CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ TỈ SỐ TRUYỀN
Xác Định Công Suất Bộ Phận Công Tác Là Xích Tải
Công Suất Tương Đương
P td=¿ P lv √ ∑ n i ∑ ( 1 n Ti T Ti ) 2 ti =6,6 √ ( Ti T ) 2 15+ 15 ( Ti T + 45 ) 2 45+ + 37 ( Ti T ) 2 37 =6,6 √ ( T T ) 2 15+( 0,5T 15 T + 45 ) 2 45+( + 37 0,4T T ) 2 37 =3,8(kW )¿
Hiệu Suất Chung Của Hệ Thống Truyền Động
η ch =η br1 η br2 η Kn η đ η ol 4 (1)
- Hiệu suất bộ truyền bánh răng η br 1 ¿η br2 =0,96
- Hiệu suất bộ truyền đai η đ =0,94
- Hiệu suất khớp nối η Kn =1
η ch =η br1 η br2 η Kn η đ η ol 4 =0,96.0,96.1 0,94.0,99 4 =0,83
Công Suất Cần Thiết Của Động Cơ
Tỉ Số Truyền Chung
- hệ truyền động cơ khí có bộ truyền đai thang và hộp giảm tốc khai triển 2 cấp ,tra bảng 2,4 [1] ta chọn :
u đ =4 , u h o u chsb =u đ u h @ o η sb =η lv u chsb r,72.40)09(vg/phút)
- Ta chọn động cơ có η đc ≈ η sb
P đc ≥P ct =4,57(kW) Tra bảng P1.3 [1] ,ta chọn động cơ 4A100L2Y3
Kiểu động cơ Công suất
Kw Vận tốc quay , vg/phút
Phân Phối Tỷ Số Truyền
- Ta chọn u h với hộp giảm tốc banh răng trụ 2 cấp khai triển
Tính Toán Các Thông Số
1.7.2 Số quay vòng các trục
Theo Các Thông Số Vừa Chọn Ta Có Bảng Dặc Tín Kỹ Thuật Sau
Trục Động Cơ Trục 1 Trục 2 Trục 3 Trục Công Tác
THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG BÊN NGOÀI HỘP GIẢM TỐC
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ ĐAI THANG THƯỜNG
Bảng 4.13 [1] ta có các thông số của đai
Loại đai Kí hiệu Kích thước 琀椀ết diện mm Diện
琀ch 琀椀ết diện A,mm 2 Đường kinh bánh đai nhỏ d1,mm
Chiều dài giới hạn L,mm bt b h y o Đai thang thường
d1=1,2.dmin=1,2.1000 mm Theo 琀椀êu chuẩn ta chọn d 1 = 125 mm 2.2 Vận Tốc Đai
60000 ,85m s chọn k = 1,2
- Theo bảng 16-10a [TL2]; T3 = 503,526 (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 [TL2] σ d = 2kT
- [σ d ] : ứng suất dập cho phép của vòng cao su, có thể lấy [σ d ] = (2 ÷ 4) (MPa)
2.1,2.503526 8.130 16.32 = 2,27 (MPa) < [σ d ] = (2 ÷ 4) (MPa) (Thỏa điều kiện sức bền dập )
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) (MPa)
=> 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
Fkn = Fr = (0,1 ÷ 0,3).Ft => Fr = 0,2 Ft = 0,2 7746,5 = 1549,3 (N)
CHƯƠNG III: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ HAI CẤP KHAI TRIỂN BÊN
TRONG HỘP GIẢM TỐC (NGHIÊNG)
- Số vòng quay : n 1 r7 vg/ph
- Thời gian phục vụ 3 năm
- Quay một chiều làm việc 3 ca mỗi ca làm việc 8 giờ mỗi năm làm việc 180 ngày :
3.1 Chọn Vật Liệu Chế Tạo Bánh Răng
Do không có yêu cầu đặc biệt và theo quan điểm thống nhất trong thiết kế, ta chọn vật liệu hai cấp
Bánh răng như nhau Chọn vật liệu nhóm I, tra theo bảng 6.1 [1] ta chọn các vật liệu cho bánh răng chủ động và bị động như sau:
Vật liệu Nhiệt luyện [ơ ](MPa) [ơ ](MPa) Độ rắn HB
- Chọn Độ rắn bánh răng nhỏ( Bánh chủ động) là HB1: 245 HB
- Chọn Độ rắn bánh răng lớn( Bánh bị động) là HB2: 230 HB
3.2 Xác Định Ứng Suất Cho Phép
3.2.1 Giới hạn mỏi 琀椀ếp xúc tương đương tra bảng 6,2 [1]
3.2.2 Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử vẽ 琀椀ếp xúc:
3.2.3 Số chu kì làm việc tương đương:
- Nên ta có hệ số tuổi thọ: 𝐾𝐻𝐿1 = 𝐾𝐻𝐿2 = 1
3.2.4 Chọn giới hạn mỏi uốn:
3.2.5 Ứng suất 琀椀ếp xúc cho phép:
1,1 1H1,8MPa Với cấp nhanh sử dụng bánh răng nghiêng ,do đó theo 6.12 [1]
3.2.6 Ứng suất uốn cho phép 琀nh theo công thức sau:
Với bộ quay 1 chiều K FC =1, ta được :
3.2.7 Ứng Suất Quá Tải Cho Phép Theo 6,10 Và 6,11
[ơ¿¿F2]max=0,8.ơ ch 2 =0,8.45060MPa¿ 3.3 Tính Toán Bộ Truyền Bánh Răng Cấp Nhanh Răng Nghiêng
3.3.1 Xác định khoảng cách trục sơ bộ
Theo công thức 6.15a tài liệu [I] ta có: a w =K a ( u 1+1) √ 3 [ ơ H T ] 1 2 K u 1 Hβ ψ ba = 43 ( 3,83 + 1 ) √ 3 55822.1,095
- K a = 43 Mpa1/3: hệ số phụ thuộc vào vật liệu cặp bánh răng và loại răng nghiêng bảng 6.5 [1]
- T 1 = 55822 (Nmm): momen xoắn trên trục bánh chủ động
- Ta chọn 𝜓 𝑏𝑎 = 0,3 tra bảng 6,6[1] ( 𝑑𝑜 𝑏 á 𝑛ℎ 𝑟 ă 𝑛𝑔 không đố 𝑖 𝑥 ứ 𝑛𝑔 á 𝑐𝑐 ổ 𝑡𝑟 ụ 𝑐 )
- Ứng với 𝜓 𝑏𝑑 vừa chọn tra bảng 6.7 [1] sơ đồ 3 ta có: 𝐾 𝐻𝛽 = 1,095
Với kết quả a w 琀nh được ta chọn khoảng cách trục theo 琀椀êu chuẩn là a w = 125 mm
3.3.2 Xác Định Các Thông Số Ăn Khớp
- Theo 6,17 [1] Môđun răng m n = (0,01 ÷ 0,02)aw = (1,25 ÷ 2,50) mm , theo bảng trị số 琀椀êu chuẩn ta
- Chọn sơ bộ góc nghiêng răng β = 15 0 (8 0 ≤ 𝛽 ≤ 20 0 )
3.3.3 Số răng bánh nhỏ là:
3.3.5 Do đó tỉ số truyền thực:
3.3.6 Tính lại góc nghiêng răng β=arcos ( m n ( u m 2.a + 1 ) w z 1 ) =arcos ( 2 ( 3,84 2.125 + 1 ) 25 ) ,53 ᴼ
3.3.7 kiểm nghiệm độ bền 琀椀ếp xúc
- Z M = 274 Mpa1/2 tra bảng 6,5[1]: hệ số kể đến cơ 琀nh vật liệu của các bánh răng ăn khớp
- Z H : hệ số kể đến hình dạng 琀椀ếp xúc, theo công thức ta có:
Z H =√ sin 2 cos ( 2 β α tw b ) = √ 2.cos 13,64 sin(2.20,6¿)=1,7177¿
- Với : α t =α tw =arctg [ cosβ tgα ] =arctg [ cos 14,53 tg 20 ] = 20,6
- β b =arctg(cosα t tgβ)=arctg(cos(20,6).tg(14,53)),64ᴼ Đồ Án Chi Tiết Máy Hướng Dẫn : Ths Lê Quang Vinh
3.3.8 Hệ số trùng khớp dọc
3.3.9 Hệ số trùng khớp ngang
Zε: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, xác định như sau
3.3.10 Trong đó đường kính vòng lăn bánh chủ động d w 1 =2.a w u m +1= 2.125
3.3.11 Theo công thức (6.40) tài liệu [I] , vận tốc vòng của bánh chủ động:
3.3.12 xác định thông số hình học của bộ truyền
Thông số hình học Số liệu sau khi áp dụng công thức Đường kính vòng chia Bánh dẫn d w 1 = m n Z 1 cos(β)=¿51,65 mm Đường kính vòng chia Bánh bị dẫn d w 2 = m n Z 2 cos(β)=¿198,34 mm Đường kính vòng đỉnh Bánh dẫn d a 1 =d w1 +2m n =¿ 55,65 mm Đường kính vòng đỉnh Bánh bị dẫn d a 2 =d w 2 +2m n =¿ 202,34 mm Đường kính vòng đáy Bánh dẫn d f 1 =d w 1−2,5.m n =¿ 46,61 mm Đường kính vòng đáy Bánh bị dẫn d f 2 =d w 2 −2,5.m n =¿ 193,34 mm Đường kính vành răng Bánh dẫn b 1 =¿b 2 +6= 43,5 mm Đường kính vành răng Bánh bị dẫn b 2 =a w ψ ba 7,5 mm
Với v =1,966 (m/s) < 4(m/s) theo bảng 6.13 tài liệu [I] dùng cấp chính xác 9,
3.3.15 Lực dọc trục Đồ Án Chi Tiết Máy Hướng Dẫn : Ths Lê Quang Vinh
Chiều rộng vành răng b w =ψ ba a w =0,3.1257,5(mm) Theo công thức 6.41 tài liệu [I]:
Với δH= 0,002: hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp (bảng 6.15 [1]); g 0s: hệ Số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng bánh 1 và 2 (bảng 6.16 [1]).
Theo bảng 6.18 [1], với tốc độ cắt v = 1,966 m/s < 5 m/s, Zv = 1 Với cấp chính xác động học là 9, độ chính xác về mức dung sai được chọn là 8 khi đó độ nhám bề mặt yêu cầu là Ra = 2,5 1,25 µm Do đó, ZR = 0,95 với da < 700mm, KxH = 1 Từ đó, theo công thức (6.1) và (6.1a) ta có:
[ơ¿¿H]=[ơ¿¿H] Z v Z R K xH I5,45.1.0,95 1G0,6MPa¿ ¿ Như vậy ta có σH > [σH] , do đó cần tăng khoảng cách trụa a w và 琀椀ến hành kiểm nghiệm lại ,kết quả được
- Theo 6,17 [1] Môđun răng m n = (0,01 ÷ 0,02)aw = (1,25 ÷ 2,50) mm , theo bảng trị số 琀椀êu chuẩn ta
- Chọn sơ bộ góc nghiêng răng β = 15 0 (8 0 ≤ 𝛽 ≤ 20 0 )
3.4.1 Số răng bánh nhỏ là:
z 2 = u1.z1 = 3,83.26= 99,57 Đồ Án Chi Tiết Máy Hướng Dẫn : Ths Lê Quang Vinh
3.4.3 Do đó tỉ số truyền thực:
3.4.4 Tính lại góc nghiêng răng β=arcos ( m n ( u m 2.a + 1 ) w z 1 ) =arcos ( 2 ( 3,84 2.130 + 1 ) 26 ) = 14,53 ᴼ
3.4.5 kiểm nghiệm độ bền 琀椀ếp xúc
- Z M = 274 Mpa1/2 tra bảng 6,5[1]: hệ số kể đến cơ 琀nh vật liệu của các bánh răng ăn khớp
- Z H : hệ số kể đến hình dạng 琀椀ếp xúc, theo công thức ta có:
- Z H =√ sin 2 cos ( 2 β α tw b ) = √ 2.cos 13,64 sin(2.20,6¿)=1,7177¿
- Với : α t =α tw =arctg [ cosβ tgα ] =arctg [ cos 14,53 tg 20 ] = 20,6
- β b =arctg(cosα t tgβ)=arctg(cos(20,6).tg(14,53)),64ᴼ
3.4.6 Hệ số trùng khớp dọc
3.4.7 Hệ số trùng khớp ngang ε ∝ =[ 1,88 − 3,2 ( z 1 1 + z 1 2 ) ] cosβ= [ 1,88 −
Zε: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, xác định như sau
3.4.8 Trong đó đường kính vòng lăn bánh chủ động Đồ Án Chi Tiết Máy Hướng Dẫn : Ths Lê Quang Vinh d w 1 =2.a w u m +1= 2.130
3.4.9 Theo công thức (6.40) tài liệu [I] , vận tốc vòng của bánh chủ động:
3.4.10 xác định thông số hình học của bộ truyền
Thông số hình học Số liệu sau khi áp dụng công thức Đường kính vòng chia Bánh dẫn d w 1 = m n Z 1 cos(β)=¿53,7mm Đường kính vòng chia Bánh bị dẫn d w 2 = m n Z 2 cos(β)=¿206,6 mm Đường kính vòng đỉnh Bánh dẫn d a 1 =d w1 +2m n =¿ 57,7 mm Đường kính vòng đỉnh Bánh bị dẫn d a 2 =d w 2 +2m n =¿ 210,6 mm Đường kính vòng đáy Bánh dẫn d f 1 =d w 1−2,5.m n =¿ 48,7 mm Đường kính vòng đáy Bánh bị dẫn d f 2 =d w 2 −2,5.m n =¿ 201,46 mm Đường kính vành răng Bánh dẫn b 1 =¿b 2 +6= 45 mm Đường kính vành răng Bánh bị dẫn b 2 =a w ψ ba 9 mm
- Với v =2,044 (m/s) < 4(m/s) theo bảng 6.13 tài liệu [I] dùng cấp chính xác 9,
3.4.14 Bề rộng vành răng : chiều rộng vànhrăng b w =ψ ba a w =0,3.1309(mm) Theo công thức 6.41 tài liệu [I]:
Với δH= 0,002: hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp (bảng 6.15 [1]); g 0s: hệ số kể đến Đồ Án Chi Tiết Máy Hướng Dẫn : Ths Lê Quang Vinh ảnh hưởng của sai lệch bước răng bánh 1 và 2 (bảng 6.16 [1]).
2.55822.1,095 1,13=1,26 Vậy KH=KHβ KH∝ KHV= 1,095.1,13.1,026= 1.2695
3.5 Kiểm Nghiệm Răng Về Độ Bền Uốn Điều kiện bền uồn
- bw: Bề rộng vành răng là 39 mm
- Yε = 1/1,669 :Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
3.6 Xác định số răng tương đương
z v 2 = z 2 cos 3 β = 100 cos 14,53 3 0,24 Theo bảng 6.7 [1] , K Fβ =¿ 1,205; theo bảng 6,14 [1] với v= 2,044 ( m/s) < 2,5 (m/s) và cấp chính xác 9 , K Ha =1,37,theo công thức 6.47[1] hệ số Đồ Án Chi Tiết Máy Hướng Dẫn : Ths Lê Quang Vinh
Trong đó δ F =¿0,006 theo bảng 6,15 [1] g o stheo bảng 6.16 {1] ,do đó theo công thức 6,46 [1] ta có
- Hệ số dạng răng Y F theo bảng6,18[ 1 ] với hệ số dịch chỉnh x=0
- Đối với bánh bị dẫn Y F2 =3,6
Với m n =2mm , Y s =1,08−0,0695 ln(2)=1,0318 hệ số kích thước khi tôi bề mặt và thấm nito :Y R =1 ( bánh răng phay ); (K xF =1¿ do đó theo 6,2 và 6,2a [1] ta có
3.6.1 Độ bền uốn tại chân răng
3,8,2Vậy bộ truyền thỏa mãn độ bền uốn
3.7 Kiểm Nghiệm Răng Về Quá Tải
3.7.1 Hệ số quá tải với
Theo 6,48 [1] ,ta có ứng suất 琀椀ếp quá tải
ơ HLmax =ơ H √ K qt = 459 √ 2 = 649 MPa