiểm:

1,54

1,06 1 /1 1,79 0,89

152

6,92 1,79 12, 28 0

2,13 6,92

2,04 [ ] 1,5 2,5 2,13 6,92

-Xác định đường kính trục II

Tại C và D xuất hiện các phản lực F CX , F DX , F Cy ,F Dy ta có:

174 976( )

Fz23 Fx23 Fy23 Fy22

Fcx Fcy C

78866Nmm

45872Nmm

88197Nmm 84073Nmm

Tính mômen uốn tổng MJ và mômen tương đương Mtđ tại các tiết diện j trên chiều dài trục II.Ta có :

2 2

xj yj

M d

σ

≥ mm

Trong đú : [ ]σ là ứng suất cho phộp của thộp chế tạo trục, tra từ bảng 10.5 → [ ]σ = 50 Mpa

- Dựa và cỏc cụng thức trờn ta tớnh được cỏc số liệu được tổng hợp dưới bảng sau:

- Kiểm nhgiệm trục về độ bền mỏi

Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp sσ theo (10.20) và hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp sτ theo (10.21), cuối cùng tính hệ số an toàn s theo (10.19) ứng với các tiết diện nguy hiểm

] [

d

m a

d

≥ +

τ

σ σ

σ

τψτ

τ

σψσ

σ

Các trục của hộp giảm tốc đều quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối

xứng⇒σmj =0; σaj =σmaxj =M/W theo (10.22).Vì các trục quay 1chiều ta có ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động do đó theo (10.23)

2

3240, 27( )

bt d t d

d

y x

d

K K

K

K

K K

K

K

/ 1

/ 1

Các trục được gia công trên máy tiện, tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt

R a =2,5 0,63 μm, do đó theo bảng 10.8, hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề

mặt K x =1,06

Không dùng các biện pháp tăng bền bề mặt, do đó hệ số tăng bền K y =1

Theo bảng 10,12, khi dùng dao phay ngón, hệ số tập trung ứng suất tại rãnh then ứng với vật liệu có σb =600MPa là Kσ=1,76, Kτ=1,54 Theo bảng 10.10 tra hệ số kích thước εσ, ετ ứng với đường kính của tiết diện nguy hiểm:

1,54

1,06 1 /1 1,96 0,81

8,54 1,96 9,08 0

-Xác định đường kính trục III

TạE và K xuất hiện các phản lực F EX , F KX , F Ey ,F Ky ta có:

F Ky =-[ -F z33 108,89 - F z34 108,89 + F y32 (-70)+F y33 47+ F y34 127]/174

X

Y Z

Fy34

Fz34 Fy33

xj yj

M d

- Kiểm nhgiệm trục về độ bền mỏi

Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp sσ theo (10.20) và hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp sτ theo (10.21), cuối cùng tính hệ số an toàn s theo (10.19) ứng với các tiết diện nguy hiểm

] [

d

m a

d

≥ +

τ

σ σ

σ

τψτ

τ

σψσ

σ

Các trục của hộp giảm tốc đều quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối

xứng⇒σmj =0; σaj =σmaxj =M/W theo (10.22).Vì các trục quay 1chiều ta có ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động do đó theo (10.23)

τ

Xác định các hệ số Kσd , Kτd đối với các tiết diện nguy hiểm theo công thức (10.25), (10.26)

y x

d

y x

d

K K

K

K

K K

K

K

/ 1

/ 1

Các trục được gia công trên máy tiện, tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt

R a =2,5 0,63 μm, do đó theo bảng 10.8, hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề

mặt K x =1,06

Không dùng các biện pháp tăng bền bề mặt, do đó hệ số tăng bền K y =1

Theo bảng 10,12, khi dùng dao phay ngón, hệ số tập trung ứng suất tại rãnh then ứng với vật liệu có σb =600MPa là Kσ=1,76, Kτ=1,54 Theo bảng 10.10 tra hệ số kích thước εσ, ετ ứng với đường kính của tiết diện nguy hiểm:

1,54

1,06 1 /1 2,09 0,76

3 2,09 24,3 0