1.2 Phân phối tỉ số truyền Trong đó: u: tỉ số truyền chung n : số vòng quay của động cơđc n: số vòng quay của xích tải Chọn trước ux =3.5- Tỉ số truyền bộ truyền bánh trụ răng nghiêng củ
CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
Chọn động cơ điện
Gọi P : công suất trên trục máy công táct η : hiệu suất chung
P : công suất làm việc ( công suất cần thiết trên trục động cơ)ct
=0,96 : bộ truyền đai thang-để hở
=0,98 : bộ truyền bánh răng trụ
=0,99 : hiệu suất của một cặp ổ lăn
=1 : hiệu suất của khớp nối
- Theo nguyên lý làm việc công suất động cơ phải lớn hơn công suất làm việc (ứng với hiệu suất của động cơ) do đó ta phải chọn động cơ có công suất lớn hơn có công suất lớn hơn công suất làm việc.
Xác định sơ bộ số vòng quay của động cơ
Tốc độ quay của trục công tác:
- Hệ truyền động cơ khí có hoặc bộ truyền xích và hộp giảm tốc 1 cấp bánh răng trụ răng nghiêng, theo bảng 2.2 ta sơ bộ chọn u = u = 2 ; u = 5 Tỉ số truyền chung sơ đ x h bộ: usb = uđ×uh = 5×2 nsb = n×u = 70,91 10 p9,1 ~ 709 (vòng/phút)sb ×
- Chọn động cơ điện phải thỏa mãn điều kiện (2.1) và (2.2):
Pđc P ct 5,88 kW nđc = n = 750 1000 (vòng/phút)sb
- Tra phụ lục P1 2, chọn động cơ điện không đồng bộ 3 pha rôto lồng sóc 50 Hz loại DK62-6 P = 7 kW ; n = 960 (vòng/phút) có = 1.4đc đc
Phân phối tỉ số truyền
Trong đó: u: tỉ số truyền chung n : số vòng quay của động cơđc n: số vòng quay của xích tải
- Tỉ số truyền bộ truyền bánh trụ răng nghiêng của hộp giảm tốc:
- Kiểm tra sai số cho phép về tỉ số truyền : ut = ux×uh= 3,5 3,87= 13,545
∆u =|u − u|= |13,545– 13.54| = 0,005< 0,09 (thỏa điều kiện sai t số)
- Công suất trên trục II:
- Công suất trên trục động cơ:
- Số vòng quay trên trục động cơ: n = 960(v/ph)đc
- Số vòng quay trên trục I:
- Số vòng quay trên trục II:
- Số vòng quay trên trục III:
- Moment xoắn trên trục động cơ:
- Moment xoắn trục công tác:
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYÊN NGOÀI CỦA HỘP GIẢM TỐC.3
Chọn xích con lăn
Vì tải trọng nhỏ, vận tốc thấp, điều kiện làm việc chịu va đập nhẹ và hiệu suất của bộ truyền xích yêu cầu cao nên chọn loại ống xích con lăn
Xác định các thông số của xích và bộ truyền
Theo bảng 5.4 chọn số răng đĩa nhỏ (đĩa dẫn) là Z = 25 (răng)1
Số răng đĩa lớn (đĩa bị dẫn) Z = u2 x×Z1= 3,5×25 = 87,5
Sai lệch tỉ số truyền :
- Theo công thức (5.3), công suất tính toán :
- Hệ số vòng quay kn
k0= 1,25 (Đường nối hai tâm đĩa xích so với đường nằm ngang ≥ 60°)
K1= 1 (Chọn khoảng cách trục aPp)
kđc= 1 (Vị trí trục được điều chỉnh bằng 1 trong các đĩa xích)
kc = 1,25 (Bộ truyền làm việc 2 ca)
kbt= 1,3 (Môi trường làm việc có bụi, chất lượng bôi trơn loại ІІ)
k=ka×k0×kđc×kc×kđ×kbt=1× 1,25 1 1,25 1,0 1,3 =2,03× × × ×
- Điều kiện chọn [P], với n01 = 400 (vòng/phút) và [P] ≥ 18,47 kW Tra bảng 5.5
- Bước xích p %,4 mm < pmax (tra bảng 5.8)
Với p = 25,4 mm đường kính đĩa xích bị dẫn lớn d 2 = = 711,64 (mm)
- Trong điều kiện này ta nên chọn p có trị số nhỏ hơn và tăng số đĩa xích, bằng cách áp dụng công thức thức (4.6)
Chọn 4 dãy xích có bước xích p = 19,05 (mm)
Khoảng cách trục
Theo công thức (5.12) số mắc xích
Lấy số măc xích chẵn x0 (mắc xích)
- Tính lại khoảng cách trục a theo công thức (5.13) a = 0,25×p×{x- 0,5 (Z× 2 -Z 1 ) + }
- Để xích không chịu lực căng quá lớn, giảm a một lượng bằng :
Tính toán kiểm nghiệm xích về độ bền
- Theo Bảng 5.2, tải trọng phá hỏng Q = 31,8 kN, khối lượng 1m xích q = 1,9 (kg), kd=1
- Lực căng do lực ly tâm sinh ra:
- Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị dẫn, lực căng ban đầu: -
F0 = 9,81×kf ×q a× với a = 0,888; q =1,9; k =2 (bộ truyền nghiêng một góc >40 độ)f
Vậy S > [s] bộ truyền xích đảm bảo độ bền.
Các thông số của đĩa xích
Đường kính vòng chia đĩa xích tính theo công thức 5.17 d
Đường kính vòng đỉnh răng:
Đường kính vòng chân răng:
Với bán kính đáy: r = 0,5025×dl+ 0,05 = 0,5025 11,91 + 0,05= 6,03 (mm) ×
(với d = 11,91) - bảng 5.21 df1 = d − 2r = 151,99 - 2.6,03 = 139,93 (mm)1 df2 = d − 2r = 533,73 - 2.6,03 = 521,67 (mm)2
Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích
Với: [σ ] = 500 (MPa) ứng suất tiếp xúc cho phép, tra bảng 5.11H
F lực va đập trên 4 dãy xích (m=4: Số dãy xích)vđ :
Kd = 3: hệ số phân bố không đều tải trọng cho 1 dãy
Kr= 0,42: Hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích (z1%) A= 318 (mm ): Diện tích chiếu mặt tựa bản lề A (4 dãy xích), tra bảng 5.12 2
Như vậy, dùng thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB170 sẽ đạt ứng suất tiếp xúc cho phép [σ ] = 500 MPa đảm bảo được độ H bền tiếp xúc cho răng đĩa 1.
Tương tự với [σ ] < [σ ] với cùng vật liệu và nhiệt luyện.H2 H
Xác định lực tác dụng lên trục
Fr = kx×Ft = 1,05 = 3011,421 (N)×Trong đó với bộ truyền nghiêng 1 góc >40°; k = 1,05x
Các thông số bộ truyền xích
Thông số Kí hiệu Trị số
Số răng đĩa xích dẫn Z1 25 răng
Số răng đĩa xích bị dẫn Z2 88 răng
Số mắt xích x 140 Đường kính vòng chia đĩa xích dẫn d1 151,99 Đường kính vòng chia đĩa xích bị dẫn d2 mm533,73 Đường kính vòng đỉnh đĩa xích dẫn da1 mmmm Đường kính vòng đỉnh đĩa xích bị dẫn da2 mm Đường kính vòng chân răng đĩa xích dẫn df1 139,93 mm Đường kính vòng chân răng đĩa xích dẫn df2 521,67 mm
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN CỦA HỘP GIẢM TỐC
Chọn vật liệu 2 cấp bánh răng
Vật liệu bánh răng lớn :
- Chế độ nhiệt luyện : Tôi cải thiện
- Độ rắn: HB:192 240 Ta chọn HB = 2402
- Giới hạn chảy σch2 = 450 ( MPa )
Vật liệu bánh răng nhỏ :
- Chế độ nhiệt luyện :Tôi cải thiện
- Độ rắn: HB:241 285 Ta chọn HB = 2551
- Giới hạn chảy σ = 580 (Mpa)ch1
Xác định ứng suất cho phép
3.2.1 Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép :
[σH] = (σ 0 Hlim/SH)×ZR ×Zv ×KxH ×KHL
[σF] = (σ 0 Hlim/SF)×YR ×YS ×KxF × ×KF KFL
- KFC = 1 - Bộ truyền quay một chiều
- SH , S Hệ số an toàn khi tính toán về ứng suất tiếp xúc và ứng F suất uốn Tra bảng 6.2 với
- σºHlim, σºFlim ~ Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép ứng với hệ số an toàn cơ sở.
- Hệ số tuổi thọ, được xác định theo các công thức sau:
- mH = m = 6 : Bậc của đường cong mỗi khi khử về F ứng suất
- NHO, N số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử vềFO ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn
- NHE, N – số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương FE
Do bộ truyền chịu tải trọng tĩnh:
N HE = N ` FE × c n × × tΣ với c, n, tΣ lần lượt là số lần ăn khớp trong một vòng quay, số vòng quay trong một phút và tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét
Vì : N > NHE1 HO1 → Lấy NHE1 =NHO1→K = 1HL1
NHE2 > N HO2 → Lấy N HE2 = NHO2 → KHL2 = 1
N > NFE1 FO1 → Lấy NFE1 = NFO1 → KFL1 = 1
N > NFE2 FO2 → Lấy NFE2 = NFO2 → KFL2 = 1
- Do đây là bộ truyền bánh răng trụ răng nghiên nên :
3.2.2 Ứng suất cho phép khi quá tải
Xác định sơ bộ khoảng cách trục
- Ka ~ hệ số phụ thuộc vật liệu làm bánh răng của cặp bánh răng.
- T1 = (N.mm) : mômen xoắn trên trục bánh răng dẫn
- [σ H ] = 513,64 (MPa): ứng suất tiếp xúc cho phép
- Ψba, Ψ − hệ số chiều rộng vành răng.bd
Tra bảng 6.6 chọn : Ψba=0,3 Ψbd = 0,53.Ψ (u + 1) = 0,53 0,3 (3,87 + 1) = ba
- KHβ= 1,05: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng (tra bảng 6.7).
Xác định thông số ăn khớp
3.4.1 Xác định thông số ăn khớp m = (0,01 ÷ 0,02)×aw= (0,01÷ 0,02) 122 = 1,22 ÷ 2,44 × (mm)
Tra bảng 6,8 chọn m theo tiêu chuẩn : m= 1,5 (mm).
Ta có: do bánh trụ răng nghiêng nên 8°≤ β ≤ 20° ⇒
Do đó tỉ số truyền thực sẽ là:
Xác định thông số hình học của bộ truyền
- Đường kính vòng đỉnh: d = da1 w1 + 2m = 50,31+ 2×1,5 = 53,31 (mm)n d = d + 2m = 193,61+ 2×1,5 = 196,61 (mm)a2 w2 n
- Đường kính vòng đáy: d = d - 2m = 50,31 - 2×1,5 = 47,31 (mm)f1 w1 n d = d - 2m = 193,61 - 2×1,5 = 190,61 (mm)f2 w2 n
- Bánh bị dẫn: b = Ψw ba×aw= 0,3.122 = 36,6 (mm)
- Vận tốc vòng bánh răng:
Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
- Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc
Trong đó : o ZM= 274 MPa : hệ số ảnh hưởng đến tính vật liệu của 1/3 các bánh răng ăn khớp theo bảng 6.5
Theo công thức 6.34: o ZH: hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc o β : góc nghiêng của bánh răng trên hình trụ cơ sởb o tan β = cos tan b αt β o Với αtαtw tính theo công thức ở bảng 6.11.
- Đối với răng nghiêng không dịch chỉnh
Theo tiêu chuẩn TCVN1065-71: = 20°α tan β = cos(20,3°).tan(10,29°) = 0,17b
- Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:
- Đường kính vòng lăn bánh nhỏ:
Với v=2,53 (m/s) theo bảng 6.13 dùng cấp chính xác 9 Theo bảng 6.14 với cấp chính xác 9 và v < 5 (m/s) ⇒ Chọn K =1,16 (KHα Hα là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng)
δh = 0,002: tra bảng 6.15 Dạng răng nghiêng, độ rắn mặt răng bánh dẫn và bị dẫn HB2 ≤ 350HB
g o = 73 (Theo bảng 6.16 trị số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng)
- Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp:
KHα = 1,16 Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng
KHβ = 1,05 hệ số kể đến phân bố không điều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc
- Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
⇾Thay các giá trị vừa tìm được vào σH ta được:
Do σ > [σ ] nên ta cần tăng thêm khoảng cách trục a và tiến hành H H w kiểm nghiệm lại ta được kết quả: a = 170 mm w ⇒ σHI8,63 (MPa) < [σ ]Q3,64(MPa)H
Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
Theo bảng 6.7 : chọn K = 1,39: Hệ số phân bố không điều Fβ tải trọng trên chiều rông vành răng
Theo bảng 6.14: v = 2,53 < 5(m/s) cấp chính xác 9 chọn
- Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính vế uốn
- Do đó hệ số tải trọng khi tính về uốn là
: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Với β = 10,29°, ta có:
Theo bảng 6.18 ta được trị số của hệ số dạng răng γF1= 3,4 ; γ = F2
Do đó độ bền uốn chấp nhận được Kiểm nghiệm răng về quá tải Theo công thức 6.48:
- Ứng suất tiếp xúc cực đại:
- Ứng suất uốn cực đại:
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ 2 TRỤC CỦA HGT
Chọn vật liệu
Chọn vật liệu chế tạo 2 trục là thép 45 thường hoá:
Giới hạn chảy là: 340 MPa Ứng suất xoắn cho phép: chọn ⇒
Xác định sơ bộ đường kính trục, đường kính trục thứ k ứng với Đường kính các trục được xác định theo công thức 10.9 = = 23,98(mm)
Xác định tải trọng tác dụng lên trục
Lực tác dụng từ bộ truyền bánh răng
Lực tác dụng từ bộ truyền xích
Lực tác dụng từ nối trục đàn hồi
Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực
- Dựa theo Bảng 10.2 chiều rộng các ổ lăn là và
Chiều dài mayo bánh trụ răng nghiêng thứ nhất trên trục I:
Chiều dài mayo nửa nối trục đàn hồi trên trục I: chọn l = 40⇒ m12
Chiều dài mayo bánh trụ răng nghiêng thứ hai trên trục II:
Chiều dài mayo đĩa xích 1 trên trục II: chọn l = 50⇒ m23
Các kích thước liên quan đến chiều dài trục chọn theo Bảng 10.3
- Kết quả tính được khoảng cách trên trục thứ k từ gối đỡ 0 đến chi tiết quay thứ nhất như sau: l = l21 11 = 83 (mm)
Xác định đường kính của các tiết diện thành phần của trục
4.1 Tính toán phản lực, momen uốn và đường kính trục tại các tiết diện trên trục I
- Tính Momen uốn tương đương:
- Từ công thức và biểu đồ momen ta tính được:
- Đối với trục đặc, đường kính trục tại các tiết diện j được tính theo công thức:
Trong đó [ ] ứng suất cho phép của thép chế tạo trục, theo Bảng 10.5 Đối với trụcσ
Ta tính được đường kính trục tại các tiết diện như sau:
Xuất phát từ yêu cầu về độ bền, lắp ghép và công nghệ ta chọn đường kính các đoạn trục như sau:
4.2 Tính toán phản lực, momen uốn và đường kính trục tại các tiết diện trên trục II
- Tính Momen uốn tương đương:
Từ công thức và biểu đồ momen ta tính được:
- Đối với trục đặc, đường kính trục tại các tiết diện j được tính theo công thức:
Trong đó [ ] ứng suất cho phép của thép chế tạo trục, theo Bảng 10.5 Đối với σ trục II ta được:
Ta tính được đường kính trục tại các tiết diện như sau:
Xuất phát từ yêu cầu về độ bền, lắp ghép và công nghệ ta chọn đường kính các đoạn trục như sau:
Tính toán về độ bền mỏi
Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo được độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện:
Trong đó : - s : hệ số an toàn cho phép , s = (1,5÷2,5) sσj, s : hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và hệ số an τj toàn chỉ xét riêng ứng xuất tiếp tại mặt cắt j.
Vì trục quay làm việc theo 1 chiều nên ứng suất pháp (uốn) biến đổi theo chu kì đối xứng:
Vì trục quay làm việc theo 1 chiều nên ứng suất tiếp (xoắn) biến đổi theo chu kì mạch động:
Trong đó : σ , τ , σ là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp aj aj mj và tiếp tại mặt cắt tiết diện j
Mj : Mômen tổng tại tiết diện j.
Wj , W – mô men cản uốn và mô men xoắn tại tiết diện j.0j
Giới hạn bền kéo : σ = 600MPab
Giới hạn mỏi uốn : σ−1 = 0,436.σ = 261,6 (MPa)b
Giới hạn mỏi xoắn : τ−1 = 0,58.σ−1 = 0,58.261,6 = 151,72 (MPa)
Tra bảng 10.7 trang 197 Ta được các hệ số ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi ψ = 0,05 ; σ ψ = 0τ
Tại tiết diện (C) trên trục I (tiết diện lắp bánh răng có đường kính d 24 mm) Đối với trục tiết diện tròn : Ứng suất pháp và tiếp sinh ra :
Xác định các hệ số K và σdj K đối với tiết diện nguy τdj hiểm (C)
- K – hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt phụ thuộc x vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt cho trong bảng 10.8 trang 197, các chi tiết gia công trên máy tiện, yêu cầu đạt R = 2,5 a ÷ 0, 63 μm do đó: K = 1,06 x
- K – hệ số tăng bền bề mặt trục cho trong bảng 10.9 trang 197 y phụ thuộc vào phương pháp tăng bề mặt, không dùng phương pháp gia tăng độ bền bề mặt K =1y
- Dùng dao phay ngón đối với trục có rảnh then, theo bảng 10.12 trang 199 Ta được K = 1,76,K = 1,54σ τ
- Trị số của hệ số kích thước ε ,ε theo bảng 10.10 trang 198σ τ
Tiết diện lắp bánh răng có đường kính d = 24 mm εσ = 0,88, ε = 0,81τ
Do đó tiết diện (C) trên trục I thỏa điều kiện bền mỏi.
Tương tự, tại các tiết diện nguy hiểm: (B) trên trục I và (B), (C) trên trục II đều thỏa điều kiện bền mỏi.