KHOA ĐÀO TẠO CHẤT LƯỢNG CAO BỘ MÔN NGUYÊN LÝ CHI TIẾT MÁYTIỂU LUẬN CUỐI KỲĐỀ TÀI: TÍNH TOÁN HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI... HCM Khoa Cơ khí Chế tạo máyBộ môn Thiết kế máyTIỂU LUẬN MÔN HỌC NGUYÊN
Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền…
Chọn động cơ điện
1.1.1 Xác định công suất cần thiết trên trục động cơ.
Trong đó : Công suất cần thiết trên trục động cơpct pt = p: Công suất trên trục công tác.
Hiệu suất của bộ truyền: *Tra bảng 2.1 ta được: nt br 3 (1)
Hiệu suất của 1 cặp ổ lăn: = 0,99
Hiệu suất của bộ truyền đai thang: d = 0,96
Hiệu suất của bộ truyền bánh răng côn: br = 0,98
Hiệu suất của nối trục: t = 1
Từ đó thay vào (1) ta được: nt br 3 = 1.0,98.0,96.0,99 3 = 0,91
Vậy công suất cần thiết trên trục động cơ là: p ct p t
1.1.2 Xác định sơ bộ số vòng quay của động cơ.
Ta có tốc độ quay của trục công tác:
Xác định sơ bộ số vòng quay của động cơ:
Trong đó tỉ số truyền chung sơ bộ: (2)
Hệ truyền động cơ khí có bộ truyền đai thang và hộp giảm tốc 1 cấp bánh răng nón răng thẳng, theo bảng 2.2 ta chọn được tỉ số truyền sơ bộ của:
Hộp giảm tốc bánh răng nón răng thẳng: = 4u d d
Thay vào (2) ta có: u sb = u u d ℎ = 2,5.4 = 10
Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ: n đc = 750 v/ph
Từ p ct = 5,77 kW và n đc = 750 v/ph
Chọn động cơ điện phải thỏa mãn điều kiện (2.1) và (2.2):
Pđc ≥ Pct = 5,77 kW nđc = n = 750 1000 (v/ph)sb ÷
Tra bảng phụ lục P1.3 ta chọn động cơ điện không đồng bộ 3 pha rôto lồng sóc 50 Hz loại:
Kiểu động cơ p đc (kW) n đc (v/ph)
Phân phối tỉ số truyền
Theo tính toán ở trên ta có: n ct = 63,7 (v/ph) n đc = 716 (v/ph)
Tỉ số truyền chung của hệ thống là: u = = n đc 716 = 11,24 n ct 63,7
Chọn trước tỉ số truyền của bộ truyền bánh trụ răng thẳng hộp giảm tốc: u = 4,0h
Tỉ số truyền của bộ truyền đai thang: u đ = u u
Kiểm tra sai số cho phép về tỉ số truyền:
Tỉ số truyền thật: = = 2,81.4 = 11,24u t u đ u ℎ u = |u t − u| |11,24 – 11,24| = = 0 < 0,09 thõa điều kiện về sai số cho phép
Số vòng quay qua các trục:
- Số vòng quay qua trục 1: = n1 nđc= = 254,8716 (v/ph) u 2,81
- Số vòng quay qua trục 3: = = 63,7 n 2 n 3 (v/ph)
Công suất trên các trục:
Công suất trên trục công tác III: p 3 = p t = 5,25 kW
Công suất trên trục II là: p = p t = 5,25 = 5,3 kW
Công suất trên trục I là: p ô p= 2
Công suất của động cơ là: ô b r 0,99.0,98
Momen xoắn trên các trục:
Momen xoắn trên trục công tác:
Momen xoắn trên trục động cơ:
Bảng hệ thống số liệu: Động cơ I II III u u đ = 2,92 u ℎ = 4 u nt = 1 n (v/ph) 716 254,8 63,7 63,7
Tính toán thiết kế bộ truyền ngoài của hộp giảm tốc…
Chọn loại đai và tiết diện đai
Chọn đai vải cao su
Theo hình 4.1 chọn tiết diện là Ƃ
800- 6300 Đường kính bánh đai nhỏ d được chọn theo bảng 4.19, ta có d 1 1= 224 mm
Kiểm tra vận tốc đai: v1 = π.d n 1 1 π.224.716 = 8,39 m/s < vmax = 25 m/s
=> Chọn loại đai thang thường.
Với: ε - Hệ số trượt, ε = (0,01 ÷ 0,02), chọn ε = 0,02
Chọn d = 630 mm theo tiêu chuẩn bảng 4.21 2
Tỉ số truyền thực tế: ut = d 2 d (1− 1 ε)
Kiểm nghiệm sai lệch tỉ số truyền:
2.3 Xác định khoảng cách trục a và chiều dài đai
Theo bảng 4.14 chọn sơ bộ khoảng cách a = d = 630 2 mm Kiểm tra a theo điều kiện:
Như vậy a = 630 mm, thỏa điều kiện theo công thức.
Theo công thức 4.4 chiều dài đai: l = 2a + π(d 1 + d 2 2 ) + (d 2 4a - d 1 ) 2
Theo bảng 4.13 chọn chiều dài đai tiêu chuẩn l = 2500 mm
Kiểm nghiệm đai về tuổi thọ:
Số vòng chạy của đai trong 1s theo (4.15) [1]: i = = v 8,39 = 3,35 lần/s < [i] = 10 (lần/s) l 2,5
Tính lại khoảng cách trục a theo tiêu chuẩn l = 2500 mm theo (4.6) [1]: a = λ+√λ 2 −8∆ 2 = 1159,22+ 1159,22 −8.203 √ 2 2 = 541,56 mm
2.4 Xác đinh góc ôm của bánh đai nhỏ.
2.5 Xác định số đai z. thỏa điều kiện về góc ôm
Số đai z được tính theo công thức (4.16): z =[P ]C C C C o P α l u z 1 K đ
P1 – công suất trên trục bánh đai dẫn (kW): P = 4,98 kW 1
Kđ – hệ số tải trọng dao động nhẹ (bảng 4.7): K = 1,1đ
[Po] – công suất cho phép (kW), tra bảng 4.19: [P ] = 3,36 kW với đai , v = o Ƃ 8,39 m/s, d "4 mm1
Cα – hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm α = 137 tra bảng 4.15: C = 0,89 1 o α
Cl – hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai, tra bảng 4.16: C = 1,04l
Cu – hệ số kể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền, tra bảng 4.17: C = 1,14u
Cz – hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các dây đai,
Tra bảng 4.18: C = 0,95 (ứng với z sơ bộ bằng 2)z z = 4,98.1,1
2.6 Xác định chiều rộng bánh đai B.
Chiều rộng bánh đai B được xác định theo công thức (4.17):
Trong đó: t, e – tra bảng 4.21, với t , e ,5
2.7 Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục.
Lực căng trên 1 đai được xác định theo công thức (4.12):
N vC z α trong đó: F –lực căng do lực ly tâm sinh ra.v
Fv = q m v 2 = 0,178.8,39 2 = 12,52 N trong đó: q - khối lượng 1m chiều dài đai, tra bảng 4.22, q = 0,178 m m
Lực tác dụng lên trục:
Xác định số đai
thỏa điều kiện về góc ôm
Số đai z được tính theo công thức (4.16): z =[P ]C C C C o P α l u z 1 K đ
P1 – công suất trên trục bánh đai dẫn (kW): P = 4,98 kW 1
Kđ – hệ số tải trọng dao động nhẹ (bảng 4.7): K = 1,1đ
[Po] – công suất cho phép (kW), tra bảng 4.19: [P ] = 3,36 kW với đai , v = o Ƃ 8,39 m/s, d "4 mm1
Cα – hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm α = 137 tra bảng 4.15: C = 0,89 1 o α
Cl – hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai, tra bảng 4.16: C = 1,04l
Cu – hệ số kể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền, tra bảng 4.17: C = 1,14u
Cz – hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các dây đai,
Tra bảng 4.18: C = 0,95 (ứng với z sơ bộ bằng 2)z z = 4,98.1,1
2.6 Xác định chiều rộng bánh đai B.
Chiều rộng bánh đai B được xác định theo công thức (4.17):
Trong đó: t, e – tra bảng 4.21, với t , e ,5
2.7 Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục.
Lực căng trên 1 đai được xác định theo công thức (4.12):
N vC z α trong đó: F –lực căng do lực ly tâm sinh ra.v
Fv = q m v 2 = 0,178.8,39 2 = 12,52 N trong đó: q - khối lượng 1m chiều dài đai, tra bảng 4.22, q = 0,178 m m
Lực tác dụng lên trục:
Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục
Lực căng trên 1 đai được xác định theo công thức (4.12):
N vC z α trong đó: F –lực căng do lực ly tâm sinh ra.v
Fv = q m v 2 = 0,178.8,39 2 = 12,52 N trong đó: q - khối lượng 1m chiều dài đai, tra bảng 4.22, q = 0,178 m m
Lực tác dụng lên trục:
Bảng tổng hợp các thông số của bộ truyền đai
Thông Số Kí hiệu Giá trị Đơn vị
Công suất trục dẫn p m 5,74 kW
Tốc độ quay trục dẫn nđc 730 rpm
Tỉ số truyền thực tế uđ 2,81
Tiết diện đai A 138 mm 2 Đường kính bánh đai dẫn d1 224 mm Đường kính bánh đai bị dẫn d2 630 mm
Góc ôm bánh đai dẫn α 1 137,26 o Độ
Lực căng ban đầu Fo 298,63 N
Lực tác dụng lên trục Fr 1112,39 N
Tính toán thiết kế bộ truyền của hộp giảm tốc…
Chọn vật liệu
Do không yêu cầu gì đặc biệt về vật liệu và quan điểm thống nhất hóa thiết kế ở đây ta chọn vật liệu 2 cấp bánh răng như sau:
Vật liệu Nhiệt luyện Giới hạn bền Giới hạn chảy Độ cứng HB
BR dẫn Thép 45 Tôi cải thiện 850 MPa 580 MPa 250
BR bị dẫn Thép 45 Tôi cải thiện 750 MPa 450 MPa 235
3.2 Xác định ứng suất cho phép.
Theo bảng 6.2([1], trang 94), với thép 45, tôi HB180 350 σ 0 = 2HB + 70; S = 1,1; σ H 0 Flim = 1,8HB
Chọn độ rắn bánh dẫn HB 1 = 250; bánh bị dẫn HB 2 = 235, khi đó: σ o = 2 HB + 70 = 2.250 + 70 = 570 MPa; 1 σ o = 2 HB + 70 = 2.235 + 70 = 540 MPa; 2 σ o = 1,8 HB = 1,8.250 = 450 MPa 1 ; σ o = 1,8 HB = 1,8.235 = 423 MPa 2
Theo 6.5([1], trang 93), chù kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc:
Theo 6.6([1], trang 93), chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn:
Suy ra N HE1 > N HO1 do đó K HL1 = 1.
Trong đó: c - Số lần ăn khớp trong 1 vòng quay; n1 - Số vòng quay trong 1 phút của bánh dẫn; t ∑ - Tổng giờ làm việc của bánh răng đang xét.
KHL1 - Hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng thời gian phục vụ trên BR dẫn
KHL2 - Hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng thời gian phục vụ trên BR bị dẫn Theo 6.1a([1], trang 93), sơ bộ xác định được ứng suất tiếp xúc cho phép
Theo 6.6([1], trang 93) và với N FO = 4 10 : 6
N FE2 = N HE2 = 2,75 10 > N 8 FO , do đó K FL2 = 1;
Suy ra N FE1 > N FO1 , do đó K FL1 = 1.
Trong đó: K - Hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng chế độ tải trọng trên BR dẫn FL1
KFL2 - Hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng chế độ tải trọng trên BR bị dẫn
Bộ truyền quay 1 chiều K FC = 1
Theo 6.2a([1], trang 93) sơ bộ xác định được ứng suất uốn cho phép:
1,75 Ứng suất quá tải cho phép: (6.13, [1], tramg 95), (6.14, [1], trang 96)
K R = 0,5 K đ = 0,5.100 = 50 MPa với K = 100 MPa (truyền động bánh 1/3 đ 1/3 răng côn thẳng bằng thép)
K be = 0,25 (Kbe chỉ thay đổi trong phạm vi hẹp Kbe = 0,25 ÷ 3 với tỉ số truyền u = 4 > 3) theo bảng 6.21 với
Tra bảng 6.21 với sơ đồ , trục bánh răng côn lắp trên ổ đũa, răng thẳng, I
T1 - moment xoắn trên trục dẫn: T = 204642,859N.mm1
[σ H ] – ứng suất cho phép: [σ H ] = 490,9 MPa
3.4 Xác định các thông số ăn khớp:
Với de1 = 104 ,89 mm , u = 4 Tra bảng 6.22 ta được z1p = 17 răng Số răng bánh dẫn z1=1,6.z1p = 1,6.17 = 27,2 răng
Chọn z = 27 răng1 Đường kính trung bình và môđun trung bình: d m1 = 1 − 0,5K( be ) d e1 = (1- 0,5.0,25).104,89 = 91,77 mm
Modun vòng ngoài tính theo công thức 6.56: m te
Tính lại modun trung bình: m tm = m (1 − 0,5K ) te be = 4.(1-0,5.0,25) = 3,5 mm
Tính lại số răng bánh dẫn:
Số răng bánh bị dẫn: z 2 = u z = 4.26 = 104 => chọn z = 1 2
Kiểm tra tỉ số truyền thực tế: u z 104
Theo bảng 6.20, với z 1 = 26 chọn hệ dịch chỉnh x = 0,38, x =- x = -0,381 2 1
- Tính lại đường kính trung bình: d m1 = m tm z 1 = 3,5.26 = 91 mm
- Tính lại chiều dài côn ngoài: m
3.5 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc 𝛔𝛔𝛔𝛔𝛔H H H H H Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng tính theo công thức 6.58([1], trang 115) m1
Z ε √ 0,85 b d 2 uT: Moment xoắn trên trục dẫn: T = T = 204642,859 N.mm1
ZM: Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp
Mpa 1/3 Z : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúcH
+ Theo bảng 6.12 ([1], trang 106), Z H 1,76 Z ε : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
+ Theo 6.61([1], trang 116) K H = K H β K H α K = 1,13.1,13.1,05 = 1,34 Hv Trong đó:
+ K Hβ : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, tra trong bảng 6.21, K Hβ = 1,13
+ K Hα : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp, với bánh răng côn răng thẳng K Hα = 1,13
+ K : Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, theo 6.63 ([1],Hv trang 116)
Với: δ H – Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp, tra bảng 6.14 ([1], trang 107): δ H = 0,006 g 0 – Hệ số kể đến ahr hưởng của sai lệch các bượ răng bánh 1 và 2, tra bảng 6.16 ([1], trang 107): g 0 = 73 (cấp chính xác 9) v - Vận tốc vòng tính theo công thức 6.62 ([1], trang116): v = dπ m1 n 1 = 3,14 91,77.245,2 = 1,17 𝑚/𝑠
Chiều rộng vành răng: b = K be R = 0,25.214,4 = 53,6 e mm
Thay các trị số trên vào công thức 6.58, ta tính được ứng suất tiếp xúc σ H MPa
Do đó: σ H < [σH] = 490,909 MPa Thỏa bền tiếp xúc
3.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:
22 Ứng suất uốn tính toán theo công thức 6.65:
K Fβ = 1,25 (tra bảng 6.21, sơ đồ I, giả sử trục bánh răng côn lắp trên ổ đũa,
K Fα = 1 – Bánh răng côn răng thẳng
K Fv – Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, theo công thức 6.68
𝐾 công thức 6.68a δ F – Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp, tra bảng 6.15: δ F = 0.016 g 0 - Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai lệch các bước răng bánh 1 và 2, tra bảng 6.16: = 73 (cấp chính xác 9).g 0
+ Y ε - Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
+ Y F1 = 3,55 Y, F2 = 3,63 tra bảng 6.18 theo số răng tương đương: z = 𝑧 1
Bánh răng côn răng thẳng: m = m = 3,5 mmnm tm
3.7 Kiểm nghiệm răng về quá tải:
Hệ số quá tải: Kqt = = 1 (Do tải trọng tĩnh)
24 Để tránh biến dạng dư hoặc gãy giòn bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại phải thỏa điều kiện: ϬHmax = H Ϭ √Kqt H3,08 √1 = 483,08 (MPa) < [ Hmax] = 1260 (MPa)Ϭ Kiểm nghiệm quá tải về độ bền uốn theo công thức (5.43): ϬF1max = F1√Kqt Ϭ v,37 √1 = 76,37 (MPa) < [ F1max] = 464 (MPa)Ϭ ϬF2max = F2Ϭ √Kqt = 78,09 √1 = 78,09 (MPa) < [ϬF2max] = 360 (MPa)
3.8 Bảng thông số bộ truyền bánh răng côn răng thẳng tính được:
Thông số Kí hiệu Giá trị Đơn vị
Công suất trục bánh răng dẫn P1 5,46 kW
Tốc độ quay của trục dẫn n1 254,8 vòng/phút
Momen xoắn trên trục dẫn T1 204642,859 N.mm
Thời gian làm việc t ∑ 25200 giờ
Chiều dài côn ngoài Re 214,4 mm
Moodun vòng ngoài mte 4 mm
Chiều rộng vành răng b 54 mm
Số răng bánh nhỏ z1 26 răng
Số răng bánh lớn z2 104 răng
2 75,97 độ Đường kính vòng chia bánh nhỏ de1 100 mm Đường kính vòng chia bánh lớn de2 400 mm
Chiều dài côn ngoài
K R = 0,5 K đ = 0,5.100 = 50 MPa với K = 100 MPa (truyền động bánh 1/3 đ 1/3 răng côn thẳng bằng thép)
K be = 0,25 (Kbe chỉ thay đổi trong phạm vi hẹp Kbe = 0,25 ÷ 3 với tỉ số truyền u = 4 > 3) theo bảng 6.21 với
Tra bảng 6.21 với sơ đồ , trục bánh răng côn lắp trên ổ đũa, răng thẳng, I
T1 - moment xoắn trên trục dẫn: T = 204642,859N.mm1
[σ H ] – ứng suất cho phép: [σ H ] = 490,9 MPa
Xác định các thông số ăn khớp
Với de1 = 104 ,89 mm , u = 4 Tra bảng 6.22 ta được z1p = 17 răng Số răng bánh dẫn z1=1,6.z1p = 1,6.17 = 27,2 răng
Chọn z = 27 răng1 Đường kính trung bình và môđun trung bình: d m1 = 1 − 0,5K( be ) d e1 = (1- 0,5.0,25).104,89 = 91,77 mm
Modun vòng ngoài tính theo công thức 6.56: m te
Tính lại modun trung bình: m tm = m (1 − 0,5K ) te be = 4.(1-0,5.0,25) = 3,5 mm
Tính lại số răng bánh dẫn:
Số răng bánh bị dẫn: z 2 = u z = 4.26 = 104 => chọn z = 1 2
Kiểm tra tỉ số truyền thực tế: u z 104
Theo bảng 6.20, với z 1 = 26 chọn hệ dịch chỉnh x = 0,38, x =- x = -0,381 2 1
- Tính lại đường kính trung bình: d m1 = m tm z 1 = 3,5.26 = 91 mm
- Tính lại chiều dài côn ngoài: m
3.5 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc 𝛔𝛔𝛔𝛔𝛔H H H H H Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng tính theo công thức 6.58([1], trang 115) m1
Z ε √ 0,85 b d 2 uT: Moment xoắn trên trục dẫn: T = T = 204642,859 N.mm1
ZM: Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp
Mpa 1/3 Z : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúcH
+ Theo bảng 6.12 ([1], trang 106), Z H 1,76 Z ε : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
+ Theo 6.61([1], trang 116) K H = K H β K H α K = 1,13.1,13.1,05 = 1,34 Hv Trong đó:
+ K Hβ : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, tra trong bảng 6.21, K Hβ = 1,13
+ K Hα : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp, với bánh răng côn răng thẳng K Hα = 1,13
+ K : Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, theo 6.63 ([1],Hv trang 116)
Với: δ H – Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp, tra bảng 6.14 ([1], trang 107): δ H = 0,006 g 0 – Hệ số kể đến ahr hưởng của sai lệch các bượ răng bánh 1 và 2, tra bảng 6.16 ([1], trang 107): g 0 = 73 (cấp chính xác 9) v - Vận tốc vòng tính theo công thức 6.62 ([1], trang116): v = dπ m1 n 1 = 3,14 91,77.245,2 = 1,17 𝑚/𝑠
Chiều rộng vành răng: b = K be R = 0,25.214,4 = 53,6 e mm
Thay các trị số trên vào công thức 6.58, ta tính được ứng suất tiếp xúc σ H MPa
Do đó: σ H < [σH] = 490,909 MPa Thỏa bền tiếp xúc
3.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:
22 Ứng suất uốn tính toán theo công thức 6.65:
K Fβ = 1,25 (tra bảng 6.21, sơ đồ I, giả sử trục bánh răng côn lắp trên ổ đũa,
K Fα = 1 – Bánh răng côn răng thẳng
K Fv – Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, theo công thức 6.68
𝐾 công thức 6.68a δ F – Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp, tra bảng 6.15: δ F = 0.016 g 0 - Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai lệch các bước răng bánh 1 và 2, tra bảng 6.16: = 73 (cấp chính xác 9).g 0
+ Y ε - Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
+ Y F1 = 3,55 Y, F2 = 3,63 tra bảng 6.18 theo số răng tương đương: z = 𝑧 1
Bánh răng côn răng thẳng: m = m = 3,5 mmnm tm
3.7 Kiểm nghiệm răng về quá tải:
Hệ số quá tải: Kqt = = 1 (Do tải trọng tĩnh)
24 Để tránh biến dạng dư hoặc gãy giòn bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại phải thỏa điều kiện: ϬHmax = H Ϭ √Kqt H3,08 √1 = 483,08 (MPa) < [ Hmax] = 1260 (MPa)Ϭ Kiểm nghiệm quá tải về độ bền uốn theo công thức (5.43): ϬF1max = F1√Kqt Ϭ v,37 √1 = 76,37 (MPa) < [ F1max] = 464 (MPa)Ϭ ϬF2max = F2Ϭ √Kqt = 78,09 √1 = 78,09 (MPa) < [ϬF2max] = 360 (MPa)
3.8 Bảng thông số bộ truyền bánh răng côn răng thẳng tính được:
Thông số Kí hiệu Giá trị Đơn vị
Công suất trục bánh răng dẫn P1 5,46 kW
Tốc độ quay của trục dẫn n1 254,8 vòng/phút
Momen xoắn trên trục dẫn T1 204642,859 N.mm
Thời gian làm việc t ∑ 25200 giờ
Chiều dài côn ngoài Re 214,4 mm
Moodun vòng ngoài mte 4 mm
Chiều rộng vành răng b 54 mm
Số răng bánh nhỏ z1 26 răng
Số răng bánh lớn z2 104 răng
2 75,97 độ Đường kính vòng chia bánh nhỏ de1 100 mm Đường kính vòng chia bánh lớn de2 400 mm
Kiểm nghiệm răng về quá tải
Hệ số quá tải: Kqt = = 1 (Do tải trọng tĩnh)
24 Để tránh biến dạng dư hoặc gãy giòn bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại phải thỏa điều kiện: ϬHmax = H Ϭ √Kqt H3,08 √1 = 483,08 (MPa) < [ Hmax] = 1260 (MPa)Ϭ Kiểm nghiệm quá tải về độ bền uốn theo công thức (5.43): ϬF1max = F1√Kqt Ϭ v,37 √1 = 76,37 (MPa) < [ F1max] = 464 (MPa)Ϭ ϬF2max = F2Ϭ √Kqt = 78,09 √1 = 78,09 (MPa) < [ϬF2max] = 360 (MPa)
3.8 Bảng thông số bộ truyền bánh răng côn răng thẳng tính được:
Thông số Kí hiệu Giá trị Đơn vị
Công suất trục bánh răng dẫn P1 5,46 kW
Tốc độ quay của trục dẫn n1 254,8 vòng/phút
Momen xoắn trên trục dẫn T1 204642,859 N.mm
Thời gian làm việc t ∑ 25200 giờ
Chiều dài côn ngoài Re 214,4 mm
Moodun vòng ngoài mte 4 mm
Chiều rộng vành răng b 54 mm
Số răng bánh nhỏ z1 26 răng
Số răng bánh lớn z2 104 răng
2 75,97 độ Đường kính vòng chia bánh nhỏ de1 100 mm Đường kính vòng chia bánh lớn de2 400 mm
Tính toán thiết kế hai trục của hộp giảm tốc…
Chọn vật liệu
Chọn vật liệu chế tạo 2 trục là thép C45 thường hóa:
Giới hạn bền là: = 600 MPa
Giới hạn chảy là: 𝛼 = 340 MPa Ứng suất xoắn cho phép: [ ] = 15 ÷ 30 MPa, lấy trị số nhỏ đối với trục vào của hộp giảm tốc, trị số lớn đối với trục ra.
Xác định sơ bộ trục
Đường kính trục thứ k ứng với k = 1;2 Đường kính các trục được xác định theo công thức 10.9 [1] d1 >
Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực
Dựa theo bảng 10.2 ([1], tr189) chiều rộng ổ lăn b là: b = 15 mm và b = 170 01 02 mm
Chiều dài mayơ của bánh đai theo công thức 10.10: lmđ = (1,2 ÷ 1,5)d = (24 ÷ 30) mm => Chọn l = 24 1 mđ
Chiều dài mayơ của bánh răng côn theo công thức 10.12 lmi = (1,2 ÷ 1,4)di với i = 1,2
- Bánh răng nhỏ: l = (1,2 ÷ 1,4)d = (24 ÷ 28) => Chọn l = 28 mmm13 1 m13
- Bánh răng lớn: l = (1,2 ÷ 1,4)d = (30 ÷ 35) => Chọn l = 35 mm m23 2 m23
Chiều dài mayơ của khớp nối theo công thức 10.13 lm22 = (1,4 ÷ 2,5) d = (35 ÷ 62,5) => Chọn l = 50 mm2 m22 bki: chiều rộng vành bánh răng thứ i trên trục k
Trị số các khoảng cách bảng 10.3 k 1 = 10 - Khoảng cách từ các mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay k 2 = 10 - Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp k 3 = 15 - Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ
ℎ n = 18 - Chiều cao nắp ổ và đầu bulong
Khoảng cách trên các trục theo bảng 10.4:
Trục I: l12 = -l = 0,5.(l + b ) + k + h = 0,5.(24+15)+15+18 = 52,5 mm c12 mđ 01 3 n l11 = (2,5 ÷ 3).d = (50 ÷ 60) ; chọn l = 55 mm1 11 l13 = l + k + k + l + 0,5(b – b11 1 2 m13 01 13.cosδ )1
Trục II: l22 = -l = 0,5(l + b ) + k + k = 0,5(50 + 17) + 10 +10 = 53,5 mm c22 m22 02 1 2 l23 = l + 0,5(l + b cos δ ) + k = 53,5 + 0,5(50 + 32.cos(75,97º) + 1022 m22 23 2 1
Sơ đồ tính khoảng cách đối với hộp giảm tốc bánh răng côn
Xác định tải trọng tác dụng lên trục
Lực tác dụng từ bộ truyền bánh răng, tính theo 10.3 ([1], tr.184]
Fr 1 = F tan cos δ t1 α 1 = 4459,9 tan 20° cos 14,03 ο = 1574,8 N = F a2
F a1 = F tan sin δ t1 α 1 = 4459,9 tan 20° sin 14,03 𝑜 = 393,5 N = F r2 Lực tác dụng từ bộ truyền đai thang:
Lực tác dụng từ nối trục đàn hồi F :k
4.5 Tính và vẽ các biểu đồ nội lực
Momen uốn tổng tại các tiết diện:
Momen tương đương tại các tiết diện
M tD = √M + 0,75T1 2 2 = 14537 + 0,75.√ 2 204642,859 2 = 177821,12 N.mm Đường kính các đoạn trục
Trong đó: [б] ứng suất cho phép của thép chế tạo trục, theo bảng 10.5 ([1];tr.195) Đối với trục 1 ta được: [б] = 50 MPa.
Biểu đồ momen trên trục I:
Momen uốn tổng tại các tiết diện:
Momen tương đương tại các tiết diện
N.mm Đường kính các đoạn trục
Trong đó: [б] ứng suất cho phép của thép chế tạo trục, theo bảng 10.5 ([1];tr.195) Đối với trục 2 ta được: [б] = 50 MPa.
Biểu đồ momen trục II:
4.6 Tính kiểm nghiệm trục 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:
[𝑠] − Hệ số an toàn cho phép, thông thường [s] = 1,5…2,5 (khi cần tăng độ cứng [s] = 2,5…3, như vậy không cần kiểm tra độ cứng của trục)
𝑠 𝛼 𝑗 , 𝑠 𝛼 𝑗 - Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng xuất tiếp tại mặt cắt j:
+ Giới hạn mỏi uốn cho phép của Thép Cacbon:
+ Đối với trục quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng
Mj: Momen tổng tại tiết diện j
𝑊𝑗 : Momen cản uốn, tính theo bảng
+ Hệ dẫn động quay 1 chiều:
𝛼𝑚 𝑗 = 𝛼𝑎𝑗 với: : là momen xoắn tại tiết diện j𝛼𝑗
𝑊 0 𝑗 : là momen cản xoắn, tính theo bảng 10.6 π d 3 j
W 0j + Hệ số ảnh hưởng của trị số trung bình đến độ bền mỏi, bảng 10.716
𝐾𝑥 = 1,06: hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt được tiện với độ nhám
𝐾 𝑦 : Hệ số tăng bề mặt trục bảng 10,9 ([1], tr.197), không dùng phương pháp gia tăng độ bền bề mặt K = 1.y
𝐾𝛼 = 1,76; 𝐾 𝛼 = 1,54 : Trục có rãnh then cắt bằng dao phay ngón
𝛼 𝛼 ; 𝛼 𝛼 : Trị số của hệ số kích thước tra bảng 10.10 ([1], tr.198)
Theo công thức tính toán, ta được:
Như vậy các trục thỏa điều kiện bền mỏi của trục.
4.7 Kiểm nghiệm về độ bền tĩnh
Vậy, trục I đảm bảo độ bền tĩnh.
Vậy, trục II đảm bảo độ bền tĩnh.
[1] TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ (Tập một,Tập hai) – Trịnh Chất, Lê Văn Uyển.
Tính kiểm nghiệm trục 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:
[𝑠] − Hệ số an toàn cho phép, thông thường [s] = 1,5…2,5 (khi cần tăng độ cứng [s] = 2,5…3, như vậy không cần kiểm tra độ cứng của trục)
𝑠 𝛼 𝑗 , 𝑠 𝛼 𝑗 - Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng xuất tiếp tại mặt cắt j:
+ Giới hạn mỏi uốn cho phép của Thép Cacbon:
+ Đối với trục quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng
Mj: Momen tổng tại tiết diện j
𝑊𝑗 : Momen cản uốn, tính theo bảng
+ Hệ dẫn động quay 1 chiều:
𝛼𝑚 𝑗 = 𝛼𝑎𝑗 với: : là momen xoắn tại tiết diện j𝛼𝑗
𝑊 0 𝑗 : là momen cản xoắn, tính theo bảng 10.6 π d 3 j
W 0j + Hệ số ảnh hưởng của trị số trung bình đến độ bền mỏi, bảng 10.716
𝐾𝑥 = 1,06: hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt được tiện với độ nhám
𝐾 𝑦 : Hệ số tăng bề mặt trục bảng 10,9 ([1], tr.197), không dùng phương pháp gia tăng độ bền bề mặt K = 1.y
𝐾𝛼 = 1,76; 𝐾 𝛼 = 1,54 : Trục có rãnh then cắt bằng dao phay ngón
𝛼 𝛼 ; 𝛼 𝛼 : Trị số của hệ số kích thước tra bảng 10.10 ([1], tr.198)
Theo công thức tính toán, ta được:
Như vậy các trục thỏa điều kiện bền mỏi của trục.
4.7 Kiểm nghiệm về độ bền tĩnh
Vậy, trục I đảm bảo độ bền tĩnh.
Vậy, trục II đảm bảo độ bền tĩnh.
[1] TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ (Tập một,Tập hai) – Trịnh Chất, Lê Văn Uyển.