Đồ Án Cơ Khí _ Hộp Giảm Tốc Bánh Răng Côn Trụ Răng Thẳng Đồ Án Cơ Khí _ Hộp Giảm Tốc Bánh Răng Côn Trụ Răng Thẳng Đồ Án Cơ Khí _ Hộp Giảm Tốc Bánh Răng Côn Trụ Răng Thẳng Đồ Án Cơ Khí _ Hộp Giảm Tốc Bánh Răng Côn Trụ Răng Thẳng Đồ Án Cơ Khí _ Hộp Giảm Tốc Bánh Răng Côn Trụ Răng Thẳng
TÍNH TOÁN CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
Chọn động cơ
a, Công suất cần thiết trên trục động cơ
- Công suất tương đương ứng với M trên đồ thị (T,t)
Với F là lực vòng trên băng tải (N) v là vận tốc băng tải (m/s)
-Do tải trọng của bộ truyền thay đổi nên ta tính công suất tương đương:
Tra theo bảng 2.3 trang 19 “sách thiết kế chi tiết máy”:
- Hiệu suất chung của cả hệ thống:
+ Hiệu suất của một cặp bánh răng côn : η br c =0,96
+ Hiệu suất của một cặp bánh răng trụ : η br t =0,97
+ Hiệu suất của một cặp ổ lăn: η ol =0,99
=> Hiệu suất của toàn bộ hệ thống: η=η brc η brt η ol 4
= 0,895 => Công suất cần thiết trên trục động cơ :
0,895=6,18(kW) b, Tính tốc độ sơ bộ của động cơ
Số vòng quay của trục máy công tác (trục tang quay): n lv `000.v π D `000.1,1 π.460 E,67(v/p h)
Tỷ số truyền chung của cả hệ thống: u=u hô p
Tra bảng 2.4 trang 21 sách thiết kế, chọn sơ bộ :
Tỉ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng côn- trụ 2 cấp:
Tốc độ sơ bộ của động cơ được tính bằng công thức n sb = n lv u, với kết quả đạt 959,07 (vg/ph) Khi lựa chọn động cơ, cần đảm bảo động cơ không chỉ đáp ứng yêu cầu về công suất P mà còn phải có số vòng quay đồng bộ phù hợp với các điều kiện đã đề ra.
{ P n đc đc ≈ n ≥ P sb ct và T T mm ≤ T T K dn
Tra bảng P1.3 tr237 sách Thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 chọn động cơ :
Kiểu động cơ Công suất
Vận tốc quay n đc (vg/ ph)
→ Động cơ thỏa mãn điều kiện
Phân phối tỷ số truyền
Tỉ số truyền chung u c =n đ c n lv 58 45,67≈32
Với u 1 – TST bộ truyền bánh răng trụ côn cấp nhanh u 2 – TST bộ truyền bánh răng trụ cấp chậm
+) c K = 1,1 (theo nội dung mục 3.2.2 trang 45, sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí- tập 1)
+) Hệ số chiều rộng vành răng K be = 0,25 (theo nội dung mục 6.4.1 trang 112, sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí- tập 1)
+) Ѱ bd 2 = 1,2 (tra bảng 6.6 trang 97 sách tính toán thiết kế - tập 1)
-Theo công thức 3.17 trang 45(sách tính toán thiết kế - tập 1): λ K = 2,25 Ѱ bd2 [ K 02 ]
Từ công thức λ K c K 3 = 14,4 1,1 3 = 19,17 với u c = u h = 32, ta tham khảo hình 3.21 trang 45 trong sách "Tính toán thiết kế - Tập 1" và xác định được tỷ số truyền (TST) của cặp bánh răng côn cấp nhanh là u 1 = 5,15 Do đó, tỷ số truyền của cặp bánh răng trụ cấp chậm sẽ là u 2 = u u h.
1 = 5,15 32 = 6,21 Kiểm tra sai số cho phép về tỷ số truyền: u t =u 1 u 2 =5,15.6,211,98
→ Thỏamãn điều kiệnvề sai số cho phép
Công suất trên các trục:
-Trục III: P III = P lv η ol 2 η k = 6,71
-Trục II: P II = P III η ol η brt = 6,85
- Trục I : P đc = P I = η P II ol η brc = 7,13
Tốc độ quay của các trục:
-Trục II: n II =n đc u 1 58 5,15(3(vg/ph)
Momen xoắn trên các trục
45,57 35538,7Nmm Bảngthông số u , n , P , T trên các trục:
Thông số Động cơ I II III u u k =1 u br =5,15 u br =6,21 n(v/ph) 1458 1458 283 45,57
TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRONG HỘP GIẢM TỐC 1 1 Chọn vật liệu
Xác định ứng suất cho phép
a.Ứng suất tiếp xúc cho phép :
S H Z R Z V K xH K HL (*) Trong đó : chọn sơ bộ Z R Z V K xH =1
S H hệ số an toàn tra bảng (6.2 trang 94 sách tkhdd ck) lấy S H = 1,1
-Ta đã có độ rắn bánh răng nhỏ HB 1 = 245 độ rắn bánh răng lớn: HB 2 = 230
Vậy ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với chu kỳ cơ sở của các bánh là
Với m H =6 là bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc
Với N HO là số chu kỳ cơ sở khi tính độ bền tiếp xúc và uốn
Với N HE là số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương
Trong đó: M i, t i , n i lần lượt là mômen xoắn, tổng số giờ làm việc, số vòng quay ở chế độ i
C=1: số lần ăn khớp trong 1 vòng quay
Tổng số giờ làm việc: t 00.2.8.5= 24000 (giờ)
Do bắt đầu từ N HO đường cong mỏi gần đúng là một đường thẳng song songvới trục hoành nên
N HE1 = 5,81.10 8 > N HO1 = 1,626.10 7 => N HE1 = N HO1 => K HL1 =1
N HE2 = 1,12.10 8 > N HO2 = 1,397.10 7 => N HE2 = N HO2 => K HL2 =1
Từ (*) theo (6.1a), xác định được:
Bộ truyền động sử dụng bánh răng côn răng thẳng và bánh răng trụ răng thẳng, do đó ứng suất tiếp xúc cho phép thấp hơn trong hai giá trị [ H1] và [ H2] Ứng suất uốn cho phép cũng được xác định trong thiết kế này.
Trong đó : Chọn sơ bộ Y R Y s K xF =1
0 Flim là ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở
S F :hệ số an toàn về uốn
Tra bảng 6.2 (sách TTTKHDĐCK trang 94 ) chọn : 0 Flim = 1,8.HB và S F =1,75
Với m F =6 là bậc của đường cong mỏi khi thử về uốn (do HB < 350)
N FO :số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn Đối với tất cả các loại thép ta có : N FO = 4.10 6
Trong đó: M i, t i , n i lần lượt là mômen xoắn, tổng số giờ làm việc, số vòng quay ở chế độ i
C=1: số lần ăn khớp trong 1 vòng quay
Tổng số giờ làm việc: t 00.2.8.5= 24000 (giờ)
Do bắt đầu từ N FO đường cong mỏi gần đúng là một đường thẳng song song với trục hoành nên
N FE1 = 2,27.10 8 > N FO = 4.10 6 => N FE1 = N FO => K FL1 =1
N FE2 = 4,42.10 7 > N FO = 4.10 6 => N FE2 = N FO => K FL2 =1 Xét bộ truyền quay theo một chiều do đó K FC =1
S F = 414 1,75 1.1 = 236,5 (Mpa) Ứng suất quá tải cho phép:
Theo CT (6.13) và (6.14) và bảng 6.1 trang 92 sách HDĐCK tập 1
Với bánh răng tôi cải thiện, ứng suất tiếp xúc khi quá tải
[ H2 ] max = 2,8 ch1 = 2,8.450 = 1260 (Mpa) Ứng suất uốn khi quá tải
I Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh (br côn răng thẳng )
1 Tính toán truyền động bánh răng côn răng thẳng (cấp nhanh) a) Xác định a w 1 =K a ( u 1+1) √ 3 [ σ H T ] 1 2 K u 1 Hβ ψ ba
K a là hệ số phụ thuộc vật liệu làm bánh răng (do bánh răng thẳng) ; tra bảng 6.5(tttkhddck-t1 trang 96) chọn K a = 49,5 u 1 = 5,15 tỉ số truyền cấp nhanh
T 1 = 73992,77 (N.mm) momen xoắn trên trục bánh chủ động [ H ] = 481,82 (MPa) ứng xuất tiếp xúc cho phép
Chọn sơ bộ : ba = 0,3 (do vị trí bánh răng không đối xứng và theo bảng 6.6)
K H : hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng răng khi tính về tiếp xúc
Tra bảng 6.7 (sách tttkhdđ ck, sơ đồ 3) ta chọn K H = 1,135 (theo nội suy)-Thay vào công thức trên ta có khoảng cách trục sơ bộ là : a w 1 =K a ( u 1+1) √ 3 [ σ H T ] 1 2 K u 1 Hβ ψ ba a w 1 C.(4,79+1)√ 3 40020,9.1,135
2 Xác định một số thông số của bộ truyền
-Xác định thông số ăn khớp
Theo (6.17) m = (0,01 ÷ 0,02).aw1 = (0,01 ÷ 0,02).126 = 1,26÷2,52 mm Theo bảng 6.8 ta chọn modun pháp m n = 2
-Chọn sơ bộ = 14 , do đó : cos = 0,97
-Số răng bánh nhỏ là : z 1 =2.a w cosβ m(u+1) =2.126 0,97
-Suy ra số răng bánh lớn là : z 2 = u.z 1 = 4,79.21,01 = 101,11 Lấy tròn số : z 2 = 101
(chú ý không cần dịch chỉnh vì là bánh răng nghiêng)
-Vậy tỉ số truyền thực là : u m =z 2 z 1 1
-Góc nghiêng chính xác của bánh răng là : cosβ=m( z 1+z 2 )
3 Kiểm tra răng về độ bền tiếp xúc
Theo (6.33) ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc : σ H =Z M Z H Z ε √ 2 T b 1 w K u d H (u+ w 1 2 1) [ H ]
Theo bảng 6.5 :Với bánh răng bằng thép ta chọn z M = 274 MPa 1/3 :hệ số kể đến cơ tính của vật liệu
Hệ số 2.α tw (0,5) phản ánh hình dạng bề mặt tiếp xúc, trong đó góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở được xác định bởi tgβ b = cos α t tg β Từ đó, α t và α tw được tính toán theo công thức arctg(cos tg α β), với α = 20 độ theo tiêu chuẩn TCVN 1065-71 Kết quả là α t = α tw = arctg(tg 20 độ).
Do đó : z H = √ 2 cos sin (¿ (¿ β 2 b α ) tw ) ¿¿ = √ 2 cos sin (¿ (¿ 14,47) 2.20,6) ¿ ¿ = 1,714
-Hệ số trùng khớp dọc : = b w sin β π m = 37,8.sin (14,47) π.2 = 1,5
(Với Ψ ba =b w a w →Chiều rộng vành răng b w =Ψ ba a w =0,3.1267,8mm)
Do đó theo (3.36c), Zε : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, khi εb > 1
Z ε =√ ε 1 α = √ 1,74 1 =0,75 εα : hệ số trùng khớp ngang, tính theo công thức (6.38b) ε α =[ 1,88−3,2 ( Z 1 1 + Z 1 2 ) ] cosβ= [ 1,88−3,2 ( 21 1 + 101 1 ) ] 0,968=1,70
K H : hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
K Hb , K Ha : là hệ số phân bố không đồng đều tải trọng trên chiều rộng vành răng và cho các đôi răng đồng thời ăn khớp
K Ha : thuộc vận tốc vòng lăn bánh nhỏ
K HV : là hệ số tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp-Đường kính vòng lăn bánh nhỏ là: d w 1 =2.a w 1 u m +1=2.126
60000 =3,31m/s Theo bảng 6.14 với cấp chính xác và v < 5 m/s, KHα =1,16 – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp.
Hệ số H phản ánh ảnh hưởng của các sai số ăn khớp, theo bảng 6.15, trong khi hệ số g o thể hiện tác động của sai lệch giữa các bước răng bánh 1 và 2, được trình bày trong bảng 6.16.
Tra bảng 6.15 ta lấy : H = 0,002 Tra bảng 6.16 ta lấy g 0 = 73 v H =σ H g o v √ a u w =0,002.73 3,31 √ 126 4,8 = 2,47 Nmm
Do đó, KHv – hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, theo (6.41):
Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc KH, theo (6.39):
Thay các giá trị vừa tính được vào công thức tính ứng suất trên mặt làm việc, ta được: σ H =Z M Z H Z ε √ 2 T b 1 w K u d H (u+1 w1 2 ) ¿274.1,714 0,75√2 40020,9 1,36.(4,8+1)
37,8.4,8.43,4 2 G8,7MPa Ứng suất tiếp xúc cho phép [σH]
-Tính chính xác ứng suất cho phép tiếp xúc
Khi vận tốc v = 3,21 m/s theo bảng 6.13, cần chọn cấp chính xác 9 và cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8 Để đạt được độ nhám Ra từ 2,5 đến 1,25 μm, hệ số ZR = 0,95 được sử dụng để xét đến độ nhám của mặt răng làm việc.
Với da < 700 mm, KxH = 1 – hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng.
Như vậy, σH = 478,7 Mpa < [σH] = 487,95 MPa thỏa mãn yêu cầu về độ bền.
4 Kiểm nghiệm độ bền uốn
F1 [ F2 ] +)Trong đó : Y ε :hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
Y β : hệ số kể đến độ nghiêng của răng
Y F1 ,Y F2 : hệ số dạng răng của bánh 1 và 2
K F = K F K F K FV : hệ số tải trọng khi tính toán về uốn
K F :hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn
K F :hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn
K FV :hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn
Tra bảng 6.7 lấy: K F = 1,28 (theo nội suy)
* K FV : hệ số kể đến tải trọng động (K FV =1 + 2.T v F b w d w1
Yε – hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, với εα = 1,74
Yβ – hệ số kể đến độ nghiêng của răng, với β = 14,47 o :
Số răng tương đương z v1 = Z 1 cos 3 β= 21
Ta có, YF1, YF2 – hệ số dạng răng của bánh 1 và 2, phụ thuộc vào số răng tương đương và hệ số dịch chỉnh, tra bảng 6.18 ta được: YF1 = 4,0; YF2 = 3,6.
- YS – hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất, với m = 2 mm, ta có:
YR=1(bánh răng phay) – hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng.
KxF = 1 – hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn, với da < 400. Ứng suất uốn sinh ra tại chân răng:
[ σ F1 ] = ( σ S Flim o F ) Y R Y S K xF K FC K FL = [ σ F1 ] Y R Y S K xF '2,57.1.1,03 1(1,24MPa
[ σ F2 ] = ( σ S Flim o F ) Y R Y S K xF K FC K FL = [ σ F2 ] Y R Y S K xF #6,5.1.1,03 1$4,02MPa
Thay các giá trị vừa tính vào, ta được: σ F1 =2.T 1 K F Y ε Y β Y F1 b w d w 1 m =2.40020,9.1,77 0,58 0,89 4
→ Thỏa mãn về độ bền uốn
5 Kiểm nghiệm về độ quá tải
- Ứng suất tiếp xúc cực đại σHmax , theo (6.48): σ Hmax =σ H √ K qt G8,7 √ 1,4V6,4 MPa
Với Kqt =Tmax/T = 1,4 : Hệ số quá tải.
Trong đó: T – momen xoắn danh nghĩa;
Tmax – momen xoắn quá tải. σHmax = 566,4 Mpa < [σH]max = 1260 MPa
→ Thỏa mãn khả năng quá tải về tiếp xúc.
- Ứng suất uốn cực đại σFmax , theo (6.49): σ F1 max =σ F1 K qt ,15.1,44,81MPa
