TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA HÀ NỘIVIỆN CƠ KHÍBỘ MÔN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY VÀ RÔ BỐTĐỒ ÁN MÔN HỌCCHI TIẾT MÁYHỌC KÌ: ĐẦU ĐỀ:THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢIĐ ÁN CHI TI T MÁYỒ ÁN CHI TIẾT MÁYẾT MÁY
CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN
Xác định công suất yêu cầu trên trục động cơ điện
Công suất yêu cầu trên trục động cơ điện: 𝑃𝑦𝑐 =P lv η c (kW) (1.1)
Trong đó: 𝑃𝑦𝑐 là công suất yêu cầu trên trục động cơ điện; 𝑃𝑙𝑣 là công suất trên trục bộ phận máy công tác (trục của bộ phận làm việc); ηc là hiệu suất chung của toàn hệ thống.
1.1.1.1 Tính công suất trên trục máy công tác
Trong đó: F là lực kéo băng tải hoặc xích tải hoặc tời kéo (N); v là vận tốc di chuyển của băng hoặc xích hoặc tời kéo (m/s)
1.1.1.2 Xác định hiệu suất chung của toàn hệ thống η c =П n i k (1.3)
Trong đó: η i là hiệu suất của chi tiết thứ i ( cặp ổ lăn, khớp nối) hoặc bộ truyền thứ i (bánh răng trục vít, đai, xích) trong hệ thống; k là số chi tiết hay bộ chuyền thứ i đó
Với quy ước rằng hiệu suất của các thành phần liên quan tới bộ phận công tác đã được tính khi tính bộ phận công tác (ví dụ khi tính lực kéo của băng tải thì đã kể đến hiệu suất của cặp ổ đỡ tang dẫn ) nên với sơ đồ truyền động trên ta có: η C = П η i k = η 2 ol η 1 k η đ 1 η br 1 = 0,99 2 0,99.0,95.0,97 = 0,89 (1.4)
Với η ol ; η đ ;η br ; η k lần lượt là hiệu suất của một cặp ổ lăn, bộ truyền đai,bộ truyền bánh răng, khớp nối ( giá trị tra bảng dưới )
Tên gọi Kí hiệu Giá trị Số lượng
Hiệu suất 1 cặp ổ lăn η ol 0,99 2
Hiệu suất 1 cặp bánh răng η br 0,97 1
Hiệu suất bộ truyền đai η đ 0,95 1
1.1.1.3 Xác định công suất yêu cầu trên trục động cơ
Thay các giá trị P lv và η c vào công thức (1.1);
Xác định tốc độ quay đồng bộ của động cơ điện
Tốc độ quay sơ bộ của động cơ cần có: n sb =n lv u sb (1.6)
Trong đó: n sb là tốc độ quay sơ bộ mà động cơ cần có; n lv là tốc độ quay của máy trục công tác ( trục bộ phận làm việc); u sb là tỷ số truyền sơ bộ của hệ thống.
1.1.2.1 Xác định tốc độ quay của trục bộ phận công tác n lv = v.60.1000
Với v là vận tốc băng tải (m/s); D là đường kính tang.
1.1.2.2 Xác định sơ bộ tỷ số truyền của hệ thống u sb = П u sbi (1.8)
Trong đó: 𝑢sbi: là tỉ số truyền sơ bộ của bộ truyền thứ i trong hệ thống ( đai, bánh răng).
Cụ thể: u sb = П u sbi = u sb(đ) u sb(br) (1.9)
Với: usb(đ) là tỉ số truyền của bộ truyền ngoài đai; usb(br) là tỉ số truyền sơ bộ của bộ truyền trong hộp (Bánh răng)
Thay số vào công thức (1.9), ta có tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống u sb = П u sbi = u sb(đ ) u sb(br) = 10,5
1.1.2.3 Xác định tốc độ quay sơ bộ của động cơ cần
Thay các giá trị vào công thức (1.6) ta có tốc độ quay sơ bộ của động cơ cần có. n sb =n lv u sb ,5 138,46 = 1453,83 (vg/ph)
Từ n sb ≈ nđb ta chọn nđb = 1500
Ta có điều kiện cho máy: P đc ≥ P yc và nđc ≅ nsb
Bảng thông số của động cơ điện chọn được
Kí hiệu động cơ 𝑃đc
PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
Tỉ số truyền chung của hệ thống: u c = n đc n lv = 1435
Trong đó: u i là tỷ số truyền của bộ truyền thứ i trong hệ thống.
Trong đó u br , u đ là tỉ số truyền của cặp bánh răng và đai.
TÍNH CÁC THÔNG SỐ TRÊN CÁC TRỤC
Tỉ số truyền
- Tỉ số truyền từ trục động cơ sang trục I ( trục vào của hộp giảm tốc): u đc → I =u đ = 2,5
- Tỉ số truyền từ trục I sang trục II của hộp giảm tốc: u I → II =u br = 4,14
- Tỉ số truyền từ trục II (trục ra của hộp giảm tốc) sang trục bộ phận công tác (trục của bộ phận làm việc): u II →lv = u k = 1
Tính tốc độ quay trên các trục
Xuất phát từ tốc độ quay của động cơ, tiến hành tính tốc độ quay cho các trục khác theo trình tự từ trục động cơ sang các trục phía sau (nđc => nI => nII => nlv,t) và công thức: n i = n (i−1) u (i−1)→ i
Trong đó: ni là tốc độ quay trên trục thứ i; n(i−1) là tốc độ quay trên trục thứ i-1 (tức là trục phía trước trục i); u(i−1)→i là tỉ số truyền từ trục thứ i-1 sang trục thứ i;
Cụ thể, tiến hành tính theo trình tự: nđc =>n I = n đc u => n II = n I u I → II
- Tốc độ quay trên trục động cơ: n đc = 1435 (vg/ph)
- Tốc độ quay trên Trục I (trục vào của HGT):n I = n đc u đc→ I
- Tốc độ quay trên Trục II: n II = n I u I → II ¿ 574
- Tốc độ quay trên trục bộ phận công tác là nlvt: n lv ,t = n II u II →lv 8,65
Tính công suất trên các trục
Xuất phát từ công suất trên trục bộ phận công tác, tiến hành tính công suất cho các trục phía trước nó theo trình tự 𝑃𝑙𝑣 => 𝑃𝐼𝐼 => 𝑃𝐼 => 𝑃đc,t và công thức:
Cụ thể ta tiến hành theo trình tự:
P𝑙𝑣 => 𝑃𝐼𝐼 = P lv η II →lv => PI = P II η I → II => Pđc,t = P I η đc→ I
- Công suất trên trục bộ phận công tác: Plv = 1,42 (kW);
- Công suất trên Trục II ( trục ra của HGT):P II = P lv η II →lv = 1,42
- Công suất trên Trục I (trục vào của HGT): PI = P II η I → II = 1,43
- Công suất trên trục động cơ ( thực cần – khác với công suất danh nghĩa của động cơ):
Tính mô men xoắn trên các trục
Sau khi đã có công suất và tốc độ quay, ta tính mô men xoắn trên các trục theo công thức:
Trong đó: Pi, ni, Ti tương ứng là công suất, tốc độ quay và mô men xoắn trên trục i;
Thay số vào công thức ta có
- Mô men xoắn trên trục động cơ: Tđc,t = 9,55.10 6 P đc, t n đc = 9,55.10 6 1,59
- Mô men xoắn trên Trục I: TI = 9,55.10 6 P I n I = 9,55.10 6 1,49
- Mô men xoán trên trục II: TII = 9,55.10 6 P II n II
- Mô men xoắn trên trục công tác: Tlv,t = 9,55.10 6 P lv n lv , t = 9,55.10 6 1,42
LẬP BẢNG THÔNG SỐ ĐỘNG HỌC
Trục động cơ Trục I Trục II Trục bộ phận công tác
Tốc độ quay – n (vg/ph) 1435 574 138,65 138,65
TÍNH THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN
TÍNH THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG
Thông số Ký hiệu Đơn vị Giá trị Ghi chú
Tốc độ quay trục chủ động n1 (vg/ph) 1435
Công suất trên trục chủ động P1 (kW) 1,59
Momen xoắn trên trục chủ động T1 (Nmm) 10582
Thời gian phục vụ Lh (giờ) 11000
Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài β (độ) 45
Chế độ làm việc Va đập vừa
2.1 CHỌN LOẠI ĐAI VÀ TIẾT DIỆN ĐAI
Do P1 = 1,59 (kW) < 2 (kW) => Ta được tiết diện đai cần chọn là: O
2.2 XÁC ĐỊNH CÁC THÔNG SỐ CỦA BỘ TRUYỀN
- Đường kính đai bánh nhỏ (d1) được chọn theo bảng 4.13[1]-59 và tham khảo dãy tiêu chuẩn:
- Đường kính bánh đai lớn: d 2 =u d 1 (1−ε)=2,5.112.(1−0,01)'7,2 (mm) (4.2[1])
Với: = 0,01…0,02 là hệ số trượt ; u là tỉ số truyền của bộ truyền đai
=> Ta chọn 𝑑2 theo tiêu chuẩn (như 𝑑1) => d2 = 280 (mm)
- Với đai thang thì 𝑑1, 𝑑2 là đường kính vòng tròn qua lớp trung hòa (khi vòng qua bánh đai).
=> Như vậy tỉ số truyền thực tế là: ut = d2 d1.(1−ε) = 280
Khoảng cách trục của bộ truyền đai thang có thể chọn theo bảng 4.14[1] dựa vào tỉ số truyền
𝑢𝑡 và đường kính bánh đai lớn 𝑑2.
Cụ thể: dựa vào 𝑢𝑡 chọn tỉ số 𝑎/𝑑2 → khoảng cách trục sơ bộ: a s =( d a 2 ) d 2
Lấy a theo tiêu chuẩn theo dãy:
Với a= 400 (mm) thỏa mãn điều kiện
Lấy l tiêu chuẩn theo dãy (bảng 4.13[1]-59):
Kiểm nghiệm đai về tuổi thọ: 𝑖 ≤ 𝑖𝑚𝑎𝑥 = 10 với 𝑖 = 𝑣/𝑙 ;
Với v là vận tốc vòng; i là số lần uốn của đai trong 1 giây
1400 = 6,01 ≤ i max = 10 => thỏa mãn điều kiện
Xác định lại khoảng cách trục: 𝑎𝑡𝑙 = (𝜆 + √ λ 2 −8 ∆ 2 )/4 (4.6[1])
Góc ôm của đai trên bánh nhỏ: 𝛼1 = 180 0 − (𝑑2 − 𝑑1) 57 0 /a 0 0 − (280 − 112) 57 0 /382,91 = 155 0 ≥ 120 0 (thỏa mãn)
P1 = 1,59 là công suất trên trục bánh đai chủ động;
Kđ = 1,3 là hệ số tải trọng động (tra bảng 4.7[1]-55)
[P0] = 1,33 là công suất cho phép, xác định bằng thực nghiệm ứng với bộ truyền có số đai z = 1, chiều dài đai l0, tải trọng tĩnh; (tra bảng 4.19[1]-62)
Cα = 0,94 là hệ số kể đến góc ôm α1; có thể tính 𝐶𝛼 = 1 − 0,0025(180 − 𝛼1)
Cl = 1 là hệ số kể đến ảnh hưởng chiều dài đai (bảng 4.16[1]-61);
Cu = 1,135 là hệ số kể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền (bảng 4.17[1]-61);
Cz = 0,95 là hệ số kể đến ảnh hưởng do tải trọng phân bố không đều trên các dây đai; có thể dựa vào z’= 𝑃1/[𝑃0] = 1,59/1,33 = 1,2 để tra ra Cz (bảng 4.18[1]-61);
=> Lấy z ≥ zt => Số đai là 2
- Các thông số hình học khác của bánh đai (xem bảng (4.21[1])):
+ Góc đáy rãnh hình thang: φ = 40
+ Chiều rộng bánh đai: B = (z-1).t + 2.e = (2-1).12 + 2.8 = 28 (mm) (Với t = 12; e 8)
Chiều rộng bánh đai B tính theo (4.17 [1]) và lấy theo dãy:
+ Đường kính ngoài bánh đai: da = d+2h0 da1 = d1+2h0 = 112 + 2.2,5 = 117(mm); da2 = d2+2h0 = 280 + 2.2,5 = 285(mm);
+ Đường kính đáy bánh đai: 𝑑𝑓 = 𝑑𝑎 − 2H df1 = da1–2H = 117 – 2.10 = 97(mm); df2 = da2–2H = 285 – 2.10 = 265(mm);
2.4 XÁC ĐỊNH LỰC CĂNG BAN ĐẦU VÀ LỰC TÁC DỤNG LÊN TRỤC
Trong đó: Fv là lực căng do lực li tâm sinh ra; bộ truyền định kì điều chỉnh lực căng nên:
Với qm là khối lượng một mét chiều dài đai Tiết diện đai loại O => qm = 0,061 (kg/m)
=> Lực tác dụng lên trục: F r =2F 0 zsin( α 1 ∕ 2) =2 106 2 sin ( 1552 ) = 415 (N)
2.5 LẬP BẢNG KẾT QUẢ TÍNH TOÁN CÁC THÔNG SỐ CỦA ĐAI THANG
Thông số Kí hiệu Đơn vị
Vật liệu đai Cao su
Vật liệu bánh đai Thép
Tỉ số truyền u - 2.5 𝑢𝑡 là TST thực tính được dựa trên 𝑑1 ; 𝑑2 ;
Đường kính bánh đai nhỏ d 1 (mm) 112 Đường kính bánh đai lớn d 2 (mm) 280 Đường kính đỉnh bánh đai nhỏ d a1 (kW) 117 Đường kính đỉnh bánh đai lớn d a 2 (kW) 285 Đường kính đáy bánh đai nhỏ d f 1 (Nm m) 97 Đường kính đáy bánh đai lớn d f 2 (Nm m) 265
Góc ôm bánh đai nhỏ α 1 (độ) 155
Lực tác dụng lên trục F r (N) 415
TÍNH THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ
Thông số Kí hiệu chung
Kí hiệu Đơn vị Giá trị Ghi chú
Tốc độ quay trục chủ động n n1 (vg/ ph) 574
Tốc độ quay trục bị động n n2 (vg/ ph)
Công suất trên trục chủ động P P1 (kW) 1,49
Công suất trên trục bị động P P2 (kW) 1,43
Mô men xoắn trên trục chủ T T1 (Nmm 24790 động )
Mô men xoắn trên trục bị động T T2 (Nmm
Thời gian phục vụ Lh Lh (giờ) 11000
Thép 45 tôi cải thiện có độ cứng HB 192 240
Giới hạn chảy σ ch1 = 450 (Mpa)
Thép 45 tôi cải thiện có độ cứng HB 192 240
Giới hạn chảy σ ch2 = 450 (Mpa)
3.2 XÁC ĐỊNH ỨNG SUẤT CHO PHÉP
- Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép
Từ công thức CT(6.1-[1]), CT(6.2-[1], sơ bộ lấy các hệ số 𝑍𝑅.𝑍𝑉.𝐾𝑥𝐻 = 1 và 𝑌𝑅.𝑌𝑆.𝐾𝑥𝐹 = 1 nên => CT(6.1a-[1]), CT(6.2a-[1]).
- Ứng suất tiếp xúc cho phép :
0 =2 HB+70 σ H 0 lim 1 = 2.220 + 70 = 510 (MPa); σ H 0 lim 2 = 2.205 + 70 = 480 (Mpa)
Hệ số tuổi thọ xét đến thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền:
Với bậc của đưởng cong mỏi khi thử về tiếp xúc m H = 6
- Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc N HO 30.HB 2 , 4
- Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương: do tải trọng tĩnh nên NHE = 60.c.ni.t Σ
Với c,ni,t Σ lần lượt là số lần ăn khớp trông 1 vòng quay, số vòng quay, tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét.
Do NHE1>NHO1 , NHE2>NHO2 => NHE1= NHO1 , NHE2 = NHO2 => KHL=1
- Ứng suất uốn cho phép: [σ F ]=σ F 0 lim ¿¿ KFC.KFL/SF
Tính ứng suất uốn cho phép với chu kỳ cơ sở : F 0 lim 1 , 8 HB
Hệ số xét đến ảnh hưởng của tải: KFC = 1(vì tải đặt một phía)
Với bậc của đưởng cong mỏi khi thử về uốn m F = 6
- Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn N FO 4.10 6
Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương: do tải trọng tĩnh nên NFE = NHE = 60.c.ni.t Σ
Do NFE1>NFO , NFE2>NHO => NFE1= NHO , NFE2 = NHO => KFL=1
=> [σ F ]1 =σ F 0 lim 1 KFC.KFL/SF = 396.1.1/1,75 = 226,29 (Mpa)
[σ F ]2 =σ F 0 lim 2 KFC.KFL/SF = 369.1.1/1,75 = 210,86 (Mpa)
Do là bánh răng trụ thẳng nên ta có:
- Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải [𝜎𝐻] 𝑚𝑎𝑥 theo công thức CT(6.13-[1]) [σ H ]max = 2,8 σ ch = 2,8.450 = 1260 (Mpa)
- Xác định uốn cho phép khi quá tải [𝜎𝐹 ]𝑚𝑎𝑥 theo công thức CT(6.13-[1])
3.3.1 Xác định thông số cơ bản của bộ truyền
Khoảng cách trục: a wsb =K a (u+1) √ 3 [ σ T ] 2 1 u ψ K Hβ ba
+ Ka hệ số phụ thuộc vào vật liệu cặp bánh răng và loại răng:
+ Mômen xoắn trên trục bánh chủ động: T1 = 24790 (N.mm)
+ Ứng suất tiếp xúc cho phép: [σ H ]= 436,36 (Mpa)
+ Hệ số xác định theo công thức : bd 0,53. ba (u1)
Theo bảng 6.6[1] chọn ψ ba = 0,4 => ψ bd = 0,53.0,4.(4,14 +1) = 1,09
+ Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc:K Hβ
3.3.2 Xác định thông số ăn khớp
Tính mô đun theo công thức CT(6.17-[1]) m = (0,01 ÷ 0,02) a w =¿ ( 0,01 ÷ 0,02).105 = 1,05 ÷ 2,1 (mm)
Theo tiêu chuẩn trị số môđun bảng 6.8[1] chọn m = 2 (mm)
3.3.2.2 Xác định số răng, góc nghiêng và hệ số dịch chỉnh
Căn cứ công thức CT(6.18-[1]) a w =¿ m (z1 +z2 )/(2.cosβ)
Bánh răng trụ răng thẳng => β = 0 0
Tính số răng bánh nhỏ 𝑧1 theo công thức CT(6.31-[1])
2.(4,14+1) = 20,43 => chọn z1 = 20 + Xác định số răng bánh lớn: z2 = u.z1 = 4,14.20 = 82,8 => chọn z2 = 83
+ Tính lại khoảng cách trục awtl = m.zt / 2 = 103 (mm) => Chọn awt = 105 (mm)
Xác định hệ số dịch chỉnh:
+ Hệ số dịch tâm y = awt/m - 0,5(z1+z2) = 105/2 - 0,5.(20+83) = 1
+ Dựa vào bảng 6.10a để tra ra kx = 0,702
+ Hệ số giảm đỉnh răng Δy = kxzt/1000 = 0,702.103/1000 = 0,072
+ Tổng hệ số dịch chỉnh xt = y + Δy = 1 + 0,072 = 1,072
+ Các hệ số dịch chỉnh bánh 1 và bánh 2: x1 = 0,5[xt – (z2 – z1)y/zt] = 0,5.[1,072 – (83 – 20).1/103] = 0,23 x2 = xt – x1 = 1,072 – 0,23 = 0,84
=> Sai số tỷ số truyền
Tính góc ăn khớp: cosα wt = zt.m.cosα/ 2awt = 103.2.cos20/2.105 = 0,92
3.3.2.3 Xác định một số thông số của bộ truyền bánh răng
Thông số Kí hiệu Công thức Kết quả
Khoảng cách trục chia a a = 0,5(d2+d1) = 0,5m(z2 +z1 )/cosβ 103
Khoảng cách trục a w a w =acos α t /cosα tw 105 Đường kính chia d d1 = m.z1/cos β d2 = m.z2/cos β
40 166 Đường kính lăn d w dw1 = d1 + [2y/(z2 + z1)].d1 dw2 = d2 + [2y/(z2 + z1)].d2
40,78 169,22 Đường kính đỉnh răng d a da1 = d1 + 2(1+x1−Δuy).m da2 = d2 + 2(1+x2−Δuy) m
155,99 Góc profin gốc α Theo TCVN α=2 0 0
Góc profin răng α t α t =arctg( tgα cosβ) 20 0
Góc ăn khớp α tw α wt =arccos(a cosα t a w
Tổng hệ số dịch chỉnh x t
Hiệu hệ số dịch chỉnh x h
Hệ số trùng khớp ngang ε α ε α =¿[1,88 – 3,2(1/z1+1/z2)]cosβ 1,68
3.3.3 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc
- Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiện σ H =Z M Z H Z ε √ 2 T b 1 K w u d H (u w 2 1 +1) = 274.1,67.0,88.
+ Z M hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp, trị số Z M tra trong bảng 6.5 ta được Z M = 274 MPa 1/3
+ Z H hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
Z H =√ sin 2α 2cos β tw b = √ sin 2 cos (2.22,8) (0 ) = 1,67 Ở đây β b góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở tgβ b =cosα t tgβ= cos20.tg0 = 0
Do bánh răng dịch chỉnh nên α tw =arccos( a cos a w α t ) =arccos (103 cos20 105 )",8 0
+ Z ε hệ số kể đến sụ trùng khớp của răng xác định theo công thức
Z ε =√ 4− 3 ε α = √ 4−1,68 3 =0,88( do ε β = 0) ε α =¿[1,88 – 3,2(1/z1+1/z2)]cosβ = [1,88-3,2(1/20+1/83)].cos(0) = 1,68 + K H hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc: K H =K Hβ K Hα K Hv = 1,05.1,13.1,05 = 1,25
Với K Hβ là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng
Với K Hα là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp trị số tra bảng 6.14 ta được K Hα = 1,13
Với δ H hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp tra bảng 6.15 ta được δ H =0.004 g 0 hệ số kể đến ảnh hưởng sai lệch của các bước răng bánh 1 và 2 tra bảng 6.16 ta được g 0 s
+ Chiều rộng vành răng bw = ψ ba aw = 0,4.105 = 42 (mm)
Ta có [ σ H ] = [ σ H ] sb z R z v K xH C6,36.1 1.1= 436,36(MPa) (theo 6.1) Trong đó: z R =1
3.3.4 Kiểm nghiệm độ bền uốn σ F1 =2.T 1 K F Y ε Y β Y F 1 b w d w 1 m ≤[ σ F 1 ] σ F2 =σ F1 Y F 2
T1: momen xoắn trên bánh chủ động; T1 = 24790 (Nmm)
M: modun pháp (mm) bw: chiều rộng bánh răng; bw = 42 (mm)
1,68=0,6hệ số kể đến sự trùng khớp của răng ,ε α hệ số trùng khớp ngang
140=1 hệ số kể đến độ nghiêng của răng
Y F1 ,Y F2 hệ số dạng răng của bánh răng 1 và 2, phụ thuộc vào số răng tương đương z v1 = z 1 co s 3 β= 20 co s 3 0 z v2 = z 2 co s 3 β= 83 co s 3 0
Ta có x1 = 0,23; x2 = 0,84 theo phương pháp nội suy ta được Y F1 =¿ 3,61; Y F2 =3,43
K F hệ số tải trọng khi tính về uốn K F =K Fβ K Fα K Fv = 1,1.1,37.1,11 = 1,67
+ Với K Fβ là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng , tra bảng 6.7 ta được K Fβ =1,1
+K Fα là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn, trị số tra bảng 6.14 ta được K Fα = 1,37
- Ta có [ σ F ] = [ σ F ] sb Y R Y s K xF (theo 6.2)
=> σ F1 ≤ [ σ F 1 ] (thỏa mãn điều kiện bền uốn) σ F2 ≤ [ σ F2 ] (thỏa mãn điều kiện bền uốn)
3.3.5 Kiểm nghiệm độ bền quá tải
Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải (ví dụ lúc mở máy, hãm máy…) với hệ số quá tải 𝐾𝑞𝑡 = 𝑇𝑚𝑎𝑥/𝑇 với 𝑇𝑚𝑎𝑥 là mô men xoắn quá tải, T là mô men xoắn danh nghĩa Lúc này cần kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại và ứng suất uốn cực đại theo các công thức CT(6.48-[1]) và CT(6.49-[1]) σ Hmax =σ H √ K qt ≤ [ σ H ¿ max σ Fmax =σ F K qt ≤ [σ F ¿max Ứng suất tiếp xúc cực đại cho phép: [σ H ]max = 1260 (Mpa) Ứng suất uốn cực đại cho phép: [σ F ]max = 360 (Mpa)
Hệ số quá tải : K qt =T max
T = 2,2 σ Hmax B2,54.√ 2,2b6,73 ≤[ σ H ]max(thỏa mãn ) σ F1 max R,35.2,25,17≤[σ F ]max (thỏa mãn) σ F2 max I,74.2,29,43≤[σ F ]max (thỏa mãn)
3.4 XÁC ĐỊNH CÁC THÔNG SỐ, KÍCH THƯỚC HÌNH HỌC CỦA BỘ TRUYỀN 3.4.1 Xác định lực tác dụng lên trục
Lực hướng tâm: F r1 =F r 2 =F t 1 tgα tw cosβ 15,79.tg22,8 cos 0 Q1,07(N)
3.4.2 Lập bảng thông số của bộ truyền
Thông số Kí hiệu chung Kí hiệu Đơn vị Giá trị Ghi chú
Vật liệu bánh răng nhỏ Thép C45
Vật liệu bánh răng lớn Thép C45 Độ rắn mặt răng bánh nhỏ, bánh lớn HB
Khoảng cách trục aw a w mm 105
Chiều rộng vành răng bw b w mm 42
Z 2 răng 83 Đường kính vòng chia d d 1 mm 40 d 2 mm 166 Đường kính vòng lăn d w dw1 mm 40,78 dw2 mm 169,22 Đường kính vòng đỉnh d a da1 mm 44,66 da2 mm 173,1 Đường kính vòng đáy d f df1 mm 35,92 df2 mm 164,36
Lực tác dụng lên trục
TÍNH THIẾT KẾ TRỤC, CHỌN Ổ LĂN
TÍNH TRỤC, CHỌN Ổ LĂN
Mômen cần truyền: T=T II 496(N mm) Đường kínhtrục cần nối:d t =√ 3 0,2 T II [ τ ] = √ 3 0,2 30 98496 %( mm)
Ta sử dụng khớp nối vòng đàn hồi để nối trục
Chọn khớp nối theo điều kiện:{ T d t t ≤ T ≤ d kn cf kn cf
Trong đó d t - Đường kính trục cần nối d t %mm
T t –Mômen xoắn tính toán T t =k T k -Hệ số chế độ làm việc tra bảng 16.1Tr58 [2] lấy k = 1,2
T- Momen xoắn danh nghĩa trên trục:
Tra bảng 16.10a [2] tr 68 với điều kiện
{ T t 8,2 d t %mm ≤ d N m≤ T kn cf kn cf
=> { T d cf D kn kn cf 5 o % Z=4 mm mm N m
Tra bảng 16.10bTr69 [2] với T kn cf 5(N m)ta được { d l l l 1 2 3 c 4 ( mm mm mm mm
Ta kiểm nghiệm theo 2 điều kiện: a) Điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi σ d = 2k T
Z D o d c l 3 ≤[σ d ] σ d -Ứng suất dập cho phép của vòng cao su [ σ d ] =2 ÷ 4 Mpa
Do vậy ứng suất dập sinh ra trên vòng đàn hồi: σ d = 2kT
→ Thỏa mãn. b) Điều kiện bền của chốt: σ u = k T l 0
2 A,5 [σ u ]- Ứng suất uốn cho phép của chốt.Ta lấy [σ u ]=(60÷80) MPa;
Do vậy, ứng suất sinh ra trên chốt: σ u = k T l 0
4.1.2 Lực tác dụng lên trục.
Các thông số cơ bản của nối trục vòng đàn hồi:
Thông số Kí hiệu Giá trị
Mômen xoắn lớn nhất có thể truyền được T kn cf 125(N.m) Đường kính lớn nhất có thể của nối trục d kn cf 25 (mm)
Số chốt Z 4 Đường kính vòng tâm chốt D 0 90 (mm)
Chiều dài phần tử đàn hồi l 3 28(mm)
Chiều dài đoạn công xôn của chốt l 1 34 (mm) Đường kính của chốt đàn hồi d c 14 (mm)
Lực tác dụng lên trục Fkn 437,76(N)
4.2.1 Chọn vật liệu chế tạo trục.
Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép 45 tôi cải thiện có σb = 750 Mpa, ứng suất xoắn cho phép [ ] 30 MPa
3.2.2 Xác định sơ bộ đường kính trục:
Theo công thức 10.9Tr188 [1], ta có: d 1 ≥ √ 3 0,2 T I [ τ ] = √ 3 0,2.15 24790 = 20,22 (mm) d 2 ≥ √ 3 0,2 T II [ τ ] = √ 3 0,2.30 98496 = 25,41 (mm)
Chiều rộng ổ lăn trên trục: Tra bảng 10.2Tr189 [1]: với { d d 1 2 %( 0( mm) mm) ⇒ { b b 01 02 ( (mm) mm)
4.2.3 Xác định lực từ các chi tiết, bộ truyền tác dụng lên trục
Lực từ bộ truyền đai tác dụng lên trục :
Lực tác dụng lên bánh răng trụ:
Lực từ khớp nối tác dụng lên trục :
4.2.4 Xác định khoảng cách giữa các điểm đặt lực
- Khoảng cách từ mặt mút chi tiết quay đến thành trong của hộp k1 = 8….15, chọn k1 = 10
- Khoảng từ mút ô đến thành trong của vỏ hộp k2 = 5… 15, chọn k2 = 10
- Khoảng cách từ mặt mút chi tiết đến nắp ổ k3 = 10…20, chọn k3 = 15
- Chiều cao nắp ổ và đầu bulong hn = 15…20, chọn hn = 20
Chiều dài moay ơ bánh răng trụ lớn: l m23 =(1,2÷1,5)d 2 =(1,2÷1,5)306÷45(mm)
Chiều dài moay ơ nửa khớp nối: l m22 =(1,4÷2,5)d 2 =(1,4÷2,5)30B÷75(mm)
Chọn lm22 = 45(mm) l 22 =0,5(l¿¿m22+b 02 )+k 3 +h n =0,5(45+19)+15+20g(mm)¿ l 23 =0,5(l¿¿m23+b 02 )+k 1 +k 2 =0,5(42+19)+10+10Q(mm)¿ l 21 =2l 23 =2.512(mm)
Chiều dài moay ơ bánh đai: l m12 =(1,2÷1,5)d 1 =(1,2÷1,5)250÷37,5(mm)
Chiều dài moay ơ bánh răng trụ nhỏ: l m13 =(1,2÷1,5)d 1 =(1,2÷1,5)250÷37,5(mm) < bw = 42
Chọn lm13 = 42 (mm) l 12 =0,5(l¿¿m12+b 01 )+k 3 +h n =0,5(35+17)+15+20a(mm)¿ l 13=l 23Q(mm) l 11 =2l 13 =2 512(mm)
4.3 Tính chọn đường kính các đoạn trục.
4.3.1.1 Tính phản lực cho trục I.
Sơ đồ đặt lực, biểu đồ mômen và kết cấu trục vào I
4.3.1.3 Tính mô men tương đương
Momen tổng,momen uốn tương đương:
4.3.1.4 Tính đường kính các đoạn trục
Tính đường kính trục tại các tiết diện j theo công thức : d j =√ 3 0,1 M tđj [ σ ]
Trong đó : [σ]= 63 MPa - ứng suất cho phép của thép 45 chế tạo trục, cho trong bảng 10.5 trang 195 d10 = 0 d 13=√ 3 37821,27 0,1.63 ,17(mm) d 11 =√ 3 33192,78 0,1 63 ,4 (mm) d 12 =√ 3 21468,77 0,1.63 ,05(mm)
4.3.1.5 Chọn đường kính các đoạn trục
Xuất phát từ các yêu cầu về độ bền, lắp ghép và công nghệ ta chọn đường kính các đoạn trục như sau : d10 = d11 = 20 mm d13 = 22 mm d12 = 18 mm
4.3.1.6 Chọn và kiểm nghiệm then a Chọn then
Trên trục I then được lắp tại bánh răng và bánh đai
Then lắp trên trục vị trí lắp bánh răng: d 13 "mm
Chọn then bằng, tra bảng B9.1aTr173[1] ta được: { t 1 b=6 h=6 = 3,5mm mm mm
Then lắp trên trục vị trí lắp bánh răng l t 3 =(0,8÷0,9) l m13 =(0,8÷0,9).423,6÷37,8mm
Then lắp trên trục vị trí lắp bánh đai: d12 = 18 mm
Chọn then bằng, tra bảng B9.1aTr173[1] ta được: { t 1 b=6 h=6 = 3,5mm mm mm
Chiều dài then trên đoạn trục lắp bánh đai: l t 2 =(0,8÷0,9) l m12 =(0,8÷0,9).35(÷31,5mm
⇒Ta chọnl t 2 (mm b Kiểm nghiệm then theo độ bền dập và độ bền cắt:
Theo công thức 9.1 và 9.2Tr173[1] ta có:
Với bảng B9.5Tr178[1] ta có: dạng lắp cố định, vật liệu may-ơ bằng thép và chế độ tải trọng:
Kiểm tra độ bền then tại vị trí lắp bánh răng
Kiểm nghiệm độ bền then tại vị trí lắp bánh đai
⇒ Then tại vị trí này thỏa mãn điều kiện bền dập và cắt
4.3.1.7 Kiểm nghiệm trục theo độ bền mỏi Độ bền của trục được đảm bảo nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện: s j = s σj s τj
√ s 2 σj + s 2 τj ≥ [ s ] trong đó : [ 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 có thể không cần kiểm nghiệm về độ cứng của trục) sj và sj - hệ số an toàn chỉ xét đến riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét đến ứng suất tiếp tại tiết diện j : s σj = σ −1
K τdj τ aj +ѱ τ τ mj trong đó : σ −1 và τ −1 - giới hạn mỏi uốn và xoắn với chu kỳ đối xứng Có thể lấy gần đúng σ −1 = 0,436σ b = 0,436.750 = 327 MPa τ −1 = 0,58σ −1 = 0,58 327 = 189,66 MPa σ aj , τ aj , σ mj , τ mj là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện j,do quay trục một chiều:
{ τ aj = σ τ aj mj = = W M 2W j j T j với Wj, W0j là momen cản uốn và momen cản xoắn tại tiết diện j của trục. ѱ σ , ѱ τ là hệ số kể đến ảnh hưởng của các trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi ,tra bảng B
K σdj , K τdj - hệ số xác định theo công thức sau :
K y trong đó : Kx - hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt cho trong bảng 10.8 trang 197 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí tập 1 ”, lấy Kx = 1,09
Ky - hệ số tăng bề mặt trục, cho trong bảng 10.9 phụ thuộc vào phương pháp tăng bền bề mặt, cơ tính vật liệu Ở đây ta không dùng các phương pháp tăng bền bề mặt, do đó Ky = 1. ε σ , ε τ - hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi
K σ , K τ - hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn, trị số của chúng phụ thuộc vào các loại yếu tố gây tập trung ứng suất
- Kiểm nghiệm tại tiết diện lắp ổ lăn:
Do vị trí này lắp ổ lăn nên bề mặt trục lắp có độ dôi ra.Chọn kiểu lắp k6.
{ s s τj σj = = K K τdj σdj τ aj τ σ −1 + σ aj −1 ѱ +ѱ τ τ σ mj σ = mj = 1,9 2,44 7,89+0,05 189,66 32,23+ 327 7,89 0,1.0 ,33 =4,16 s j = s σj s τj
- Kiểm nghiệm tại vị trí lắp bánh đai:
Do M12=0 nên ta chỉ kiểm tra hệ số an toàn khi chỉ tính tính tiêng ứng suất tiếp,tra bảng B
Ta thấy sự tập trung ứng suất tại trục lắp bánh đai là do rãnh then và do lắp ghép có độ dôi
198 với kiểu lắp k6 ảnh hưởng của độ dôi:
{ K K σ τ // ε ε σ τ =1,81=2,35 ảnh hưởng của rãnh then :
-Kiểm nghiệm tại vị trí lắp bánh răng:
Do vị trí này lắp bánh răng nên bề mặt trục lắp có độ dôi ra.Chọn kiểu lắp k6
{ K K σ τ // ε ε σ τ =1,81=2,35 ảnh hưởng của rãnh then :
{ s τj = s σj K = τdj K τ σdj aj τ −1 + σ ѱ σ aj τ −1 + τ ѱ mj σ = σ 2,16 mj = 2,44 6,43+0,05 189,66 35,3+ 327 0,1 0 6,43 =3,8 ,35 s j = s σj s τj
Vậy trục đảm bảo an toàn về độ bền mỏi
Ta có tải trọng hướng tâm tác dụng lên 2 ổ:
Ta có lực dọc trục ngoài (lực dọc tác dụng lên bánh răng):
F at min (F r 0 , F r 1 )=0
