Đồ án môn học chi tiết máy thiết kế hệ thống dẫn động xích tải

Phân phối tỉ số truyền trong hộp giảm tốc .... Xác định công suất, môment và số vòng quay trên các trục .... Xác định các thông số của xích và bộ truyền xích .... Xác định các thông số c

Trang 1

ĐỒ ÁN MÔN HỌC: CHI TIẾT MÁY

Đề số 10:

THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI

Phương án số:05

Sinh viên thực hiện: NGUYỄN MINH TIẾN MSSV:21203515

Ngành đào tạo: CƠ ĐIỆN TỬ

Giáo viên hướng dẫn: THÂN TRỌNG KHÁNH ĐẠT

Ngày hoàn thành: Ngày bảo vệ:

TPHCM 22-05-2015

Trang 2

Nguyễn Minh Tiến: 21203825 1

MỤC LỤC

PHẦN I: GIỚI THIỀU ĐỀ TÀI 3

PHẦN 2: XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI 4

TỶ SỐ TRUYỀN 2.1 Các loại động cơ 4

2.2 Chọn động cơ 4

2.2.1 Xác định công suất động cơ 4

2.2.2 Xác địng sơ bộ số vòng quay động cơ 5

2.2.3 Chọn quy cách động cơ 6

2.3 Phân phối tỉ số truyền 6

2.3.1 Tỉ số truyền chung 6

2.3.2 Phân phối tỉ số truyền trong hộp giảm tốc 6

2.4 Xác định công suất, môment và số vòng quay trên các trục 6

PHẦN 3: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH 8

3.1 Chọn loại xích 8

3.2 Xác định các thông số của xích và bộ truyền xích 8

3.2.1 Chọn số răng đĩa xích 8

3.2.2 Xác định bước xích P 8

3.2.3 Khoảng cách trục và số mắt xích 9

3.3 Kiểm nghiệm xích về độ bền 10

3.4 Xác định các thông số của đĩa xích và lực tác dụng lên trục 11

PHẦN 4: TRUYỀN ĐỘNG BÁNH RĂNG 13

4.1 Chọn vật liệu 13

4.2 Phân phối tỉ số truyền và xác định ứng suất cho phép 13

4.2.1 Phân phối tỉ số truyền 13

4.2.2 Xác định ứng suất cho phép 13

4.3 Tính toán cấp nhanh : bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng 15

4.3.1 Xác định sơ bộ khoảng cách trục 15

4.3.2 Xác định thông số ăn khớp 16

4.3.3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc 17

4.3.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn 19

4.4 Tính toán cấp chậm : Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng 21

Trang 3

4.4.1 Xác bộ sơ bộ khoảng cách trục 21

4.4.2 Xác định thông số ăn khớp 21

4.4.3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc 22

4.4.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn 24

4.5 Điều kiện bôi trơn đối với hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp 26

PHẦN 5: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC 27

5.1 Chọn vật liệu 27

5.2 Tính thiết kế trục 27

5.2.1 Xác định sơ bộ đường kính trục 27

5.2.2 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực 27

5.2.3 Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục 29

5.3 Tính kiểm nghiệm về độ bền mỏi 38

5.4 Tính kiểm nghiệm độ bền của then 43

PHẦN 6: TÍNH TOÁN Ổ LĂN 45

6.1 Chọn ổ lăn 45

6.2 Chọn ổ theo khả năng tải động 45

6.3 Tính toán nối trục vòng đàn hồi 49

PHẦN 7: THIẾT KẾ THÂN MÁY VÀ CÁC CHI TIẾT 51

7.1 Thiết kế vỏ hộp 51

7.1.1 Chọn vật liệu 51

7.1.2 Kết cấu hộp giảm tốc 51

7.2 Một số chi tiết khác 53

7.2.1 Cửa thăm dầu 53

7.2.2 Nút thông hơi 53

7.2.3 Nút tháo dầu 54

7.2.4 Chốt định vị 54

PHẦN 8: CHỌN DẦU BÔI TRƠN VÀ DUNG SAI LẮP GHÉP 55

8.1 Bôi trơn hộp giảm tốc 55

8.1.1 Bôi trơn trong hộp giảm tốc 55

8.1.2 Bôi trơn ngoài hộp 55

8.2 Dung sai lắp ghép 55

TÀI LIỆU THAM KHẢO 59

Trang 4

Hệ thống dẫn động xích tải gồm: 1- Động cơ điện 3 pha không đồng bộ; 2- Nối trục

đàn hồi; 3- Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp phân đôi cấp nhanh; 4- Bộ truyền xích ống con lăn; 5- Xích tải (Quay một chiều, tải va đập nhẹ, 1 ca làm việc 8 giờ)

Trang 5

PHẦN 2:

XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI

TỶ SỐ TRUYỀN CHO HỆ THỐNG 2.1 Các loại động cơ điện

 Động cơ 3 pha không đồng bộ roto ngắn mạch có

 Ưu điểm: kết cấu đơn giản, giá thành tương đối hạ, dễ bảo quản, làm việc tin cậy, có

thể mắc trực tiếp vào lưới điện ba pha không cần biến đổi dòng điện

 Nhược điểm: hiệu suất thấp và hệ số công suất thấp (so với động cơ ba pha đồng bộ),

không điều chỉnh được vận tốc (so với động cơ một chiều và động cơ ba pha không đồng bộ roto dây quấn)

 nhờ có nhiều ưu điểm cơ bản, động cơ xoay chiều ba pha không đồng bộ roto

ngắn mạch được sử dụng

2.2 Chọn động cơ

Trường hợp tải trọng thay đổi: trường hợp này nhiệt độ động cơ tăng giảm tùy theo

sự thay đổi của tải trọng, do đó cần chọn động cơ sao cho trong quá trình làm việc, lúc chạy quá tải, lúc chạy non tải nhưng nhiệt độ động cơ đạt được trị số ổn định Muốn vậy ta coi động

cơ làm việc với công suất tương đương không đổi mà mất mát năng lượng do nó sinh ra tương đương với mất mát năng lượng do công suất thay đổi gây nên trong cùng một thời gian

2.2.1 Xác định công suất động cơ

 Công suất cực đại trên trục xích tải:

𝑃𝑚𝑎𝑥 =𝐹 × 𝑣

1000 =

2500 × 1,2

1000 = 3 (𝑘𝑤) Trong đó:

F: Lực kéo xích tải (kN) V: vận tốc xích tải (m/s)

 Công suất đẳng trị trên xích tải:

𝑃𝑑𝑡 = 𝑃𝑚𝑎𝑥√∑ 𝑃𝑖2𝑡𝑖

∑ 𝑡𝑖 = 3√

12 × 60 + 0,62× 12 + 0,22× 28

60 + 12 + 28 = 2,4268 (𝑘𝑤) Trong đó:

Pmax: là công suất lớn nhất (kw)

Trang 6

Pi: công suất tác dụng trong thời gian ti (kw)

 Hiệu suất toàn bộ hệ thống:

𝜂𝛴 = 𝜂𝑘𝜂𝑥𝜂𝑏𝑟2 𝑛𝑜𝑙4 = 1 × 0,93 × 0,972× 0,994 = 0,84

Trong đó:

Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ: 𝜂𝑏𝑟 = 0,97 Hiệu suất bộ truyền xích: 𝜂𝑥 = 0,93 Hiệu suất một cặp ổ lăn: 𝜂𝑜𝑙 = 0,99 Hiệu suất khớp nối: 𝜂𝑘 = 1

 Công suất cần thiết trên trục động cơ:

𝑃𝒄𝒕 =𝑃𝒅𝒕

𝜂𝜮 =

2,42680,84 = 2,889 (𝑘𝑤)

2.2.2 Xác định sơ bộ số vòng quay động cơ

Chú ý rằng số vòng quay đồng bộ của động cơ càng tang thì khuôn khổ, khối lượng và giá thành động cơ càng giảm (vì số đôi cực p giảm), trong khi hiệu suất và hệ số công suất (cos𝜑) càng tăng

Tuy nhiên dùng động cơ với số vòng quay cao lại yêu cầu giảm tốc nhiều hơn, với tỷ số truyền lớn làm kích thước và giá thành các bộ truyền tang lên

Vì vậy nên phối hợp hai yếu tố này

Trang 7

nsb = nlv uΣ= 72,73 × 20 = 1454,6 (vg

ph)

2.2.3 Chọn quy cách động cơ:

- Dựa vào công suất cần thiết tính và số vòng quay sơ bộ của động cơ

- Động cơ được chọn phải thỏa điều kiện:

𝑃đ𝑐≥ 𝑃𝑐𝑡

𝑛đ𝑐 ≈ 𝑛𝑠𝑏}

- Ta chọn động cơ 4Avì: Các động cơ 4A được chế tạo theo

GOST 19523-74 có khối lượng nhẹ hơn so với DK và K Mặt khác chúng có phạm

vi công suất lớn hơn và có số vòng quay đồng bộ rộng hơn so với DK và K

- Dựa vào phụ lục P1.3 ta chọn 4A100L4Y3

𝑃đ𝑐 = 3 𝑘𝑤 ≥ 𝑃𝑐𝑡 = 2,889 𝑘𝑤

𝑛đ𝑐 = 1420𝑣𝑔

𝑝ℎ≈ 𝑛𝑠𝑏 = 1454,6𝑣𝑔

𝑝ℎ}

2.3 Phân phối tỉ số truyền

2.3.1 Tỉ số truyền chung

𝑢𝑐ℎ = 𝑢ℎ 𝑢𝑥 =𝑛đ𝑐

𝑛𝑙𝑣 = 142072,73= 19,52 Với 𝑢ℎ = 8 → 𝑢𝑥= 19,52

8 = 2,438

2.3.2 Phân phối tỉ số truyền trong hộp giảm tốc

Có nhiều phương pháp phân phối tỉ số truyền, xuất phát từ các yêu cầu về công nghệ, về kích thước và khối lượng gọn nhẹ và vấn đề bôi trơn các bánh răng ăn khớp

Theo bảng 3.1 ta được tỉ số truyền cho các cấp bánh răng trong hộp giảm tốc hai cấp bánh răng trụ khai triển và phân đôi thõa mãn đồng thời 3 tiêu chí: khối lượng nhỏ nhất, momen quán tính thu gọn nhỏ nhất và thể tích các bánh lớn nhúng trong dầu ít nhất

{𝑢1 = 3,08

𝑢2 = 2,6

2.4 Xác định công suất, momen và số vòng quay trên các trục

Dựa vào công suất và sơ đồ hệ dẫn động , có thể tính được trị số của công suất, momen

và số vòng quay trên các trục, phục vụ các bước tính toán thiết kế các bộ truyền , trục và ổ

Trang 8

𝑃2 = 𝑃3

(𝜂 𝑜𝑙 𝜂 𝑏𝑟 )= 3,26

(0,99×0,97)= 3,39 (𝑘𝑤) 𝑛2 = 𝑛1

𝑢 1 =14203,08 = 461,039 vg/ph

Công suất P, kW 3,57 3,53 3,39 3,26 3

Tỉ số truyền u 1 3,08 2,06 2,438

Số vòng quay n, vg/ph 1420 1420 461,039 177,323 72,73 Momen xoắn T, Nmm 24009,507 23740,493 70220,741 175572,261 393922,7279

Trang 9

PHẦN 3

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH

3.1 Chọn loại xích

Có 3 loại xích: xích ống, xích con lăn và xích răn

Xích ống - con lăn gọi tắt là xích con lăn, kết cấu giống như xích ống, chỉ khác phía ngoài ống lắp them con lăn, nhờ đó có thể thay thế ma sát trượt thành ma sát lăn Kết quả là độ bền mòn của xích con lăn cao hơn xích ống, chế tạo nó không phức tạp bằng xích răng, do đó

ta chọn xích con lăn cho bộ truyền xích

3.2 Xác định các thông số của xích và bộ truyền xích

Thông số đầu vào:

Trong tính toán thiết kế, có thể chọn

Trang 10

𝑃𝑡, 𝑃, [𝑃] lần lượt là công suất tính toán, công suất cần truyền, công suất cho phép, kW;

𝐾 = 𝑘𝑟𝑘𝑎𝑘0𝑘𝑑𝑐𝑘𝑏𝑘𝑙𝑣= 1,2 × 1 × 1 × 1 × 1,5 × 1,45 = 2,61 Trong đó theo bảng 5.6:

𝑘𝑙𝑣= 1,45: hệ số xét đến chế độ làm việc, làm việc 3 ca;

𝑘𝑏= 1,5: hệ số xét đến điều kiện bôi trơn, bôi trơn định kỳ;

𝑃𝑡 =P K 𝐾𝑧 𝐾𝑛

𝐾𝑥 =

3,26 × 2,61 × 1 × 1,13

1 = 9,61 𝑘𝑊 Theo bảng 5.5 với n =200vg/ph, chọn bộ truyền xích 1 dãy có bước xích

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

𝑃𝑡 < [𝑃] = 11 𝑘𝑊 Theo bảng 5.8, 𝑝 < 𝑝𝑚𝑎𝑥

2.𝑝𝑐𝑎

Trang 11

X nên chọn số chẵn để thuận tiện cho việc nối xích

𝑎∗ = 760 mm

Để xích không chịu lực căng lớn nên giảm khoảng cách trục ∆𝑎 = 0,004𝑎 ≈ 3

→ 𝑎∗ = 757 mm Kiểm nghiệm số lần va đập I của bản lề xích trong 1 giây:

𝑖 =𝑧1𝑛115𝑥 =

𝑘𝑑𝐹𝑡+ 𝐹𝑜+ 𝐹𝑣 =

567001,2 × 1734,04 + 115,85 + 9,19= 25,7 Trong đó:

Q = 56,7 kN: tải trọng phá hủy, theo bảng 5.2

q = 2,6 kg: khối lượng một met xích, theo bang 5.2

𝑘𝑑 = 1,2: hệ số tải trọng, tải trọng mở máy bằng 1,5 lần tải trọng danh nghĩa

𝐹𝑡 =1000𝑃

𝑣 =1000×3,26

1,88 = 1734,04 N: lực vòng Với 𝑣 =𝑧1 𝑛1.𝑝𝑐

60000 =25×177,323×25,4

60000 = 1,88 m/s

𝐹𝑣 = 𝑞𝑣2 = 2,6 × 1,882 = 9,19 𝑁: lực căng do lực li tâm sinh ra

𝐹0 = 9,81𝑘𝑓𝑞𝑎 = 9,81 × 6 × 2,6 × 0,757 = 115,85 𝑁: lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra, với 𝑘𝑓 = 6 ứng với bộ truyền nằm ngang

Theo bảng 5.10 với n = 200vg/ph, p = 25,4 mm , [𝑠] = 8,2

Trang 12

Vậy > [𝑠] : bộ truyền xích đảm bảo đủ bền

3.4 Xác định các thông số của đĩa xích và lực tác dụng lên trục

𝑑2 = 𝑝

𝑠𝑖𝑛 (𝑧𝜋

2)=

25,4𝑠𝑖𝑛 (61)𝜋 = 493,41 𝑚𝑚

 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích

𝑧1 = 25 → 𝑘𝑟 = 0,42: hế số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích

E = 2,1 × 105 MPa: Modun đàn hồi

A = 180 mm2: diện tích chiếu bản lề, tra bảng 5.12

𝑘𝑑 = 1: hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy (xích 1 dãy)

𝐾đ = 1,2: hệ số tải trọng, tải va đập nhẹ

𝐹𝑣đ = 13 10−7𝑛1𝑝3𝑚: lực va đập trên m dãy xích

𝐹𝑣đ = 13 10−7× 177,323 × 25,43× 1 = 3,78 N Như vậy dung thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB210 sẽ đạt được ứng suất tiếp xúc cho phép [𝜎𝐻] = 600𝑀𝑃𝑎, đảm bảo độ bền tiếp xúc cho răng đĩa 1

Tương tự 𝜎𝐻2 ≤ [𝜎𝐻] với cùng vật liệu và nhiệt luyện

Trang 13

 Xác định lực tác dụng lên trục

𝐹𝑟 = 𝑘𝑥𝐹𝑡 = 1,15 × 1734,04 = 1994,146 𝑁 với 𝑘𝑥 = 1,15 (bộ truyền nằm nghiêng một góc < 40°

𝑃1 (𝑘𝑊) 𝑛1 (𝑣/𝑝) 𝐹𝑟 (𝑁) u 𝑧1 𝐹𝑡 (N) a (mm) 3,26 177,323 1994,146 2,438 25 1734,04 757

𝑑1 (mm) 𝑑2 (mm) 𝑑𝑓1 (mm) 𝑑𝑓2 (mm) 𝑑𝑎1 (mm) 𝑑𝑎2 (mm) X mắt xích 202,66 493,41 186,6 477,35 213,76 505,45 104

Trang 14

PHẦN 4

TRUYỀN ĐỘNG BÁNH RĂNG 4.1 Chọn vật liệu

Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế, ở đây chọn vật liệu 2 cấp bánh răng như nhau

Để tăng khả năng chạy mòn của răng, nên nhiệt luyện bánh răng lớn đạt độ rắn thấp hơn độ rắn bánh răng nhỏ từ 10 đến 15 đơn vị:

𝐻1 ≥ 𝐻2+ (10 … 15)𝐻𝐵

Theo bảng 6.1 ta chọn:

 Bánh nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn 250HB có giới hạn bền 𝜎𝑏 =

850𝑀𝑃𝑎 và giới hạn chảy 𝜎𝑐ℎ = 580𝑀𝑃𝑎

 Bánh lớn: Thép 45 tôi cải thiện chọn độ cứng bánh răng 𝐻1 = 𝐻2+

(10 … 15)𝐻𝐵 nên độ rắn 235HB có giới hạn bền 𝜎𝑏= 750𝑀𝑃𝑎 và giới hạn chảy 𝜎𝑐ℎ = 450𝑀𝑃𝑎

4.2 Phân phối tỉ số truyền và xác định ứng suất cho phép

4.2.1 Phân phối tỉ số truyền

Ta chọn 𝑈ℎ = 8 Theo yêu cầu bôi trơn, dựa vào bảng 3.1 phân phối tỉ số truyền thõa mãn đồng thời 3 tiêu chí: khối lượng nhỏ nhất, moment quán tính thu gọn nhỏ nhất và thể tích các bánh lớn nhún trong dầu ít nhất Ta được:

𝑢1 = 3,08

𝑢2 = 83.08= 2,6

Trang 15

Theo bảng 6.13, giới hạn mỏi tiếp xúc và uốn các bánh răng xác định như sau:

𝜎𝑂𝐻 𝑙𝑖𝑚= 2𝐻𝐵 + 70, 𝑆𝑢𝑦 𝑟𝑎:

𝜎𝑂𝐻 𝑙𝑖𝑚1 = 2 × 250 + 70 = 570 𝑀𝑃𝑎

Trang 16

[𝜎𝐻1] =570 × 0,9 × 1

1,1 466,4 𝑀𝑃𝑎 [𝜎𝐻2] =540 × 0,9 × 1

[𝜎𝐻] = [𝜎𝐻2] = 441,8 𝑀𝑃𝑎 Ứng suất tiếp xúc cho phép tính toán:

𝐾𝑎: hệ số, phụ thuộc vào vật liệu của cấp bánh răng – bảng 6.5 ta có: 𝐾𝑎 = 43

T: moment xoắn trên trục bánh chủ động, Nmm; 𝑇 = 0,5 × 𝑇1

[𝜎𝐻]: ứng suất tiếp xúc cho phép, Mpa

Trang 17

[𝜎𝐻] =[𝜎𝐻1] + [𝜎𝐻2]

466,4 + 441,8

2 = 454,1 𝑀𝑃𝑎 u: tỉ số truyền

𝛹𝑏𝑎: các hệ số

Theo bảng 6.6 các bánh răng chữ V nằm đối xứng ổ trục nên chọn 𝛹𝑏𝑎= 0,2 theo tiêu chuẩn Khi đó:

𝛹𝑏𝑑 = 0,53 × 𝛹𝑏𝑎(𝑢 ± 1) = 0,53 × 0,2 × (3,08 + 1) = 0,43 Dấu + dùng trong bánh răng ăn khớp ngoài

Theo bảng 6.7, ta chọn 𝐾𝐻𝛽 = 1,05 ứng với sơ đồ 3 và 𝛹𝑏𝑑 = 0,43

Khoảng cách của trục bộ truyền bánh răng xác định theo công thức:

2 × 120 × cos 4001,5 × (3,08 + 1) => 33,96 ≥ 𝑧1 ≥ 30,04

ta chọn 𝑧1 = 33 𝑟ă𝑛𝑔 suy ra số răng bánh bị dẫn là 𝑧2 = 3,08 × 33 = 101 𝑟ă𝑛𝑔

Góc nghiêng răng:

𝛽 = 𝑎𝑟𝑐𝑐𝑜𝑠1,5 × (33 + 101)

2 × 120 = 33,12

0Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền bánh rang là:

 Đường kính vòng chia:

𝑑1 =𝑧1𝑚𝑛cos 𝛽=

33 × 1,5cos 33,120 = 59,1 𝑚𝑚

Trang 18

𝑑2 =𝑧2𝑚𝑛cos 𝛽 =

101 × 1,5cos 33,120 = 188,9𝑚𝑚

𝑍𝑀: hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp, trị số của 𝑍𝑀 = 274 theo bảng 6.5 (thép – thép)

𝑍𝐻: hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc,

𝑍𝐻 = √ 2𝑐𝑜𝑠𝛽

sin (2𝛼𝑡𝑤)

Ở đây :

𝛽: góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở 𝛽 = 33,12°

Đối với bánh răng nghiêng không dịch chỉnh

𝛼𝑡𝑤 = 𝑎𝑟𝑐𝑡𝑔 (𝑡𝑔𝛼

𝑐𝑜𝑠𝛽) = 𝑎𝑟𝑐𝑡𝑔

𝑡𝑔20°

𝑐𝑜𝑠33,12°= 23,5 Trị số

Trang 19

𝐾𝐻𝛼 = 1,09 là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời

ăn khớp, với bánh răng nghiêng tra bảng 6.14

Trị số của cấp chính xác có thể tra bảng 6.13 với

𝑐𝑜𝑠𝛼𝑡𝑤 =

120 × 𝐶𝑜𝑠23,5𝐶𝑜𝑠23,5 = 120

𝐾𝐻𝑣 là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, trị số của 𝐾𝐻𝑣

𝐾𝐻𝑣 = 1 + 𝑣𝐻𝑏𝑤𝑑𝑤1

2𝑇1𝐾𝐻𝛽𝐾𝐻𝛼 = 1 +

3,06 × 24 × 58,8

2 × 0,5 × 23740,493 × 1,05 × 1,09= 1,16 Trong đó

𝑣𝐻 = 𝛿𝐻𝑔𝑜𝑣√𝑎𝑤

𝑢 = 0,002 × 56 × 4,37√

1203,08= 3,06 Với 𝛿𝐻 = 0,002 theo bảng 6.15 và 𝑔𝑜= 56 theo bảng 6.16

𝜎𝐻= 274 × 1,51 × 0,82

58,8 √

2 × 0,5 × 27340,493 × 1,33 × (3,08 + 1)

24 × 3,08 = 258,49𝑀𝑃𝑎

Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép:

Theo 6.1 với v = 4,37 m/s < 5, 𝑍𝑉 = 1; với cấp chính xác động học là 8 chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công đạt độ nhám 𝑅𝑎 = 2,5 … 1,25𝜇𝑚, do đó

𝑍𝑅 = 0,95; với 𝑑𝑎 ≤ 700𝑚𝑚, 𝐾𝑥𝐻 = 1, do đó:

Trang 20

[𝜎𝐻] = [𝜎𝐻]𝑍𝑣𝑍𝑅𝐾𝑥𝐻 = 454,1 × 1 × 0,95 × 1 = 431,395

𝜎𝐻= 258,49 𝑀𝑃𝑎 ≤ [𝜎𝐻] = 431,395 𝑀𝑃𝑎

Do đó điều kiện tiếp xúc được ổn thỏa

4.3.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép:

𝜎𝐹1 = 2𝑇1𝐾𝐹𝑌𝜀𝑌𝛽𝑌𝐹1

𝑑𝜔1𝑏𝜔𝑚

𝜎𝐹2 = 𝑌𝐹2𝜎𝐹1

𝑌𝐹1Trong đó:

𝑇1 = 0,5 × 23740,493 – moment xoắn trên bánh răng chủ động, Nmm

𝑌𝐹1 =3,63, 𝑌𝐹2 = 3,6 – hệ số dạng răng của bánh 1 và 2 phụ thuộc vào số răng tương đương

Số răng tương đương:

𝑧𝑣1= 𝑧1𝑐𝑜𝑠3𝛽=

33𝑐𝑜𝑠333,120 = 56,17

𝑧𝑣2= 𝑧2𝑐𝑜𝑠3𝛽=

101𝑐𝑜𝑠333,120 = 171,92

KF – hệ số tải trọng khi tính về uốn:

𝐾𝐹 = 𝐾𝐹𝛽𝐾𝐹𝛼𝐾𝐹𝑣 = 1,05 × 1,27 × 1,4 = 1,87 Với :

𝐾𝐹𝛽 = 1,05 là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn, theo bảng 6.7 và sơ đồ 3

Trang 21

𝐾𝐹𝛼 = 1,27 là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn, tra bảng 6.14

𝐾𝐹𝑣 là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn:

𝐾𝐹𝑣 = 1 + 𝑣𝐹𝑏𝑤𝑑𝑤1

2𝑇1𝐾𝐹𝛽𝐾𝐹𝛼 = 1 +

9,17 × 24 × 58,8

2 × 0,5 × 23740,493 × 1,05 × 1,27= 1,4 Với 𝑣𝐹 = 𝛿𝐹𝑔𝑜𝑣√𝑎𝑢𝑤 = 0,006 × 56 × 4,37√3,08120 = 9,17

Ứng suất uốn cho phép:

[𝜎𝐹1] = [𝜎𝐹1]𝑌𝑅𝑌𝑆𝐾𝑥𝐹 = 257,14 × 1 × 1,05 × 1 = 270 𝑀𝑃𝑎 [𝜎𝐹2] = [𝜎𝐹2]𝑌𝑅𝑌𝑆𝐾𝑥𝐹 = 241,7 × 1 × 1,05 × 1 = 253,79 𝑀𝑃𝑎 Trong đó:

𝑌𝑅 = 1 – hệ số xét đến ảnh hưởng của độc nhám mặt lượn chân răng

𝑌𝑆 = 1,08 − 0,0695 ln(𝑚) = 1,05 – hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất, trong đó m – modun, tính bằng mm;

𝐾𝑥𝐹= 1, (𝑑𝑎 ≤ 400) – hế số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bề uốn;

Góc nghiêng của răng 𝛽 = 33,12°

Số răng bánh răng 𝑧1 = 33 𝑟ă𝑛𝑔 𝑧2 = 101 𝑟ă𝑛𝑔

Trang 22

4.4 Tính toán cấp chậm: Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng

Theo bảng 6.7, ta chọn 𝐾𝐻𝛽 = 1,02 ứng với sơ đồ 3 và 𝛹𝑏𝑑 = 0,76

Khoảng cách của trục bộ truyền bánh răng xác định theo công thức:

𝑧1 = 2𝑎𝑤2

𝑚(𝑢 + 1) =

2 × 1301,5 × (2,6 + 1) = 48,15 Chọn 𝑧1 = 49 răng

𝑧2 = 𝑢2𝑧1 = 2,6 × 49 = 127,4

Trang 23

Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền bánh răng là:

 Đường kính vòng lăn:

𝑑𝑤2= 2𝑎𝑤2

𝑢 + 1=

2 × 1322,6 + 1 = 73,33 𝑚𝑚

𝑍𝑀: hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp, trị số của 𝑍𝑀 = 274 theo bảng 6.5 (thép – thép)

Trang 24

Trị số

𝑍𝐻 = √ 2𝑐𝑜𝑠𝛽

sin (2𝛼𝑡𝑤)= √

2 × 1sin (2 × 20)= 1,76

𝑍𝜀: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, xác định như sau:

𝑍𝜀 = √4−𝜀𝛼

3 = √4−1,79

3 = 0,86 khi 𝜀𝛽 = 0 Với 𝜀𝛼- hế số trùng khớp dọc, tính theo công thức:

Và 𝜀𝛼 – là hệ số trùng khớp ngang, khi tính gần đúng có thể lấy:

𝐾𝐻𝛼 = 1,13 là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời

ăn khớp, với bánh răng nghiêng tra bảng 6.14

Trị số của cấp chính xác có thể tra bảng 6.13 với

𝑐𝑜𝑠𝛼𝑡𝑤 =

132 × 𝐶𝑜𝑠20𝐶𝑜𝑠20 = 132

𝐾𝐻𝑣 là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, trị số của 𝐾𝐻𝑣

𝐾𝐻𝑣 = 1 + 𝑣𝐻𝑏𝑤𝑑𝑤1

2𝑇1𝐾𝐻𝛽𝐾𝐻𝛼 = 1 +

5,52 × 52,8 × 73,33

2 × 70220,7405 × 1,01 × 1,13= 1,13 Trong đó

Trang 25

𝑣𝐻 = 𝛿𝐻𝑔𝑜𝑣√𝑎𝑤

𝑢 = 0,006 × 73 × 1,77√

1322,6 = 5,52 Với 𝛿𝐻 = 0,006 theo bảng 6.15 và 𝑔𝑜= 73 theo bảng 6.16

𝜎𝐻 =274 × 1,76 × 0,86

73,33 √

2 × 70220,7405 × 1,3 × (2,6 + 1)

52,8 × 2,6 = 391,33𝑀𝑃𝑎

ứng suất tiếp xúc cho phép:

Theo 6.1 với v = 1,77 m/s < 5, 𝑍𝑉 = 1; với cấp chính xác động học là 9 chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 9, khi đó cần gia công đạt độ nhám 𝑅𝑎 = 10 … 40𝜇𝑚, do đó

𝑍𝑅 = 0,9; với 𝑑𝑎 ≤ 700𝑚𝑚, 𝐾𝑥𝐻 = 1, do đó:

[𝜎𝐻] = [𝜎𝐻]𝑍𝑣𝑍𝑅𝐾𝑥𝐻 = 441,8 × 1 × 0,9 × 1 = 397,62

𝜎𝐻 = 391,33 𝑀𝑃𝑎 ≤ [𝜎𝐻] = 397,62 𝑀𝑃𝑎

Do đó điều kiện tiếp xúc được ổn thỏa

4.4.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép:

𝜎𝐹1 = 2𝑇1𝐾𝐹𝑌𝜀𝑌𝛽𝑌𝐹1

𝑑𝜔1𝑏𝜔𝑚

𝜎𝐹2 = 𝑌𝐹2𝜎𝐹1

𝑌𝐹1Trong đó:

𝑇1 = 70220,7405– moment xoắn trên bánh răng chủ động, Nmm

m = 1,5 – modun pháp tuyến, mm

𝑏𝜔 = 52,8 – chiều rộng vành răng, mm

𝑑𝜔1 = 73,33 – đường kính vòng lăn bánh chủ động, mm

𝑌𝜀 = 1 𝜀⁄ 𝛼 = 1 1,79⁄ = 0,56 – hế số kể đến sự trùng khớp của răng

𝑌𝛽 = 1 – hệ số kể đến độ nghiêng của răng.( răng thảng)

𝑌𝐹1 =3,65, 𝑌𝐹2 = 3,6 – hệ số dạng răng của bánh 1 và 2 phụ thuộc vào số răng tương đương Theo bảng 6.18

Số răng tương đương:

𝑧𝑣1= 𝑧1 = 49

Trang 26

𝑧𝑣2= 𝑧2 = 127

KF – hệ số tải trọng khi tính về uốn:

𝐾𝐹 = 𝐾𝐹𝛽𝐾𝐹𝛼𝐾𝐹𝑣 = 1,05 × 1,27 × 1,4 = 1,87 Với :

𝐾𝐹𝛽 = 1,01 là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn, theo bảng 6.7 và sơ đồ 7

𝐾𝐹𝛼 = 1,37, 𝑣 ≤ 2,5 𝑚/𝑠 là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn, tra bảng 6.14

𝐾𝐹𝑣 là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn:

𝐾𝐹𝑣 = 1 + 𝑣𝐹𝑏𝑤𝑑𝑤1

2𝑇1𝐾𝐹𝛽𝐾𝐹𝛼 = 1 +

14,73 × 52,8 × 73,33

2 × 70220,7405 × 1,01 × 1,37= 1,29 Với 𝑣𝐹 = 𝛿𝐹𝑔𝑜𝑣√𝑎𝑢𝑤 = 0,016 × 73 × 1,77√1322,6 = 14,73

Ứng suất uốn cho phép:

[𝜎𝐹1] = [𝜎𝐹1]𝑌𝑅𝑌𝑆𝐾𝑥𝐹 = 257,14 × 1 × 1,05 × 1 = 270 𝑀𝑃𝑎 [𝜎𝐹2] = [𝜎𝐹2]𝑌𝑅𝑌𝑆𝐾𝑥𝐹 = 241,7 × 1 × 1,05 × 1 = 253,79 𝑀𝑃𝑎 Trong đó:

𝑌𝑅 = 1 – hệ số xét đến ảnh hưởng của độc nhám mặt lượn chân răng

𝑌𝑆 = 1,08 − 0,0695 ln(𝑚) = 1,05 – hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất, trong đó m – modun, tính bằng mm;

𝐾𝑥𝐹= 1, (𝑑𝑎 ≤ 400) – hế số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bề uốn;

𝜎𝐹1 ≤ [𝜎𝐹1] = 270 𝑀𝑃𝑎

𝜎𝐹2 ≤ [𝜎𝐹2] = 253,79 𝑀𝑃𝑎

Do đó độ bền uốn được thỏa

Trang 27

Khoảng cách trục 𝑎𝑤2= 132 𝑚𝑚

Chiều rộng vành răng 𝑏𝑤1 = 57,8 𝑚𝑚 𝑏𝑤2 = 52,8 𝑚𝑚

Góc nghiêng của răng 𝛽 = 0

Số răng bánh răng 𝑧1 = 49 𝑟ă𝑛𝑔 𝑧2 = 127 𝑟ă𝑛𝑔

Hế số dịch chỉnh 𝑥1 = 0 𝑥2 = 0

Đường kính vòng chia 𝑑1 = 73,5 𝑑2 = 190,5

Đường kính đỉnh răng 𝑑𝑎1 = 76,5 𝑑𝑎2 = 193,5

Đường kính đáy răng 𝑑𝑓1 = 69,75 𝑑𝑓2 = 186,75

4.5 Điều kiện bôi trơn đối hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp

1 Mức dầu thấp nhất ngập (0,75 ÷ 2) chiều cao răng ℎ2 = 2,25𝑚 = 3,375 của bánh răng 2 ( nhưng ít nhất 10mm)

2 Khoảng cách giữa mức dầu thấp nhất và cao nhất ℎ𝑚𝑎𝑥 − ℎ𝑚𝑖𝑛 = 10 ⋯ 15𝑚𝑚

3 Mức dầu cao nhất không được ngập quá 1/3 bán kính bánh răng 4

Tổng hợp ba điều kiện trên thì để đảm bảo điều kiện bôi trơn phải thỏa mãn bất đẳng thức sau:

Trang 28

PHẦN 5

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC 5.1 Chọn vật liệu

Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép 45 có 𝜎𝑏 = 600𝑀𝑃𝑎, ứng suất xoắn cho phép [𝜏] = 12 … 20 𝑀𝑃𝑎

5.2.2 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực

Khoảng cách giữa các điểm đặt lục và chiều dài các đoạn được xác định tùy thuộc vào vị trí của trục trong hộp giảm tốc và loại chi tiết lắp lên trục

Trang 29

𝑙𝑘𝑖 – khoảng từ gối đỡ 0 đến tiết diện thứ i trên trục thứ k;

𝑙𝑚𝑘𝑖 – chiều dài mayo của chi tiết quay thứ i (lắp trên tiết diện i) trên trục k;

𝑙𝑐𝑘𝑖 – khoảng cách công xôn (khoảng chia) trên trục thứ k, tính từ chi tiết thứ i ở ngoài hộp giảm tốc đến gối đỡ

𝑙𝑐𝑘𝑖 = 0,5(𝑙𝑚𝑘𝑖+ 𝑏0) + 𝑘3+ ℎ𝑛

𝑏𝑘𝑖 – chiều rộng vành răng thứ I trên trục thứ k

𝑏0 – chiều rộng ổ tra theo bảng 10.2 theo đường kính sơ bộ của trục II

𝑘3 = 15 𝑚𝑚 khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ

ℎ𝑛 = 18 𝑚𝑚 chiều cao nắp ổ và đầu bulong

Trang 30

𝐹𝑟1 = 𝐹𝑡1 𝑡𝑔𝛼

𝐶𝑜𝑠𝛽=

401,7 × 𝑡𝑔20°

𝐶𝑜𝑠33,12° = 174,58 (𝑁) Lực dọc trục:

𝐹𝑎1 = 𝐹𝑡1𝑡𝑔𝛽 = 401,7 × 𝑡𝑔33,12° = 262,07 (𝑁) Momen do lực dọc trục gây ra:

Cân bằng lực tại gối A theo phương y:

Định dạng
Số trang	61
Dung lượng	3,19 MB