Vì vậy, việc thiết kế và cải tiến những hệ thống truyền động là công việc rất quan trọng trong công cuộc hiện đại hoá đất nước.. Hộp giảm tốc là một trong những bộ phận điển hình mà công
TÍNH TOÁN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN BỐ TỈ SỐ TRUYỀN
Chọn động cơ
1 Xác định hiệu suất hệ thống:
Hiệu suất truyền động: η=η kn η br
Trong đó: η kn = 0,99 Hiệu suất khớp nối η br 1 = 0,98 Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng η br 2 = 0,98 Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng η d = 0,96 Hiệu suất bộ truyền đai η ol = 0,99 Hiệu suất ổ lắn
2 Tính công suất đẳng trị ( công suất tính toán ) :
Công suất trên trục động cơ:
Tỷ số truyền chung của bộ truyền: u c h =u d u h = 4.10 = 40 o Trong đó: u h = 10 là tỉ số truyền của hộp giảm tốc 2 cấp phân đôi. u d = 4 là tỉ số truyền của bộ truyền đai thang.
Dựa vào bảng 2.4 trang 21 sách “ Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí Tập Một” của Trịnh Chất và Lê Văn Uyển.
Số vòng quay sơ bộ của động cơ: n sb =n lv u c h = 75.40 = 3000 ( Vòng/phút )
3 Chọn động cơ điện, bảng thông số động cơ điện:
Động cơ điện được chọn phải có công suất P dc và số vòng quay đồng bộ thảo mãn điều kiện:
Kiểu động cơ Công suất
(vòng/phút) cosφ % Tmax/Tdn T k /Tdn
Dựa vào bảng P1.3 trang 236 sách “ Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động
Cơ Khí Tập Một” của Trịnh Chất và Lê Văn Uyển ta chọn động cơ
Phân phối tỷ số truyền
Chọn tỷ số truyền của hệ thống dẫn động: u c h = n dc n lv = 2880
Ta chọn u h = 10 ( tỉ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp phân đôi, u 1 = 3,58; u 2 = 2,79 ( bảng 3.1 trang 43 )
10 = 3,84 ( tỉ số truyền của bộ truyền đai thang )
Lập bảng đặc tính
1 Tính toán công suất trên các trục:
2 Tính toán số vòng quay trên các trục: n 1 = n dc u d
3 Tính Moment xoắn trên các trục:
Bảng đặc tính kỹ thuật của hệ thống truyền động:
Hình vẽ minh họa các trục:
THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG
Chọn loại đai
Căn cứ vào công suất động cơ được = 4 (KW), tốc độ quay động cơ n dc = 2880 (v/p) và thông số kỹ thuật trên, ta chọn đai A (theo hình 4.22 trang 153, sách "Cơ sở thiết kế máy" của Nguyễn Hữu Lộc).
Từ bảng 4.3 trang 128 sách “Cơ sở thiết kế máy” của Nguyễn Hữu Lộc ta có các thông số kỹ thuật cho đai loại A là:
Đường kính bánh đai nhỏ
Theo tiêu chuẩn (trang 148 sách “Cơ sở thiết kế máy” của Nguyễn Hữu Lộc) ta chọn d 1 = 125 mm
Vận tốc đai
Đường kính bánh đai lớn
Với ε = 0,01 : hệ số trượt tương đối
Theo tiêu chuẩn chọn d 2 = 500 (mm)
Tỷ số truyền
Sai lệch so với thông số kỹ thuật:
Khoảng cách trục
Ta có: u = 4,04 ta chọn a = 0,95 d 2 = 475 (mm) theo mục 4 phần 2 – Trình tự thiết kế đai thang (trang 153 sách “Cơ sở thiết kế máy” của Nguyễn Hữu Lộc)
Chiều dài đai
Theo tiêu chuẩn chọn L = 2000 (mm)
Số vòng chạy của đai trong 1s
Với L là chiều dài đai L = 2 (m)
Tính lại khoảng cách trục a
Giá trị a vẫn thỏa mãn trong khoảng cho phép.
Góc ôm đai α 1 trên bánh đai nhỏ
Thỏa điều kiện không xảy ra hiện tượng trượt trơn.
Số dây đai Z
Tra biểu đồ hình 4.21 sách “Cơ sở thiết kế máy” của Nguyễn Hữu Lộc với các thông số: d 1 = 125 (mm) ; v= 18,850 m s và đai loại A, ta có:
Tính các hệ số sử dụng: o Hệ số ảnh hưởng của vận tốc:
Hệ số xét đến ảnh hưởng của góc ôm đai:
C α = 1,24.(1 −e −α 1 / 110 )= 1,24( 1 − e −134,71/110)= 0,875 o Hệ số xét đến ảnh hưởng của tỷ số truyền u:
C u = 1,14 o Hệ số xét đến ảnh hưởng của chiều dài L:
C L = √ 6 L L 0 = √ 6 2000 1700 =1,027 o Hệ số xét đến sự ảnh hưởng của sự phân bố không đồng đều tải trọng giữa các dây đai:
Giả sử có 2 đai chọn C z = 0,95 o Hệ số xét đến ảnh hưởng của chế độ tải trọng:
Chiều rộng bánh đai
Theo bảng 4.21 trang 63 sách “Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí Tập Một” của Trịnh Chất và Lê Văn Uyển ta có: t = 15 e = 10 h 0 = 3,3
Đường kính ngoài bánh đai nhỏ
14 Đường kính bánh đai lớn: d a
Lực căng ban đầu
Đây là hệ dẫn động dây đai thang nên ta chọn: σ o = 1,5 ( MPa )
Lực tác dụng lên trục
Lực vòng có ích
Hệ số ma sát
Ta có: α = 134,71 0 = 2,35 ( rad ) f ' = 1 α ln ( 2 2 F F o o − + F F t t ) = 2,35 1 ln ( 2.243 2.243 − + 212,20 212,20 ) = 0,40 o Hệ số ma sát nhỏ nhất để bộ truyền không bị trượt trơn:
Giả sử góc biên dạng bánh đai γ= 38 o
Tính ứng suất lớn nhất cho phép
Trong đó: ρ là khối lượng riêng của đai: chọn ρ = 1200 kg/ m 3 σ o = F o
Trong đó: E là module đàn hồi của đai: chọn E = 100 N / m 2
Tính tuổi thọ đai
Ta có giới hạn mỏi của đai: σ r = 9 ( MPa )
Số mũ đường cong mỏi đối với đai thang: m= 8
Các thông số đã tính: σ max = 7,065 ( MPa ) ; i= 9,43 (s ¿¿− 1 ) ¿
Tính toán chọn nối trục vòng đàn hồi:
Ta có moment xoắn T 3 = 454168,387 ( Nmm ) = 454,168 ( Nm)
Theo công thức (16-1) trang 58 sách “ Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí Tập Hai” của Trịnh Chất và Lê Văn Uyển.
T t = k T ≤ [ T ] k : hệ số chế độ làm việc
Theo bảng (16-1) trang 58 sách “ Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí Tập Hai” của Trịnh Chất và Lê Văn Uyển.
Theo bảng 16-10a trang 68 sách “ Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí Tập Hai” của Trịnh Chất và Lê Văn Uyển.
T 3 = 454,168 ( Nm) , ta chọn kích thước khớp nối như sau
Bảng 1 Kích thước cơ bản của nối trục vòng đàn hồi
Bảng 2 Kích thước cơ bản của vòng đàn hồi
2.1 Kiểm tra điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi:
Theo công thức trang 69 sách “Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí Tập Hai” của Trịnh Chất và Lê Văn Uyển. σ d = Z D 2 kT
[ σ d ]: ứng suất dập cho phép của vòng cao su, có thể lấy [ σ d ] = (2 ÷ 4) (MPa)
=> Thỏa điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi
2.2 Kiểm tra điều kiện bền của chốt:
Theo công thức trang 69 [TL2] σ u = kT l 0
[ σ u ] : ứng suất cho phép của chốt, có thể lấy [ σ u ] = (60 ÷ 80)
=> Thỏa điều kiện bền của chốt
=> Chọn khớp nối đàn hồi có các thông số như trên được chấp nhận
2.3 Lực vòng tác dụng lên trục đàn hồi:
2.4 Tải trọng phụ tác dụng lên trục đàn hồi:
THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
CHỌN VẬT LIỆU VÀ TÍNH ỨNG SUẤT CHO PHÉP
Vì bộ truyền được bôi trơn tốt nên dạng hỏng chủ yếu là tróc rỗ bề mặt răng nên ta tính theo ứng suất tiếp xúc.
Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế ta chọn vật liệu 2 cấp bánh răng như sau:
- Bánh nhỏ: thép 45 tôi cải thiện, độ rắn H B I = 241 ÷ 285 ; σ bI = 850 ( Mpa ) ; σ ch I = 580 ( Mpa )
- Bánh lớn: thép 45 tôi cải thiện, độ rắn H B II = 192 ÷ 240 ; σ bII = 750 ( Mpa ) ; σ ch II = 450 ( Mpa )
2 Xác định ứng suất tiếp xúc:
Chọn độ rắn bánh nhỏ: H B I = 250
Chọn độ rắn bánh lớn: H B II = 230
Theo bảng 6.2 trang 94: σ 0 Hlim = 2 HB + 70
3 Số chu kỳ làm việc cơ sở:
4 Số chu kỳ làm việc tương đương:
L h = 5.310 2 8 = 24800 gi ờ c= 1 Số lần ăn khớp trong 1 vòng quay
5 Ứng suất tiếp xúc cho phép được xác định sơ bộ:
Theo bảng 6.2 trang 94 ta có:
Với cấp nhanh sử dụng bánh răng nghiêng:
Ta thấy điều kiện [ σ H ] min