tính toán chọn động cơ phân phối tỷ sô truyền và mô men xoắn trên các trục

Tính toán chọn động cơ, phân phối tỷ sô truyền và mô men xoắn trên cáctrục..... PHẦN THUYẾT MINH:Trình bầy đầy đủ các nội dung tính toán thiết kế, bao gồm:- Tính chọn động cơ, phân phối

Mục Lục

Chương 1 Tính toán chọn động cơ, phân phối tỷ sô truyền và mô men xoắn trên cáctrục 4Bước 1: Chọn động cơ 4CHƯƠNG 2: Tính toán bộ truyền ngoài 9

1

NỘI DUNG

THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC HAI CẤPTHIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC HAI CẤPLoại hộp: Hộp giảm tốc đồng trục

Các số liệu cho trước:

I PHẦN THUYẾT MINH:

Trình bầy đầy đủ các nội dung tính toán thiết kế, bao gồm:

- Tính chọn động cơ, phân phối tỉ số truyền và mô men xoắn trên các trục

- Tính toán bộ truyền ngoài

- Tính toán bộ truyền bánh răng

Hà nội ngày 03 tháng 02 năm 2023

Chương 1 Tính toán chọn động cơ, phân phối tỷ sô truyền

và mô men xoắn trên các trục

3

Bước 1: Chọn động cơ

a Xác định công suất cần thiết của động cơ

Công suất cần thiết của động cơ được xác định theo công thức:

Hiệu suất truyền động (η) được tính dựa trên hiệu suất các bộ truyền hệ

η = η η η k 4ol 2brηx = 0,99 0,99 0,97 0,93 0,834 2 =

Tra bảng 1.1 ta chọn được các hiệu suất:

Số vòng quay của trục công tác là

Động cơ được chọn phải thỏa mãn điều kiện

{Nđc≥Nct

Có các thông số kỹ thuật của động cơ như sau:

ic=ing.ihgt=ndc

nlv

n = 17,47 (v/p) là số vòng quay trên trục băng tải lv

ic= 70517,47=40,35

Tỉ số truyền của hệ thống dẫn động được phân phối cho bộ truyền trong hộp giảm tốc và bộ truyền ngoài (bộ truyền xích)

Đối với hộp giảm tốc đồng trục:

lượt là hiệu suất của ổ lăn, khớp nối và bánh răng

Tốc độ quay(Vg/ph)

Công suất(kw)

Momenxoắn(N.mm)

Theo bảng 2.12 với tỷ số truyền: I = 2,5

Chọn số răng đĩa xích nhỏ ( đãi dần ) Z1=25 số răng đĩa xích lớn (đĩa bị dẫn):

+) k = 1: Góc nghiêng của bộ truyền nhỏ hơn 60o 0

+) k = 1,2 : Khoảng cách trục không điều chỉnh được đc

Công suất tính toán tính theo công thức 2.20:

Nt = N.k.kz.kn = 2,15.2,25.1.1,13 = 5,46 (kw)Tra bảng 2.12 với n = 800 vg/ph chọn được xích ống con lăn một dãy có bước01

xích t = 19,05 (mm) (ΓOCT 10947 – 64), diện tích bản lề F = 105,8 (mm ), có công2

suất cho phép [N] = 14,1 (kw) Với loại xích này, theo bảng 2.11 tìm được kích thướcchủ yếu của xích, tải trọng phá hỏng Q = 25000 (N), khối lượng 1m xích q=1,52 (kg)

8

Kiểm nghiệm số vòng quay theo điều kiện n ≤ n Theo bảng 2.14 với t = 19,051 gh

(mm) và số răng đĩa dẫn Z = 25, số vòng quay giới hạn n của đĩa dẫn có thể lên tới1 gh

1500 (vg/ph), như vậy điều kiện n = 705 (vg/ph) ≤ n được thỏa mãn 1 gh

Kiểm nghiệm số lần va đập trong 1 giây theo công thức 2.24:

u=Z1.n1

15 X=

25.70515.125=9,4 ≤ [u]

Theo bảng 2.15, khi bước xích t = 19,05 thì số lần va đạp cho phép trong 1 giây[u]=35, nên điều kiện u≤[u] được thỏa mãn

Tính chính xác khoảng cách trục A theo công thức 2.25:

ΔA = 0,003.A = 0,003.442,08 ≈ 1,32 (mm) Cuối cùng lấy A = 438,84 (mm)

e Tính vòng kính đường chia của đĩa xích

- Đường kính vòng chia của đĩa dẫn được xác định theo công thức 2.26:

dc 1= tsin π

Z1

=19,05sin π25

=152(mm)

- Đường kính vòng chia của đĩa bị dẫn tính theo công thức 2.27:

dc 2= tsin π

Z2

= 19,05sin π62,5

=379(mm)

f Tính lực tác dụng lên trục

9

Lực tác dụng lên trục tính theo công thức 2.28:

CHƯƠNG 3: Tính toán bộ truyền trong

❖ Thiết kế bộ truyền cấp chậm (Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng):

Bước 1: Chọn vật liệu làm bánh răng

Theo bảng 3.1 chọn bánh răng nhỏ thép 45 thường hóa, bánh răng lớn thép 35 thườnghóa Theo bảng 3.4 có được cơ tính bánh răng:

➢Bánh răng nhỏ: Giả thiết đường kính phôi <300mm, chọn phôi rèn: σ =bk

580N/mm2; σ = 290N/mm ; HB = 190 ch 2

➢Bánh răng lớn: Giả thiết đường kính phôi <500mm, phôi rèn σ = 480N/mm ;bk 2

σch = 240N/mm ; HB = 160 2

Bước 2: Định ứng suất tiếp xúc cho phép:

Theo công thức 3.3 có số chu kì tương đương của bánh nhỏ:

Ntđ2 = 60unT = 60.1.43,84.43800 = 115211520

Số chu kì làm việc tương đương của bánh lớn:

Ntđ1 = i.N = 4,01 115211520 = 461998195,2tđ2

11

Vì vậy hệ số chu kì ứng suất của cả hai bánh răng đều bằng 1.kN

Bước 3: Định ứng suất uốn cho phép: bảng 3.3

➢Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh răng lớn:

[ ]𝜎tx2 = 2,6 190 = 494 (N/mm ) 2

➢Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh răng nhỏ:

[ ]𝜎tx1 = 2,6.160 = 416 (N/mm ) 2Lấy hệ số an toàn n = 1,5 và hệ số tập trung ứng suất chân răng K =1,8 (vì phôiσ

[σ]u 1=1,5.206,41,5.1,8 =115 N /mmBước 4: Sơ bộ lấy hệ số tải trọng K

Bước 7: Tính vận tốc vòng của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng:

Bước 8: Xác định chính xác hệ số tải trọng K

Vì tải trọng không thay đổi và độ rắn của bánh răng nhỏ hơn 350HB nên K = 1 tt

Hệ số tải trọng động K = 1,1 đ

12

αtω=20Suy ra:

Fr 3=Fr 4=Ft 3 tan αtω=3658 tan 20o=1331,4 ≈ 1332 (N)

Lực dọc trục Fa:

Fa 3=Fa 4=Ft 3 tan β=3658.0=0

Bước 3: Tính sơ bộ đường kính trục

Mục đích của bước tính sơ bộ đường kính trục là nhằm sơ bộ chọn ổ để xác định kích thước chiều rộng ổ, từ đó xác định được kích thước chiều dài trục, phục vụ cho bước tính gần đúng trục

Đường kích sơ bộ của trục có thể được xác định theo công thức (4.9):

3

√29124,110,2.8 =¿26,305

→ Chọn sơ bộ: d2=¿ 40 (mm)

+) Với trục 3:

19

→ Chọn sơ bộ: d3=55 (mm)

Bước 4: Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực

+ Theo bảng 4.1, từ các giá trị sơ bộ di, ta chọn được gần đúng chiều rộng ổ lăn:

- Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay: k1=15 mm

20

- Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong các hộp: k2=10 mm

- Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ: k3=20 mm

- Chiều cao nắp ổ và bu-lông: hn=20mm

+ Chiều dài các đoạn trục lkicủa các trục:

Theo bảng 4.3 ta có các thông số của trục: (Hộp giảm tốc đồng trục)

Bước 5: Xác định đường kính và chiều dài các trục

Lực của khớp nối tác dụng lên trục hướng theo phương x (Fk) được xác định theo công thức4.7 và 4.8 có:

Fk=(0,2 … 0,3).2Tdc

Dt

=(0,2 ….0,3).2.29124,11

90 =194,16(N)Với Dt = 90 đường kính vòng trong qua tâm các chốt của nối trục vòng đàn hồi

Xét trục I:

Xét mặt phẳng yoz, ta có phương trình sau:

22

∑Mx=−Ft 1.l13+Fx11.l11+Fk.l12=0

⇒ Fx 11=500,13 N

∑Fx=Fx10−Ft 1+Fx 11+Fk=0

⇒ Fx 10=542,71 NXác định moment tương đương tại các tiết diện

Momen uốn tương đương tại các tiết diện trục 1 là:

25

Xác đinh moment tương đương tại các tiết diện

Momen uốn tương đương tịa các tiết diện trục I là:

Theo công thức 10.15, 10.16 trang 209 ta có:

26

28

Xác đinh moment tương đương tại các tiết diện

Momen uốn tương đương tịa các tiết diện trục I là:

Theo công thức 10.15, 10.16 trang 209 ta có:

Đường kính tại các tiết diện:

31

Bước 6: Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

Để trục không bị hỏng vì mỏi thì tại các tiết tiện phải thỏa mãn điều kiện sau:

Si= Sσi.Sτi

√Sσi 2

+ Sτi

2≥[S]

Trong đó

[S] là hệ số an toàn cho phép, thông thường [S]=1,5 :2,5

Sσi và Sτi là hệ số an toàn chỉ xét tiền ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tại tiết diện j:

32

499,53 969,51929,654445,684445,6828476,819222,266276,41

1284,9325034580,3710728,8710728,8712142,9921494,115222,59

+) Xác đinh các hệ số Kσdj và Kτdj đối với các tiết diện nguy hiểm theo công thức:

Kx: Hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt có trụ sô tra bảng 4.6 có

Kx=1,06

Ky: Hệ số tăng bền bề mặt trục có trị số tra bảng 4.7 ta có:

Ky=1Theo bảng 4.10 với trục có rãnh then được gia công bằng dao phay ngón, thì hệ số tập trung ứng suất tại rãnh then ứng với vật liệu σb=600(MPa) là:

Kσ=1,76 ,Kτ=1,54Mặt khác, tra bảng 4.9 ứng với kiểu lắp đã chọn σb=600(MPa) và đường kính của tiết diện nguy hiểm, tra được các tỷ số Kσ

cơ sở đó dùng giá trụ lớp hơn trong 2 giá trụ đó để tính toán, kết quả ghi được trong bảng sau

*Bảng kết quả tính toán hệ số an toàn đối với các tiết diện của ba trục:

Rãnhthen

Lắp căng10

1,671,761,92,412,411,932,472,0

1,641,641,641,641,642,031,641,64

2,122,122,122,422,422,582,542,18

1,731,821,962,472,472,092,532,06

8,867,1111,292,3920,7123,35-

-3,967,3312,46662,093,062,66

3,965,646,174,952,222,073,032,66Bước 6: Tính kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh

Điều kiện trục thỏa mãn độ bền tĩnh:

- Mmax,Tmax: Momen uốn, momen xoắn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm lúc quá tải (Nmm)

34

- σch=340: giới hạn chảy của vật liệu trục (Mpa)

Do đó, thay các trị số trên vào ta được bảng kết quả như sau:

Chương 5: Tính toán chọn ổ đỡ trục, then, khớp nối, các chi tiết khác và bôi trơn

hộp giảm tốc5.1) Tính toán chọn ổ đỡ trục:

Thời gian làm việc: lh=¿ 24000(giờ)

+)Ổ không chịu lực dọc trục vì vậy ta chọn ổ bi đỡ một dãy

Tra bảng P2.12 trang 262 ta có bảng sau:

Kích thước cơ bản của ổ bi đỡ cỡ trung

L=60 n1.lh

106 =60.705.24000

106 =1015,2(triệuvòng)

36

Khả năng tải động

Cd=Qm√L=705.√31015,2 7085,54= =7,1 kN

Vì Cd<C=17,6 kN nên ổ đảm bảo khả năng tải động

Kiểm tra tải tĩnh

Theo (11.19) với Fa=0, Q0= X0Fr=0,6.587,5=352,5 N , với X0=0,6

Tra bảng P2.12 trang 262 ta có bảng sau:

Kích thước cơ bản của ổ bi đỡ cỡ trung

Cd=Qm√L=3279,29.√3253,16 20744,90= =20,7 kN

Vì Cd<C=26,2 kN nên ổ đảm bảo khả năng tải động

Kiểm tra tải tĩnh

Theo (11.19) với Fa=0, Q0= X0Fr=0,6.2732,69=1639,62 N, với X0=0,6

+)Ổ không chịu lực dọc trục vì vậy ta chọn ổ bi đỡ một dãy

Tra bảng P2.12 trang 262 ta có bảng sau:

Kích thước cơ bản của ổ bi đỡ cỡ trung

Ta có kd=1,2

kt=1

X =1

V =1Q= XVFRBktkd=2249,1.1.1 1.1,2=2698,92 (N)

Tuổi thọ thời gian làm việc (tính bằng triệu vòng quay)

L=60 n3.lh

106 =60.43,84 24000

106 =63,12(triệuvòng)Khả năng tải động

Cd=Qm√L=2698,92.√363,12=10745,97 N =10.74 kN

Vì Cd<C=48,5 kN nên ổ đảm bảo khả năng tải động

Kiểm tra tải tĩnh

Theo (11.19) với Fa=0, Q0= X F0 r=0,6.2249,1=1349,46 N , với X0=0,6

- Kiểm nghiệm sức bền cắt:

σc=2Tdbl≤[τ]c

Kiểm nghiệm điều kiện bền của vòng đàn hồi và chốt:

Điều kiện sức bền đập của vòng đàn hồi:

CHƯƠNG 6: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ KẾT CẤU HỘP

6.1 Thiết kế vỏ hộp

Vỏ HGT có nhiệm vụ đảm bảo vị trí tương đối giữa các chi tiết và các bộ phận máy,tiếp nhận tải trọng do các chi tiết lắp trên vỏ truyền đến, chứa dầu bôi trơn và bảo vệcác chi tiết tránh bụi

Chỉ tiêu cơ bản của HGT là khối lượng nhỏ, độ cứng cao

Vật liệu là gang xám GX 15-32

Bề mặt ghép của vỏ hộp đi qua đường tâm trục để việc lắp ghép các chi tiết thuận tiện

Bề mặt lắp nắp và than được cạo sạch hoặc mài, để lắp sít, khi lắp có một lớp sơn lỏnghoặc sơn đặc biệt

Mặt đáy HGT nghiêng về phía lỗ tháo dầu với độ dốc khoảng 10

Kết cấu hộp giảm tốc đúc, với các kích thước cơ bản như sau:

Khe hở giữa các chi tiết:

+) Giữa bánh răng với thành trong vỏ hộp

+) Giữa đỉnh răng với bánh răng lớn với