Thiết kế hộp giảm tốc đai dẹt trụ nghiêng

Phần IX: THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC VÀ CÁC CHI TIẾT MÁY KHÁC 1.1 Thiết kế vỏ hộp giảm tốc Theo bảng 18.1 tr 85 Tài liệu 2, ta chọn các kích thước của các phần tử cấu tạo nên hộp giảm tốc đúc như sau: 1 Chiều dày thân hộp: Với =0,03.aw +3=0,03.140 +3=6 chọn  = 6(mm) 2 Chiều dày nắp bích: 1 = 0,9 .  = 0,9 .6 = 5,4 (mm), chọn 1 = 5(mm) 3 Gân tăng cứng: Chiều dày e =( 0,8…1) .  = ( 4,8… 6) (mm) ,chọn e = 6 (mm) Chiều cao h < 58 (mm) Độ dốc: 20 4Đường kính bu lông: Bu lông nền : d1 > 12 (mm) , chọn d1 = 13(mm) Bu lông cạnh ổ : d2 = (0,7…0,8) .d1 = (9,8…11,2) (mm) ,chọn d2 = 10 (mm) Bu lông ghép bích và thân : d3 =(0,8…0,9) . d2 = (8…9) (mm) ,chọn d3 = 9 (mm) Bu lông ghép nắp ổ: d4 = (0,6…0,7) .d2 = (6…7) (mm) ,chọn d4 =7 (mm) Bu lông ghép nắp cửa thăm: d5 =(0,5…0,6) . d2 =(5…6) (mm) ,chọn d5 = 6 (mm) 5 Mặt bích ghép nắp và thân Chiều dày bích thân hộp S3 = (1,4…1,8) . d3 =(12,6…16,2) (mm) ,chọn S3=16mm) chiều dày bích nắp hộp S4 = (0,9…1) . S3 =(14,4…16) (mm) chọn S4=16(mm) Bề rộng bích nắp và thân k3 = k2 (3…5) = 34 (3…5) =(29…31) (mm) ,chọn k3=31(mm)

PHẦN I : CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

1.Công suất yêu cầu xác định theo công thức : Pyc = 

42 , 0 8750 1000

Với : v = 0,42 m/s – vận tốc băng tải

F = 8750 N – lực kéo băng tải

77 , 0 ) 8

6 , 2 (

t

t T

2 Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ điện

Chọn sơ bộ tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống là ut Theo bảng 2.4 TTTKHDĐCK

Chọn động cơ phải thỏa mãn các điều kiện : Pyc  Pct , ndb  nsb

Đồng thời có momen mở máy thỏa mãn điều kiện :

Tmm/T  Tk/Tdn

Từ kết quả tính toán : Pyc = 3,14 kW

nsb = 675,68 vg/phTheo bảng phụ lục P1.3TTTKHDĐCK ta chọn động cơ

Kiểu động cơ

Công suất kW

Vận tốc quay(v/p) cos % Tmm/Tdh Tk/Tdn

4A132S8Y3 4 720 0,7 83 2,2 1,8

Kiểm tra điều kiện mở máy :

Tmm/T1 = 1,4T1/T1 = 1,4 < Tk/Tdn = 1,8

Vậy động cơ 4A132S8Y3 đã chọn đáp ứng được các yêu cầu đề ra.

4 Phân phối tỉ số truyền

- Tỷ số truyền của hệ thống dẫn động :

ut =

lv

dc n

n

= 42720,23= 17,04 trong đó : Trong đó: ndc – số vòng quay của động cơ đã chọn (vòng /phút )

nlv –là số vòng quay của trục máy công tác (vòng /phút)

- Phân phối tỷ số truyền:

ut = un.uh

Với : un – tỉ số truyền của bộ truyền ngoài

uh – tỉ số truyền của hộp giảm tốc

Vì đường kình bánh đai trong bộ truyền đai được tiêu chuẩn hóa ,do đó để tránh

cho sai lệch về tỷ số truyền không quá một giá trị cho phép ( 4  %) ta nên chọn tỷ sốtruyền theo tiêu chuẩn ud =un = 4

 Tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng : uh = ut/un = 16,95/4 = 4,26

Gồm các trục:

Trục động cơ Trục bánh răng nhỏ: trục ITrục bánh răng lớn : trục IITrục công tác

1 Công suất trên các trục

Công suất trên trục công tác : Pct = 3,675 kW

Công suất trên trục II : P2 =

ol k ct P



 = 0,993,.6750,995.= 3,73 kWCông suất trên trục I : P1 =

ol br

Pdc =

ol d

n

=7204 = 180 vg/phTốc độ quay trên trục II : n2 =

h u

= 4180,26 = 42,25 vg/phTốc độ quay của trục công tác : nct = n2 = 42,25 vg/ph

3 Mô men xoắn trên các trục

Ta có công thức tính mô men xoắn: Ti = 9,55.106 i

i n P

Mô men trục động cơ : Tđc =9,55.106 dc

dc n

= 843112,42 N.mm

Mô men trục công tác : Tct = 9,55.106 ct

ct n

P

= 9,55.106 42 , 25

675 , 3

PHẦN II : THIẾT KẾ TÍNH TOÁN CHI TIẾT MÁY

Trong đó : mô men xoắn trên trục động cơ Tdc = 53055,56N.mm

d1 = (5,2 6,4)3 53055 , 56 = 195,4 240,5 mm

Chọn d1 theo tiêu chuẩn : d1 = 200 mm

- Kiểm nghiệm vận tốc đai theo điều kiện : 60000.d1.n dc

v  (2530) m/s



60000

720 200

d2  1.( 1   ). = 200.(1 – 0,01).4 = 729 mmVới  =0,01 - hệ số trượt của đai vải cao su

 Chọn d2 theo tiêu chuẩn : d2 = 800 mm

u

u 

04 , 4 4 04 ,

4 

= 1% < 4 %

 Bộ tuyền đảm bảo

3. Khoảng cách trục và chiều dài đai

- Khoảng cách trục được xác định theo công thức :

a (1,5 2)(d1 + d2) = ( 1,5 2)(200+800) =1500 2000 chọn a = 1800

- Từ khoảng cách a đã chọn ta có chiều dài đai :

L = 2a +  (d1 + d2)/2 + (d2- d1)2/4a

L = 2.1800 +  (200 +800)/2 + (800-200)2/4aL= 5220,79 mm

Tăng thêm 100400 tùy theo cách nối đai , tăng thêm 379,21  L = 5600

- Xác định lại khoảng cách trục theo L :

a = (+  2  8 2 )/4 = (4029,2 + 4029 , 2 2  8 300 2 )/4 = 1992trong đó :  = L – (d1+d2)/2 = 5600 –  (200+800)/2 = 4029,2

 = ( d2 – d1)/2 = (800 – 200)/2 = 300

Do đó a = 1992

4

- Góc ôm  1 trên bánh đai nhỏ được tính theo công thức :

1

 = 1800 – (d2 – d1).570/a = 1800 – ( 800 – 200).570/1992 = 162,830

Thỏa mãn điều kiện 1  [ 1]

4. Xác định tiết diện đai

- Diện tích tiết diện đai dẹt được xác định từ chỉ tiêu về khả năng kéo của đai

1

d



  =20040 = 5mm

Theo bảng 4.1_TTTKHDĐCK ta chọn  = 5 với đai không có lớp lót z = 4

- Ứng suất có ích cho phép xác định bằng thực nghiệm : [  ] 0 k1  k2  /d1

- Bộ truyền nằm nghiêng một góc 400  Ứng suất căng ban đầu [  ] 0= 1,8 MPa

- Theo bảng 4.9_TTTKHTDĐCK ta chọn : k1 = 2,5; k2 = 10

25 , 2 200 / 5 10 5 , 2 ]

] [ ] [ F  F 0C C v C0  = 2,115 MPa

- Theo bảng 4.7_TTTKHTDĐCK ta có :Hệ số tải trọng động kđ = 1,25

 b = Ft.Kđ/([ F]  ) = 530,57.1,25/(2,115.5) = 62,73 mm

 theo tiêu chuẩn chọn b= 63 mm

- Tiết diện đai : A = b. = 63.5 = 315 mm2

- Chiều rộng bánh đai B = 71

5. Tính lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục

- Lực căng ban đầu : F0 = 0.b  = 1,8.63.5 = 567 ( N )

- Lực tác dụng lên trục: Fr = 2.F0.sin( 1/2) = 2 567.sin(81,40) = 1121,24 (N)

 Ta có bảng kết quả tính toán

Thụng số Kớ hiệu Đai dẹt

PHẦN III : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY

1.tính toán bộ truyền bánh răng trụ nghiêng.

do không có yêu cầu gì đặc biệt ta chon vật liệu cho hai bánh răng nh nhau

o F F

S

K

lim

KFL=m F

FE

FO N N

với mH = mF =6 (bậc của đờng cong mỏi)

Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở:

i

T

T c

T

T c

3 1

1  HF  60 2 350 , 73 ( 4812 , 5 0 , 6667  5500 0 , 44 )  79 , 74 10

N

6 3

3 2

 [H]1 = 554 , 5

1 , 1

1 610

 MPa; [H]2 = 481 , 8

1 , 1

1 530

1 486

1 lim

F FL

o F F

1 414

2 lim

F FL

o F F

S

K



ứng suất quá tải cho phép ,theo (6.10) và (6.11) ,ta có

Hmax =2,8 chay2=2,8.450=1260 (MPa)

F1max =0,8 chay1 = 0,8.580=464 (Mpa)

F2max =0,8 chay2 = 0,8.450=360 (Mpa)

.

ba br H

H

u

K T







Với: T1: Mômen xoắn trên trục bánh chủ động, T1 = 136689,2N.mm

Ka : hệ số phụ thuộc vào loại răng ;

Hệ số ba = bw/aw;

T1 =178991,69N.mm

Ka=43(răng nghiêng)

 1 0 , 5 0 , 3 5 1 0 , 9

5 , 0 3

02 , 1 2 , 136689

* Tính số răng của bánh răng: chọn sơ bộ  = 10  cos = 0,9848 ;

Số răng Z1 =

) 1 (

cos 2



u m

) 1 5 (

2

984 , 0 125 2

Tû sè truyÒn thùc tÕ: ut=

20

100

= 5 TÝnh chÝnh x¸c gãc nghiªng  :

125 2

) 100 20 (

2

Z m

  = 1615’

- §êng kÝnh chia : d1 = cos. 1 02,.9620 41,7



Z m

mm Chọn d1=42mm

d2 = 208 , 3

95 , 0

100 2 cos

mm

1.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

Áp dụng công thức Hezt ta xác định được ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên răng phải thỏa mãn điều kiện

H =

brt w w

br H H

M

u b d

u K T Z

Z Z

)1.(

2

1 2

96 , 0 2 2

sin

cos 2

- bw : Chiều rộng vành răng.

bw = 0,3.aw = 0,3.125= 37,5(mm )

 = [1,88 – 3,2 (1/Z1 +1/Z2 )].cos = [1,88 – 3,2 (1/20+1/100)].0,95 = 1,70 v=π.dw1.n1/60000

v=3,14.42.350,20/60000= 0,77 m/s

Do vận tốc bánh dẫn: v = 0,77 m/s < 2 m/s tra Bảng 6.13 (Trang 106- tài liệu [1]) tađược cấp chính xác động học là 9 tra Bảng 6.14 (Trang 107- tài liệu [1]) ta xác địnhđược : KH = 1,13

.

00 , 1 13 , 1 03 , 1 69 , 178991

2

46 41 81 , 0 1

2

1

1

1

u a v g

K K T d b K

o H H

H H Hv

Bảng 6.15 (Trang 107-tài liệu[1]  H = 0,002

Bảng 6.16 (Trang 107- tài liệu[1])  go = 73

Bảng 6.7 (Trang 98- tài liệu[1])  KH = 1,01

 KH = KH.KHV KH =1,03.1,13.1,025= 1,193

5 5 , 37 230

) 1 5 (

193 , 1 2 , 168689

2 94 , 0 68 , 1

Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép : [H] = [H] ZRZVKxH

Với v =0,77 m/s  ZV = 1 (vì v < 5m/s ), Với cấp chính xác động học là 9, chọn mức chính xác tiếp xúc là 9 Khi đó cần gia công đạt độ nhám là Ra =1,250,63

m Do đó ZR = 1 với da< 700mm  KxH = 1

 [H] = 517,75.1.1.1=517,75 MPa

Nhận thấy rằng H < [H] do đó bánh răng nghiêng ta tính toán đã đáp ứng điều kiện bền do tiếp xúc

1.5- Kiểm nghiệm độ bền uốn.

Để bảo đảm bánh răng trong quá trình làm việc không bị gãy răng thì ứng suất uốn tác dụng lên bánh răng F phải nhỏ hơn giá trị ứng suất uấn cho phép [F] hay:Điều kiện bền uốn cho răng:

F1 =

1

1 1

.

2

w nw

F F

d m b

Y Y Y K

 [F1] 10



 [F2] Trong đó: T1- Mô men xoắn trên bánh chủ động, T1=167689,2 Nmm;

mnw- Mô đun pháp trung bình, với bánh răng trụ răng nghiêng

1 cos

z

(3.59)

zvn2 =

 3

2 cos

z

(3.60)

 zvn1 = cos3(2016,150) = 22,6

 zvn2 = cos3(10016,150) = 112,8

 Lấy zv1=25 ,zv2=125 Nội suy ta có kết quả

 YF1, YF2 - Hệ số dạng răng của bánh răng 1 và 2, Theo bảng 6 18 - tr 109 - Tài liệu [1], ta có: YF1 = 3,90 ; YF2 = 3,60;

KFv - Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, tính theocông thức(tương tự khi tính về tiếp xúc):

KFv = 1 +



 F F

m F

K K T

d b v

2

1

F Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp, theo bảng 6 15 tr 107 tài liệu [1], ta chọn F = 0,006;

g0 - Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng, theo bảng 6 16 - tr

107 - tài liệu [1], với câp chính xác 9, do mô đun bánh răng ứng với đến 3mm, ta chọn g0 = 73;

42  = 2,63 Thay các kết quả trên vào công thức (3.44), ta tính được:

Như vậy điều kiện bền mỏi uốn được đảm bảo

1.6 KiÓm nghiÖm r¨ng vÒ qu¸ t¶i

øng suÊt qu¸ t¶i cho phÐp :

[H]max = 2,8 ch2 = 2,8 450 = 1260 MPa;

12

v× F1max < [F1]max ,F2max < [F2]max nªn r¨ng tho¶ m·n

KÕt luËn: víi vËt liÖu trªn th× bé truyÒn cÊp chËm tho¶ m·n c¸c yªu cÇu kÜ thuËt.

1.7 Thông số cơ bản của bộ truyền

Thông số lực ăn khớp của bộ truyền bánh răng nghiêng:

-Lực tác dung lên bánh răng nghiêng nhỏ

+Lực vòng: Ft1=

1

1

2

w d

T

= 2.13668942 ,2 =6509 N + Lực hướng chiều trục Fz1:

Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45cób= 600 MPa.

ứng suất xoắn cho phép [] = 12 20 Mpa

2 Xác định sơ bộ đờng kính trục

Đường kớnh sơ bộ trục I

14

2 , 136689 2

6 , 656179 2

d sb

20 2 , 0

6 , 656179 2

II

=55mm d

III

=55mmTheo bảng 10.2 trang 189 tài liệu [1]

II

=55mm :b

02

=29(mm) d

Trong đó: dk là đường kính của trục đĩa xích hoặc bánh đai;

Chiều dài moay ơ bánh đai bị dẫn: lm11 =(1,2…1,5) 35 = (42… 52,5) mm; lấy: lm11 = 42 (mm);

- Chiều dài moay ơ bánh răng trụ răng nghiêng xác định theo công thức:

lmki = (1,2…1,5)dk (IV -3)

Trong đó dk là đường kính của trục bánh răng trụ răng nghiêng

 Chiều dài moay ơ bánh răng trụ răng nghiêng nhỏ:

lm12 = (1,2…1,4) 35 = (42…49) mm; lấy lm12 = 45 (mm);

Chiều dài moay ơ bánh răng trụ răng nghiêng lớn:

-Sử dụng các kí hiệu như sau

K: số thứ tự của trục trong hộp giảm tốc

i:số thứ tự của tiết diện trục ,trên đó lắp các chi tiết có tham gia truyền tải trọng

lki :khoảng cách từ gối đỡ O đến tiết diện thứ I trên trục k

lmki:chiều dài mayơ của chi tiết quay thứ I trên trục k

lcki: khoảng congxon trên trục thứ k tính từ chi tiết thứ i ở ngoàI hộp giảm tốc đếngối đỡ

Đối với trục của hộp giảm tốc làm việc trong điều kiện chịu tải trọng trung bình thì ta chọn vật liệu làm trục là thép C45 thường hoá có cơ tính như sau

b= 600 Mpa; ch= 340 Mpa; Với độ cứng là 200 HB

ứng suất xoắn cho phép [] = 12  30 Mpa tuỳ thuộc vào vị trí đặt lực ta đang xét

Sơ đồ sơ bộ bộ truyền trong hộp giảm tốc (Hình 1)

Hình 6.1 Khoảng cách giữa các gối đỡ

3 Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục

3.1:trục 1

18

2

- Lực của bánh đai tác dụng lên trục:

do đường nối tâm của bộ truyền đai làm với phương ngang 1 góc  = 25o do đó lực

FR từ bánh đai tác dụng lên trục được phân tích thành hai lực:

My(D) = Fy12.(l11+l12)+Fy10.l11-Fr1.(l11-l13)-Fa1.dw1/2= 0

Fy10 =

11

12 11 12 13

11 1

1

2

l

l l F l l F

42

= 740 (N);( chiều với hình vẽ) F(y) = Fy12+Fy10-Fr1+Fy11= 0

 Fy11 = 2400 - 740 - 519= 1141 (N) (đúng với chiều trên hình vẽ)

l

l F l

F t  x

96

66 899 48 6485

Đường kính tại các mặt cắt trên trục được xác định theo công thức:

20

d = 3

] [

1 ,

0 

td M

(V -5)Trong đó: Mtd - Mô men tương đương trên các mặt cắt, được tính theo công thức sau:

+ Xét mặt cắt trục tại điểm B - điểm có lắp vòng bi với lỗ của hộp giảm tốc:

- Mô men uốn MB

136395

= 27,9(mm) ta chon dB=35mm

+ Xét mặt cắt trục tại điểm C - điểm có lắp bánh răng nghiêng 1:

- Mô men uốn bên trái MC

x : MC

x=-Fx12.(l12+l13)-Fx10.l13 =-899.114+1726.48=-19638 N

- Mô men uốn bên phải MC

x: MC

x=-Fx11.(l11-l13) =-3860 (96-48) =-185280 N

Mô men uốn bên phải MC

y : MC y

p= -Fy11.(l11-l13) =-1141.(96-48) =-54768(Nmm);

MC

yt = -Fy12.(l12+l13) -Fy10.l13 = -[899.(66+48)+ 740.48]= -138000(Nmm);

- Mô men xoắn MC

- Kích thước của trục tại mặt cắt D: dD = 0(mm)

- Như vậy để tăng khả năng công nghệ trong quá trình chế tạo trục, và đồng bộ khi chọn ổ lăn, ta chọn kích thước của ngụng trục tại B và Dlà như nhau:

dB = dD = 35(mm)

22

Ta chọn dD = 35 (mm).

z y

l

l l F l

[] = 63 MPa

Đường kính tại các mặt cắt trên trục được xác định theo công thức (IV -8):

d = 3

] [

1 ,

0 

td M

(V -7)Trong đó: Mtd - Mô men tương đương trên các mặt cắt, được tính theo công thức sau:

Mtd = M x2 M2y  0 , 75 M z2 (V -8)

 Xét các mặt cắt trên trục II:

+ Xét mặt cắt trục tại điểm K - điểm có lắp ổ lăn với vỏ của hộp giảm tốc;

- Mô men uốn MK

x = MK

y = 0

- Mô men xoắn MK

z = 0 + Xét mặt cắt trục tại điểm P - điểm có bố trí rãnh then lắp bánh răng nghiêng lớn:

- Mô men uốn MP

x = -F x20 l23 = -4176,17.48 = -200456,06 (Nmm);

- Mô men uốn MxQ = -Fkn l22 = -497,53.55 = -27364,15 (Nmm);

- Mô men uốn MP

Xét thấy mô men ở mặt cắt phía bên phải của điểm P có giá trị lớn hơn mô men

ở mặt cắt phía bên trái của điểm P, nên ta tính mô men tương đương của mặt cắttrục tại điểm P theo:

MP

td = - 200456 , 06 ) 2  (  69369 , 12 ) 2  0 , 75 ( 894958 , 75 ) 2 = 803559,63(Nmm);

- Kích thước của trục tại mặt cắt P: dP == 3

63 1 , 0

+ Xét mặt cắt trục tại điểm Q - điểm có lắp vòng bi với lỗ của hộp giảm tốc:

- Mô men uốn MQ

92 , 775539

01 , 775057

Hình 6.7 Sơ đồ kết cấu trục II

4-Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi.

- Khi xác định đường kính trục theo công thức (V -7), ta chưa xét tới các ảnh hưởng về độ bền mỏi của trục như đặc tính thay đổi của chu trình ứng suất, sự

28

tập trung ứng suất, yếu tố kích thước, chất lượng bề mặt… Vì vậy sau khi xác định được đường kính trục cần tiến hành kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi có kểđến các yếu tố vừa nêu.

- Kết cấu của trục vừa thiết kế đảm bảo được độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại cáctiết diện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện sau đây:

sj = 2 2

.

j j

j j

s s

s s

[s] - hệ số an toàn cho phép, [ s] =(1,5….2,5); lấy [s]=2

sj , sj - hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét riêngứng suất tiếp tại mặt cắt j



1

(V -10)

s j=

mj aj

M

(V -12)

- a, a, m là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và tiếp tại mặt cắt mà

ta đang xét Khi trục quay một chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động, do vậy:

T

.

2 (V -13)Với Wj , Woj - mô men cản uốn và mô men cản xoắn tại mặt cắt đang xét

Ta kiểm nghiệm cho mặt cắt tại điểm có lắp ổ lăn trên trục I - vị trí điểm B

Từ công thức (IV -12), với:

Kx = 1,06 , với b = 600 MPa, tiện đạt Ra 2,5…0,63;

Ky - hệ số tăng bền bề mặt trục, tra bảng 10 9 - tr 197 - Tài liệu [1], ta chọn với phương pháp gia công tăng bền bề mặt bằng tôi bằng dòng điện tần số cao, ta có:

Ky = 1,6

 ,  - hệ số kể đến ảnh hưởng kích thước mặt cắt trục, đối với trục làm bằng vật liệu thép các bon có đường kính d = 35 (mm), theo bảng 10 10 - tr 198 - Tài liệu [1], ta có:  = 0,9 ,  = 0,85;

K , K - trị số của hệ số tập trung ứng suất thực tế trên bề mặt trục, đối với trục

có rãnh then và gia công bằng dao phay ngón Theo bảng 10 12 - tr 199 - Tài liệu [1], ta có: K = 1,76 ; K = 1,54;

Thay các giá trị trên vào (IV -14) và (IV -15), ta được:

16

35 14 ,