THIẾT KẾ HGT PHÂN ĐÔI CẤP CHẬM BỘ TRUYỀN XÍCH

ĐỒ ÁN CƠ KHÍ THIẾT KÊ HỘP GIẢM TỐC PHÂN ĐÔI CẤP CHẬM BẰNG BỘ TRUYỀN XÍCH GỒM FIE CAD + WORD THỰC HIỆN TẠI TRƯỜNG ĐH CÔNG NGHIỆP THỰC PHẨM TP.HCM BÀI THAM KHẢO CHO CÁC BẠN SINH VIÊN CƠ KHÍ

MỤC LỤC

Số liệu thiết kế:

- Công suất trên trục công tác : P = 19,5kW

- Số vòng quay trên trục công tác : n =113 (vòng/phút)

- Thời gian phục vụ : L =16000 giờ

+ Pct : Công suất cần thiết trên trục động cơ

+ ηch : Hiệu suất chung cho cả hệ thống

+ Hiệu suất của cặp bánh răng : ηbr = 0,97

+ Hiệu suất của cặp ổ lăn : ηol = 0,99

+ Hiệu suất của bộ truyền xích : ηx = 0,93

+ Hiệu suất của khớp nối trục : ηkn = 0,99

1.3 Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ điện

- Theo công thức 2.18 trang 21 [1] :

nsb = nlv .ut

Trong đó :

+ nsb : số vòng quay đồng bộ của động cơ

+ nlv : số vòng quay của trục công tác

- Theo bảng 1.3 trang 236 [2] ta chọn động cơ 4A160M2Y3

- Các thông số kỹ thuật của động cơ như sau :

1.5 Phân phối tỉ số truyền cho các bộ truyền

Theo công thức 3.8 trang 87 [1]

uch =

Trong đó :

+ nđc : số vòng quay của động cơ

+ n : số vòng quay trên trục công tác

uch = = 25.9

Mà uch = uh ux

1.6 Xác định số vòng quay, momen, công suất của trục

- Tính toán công suất các trục theo công thức trang 49 [1], ta có :

+ Số vòng quay của trục 3 : n3 = = = 209,15 ( vòng/phút )

- Momen xoắn trên các trục : momen xoắn được xác định theo công thức

Ti+ Trục 1 : T1 = 9,55.106 = = 75422,18 Nmm

Số vòng quay đĩa xích nhỏ n3 = 209,15 ( vòng/phút )

Vì tải trọng trung bình, vận tốc thấp ( dưới 15 m/s ) nên dùng xích con lăn

2.2 Xác định các thông số của bước xích và bộ truyền

Bảng 5.4 trang 80 [1], với ux = 2, chọn số đĩa xích nhỏ z1 = 27 , do đó số răng đĩa xích lớn

z2 = z1 .ux = 27 2 = 54 < zmax = 120 Công suất tính toán :

kn = = = 0,95Chọn bộ truyền xích 3 dãy , với kd = 2,5 , suy ra công suất tính toán sẽ là :

Pd = = = 8,584 ( kW )Theo bảng 5.5 , trang 81, [1] với n01 = 200 ( vòng/ phút ) và pd vừa tính ta có bước xích

pc = 25,4 mm thỏa mãn điều kiện bền mòn

Pd < [ P ] = 11 ( kW )Khoảng cách trục a = 30p = 30 25,4 = 762 mm

kđ = 1,2 : ứng với tải trọng làm việc va đập nhẹ

Vậy bộ truyền xích đảm bảo đủ bền

Trong đó kf = 4 khi bộ truyền nằm ngang nghiêng 1 góc < 400

Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra

Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng.

Các thông số đầu vào: P1 = 23,14 kW

3.2.1.2 Tính NHO, NFO

Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc NHO (CT 6.5, trang 93, [1]):

Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn NFO (trang 93, [1]):

Suy ra NHE1 > NHO1; NHE2 > NHO2 do đó KHL1 = 1; KHL2 = 1

NFE1 > NFO1; NFE2 > NFO2 do đó KFL1 = 1; KFL2 = 1

3.2.1.4 Ứng suất cho phép

Như vậy theo 6.1a (trang 93, [1]), sơ bộ xác định được:

Với cấp nhanh dùng răng thẳng và NHE > NHO, KHL = 1, do đó:

Theo 6.2a (trang 93, [1]), với bộ truyền quay 1 chiều, hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải

98, [1])

3.2.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Theo công thức 6.33 (trang 105, [1]), ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của

bộ truyền phải thỏa mãn điều kiện sau:

Trong đó:

- bw là chiều rộng vành răng: bw = Ψba aw1= 0,4.160 = 64 (mm)

- ZM: Hệ số xét đến cơ tính vật liệu của bánh rang ăn khớp Theo bảng 6.5 (trang 96,[1]) chọn ZM = 274 MPa1/3

- ZH: Hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc Theo 6.34 (trang 105, [1]):

Ở đây có: αtw là góc ăn khớp, βb là góc nghiêng răng trên mặt trụ cơ sở Với α = 20o

và αtw = αt = arctg(tgα/cosβ) = arctg(tg20/cos0) = 20o (bảng 6.11, trang 104, [1]) Theo6.35 (trang 105, [1]): tgβb = cosαt.tgβ = cos20.tg0 = 0 → βb = 0o

- Đường kính vòng lăn bánh nhỏ :

- KHβ = 1,2: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng

- KHα = 1,09: hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng do các đôi răng cùng ănkhớp (bảng 6.14, trang 107, [1])

Với vận tốc vòng v, tính theo công thức:

v = πdw1n1/60000 = π.57,5.2930/60000 = 8,82 (m/s)

Theo bảng 6.13 (trang 106, [1]) có v = 8,82 m/s ta chọn cấp chính xác 7

- KHv: hệ số kể đến tải trọng động tác dụng lên vùng ăn khớp

Theo công thức 6.41 (trang 107, [1]):

T1= 75422,18 (Nmm) là momen xoắn trên trục 1

δH: hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp (bảng 6.15, trang107, [1]).Chọn δH = 0,004

3.2.6 Xác định chính xác ứng xuất tiếp xúc cho phép

Theo công thức 6.1 (trang 91, [1]), ứng suất tiếp xúc cho phép:

- ZV: hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng

Do HB 350 nên ZV = 0,85 = 0,85 = 1,05

- ZR: hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc

Với cấp chính xác động học là 78, khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra = 1,25 0,63

μm, do đó ZR = 1

- KxH: hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng Với da < 700mm nên KxH =1

Vậy theo công thức 6.1 và 6.1a (trang 91 và 93, [1]), ta có:

Ta thấy σH = 486,08 (MPa) < [σH] = 505,911 (MPa) do vậy bánh răng đủ bền theo độ bền tiếp xúc

3.2.7 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Theo công thức 6.43 và 6.44 (trang 108, [1]):

- Yε = = 0,58 là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

- Yβ = 1 = 1 = 1 là hệ số kể đến độ nghiêng của răng

- YF1, YF2 là hệ số dạng răng của bánh 1 và 2 phụ thuộc vào số răng tương đương

Tra bảng 6.18 (trang 109, [1]) với hệ số dịch chỉnh x1 = 0,5, x2 = 0,5 , ta có: YF1 =3,39 ; YF2 = 3,52

- KF là hệ số tải trọng khi tính về uốn: KF = KFβ.KFα.KFv

KFβ là hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính

về uốn Tra bảng 6.7 (trang 98, [1]) chọn KFβ =1,32

KFα là hệ số xét đến sự phân bố không dều tải trọng cho các đôi răng đồng thời khitính về uốn Theo bảng 6.14 (trang 107, [1]), với cấp chính xác về mức làm việc êm là 7

- Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn: KxF = 1

do da < 400 mm

Nhận thấy rằng

Do vậy bánh răng đảm bảo điều kiện bền về uốn

3.2.8 Kiểm nghiệm về quá tải

- Ứng suất tiếp cực đại:

Theo công thức 6.48 (trang 110, [1]):

Kqt là hệ số quá tải: Kqt = = 2,2

- Ứng suất uốn cực đại:

Theo công thức 6.49 (trang 110, [1]):

9 Góc nghiêng răng β (độ) cosβ = m.(z1+z2)/(2.aw1) 0

10 Góc nghiêng răng trênhình trụ cơ sở βb (độ) tgβb = cosαt..tgβ 0

Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng.

Các thông số đầu vào: P2 = 22 kW

Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc NHO (CT 6.5, trang 93, [1]):

Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn NFO (trang 93, [1]):

3.3.1.3 Tính NHE, NFE, KHL, KFL

Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương NHE, NFE ( CT 6.7 và 6.8, trang 93, [1]):

- Bánh nhỏ:

- Bánh lớn:

Với c là số lần ăn khớp của răng trong mỗi vòng quay của bánh răng, vì có hai bánhrăng ăn khớp nên c = 1; mF = 6 là bậc của đường cong mỏi khi thử về uốn khi độ rắn mặtrăng HB ≤ 350

Suy ra NHE1 > NHO1; NHE2 > NHO2 do đó KHL1 = 1; KHL2 = 1

NFE1 > NFO1; NFE2 > NFO2 do đó KFL1 = 1; KFL2 = 1

3.3.1.4 Ứng suất cho phép

Như vậy theo 6.1a (trang 93, [1]), sơ bộ xác định được:

Với cấp chậm sử dụng răng nghiêng, do đó theo 6.12 (trang 95, [1]):

Theo 6.2a (trang 93, [1]), với bộ truyền quay 1 chiều, hệ số xét đến ảnh hưởng đặttải KFC = 1, ta có:

3.3.1.5 Ứng suất cho phép khi quá tải

Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải (CT 6.13, trang 95, [1]):

Ứng suất uốn cho phép khi quá tải (CT 6.14, trang 96, [1]):

3.3.4 Xác định số răng, hệ số dịch chỉnh

- Theo công thức 6.19 và 6.20 (trang 99, [1]) ta có:

+ Số răng bánh nhỏ:

Chọn z1 = 39 răng

- Theo bảng 6.9 (trang 100, [1]) truyền động bánh răng nghiêng với z1=39 >

zmin=17+2 Vậy hệ số dịch chỉnh bánh nhỏ x1 = 0, bánh lớn x2 = 0

3.3.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Theo công thức 6.33 (trang 105, [1]), ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộtruyền phải thỏa mãn điều kiện sau:

Trong đó:

- bw là chiều rộng vành răng: bw = Ψba aw2 = 0,5.200 = 100 (mm)

- ZM: Hệ số xét đến cơ tính vật liệu của bánh rang ăn khớp Theo bảng 6.5 (trang 96,[1]) chọn ZM = 274 MPa1/3

- ZH: Hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc Theo 6.34 (trang 105, [1]):

Ở đây có: αtw là góc ăn khớp, βb là góc nghiêng răng trên mặt trụ cơ sở Với α = 20o

và αtw = αt = arctg(tgα/cosβ) = arctg(tg20/cos8,11) = 20,19o (bảng 6.11, trang 104, [1]).Theo 6.35 (trang 105, [1]): tgβb = cosαt.tgβ = cos20,19.tg8,11 = 0,13 ⇒ βb = 7,62o

Vậy ZH = = 1,75

- Zε: Hệ số xét đến sự trùng khớp của hai bánh răng, với bánh răng thẳng, Zε xác địnhnhư sau:

Với εα là hệ số trùng khớp ngang, tính gần đúng theo công thức 6.38b (trang 105, [1]):

- Đường kính vòng lăn bánh nhỏ (không dịch chỉnh):

- KHβ = 1,15: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng

- KHα = 1,16: hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng do các đôi răng cùng ănkhớp (bảng 6.14, trang 107, [1])

Với vận tốc vòng v, tính theo công thức:

v = πdw1n2/60000 = π.98,48.652,56/60000 = 3,36 (m/s)

Theo bảng 6.13 (trang 106, [1]) có v = 3,36 m/s ta chọn cấp chính xác 9

- KHv: hệ số kể đến tải trọng động tác dụng lên vùng ăn khớp

Theo công thức 6.41 (trang 107, [1]):

T2 = 321962,73 (Nmm) là momen xoắn trên trục 1

δH: hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp (bảng 6.15, trang107, [1]).Chọn δH = 0,002

go: hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng (bảng 6.16, trang107, [1]).Chọn go = 73 với cấp chính xác 9 và và môđun mn =2,5

Do đó νH = 0,002.73.3,36 = 3,92

Suy ra

- KH: hệ số tải trọng khi tính toán tiếp xúc: KH = KHβ.KHα.KHv = 1,15.1,16.1,04 = 1,38Vậy

3.3.6 Xác định chính xác ứng xuất tiếp xúc cho phép

Theo công thức 6.1 (trang 91, [1]), ứng suất tiếp xúc cho phép:

- ZV: hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng

Do HB 350 nên ZV = 0,85 = 0,85 = 0,95

- ZR: hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc

Với cấp chính xác động học là 9, khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra < 1,25…0,63(μm), do đó ZR = 1

- KxH: hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng Với da < 700mm nên KxH = 1

Vậy theo công thức 6.1 và 6.1a (trang 91 và 93, [1]), ta có:

Vì σH = 395,57(MPa) < [σH] = 470,687(MPa) nên bánh răng đủ bền theo độ bền tiếpxúc

3.3.7 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Theo công thức 6.43 và 6.44 (trang 108, [1]):

- Yε = = 0,57 là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

- Yβ = 1 = 1 = 0,94 là hệ số kể đến độ nghiêng của răng

- YF1, YF2 là hệ số dạng răng của bánh 1 và 2 phụ thuộc vào số răng tương đương

Tra bảng 6.18 (trang 109, [1]) với x1 = 0, x2 = 0, ta có: YF1 = 3,70 ; YF2 = 3,60

- KF là hệ số tải trọng khi tính về uốn: KF = KFβ.KFα.KFv

KFβ là hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính

về uốn Tra bảng 6.7 (trang 98, [1]) chọn KFβ =1,32

KFα là hệ số xét đến sự phân bố không dều tải trọng cho các đôi răng đồng thời khitính về uốn Theo bảng 6.14 (trang 107, [1]), với cấp chính xác về mức làm việc êm là 9

ta chọn KFα = 1,4

- Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng, thông thường lấy YR = 1

- Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn: KxF = 1

do da < 400 mm

Nhận thấy rằng

Do vậy bánh răng đảm bảo điều kiện bền về uốn

3.3.8 Kiểm nghiệm về quá tải

- Ứng suất tiếp cực đại:

Theo công thức 6.48 (trang 110, [1]):

Kqt là hệ số quá tải: Kqt = = 2,2

- Ứng suất uốn cực đại:

Theo công thức 6.49 (trang 110, [1]):

Bảng 3.2 Các thông số cơ bản bộ truyền cấp chậm

9 Góc nghiêng răng β cosβ = m.(z1+z2)/(2.aw1) 8,11o

10 Góc nghiêng răng trênhình trụ cơ sở βb tgβb = cosαt..tgβ 7,62o

14 Chiều rộng vành răng bw (mm) bw = Ψba aw2 100

k2- Khoảng cách từ mặt cạnh ổ đến thành trong của hộp;

k3- Khoảng cách từ mặt cạnh chi tiết quay đến nắp ổ;

hn- Chiều cao lắp ổ và đầu bulông

Sơ đồ tính khoảng cách các gối đỡ và điểm đặt lực

4.4 Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục

Bỏ qua ma sát giữa các răng, bỏ qua trọng lượng bản thân và các chi tiết lắp trên trục thì lực tác dụng lên bộ truyền gồm 3 lực:

Ft : Lực vòng ; Fr : Lực hướng tâm ; Fa : Lực dọc trục

*) Lực tác dụng lên bộ truyền cấp nhanh:

Ft1 = Ft2 = = = 2623,4 (N)

Fr1 = Fr2 = = = 971,29 (N)

Lấy mô men đối với điểm O ta có :

∑mX(o) = Fly11 .l11 – Fy13 .l13 = 0

Động cơ điện sinh ra momen chủ động, do đó khớp nối bên phần trục sinh ra mà momen

bị động nhằm chống lại chuyển động cho nên MZ ngược chiều với n1 và

MZ = MZC = = 75422,18 (Nmm)

Y

Z X

4.4.2 Trục II

Có 1 bánh răng thẳng và 2 bánh răng nghiêng

Hình 4: Sơ đồ phân bố lực trên trục IIChọn chiều như trên hình vẽ ta các lực:

Y Z X

Đưa lực về tâm trục sẽ sinh ra momen và lực tương ứng ta có : Mx22 = T1;

Đường kính trục được xác định theo công thức sau :

di => đường kính trục tại 1 số điểm đặt biệt :

Có 2 bánh răng nghiêng

Trên bánh răng nghiêng ta có các lực tác dụng

Trên 2 bánh răng nghiêng :

Khi bộ truyền nằm nhiêng một góc α > 40o ⇒ Kx = 1,05

Gọi lực Fx là lực tác dụng của xích lên trục theo phương x ta có:

Yd

Fy Fx

l32=62,5

l32=202,5

l31=265l33=356,5

lc33=91,5

Y Z X

b Momen uốn trên trục x:

Phương trình cân bằng tại A và D là :

0

XA

∑

=> - 62,5.Fy32 - 202,5.Fy34 + 265.YD + 356,5.FY = 0

( ta thấy YD có giá trị âm lên chiều thực sẽ ngược chiều ta đã chọn )

c Momen xoắn trên trục z:

Mômen xoắn trên bánh răng nghiêng là : Mz32 = Mz34 =

32

T

= 32214,5 (N.mm) Mômen xoắn trên trục 3 là: T3 = 966643,55 (N.mm)

Fy34 Fx34 Fz34

d Momen tổng hợp tại một số điểm và đường kính trục :

Momen tổng hợp tại một số điểm :

Tiết diện trục đi qua ổ lăn chọn tiêu chuẩn : dA=55mm

4.5 Tính kiểm kiệm trục về độ bền mỏi

Kết cấu trục vừa thiết kế phải đảm bảo tại các tiết diện nguy hiểm phải thỏa mãn điều kiện sau :

(1)Với vµ là hệ số an toàn xét riêng ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện j :

(2) ; (3)

a Với thép 45 có = 600 MPa;

= 0,58.600 = 384 MPa Tra bảng 10.7 với

ta có= 0,05 ; = 0

b Các trục hộp giảm tốc quay đều, ứng suất thay đổi theo chu kỳ đối xứng, do đó :

và với

Khi trục quay một chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động do đó :

với Wj và Woj là momen cản uốn và momen cản xoắn tại tiết diện j của trục được xác định theo công thức :

Wj = - (4) ; Woj = (5)

c Xác định hệ số an toàn ở các tiết diện nguy hiểm của trục :

Dựa vào kết cấu trục các hình 2, 3, 4 và biểu đồ momen tương ứng, có thể thấy tiết diệ nguy hiểm cần kiểm tra về độ bền mỏi : trên trục I tại điểm A và C ( hay A1 và C1 ), trêntrục II ta kiểm tra tại B và C ( hay B2 và C2 ), trên trục III ta kiểm tra tại C và D ( hay C3

và D3 ), kích thước then tra bảng 9.2, trị số momen theo công thức (4) và (5)

hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt KX = 1,06.

Không dùng các phương pháp tăng bề mặt, do đó hệ số tăng bền Ky = 1

và - là hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi,tra bảng 10.10 ta có bảng 8 :

4.6 Kiểm nghiệm độ bền của then

Với các tiết diện trục dfng mối ghép then bằng cần tiến hành kiểm nghiệm mói ghép then

Kí hiệu ổlăn

Đườngkính trong

ổ lăn(mm)

Đườngkínhngoài ổlăn (mm)

Khả năngtải độngcho phép(kN)

Khả năngtải tĩnhcho phép

Co (kN)

4.7 Tính kiểm nghiệm khả năng tải của ổ lăn

a Xét khả năng tải động của ổ lăn

Fri - là tải trọng hướng tâm

V- là hệ số kể đến vòng quay, vì vòng trong quay nên V = 1

kt – là hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ, với t < 100oC => kt = 1

kd - là hệ số kể đến tải trọng động, với máy va đập vừa rung động ta lấy kd = 1,4

X – là hệ số tải trọng hướng tâm, vì Fa = 0, ta lấy X = 1

Từ (1) ta có : Qi =1.1.Fri.1.1,4 = 1,4.Fri (2)

Khả ăng tải động tính theo công thức : Cdi = Qi (3)

m- đường cong mỏi khi thử về ổ lăn, m= 3 đối với ổ bi

Li – tuổi thọ tính bằng triệu vòng với :

ta có công thức tính khả năng tải tĩnh : Qoi = Xo.Fri

trong đó X là hệ số tải trọng hướng tâm với Xo = 0,6;