Đồ án môn Thiết kế hệ dẫn động băng tải

Động cơ chọn phải thoả mãn các yêu cầu sau: - Công suất định mức của động cơ phải lớn hơn hoặc ít nhất là bằng công suất đẳng trị của động cơ: Pđc ³ Pđtđc (CT 2.19 [I] ) - Mômen mở máy của động cơ phải thoả mãn điều kiện: (CT 2.6) - Trong quá tình động cơ làm việc quá tải, non tải thì nhiệt độ phát ra vẫn không quá nhiệt độ cho phép tức là động cơ vẫn làm việc ổn định. 1.2. Tính công suất đẳng trị của băng tải: - Công suất ra trục làm việc tính là: - Công suất tương đương của bộ truyền: (CT 2.14) Do t1 (mở máy) = (2.3)s quá bé so với giá trị của t2 ,t3 nên bỏ qua t1. 7,2 6,25 Kw Kw 1.3./ Tính hiệu suất của hệ thống: Theo bảng(2.3 [I]), ta có: + Chọn hiệu suất của bộ truyền đai : + Chọn hiệu suất của bộ truyền bánh răng nghiêng: hbr = + Chọn hiệu suất của 1 cặp ổ lăn : + Chọn hiệu suất của bộ truyền xích : hx = + Chọn hiệu suất của khớp nối : + Chọn hiệu suất kể tới bôi trơn : hbt = Hiệu suất của toàn hệ thống: 0,95 0,96 0,99 0,90 0,99 0.98 0,765 1.4./ Tính công suất đẳng trị của động cơ: 8,523 Kw 2 Tính số vòng quay sơ bộ của động cơ. Ta có số vòng quay sơ bộ của động cơ xác định bởi công thức: nsb = nlv . ut (CT 2.18 [I]) với: + nlv: Số vòng quaycủa tang khi làm việc, có: (CT 2.16) với D lad đường kính tang quay, có D=400 mm + ut : Tỉ số truyền của toàn bộ bộ truyền, có: Ut=ubr . uđ . ux ubr : tỉ số truyền của hộp quản tốc bánh răng nghiêng 1 cấp. u đ : tỉ số truyền động của đai thang. ux : tỉ số truyền động xích. Vậy nên: ut = 3.3,3.2,5 = Þ Số vòng quay sơ bộ của động cơ: nsb = 57,32.24,75 = 57,32 3 3,3 2,5 24,75 1419 V/phút V/phút 3 Chọn động cơ. Với các số liệu đã tính được, ta tiến hành chọn loại động cơ theo các điều kiện (2.19 [I]) trang 22 và (2.6[I]) trang 17; và dựa vào bảng P1.1 [I] trang 237, ta chọn loại động cơ có số liệu 4A132M4Y3. Động cơ chọn có các thông số kỹ thuật như sau: Kiểu ĐC C suất KW N v/phút Cosj h(%) 4A132M4Y3 11 1458 0,87 87,5 2,2 2,0 * Kiểm tra điều kiện mở máy và quá tải: + Động cơ chọn: Pđc = 11(KW) > Pđtđc = và : nđc = 1458 nsb = + Đồng thời ta có: Vậy động cơ có nhãn hiệu 4A132M4Y3 thoả mãn yêu cầu của bộ truyền động cơ khí. Mômen của động cơ lúc này là; Theo bảng P1.7 trang 242 ta có: Kích thước của động cơ là: Æd = Đường kính trục động cơ là Ædc= 8,523 1419 72050,75 320 38 Kw V/phút Nmm mm mm II Phân bố tỉ số truyền. + Ta có: ndc = 1458 vòng/phút nên tỉ số truyền thực tế của bộ truyền là: + Phân phối tỉ số truyền: utt=ubr . uđ . ux - Chọn tỉ số truyền bánh răng nghiêng ubr = - Chọn tỉ số truyền động xích ux = - Tỉ số tuyển của đai thang uđ = 25,436 3 2,4 3,532 III Tính công suất P, số vòng quay N, mômen xoắn T trên các trục. a, Công suất. P4 = P = 7,2 8,08 8,5 9,04 9,13 Kw Kw Kw Kw Kw b, Số vòng quay các trục. Trục I : n1 = ndc = Trục II : Trục III : Trục IV : 1458 412,8 137,6 57,33 V/phút V/phút V/phút V/phút c, Mômen trên các trục. 59212,62 196644,86 560784,88 1199372 Nmm Nmm Nmm Nmm Bảng thông số chung Trục Thông số Động cơ Trục I Trục II Trục III Trục IV Công suất P (KW) 9,13 9,04 8,5 8,08 7,2 Tỉ số truyền u 1 3,532 3 2,4 Số vòng quay (v/phút) 1458 1458 412,8 137,6 57,33 Mômen xoắn T (Nmm) 59212,62 196644,86 560784,88 1199372 Phần II THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI 1 Chọn kiểu đai. ( đai vải cao su) Dựa vào thông số của công suất cần truyền và số vòng quay của bánh đai nhỏ, ta chọn loại đai Б . Tra bảng 4.13, ta có các thông số của đai là: Loại đai Kích thước tiết điện, mm D tích A mm2 d1 mm bt B h y0 Thang Б 14 17 10,5 4 138 140 ¸ 280 2 Đường kính đai nhỏ d1 = 180 mm Vận tốc đai: Với m/s thì v<vmax Þ d1 thoả mãn. 13,73 m/s 3 Đường kính đai lớn d2. Chọn e = 0,02 là hệ số trượt của đai thang, ta có : (CT4.2 [I] ) Chọn đường kính bánh bị dẫn theo tiêu chuẩn = 630mm - Tỷ số truyền thực tế là: - Sai lệch tỷ số truyền so với lúc chọn sơ bộ là: => chấp nhận được 623 3,5714 1,1 mm % 4 Chọn sơ bộ khoảng cách trục. ud = 3,532 chọn a = d2 = 630 mm 5 Chiều dài đai tính. Theo tiêu chuẩn chọn được l= Kiểm nghiệm đai về tuổi thọ: i = v/l =13,73/2,5 = 5,4<imax= Vậy chiều dài l đã chọn là thoả mãn 2612,057 2500 10 mm mm 1/s 6 Khoảng cách trục a theo chiều dài l tiêu chuẩn. Kiểm tra điều kiện khoảng cách trục a: 0,55 (d1 + d2) + h £ a £ 2.(d1 + d2) Þ 0,55 (180+630) + 10,5 £ a £ 2.(180+630) 456 £ 569,72 £ 1620 Vậy a đã chọn là thoả mãn. * Khoảng cách cần thiết nhỏ nhất để mắc đai là: amin = a - 0,015.l = 569,72 - 0,015.2500 = * Khoảng cách cần thiết lớn nhất để mắc đai là: amax = a+ 0,03.l = 569,72 + 0,03.2500 = 569,72 532,22 644,72 mm mm 7 Tính góc ôm trên bánh đai nhỏ. Góc a1=135 > amin=120o vậy góc ôm tính được thoả mãn điều kiện. 135 độ 9 Xác định số đai cần thiết Trong đó: + Pdc : Công suất trên trục bánh đai chủ động + [Po] : Công suất cho phép tra trong bảng 4.19 [I] [Po] = + Kđ : Hệ số tải trọng động Kd = + : góc ôm + Tra bảng 4.15 [I] Ca = + Cl : Hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai l/lo=1,116 Þ Cl = + Cu : Hệ số ảnh hưởng của tỷ số truyền Cu = + Cz : Hệ số ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các dây đai.Ta có: Tra bảng chọn Cz =0,95 Thay các giá trị vào công thức ta có: Lấy giá trị nguyên cho số đai ta tính được số đai cần tìm là z =2 Chiều rộng bánh đai B theo công thức: Với z=2 nên B = (2 - 1).19 + 2.12,5 = Theo bảng 4.27 [I] đai thang Б có các số hiệu: H = 16 mm ho = 4,2 mm t = 19 mm e = 12,5 mm * Đường kính ngoài của bánh đai: + Bánh đai nhỏ: dn1 = d1 + 2.h0 = 180 + 2.4,2 = + Bánh đai lớn : dn2 = d2 + 2.ho = 630 + 2.4,2 = 9,04 4,61 1,1 135 0,89 1,04 1,14 1,96 2,15 44 188,4 638,4 Kw Kw độ mm mm 9 Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục. - Xác định lực căng trên đai theo công thức 4.19 [I], tính lực căng trên 1 đai: trong đó: Fv : lực căng do lực ly tâm sinh ra Fv = qm.v2 (điều chỉnh định kỳ) Với đai Б, tra bảng 4.22 [I] ta được qm = 0,178 (kg/m). Vậy giá trị của Fv = 0,178.13,732 = 33,555 (N) - Lực tác dụng lên trục tính theo công thức 4.21 [I]: 305,925 1296,85 N N PHẦN III THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH 1 Chọn loại xích. Do tính ưu việt của loại xích con lăn; là khả năng chống mòn cao hơn so với xích ống chế tạo nó không phức tạp bằng xích răng, giá thành rẻ hơn nên ta chọn loại xích con lưn là xích chuyển động. 2 Xác định các thông số của bộ truyền xích. - Với tỷ số truyền ux = Theo bảng 5.4 [I], chọn số răng cho đĩa nhỏ: z1 = số răng cho đĩa lớn: z2 = ux . z1 = Theo công thức 5.3 [I] thì công suất tính toán: Pt = P.k.kz.kn trong đó: z1 = 25 Þ = Hệ số răng. Tốc độ quay của trục gắn đĩa xích n3 = Hệ số vòng quay: Theo công thức 5.4 [I] và bảng 5.6 [I]: k = ko . kq . kdc . kc . kbt ko : dùng tâm xích làm với phương ngang một góc a < 40o kq : hệ số kể tới trục và chiều dài xích (chọn a = 40p) kdc : hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích. kbt : hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn, kể đến vùng làm việc có bui chất lượng bôi trơn II. kc : bộ truyền làm việc (2 ca) Þ k = 1.1.1.1,25.1,3 = Như vậy, Pt = 8,08.1,625.1.1,453 = Theo bảng 5.5 [I] với no1 = thì ta chọn bộ truyền xích một dãy có bước xích p thoả mãn điều kiện bền mòn Pt < [P] = đồng thời theo bảng 5.8 [I] bước xích lớn nhất cho phép Pmax = Do đó, P < Pmax thoả mãn điều kiện. - Khoảng cách trục a: a = 40.p = 40.31,75 = theo công thức 5.12 [I] số mắt xích: Lấy số mắt xích nguyên: x = tính lại khoảng cách trục a theo công thức 5.13[I]: Để xích không chịu lực căng quá lớn cần phải giảm a đi một trọng lượng bằng: Da = 0,003.a = Vậy khoảng cách trục a = - Số lần va đập của xích được tính theo công thức 5.14 [I]: Vậy i < [i] = 25 (1/s) nên thoả mãn yêu cầu. 2,4 25 60 1 137,6 1,453 1 1 1 1,3 1,25 1,625 19,078 200 31,75 19,3 50,8 1270 123,28 124 1281,6 3,845 1277,75 1,85 v/phút Kw Kw mm mm mm mm mm mm 1/s 3 Tính kiểm nghiệm về độ bền xích. Theo 5.15 [I]: Theo bảng 5.2 [I] tải trọng phá hỏng Q = Khối lượng 1 mét xích q = Fv = q.v2 = 3,8.19,292 = Fo=9,81.K8.p.a trong đó kt : bộ truyền nghiêng một góc < 40o F0 = 9,81.4.3,8.1,27775 = Do đó: theo bảng 5.10 [I ] với n = 200v/phút có [S] = vậy S > [S]. Do đó, bộ truyền xích đảm bảo độ bền. 88,5 3,8 1,82 4439,56 1414 4 190,52 12,77 8,5 KN kg/m m/s N N N N 4 Các thông số về biến dạng của xích con lăn. Theo công thức 5.17 và bảng 13.4: - Đường kính vòng chia: + Đối với vòng nhỏ : d1 = + Đối với vòng lớn: d2 = - Đường kính vòng đỉnh răng d =p [0,5+cotg()] da1 da2 - Đường kính vòng đáy răng: df (1,2) = d1,2 - r trong đó d : đường kính vòng chia r : bán kính đáy, r = 0,5025.d1 + 0,05 Tra bảng 5.2 [I] : d1 = 19,05 Þ r = 0,5025.19,05 + 0,05 = Vậy df1 = da1 - 2r = df2 = da2 - 2r = - Đường kính vành đĩa: trong đó, tiến hành chọn: h = Vậy dv1 = dv2 = Góc : g1 = 14,4o g2 = 6o a1 = 52,6o a2 = 54o b1 = 7,8o b2 = 8,5o Tra bảng 4.4 g1 = 7,22o g2 = 7,967o - Đường kính con lăn: d1 = - Bán kính prôfin răng: G1 = 0,8d1 + r = r2(1) = 253,3.[0,8.cos(57,8)o + 1,24.cos(7,22)o - 1,3025] - 0,05 = r2(2) = 253,3.[0,8.cos(8,5)o + 1,24.cos(7,967)o - 1,3025] - 0,05 = - Bán kính góc lượn r3 = 1,7.d1 = r4 = - Toạ độ: x1(1) = 160,98 x1(2) = 163,94 x2(1) = 331,6 x2(2) = 313,66 y1(1) = 123 y1(2) = 119,1 y2(1) = 39,366 y2(2) = 16,44 y3 = 202,64 - Chiều dài đoạn prôfin thẳng: fq = d1 (1,21.sing - 0,8.sinb) Vậy: fq1 = fq2 = - Chiều rộng băng đĩa: b = 0,93. B - 0.15 Chọn B = 38 vậy b = *Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích theo công thức 5.18 [I]: trong đó: [sH] : ứng suất tiếp xúc cho phép bảng 5.11 Ft : lực vòng Ft = kd : (xích 1 dãy) kr : hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích với : z1 = 25 Þ kr = E : modul đàn hồi A : diện tích chiếu của bản lề Fvd : lực va đập trên 1 dãy xích Fvd = 13.10-7.n1.p3.m = 13.10-7.1458.31,753.1 = Vậy 253,3 606,66 267,2 621,7 9,6226 247,955 602,455 30 212,33 566,826 253,3 212,2626 182,39 181,5 455,94 1,5 11,97 13,58 35,19 4439,56 1,2 0,42 2,1.105 2,62 60,66 577,84 mm mm mm mm mm mm mm mm mm mm mm mm mm mm mm mm N Mpa mm2 N Mpa 5 Xác định lực tác dụng lên trục. Theo công thức 5.20 [I]: Fr = kx . Ft = 1,15.4439,56 = Do bộ truyền nằm ngang nên kx = 1,15 5105,5 N PHẦN IV THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH TRỤ RĂNG NGHIÊNG CHO HỘP GIẢM TỐC 1 CẤP DẠNG KHAI TRIỂN I Chọn vật liệu. Nguyên tắc chọn vật liệu để thiết kế các bộ truyền bánh răng trụ cho hộp giảm tốc là: chọn vật liệu đảm bảo cho răng không bị gẫy do quá tải đột ngột dưới tác dụng của tải trọng va đập. Răng cưa không bị tróc vì mỏi do ứng suất tiếp xúc thay đổi gây ra. Dựa vào sơ đồ tải trọng và điều kiện làm việc của bộ truyền ta thấy rằng, tuy tải trọng không lớn nhưng bộ truyền cần có tuổi thọ cao đáp ứng số ca làm việc. Ta chọn vật liệu cả haibên răng là như nhau. Theo bảng 6.1 trang 92 chọn: + Với bánh nhỏ: chọn thép 45 tôi cải thiện độ rắn HB241...285 có sb1 = 850 mpa ; sch1 = 580 mpa + Với bánh lớn: chọn thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB192...240 có sb2 = 750 mpa; sch2 = 480 mpa II Tỷ số truyền. Tỷ số truyền bộ truyền bánh răng ubr = 3. III Xác định ứng suất cho phép. + Căn cứ vào bảng 6.2 trang 94 với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 180350 có: scHlim = 2HB + 70 ; SH = 1,1. scFlim = 1,8HB ; SF = 1,75. Trong đó: scHlim và scFlim : ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với chu lỳ cơ sở. SH và SF : hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn. + Chọn độ rắn bánh lớn (bánh 2) HB = + Chọn độ rắn bánh nhỏ (bánh 1) HB = + Có : soHlim1 = 2HB1 + 70 = 2.245 + 70 = soHlim2 = 2HB2 + 70 = 2.230 + 70 = soFlim1 = 1,8.245 = soFlim2 = 1,8.230 = 230 245 560 530 441 414 Mpa Mpa Mpa Mpa Mpa Mpa a Xác định ứng suất cho phép. - Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc: NHO = 30.H2,4HB (công thức 6.5 trang 93) - Có số chu kỳ ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc của bánh 1: NHO1 = 30.2452,4 = - Có số chu kỳ ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc của bánh 2: NHO2 = 30.2302,4 = - Số chu kỳ ứng suất tương đương: trong đó: c : số lần ăn khớp trong một vòng quay, có c = 1 Ti, ni, ti : lần lượt là mômen xoắn, số vòng quay, số giờ làm việc ở chế độ thứ i của bánh răng đang xét. - Số chu kỳ thay đổi ứng suất tiếp xúc tương đương của bánh 2: Û NHE1 = 60.1.137,6.54912.(13 .0,5 + 0,83.0,5) = Ta nhận thấy NHE2 > NHO2 Þ kHL2 = 1 (hệ số tuổi thọ) Tương tự, suy ra NHE1 > NHo1 Þ Chọn kHL1 = 1 Ta có, ứng suất tiếp xúc cho phép sơ bộ là: (công thức 6.1 a) (SH: Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc, tra bảng 6.2). Vậy có ứng suất tiếp xúc của bánh nhỏ: Do bộ truyền là bộ truyền bánh trụ rănng nghiêng nên theo (6.12): Þ [sH] = 495,4 mpa < 1,25[sH2] = 1,6.107 1,39.107 34,27.107 509 481,8 495,4 602,25 Mpa Mpa Mpa Mpa Mpa Mpa b Xác định ứng suất uốn cho phép. + Số chu kỳ ứng suất uốn tương đương: mF : bậc của đường cong mỗi khi thử về uốn, có độ rắn mặt răng HB £ 350 từ đó suy ra mF = 6. Các thông số còn lại có ý nghĩa như các thông số ở công thức tính ứng suất tiếp xúc cho phép ở phần trên. Có số chu kỳ ứng suất tương đương của bánh 2: Có NFE2 > NFO2 = 4.106 Þ Chọn kFL2 = 1 (NFO2 = 4.106 với tất cả các loại thép) Suy ra NFE1>Nfo1 => chọn KFl1=1 (KFl: hệ số tuổi thọ) có ứng suất uốn cho phép: (công thức 6.2a) KFC: hệ số ảnh hưởng hệ đặt tải, do bộ truyên quay 2 chiều ->KFC=o,75 Có ứng suấưt cho phép của bánh 1: 28,6.107 189 177,43 MPa MPa c ứng suất quá tải cho phép Độ bền tiếp xúc khi quá tải: (công thức 6.13) (công thức 6.14) - có độ bền tiêp xuch cho phép khi quá tải: =2,8.450= - có độ bền uốn cho phép khi quá tải 1260 464 360 MPa MPa MPa IV Tính toán bộ tryền bánh răng nghiêng a Xác định sơ bộ khoảng cách trục: Do bộ truyền ăn khớp ngoài nên theo công thức 6.15a trang 96 ta có: Trong đó KA: Hệ số phụ thuộc vật liệu của cặp bánh răng và loại răng,với răng nghiêng ta có: (theo bảng 6.5 trang 96) Do vị trí của các bánh răng đối với các ổ trong hộp giảm tốc không đối xứng Ta chọn theo bảng 6.6 trang 97 ta có Theo công thức 6.16 trang 97 ta có Theo bảng 6.7 trang 98 ta có (sơ đồ 3) Lấy aw=164 mm 0,742 163,18 mm b Xác định các thông số ăn khớp + Xác định môdun (công thức 6.7) Theo quan điểm thống nhất hoá trong thiết kế chọn modun tiêu chuẩn Mn=2,5 + Xác định góc nghiêng; chọn sơ bộ: có cos= Số răng bánh nhỏ: z1= (công thức 6.31) => z1= Lấy z1= Số bánh răng lớn z1=z2.u=32.3= Từ đó ta có: Tỷ số truyền thực tế là: u1=um= do đó phải dịch chỉnh bằng cách thay đổi góc nghiêng góc nghiêng của răng: 0,9848 32,3 32 96 3 164 0,9756 c Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: Điều kiện để banh răng trụ nghiêng bảo đảm bền khi làm việc là ứng suất tiếp xúc trên mặt răng khi làm việc (theo 6.33) (công thức 6.33) Trong đó: + zM: hệ số cơ tính của vật liệu bánh răng ăn khớp theo bảng 6.5 trang 96 Vật liệu của 2 bánh răng đều là thép zM= + zM: hệ số kể đến hình dáng của bề mặt tiếp xúc có (công thức 6.34) Trong đó: góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở có: tg=costg (công thức 6.35) Vận tốc dài của bánh răng có v=(công thức 6.40) Theo 6.13 dùng cấp chính xác 9. chọn cấp chính việc êm là 8 + KH: Hệ số khi xét đến tải trọng khi tính về tiếp xúc. Theo 3.39 ta có KH=KH.KH.KHV KH là hệ số xét tới sự phân không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng KH=1,12 KH là hệ số xét tới sự phân không đều của tải trọng trên các đôi răng ăn khớp với v < 2,5 cấp chính xác 9 theo bảng 6.14 ta có KH=1,113 KHV hệ số xét đến ảnh hưởng của tải trọng động xuất hiện trên vùng ăn khớp có KHV=1+ (công thức 6.41) Với (công thức 6.42) Theo bảng 6.15 và 6.16 ta có =0,002 ; go= VH=0,002.73.1,77=1,91<vHmax= Trong đó vHmax=380 là giá trị có được khi tra bảng 6.17 Từ các giá trị trên ta có KHV=1+ => KH= KH. KH.KHV=1,12.1,13.1,01825= Đối với bánh răng nghiêng không dịch chỉnh, có: Với =200 (TCVN) có KH=1,12 Từ đó ta có : bw: chiều rộng vành răng, có bw= lấy bw= hệ số xét đến sự trùng khớp có hệ số trùng khớp dọc: như vậy: (công thức 6.36 c trang 105) : hệ số trùng khớp có (công thức 6.38) + dw1:đường kính vòng lớn bánh răng nhỏ, có: (công thức bảng 6.11) Có ứng suất tiếp xúc trên mặt răng: +ứng suất tiếp xúc cho phép có (công thức 6.1 va 6.1a) +zR hệ số xét đến độ nhám bề mặt làm việc. Với cấp chính xác động học 9, ta chọn cấp chính xác vè tiếp xúc là cấp 8 Khi gia công đạt độ nhám là Ra=1,25...2,5, ta có zR= + KXH: hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng có dường kính vòng đỉnh răng da KXH= + zv: hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng cóv=0,53(m/s)zv= như vậy ứng suất tiếp xúc cho phép là Nhận thấy nhưng chênh lêch không nhiều, do đó có thể giữ nguyên kết qủa tính toán và chỉ cần tính lại chiều rộng bánh răng bw: lấy = 247 1,77 73 380 1,01825 1,2887 20,460 0,21 11,90 3,728 57,4 58 1,704 0,766 82 477,4 0,95 1 1 470,63 59 60 MPa m/s mm mm MPa MPa mm mm d Kiểm nghiệm răng vè độ bền uốn: - Điều kiện bền uốn đối với bánh răng trụ: Theo công thức 6.43 và 6.44 ta có + KF : Hệ số tải trọng khi tính bền uốn ta có: KF= KF.KF.KFV (công thức 6.45) KF: hệ số xét đến sự phân bố tải trọng không đều trên vành răng khi tính bền uốn. Theo bảng 6.7: KF= KFV: hệ số xét đến sự phân bố tải trọng không đều cho một đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính bền uốn có: Theo bảng 6.14 ta có: KFV= (công thức 6.46) Với (công thức 6.47) Theo bảng 6.15 va 6.16 ta có ; g0=73 Từ đó ta có : Từ các giá trị tìm được ta có KF=1,24.1,37.1,0422 = : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng có với = + YF1,YF2: Hệ số xét đến dạng răng, có số răng tương đương hệ số dịch chỉnh : X1=0 và x2=0 Theo bảng 6.18 ta có: YF1= YF2= + Có ; hệ số kể đến độ nghiêng của răng có Từ các giá trị tìm được ở trên ta có Theo 6.2 ta có Da KXF=1 thường thì YR= YS = 1,08-0,0695ln(m) = 1,08-0,0695ln(2,5)= Vậy Như vậy bánh răng thiết kế thoả mãn điều kiện bền uốn. 1,24 1,37 5,732 1,0422 1,77 1,704 0,5869 34,46 103,58 3,80 3,60 0,9094 114,78 108,74 1 1,0163 192,08 180,322 192,08 180,322 MPa MPa MPa MPa MPa MPa e Kiểm tra điều kiện bền uốn ứng suất tiếp xũ cực đại: có Kqt : hệ số quá tải có Kqt=Tmax/T=1,4 Từ đó ta có Như vậy bánh răng đảm bảo điều kiện quá tải 564,87 1260 464 360 MPa MPa MPa MPa Các thông số kích thước của bộ truyền (theo bảng6.11) Thông số Ký hiệu Giá trị Khoảng cách trục aw 164mm Môdun pháp m 2,5 Chiều rộng vành răng bw 60mm Tỉ số truyền u 3 Góc nghiêng của răng 12,680 Số răng bánh răng z z1=32 răng, z2=96 răng Hệ số dịch chỉnh x x1=0 ; x2=0 Đường kính chia d d1=82,00082mm, d2=246,00246mm Đường kính lăn dw dw1=82mm ; dw2=246mm Đường kính đỉnh răng da da1=87.00082mm ; da2=251,00246mm Đường kính đáy răng df df1=75,75082mm ; df2=239,75246mm Góc prôfin gốc 200 Góc prôfin răng 20,460 Góc ăn khớp 20,460 Hệ số ăn khớp nghiêng 1,704 Phần V THIẾT KẾ CÁC TRỤC CHỌN THEN CỦA HỘP GIẢM TỐC I Xác định sơ bộ 1 Chọn vật liệu chế tạo các trục Dựa vào đặc điểm làm việc của hộp giảm tốc và tỉ trọng tác dụng lên các trục trong quá trình hệ thống làm việc cộng với để thuận lợi trong quá trình thống nhất trong chế tạo trục Chọn vật liệu cho các trục là như nhau và chon thép 45 là thép có sb= 600 MPa : ứng suất cho phép = 12...20 MPa 2 Sơ bộ xác định đường kính trục Theo (10.9) Đường kính trục: Trong đó: +: d đường kính trục , mm +: T momen xoắn Nmm +: : ứng suất xoăn cho phép Mpa Chọn ưng xuất xoắn cho phép của các trục Đường kính sơ bộ các trục sẽ là: * Trục I, trục bánh đaivào hộp giảm tốc: T1=59212,62 Nmm ; d1== *Trục II, trục vào của hộp giảm tốc: T2=19644,86 Nmm ; d2== *Trục III trục ra của hộp giảm tốc: T3=560784,88 Nmm ; d3== Mặt khác theo thực nghiệm a1=(0,8 ... 1,2)ddc => d1= (0,8...1,2)38=(30,4...45,6) Hơn nữa để thuận tiện trong thiết kế là dựa vào TCVN ổ lăn vậy ta chọn: d1= d2= d3= Dựa vào đường kính các trục sử dụng bảng (10.2) để chọn gần đúng chiều rộng ổ lăn d1=35 => b01= d2=40 => b02= d3=55 => b03= 29,1 38,67 52,85 35 40 55 21 23 29 mm mm mm mm mm mm mm mm mm 3 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực: Ta chọn các tham số hình học cho hộp giảm tốc như sau: Lmki là chiều dài mayơ của chi tiết thứ i trên trục thứ k: Chiều dài mayơ bánh răng trụ chọn bằng (1,2...1,5)d: + Trên trục I . Khớp nối: lm12=(1,2...1,5)35=(42...52,5) lấy lm12= . Bánh đai: lm13=(1,2...1,5)55=(66...82,5) lấy lm13= + Trên trục II . Bánh răng: lm22=(1,2...1,5)40=(48...60) lấy lm12= . Bánh đai: lấy lm23= + Trên trục I . Khớp nối: lm32=(1,2...1,5)55=(66...82,5) lấy lm32= . Bánh đai: lm33=lm32= - Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thanh trong của hộp giảm tốc k1= - Khoảng cách từ mặt cạnh ổ đến thành trong của hộp k2= - Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến nắp ổ k3= - Chiều cao nắp ổ và đầu bulông hn= - Chiều rộng của bánh răng b= - Khoảng cách h giữa gối đỡ O đến tiết diện thứ i trên trục k l12=0,5(lm12+b01)+k3+hn=0.5(49+21)+10+18= l13=0,5(lm13+b01)+k1+k2=0.5(75+21)+12+10= l23=0,5(lm23+b02)+k3+hn=0.5(44+23)+10+18= l32=0,5(lm32+b03)+k3+hn=0.5(70+29)+10+18= l22=0,5(lm22+b02)+k3+k2=0.5(35+23)+12+10= l21=l31=2l22= l11=2l13 = l33=l22 = 49 75 55 44 70 70 12 10 10 18 60 63 70 61.5 77.5 61 12.2 140 61 mm mm mm mm mm mm mm mm mm mm mm mm mm mm mm mm mm mm mm I Tính toán thiết kế trục 1 Tính trục I trục từ động cơ vào đai 1.a Xác định các lực tác dụng lên trục. Các lực tác dụng lên trục bao gồm: lực từ bộ chuyền đai: đây là lực hướng kính Frd , điểm đặt của lực trên trục tại chiều rộng bánh đai và chiều hướng từ tâm bánh đai lên trục đến tâm bánh đai bên kia. Theo phần trứơc đã tính được Frd=Fr= Lực khớp có phương bất kì khi tính chọn trục ta chọn lực gây ra biến dạng lơn cho trục Fk1= Với Dt : vòng tròn qua tâm các chốt nối của nối truc vòng tròn đàn hồi, theo bảng (16.10) lấy Dt= 1296,85 394,75 90 N N mm 1.b Tính các phản lưc tại các ổ và vẽ biểu đồ momen: - Tính phản lực ở các ổ: + Trong mặt phẳng yoz ta có: + trong mặt phẳng yoz tại tiết diện nguy hiểm của trục Mya=Fk.l12=394,75.63= Myc=Ry1(l11-l13)=826,1(140-70)= + Momen xoắn Mz=T= Dựa vào các thành phần nội lực ta vẽ được biểu đồ nội lực Khi trục 1 đảo chiều quay thì các lực không đổi chiều do đó biểu đồ mômen không đổi. 76 826,1 24869,25 57827,0 59212,62 N N Nmm Nmm Nmm 1.c Tính gần đúng đường kính trục * Tại tiết diện A: + Momen uốn : + Momen xoắn : Mz= + Momen tương đương : Theo bảng 16.1 [II] lấy []=63(N/mm2) ta có đường kính trục tại tiết diện A là: * Tại tiết diện B: + Momen tương đương : + Ta có đường kính trục tại tiêt diện B là: * Tại tiết diện C: + Momen tương đương : + Ta có đường kính trục tại tiết diện C là: Do trục lắp với trục động cơ, đồng thời đồng thời bảo đảm tháo lắp nên ta chọn kích thước các tiết diện như sau: - Đường kính dA = - Đường kính dB = - Đường kính dC = - Đường kính dD = Các kích thước dài ta lấy như đã tính sơ bộ. 24,78 59,212 57 20,83 51,28 20,11 77,29 23,063 40 38 45 40 Nm Nm Nm mm Nm mm Nm mm mm mm mm mm 1.d Tính kiểm nghiệm độ bền mỏi của trục Hệ số an toàn cho phép: Trong đó [S1]: Hệ số xét đến mức độ chính xác của việc xác định tải trọng và ứng xuất, ở đây lấy [S1]= [S2]: Hệ số xét đến độ đồng nhất về cơ tính của vật liệu lấy [S2]= [S3]: Hệ số xét đến yêu cầu an toàn của chi tiết [S3]= => [S]=1,2.1,4.1,2= * Xét tiết diện tại C: + Tính ứng suất uốn: + Tính ứng suất xoắn: Xác định các hệ số đối vối tiết diện nguy hiểm theo công thức (10.25);(10.26) - Các trục được gia công trên máy tiện, các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt Ra=2,5...0,63, do đó theo bảng(10.8), hệ số lập trùng ứng suất do trạng thái bề mặt Kx= - Không dùng các biện pháp tăng bền bề mặt, do đó hệ số tăng bền Ky= Theo bảng (10.11) đối với bề mặt lắp ghép có độ dôi chọn kiểu lăp K6: Chọn Ta có Theo bảng 10.7. Do đó Ta thấy S=15,874>[S]=2,016 Như vậy tại tiết diện C trục I bảo đảm về độ bền mỏi. Tại C có tải trọng tác dụng lón nhất, hệ số an toàn mỏi lớn do vậy ta không cần kiểm tra tại các tiết diện còn lại. 1,2 1,4 1,2 2,016 6,346 3,25 1,06 1 2,06 1,64 261,6 152 0,05 0 2,12 1,7 19,44 27,5 15,874 N/mm2 N/mm2 MPa MPa 1.e Kiểm nghiệm về độ bền tĩnh Tiết diện nguy hiểm là tiết diện C: Theo bảng 6.1 ta có (công thức 10.27) Như vậy trục I đủ bền khi chịu quá tải tĩnh Do hệ số an toàn mỏi lớn và ứng suất quá tải nhỏ do vậy ta không cần kiểm tra độ cứng của trục. 340 272 8,483 11,876 MPa MPa MPa MPa 1.g Tính then lắp bánh đai với trục I * Chọn then Theo bảng 9.1 [I] ta chọn then d b h t1 t2 r lt 45 14 9 5,5 3,8 0,25 40 Với lt chiều dài then lt=(0,8.0,9)lm=(0,8.0,9)49= * Kiểm tra điều kiện bền của then Với các tiết diện trục dùng mối ghép then cần tiến hành kiểm nghiệm mối ghép then vè độ bền dập theo (9.1[I] ) và độ bền cắt theo (9.2[I] ) + Điều kiện bền dập Trong đó T=59212,62 Nmm + Diều kiện bền cắt Theo bảng (9.5) ứng suất dập cho phép với mối ghép then. Đặc tính tải trọng va đập nhẹ, lắp cố định và vật liệu là thép Vậy then đảm bảo độ bền dập và độ bền cắt. 40 18,8 4,7 100 40...60 mm Mpa Mpa Mpa MPa Tính trục II Trục trung gian của hộp gia tốc Theo các phần trước ta đã tính được: lm23= lm22= b02= l22= l21= l23= dw1= 44 55 23 61 122 61,5 82 mm mm 1 Các lực tác dụng lên trục + Lực do cặp bánh răng gây nên Lực vòng Fx23= Lực hướng tâm Fy23= Lực dọc trục Fz23 + Lực do bánh đai gây ra. Frd= T=196644,86(N) 4796,2 1834,16 1079,1 1269,85 N N N N 2 Tính phản lực tại các ổ lăn. + Trong mặt phẳng xoz ta có Rx12=Rx20=Fx23/2= + Trong mặt phẳng yoz ta có 2l22Ry20=Fy23.l22+Fz23.-Frd.l23 2l22Ry21=Fy23.l22+Frd.-Fz23. 2398,1 626 2505,02 N N N 3 Vẽ biểu đồ momen - Tính mômen tại các tiết diện ngang nguy hiểm của trục ở tiết diện 21 Mx21=0 My21=Frdl23=1296,85.61,5 = T = 196644,86 (Nmm) ở tiết diện 23 Mx23=Rx20.l22=2398,1.61= My23=Fz23-Ry20.l22=1079,1-626.61= T = 196644,86 (Nmm) Momen xoắn Mz=T=196644,86 Nmm 79756,275 79756,275 188050,43 146284,1 6057,1 146409,45 224583,23 Nmm Nmm Nmm Nmm Nmm Nmm Nmm 4 Khi hai trục quay ngựơc chiều thì lực vòng có chiều ngược lại do đó phản lực tại các ổ theo phương đối xứng qua trục, biểu đồ momen Mx đối xứng qua trục lực dọc trục đổi chiều, do đó phải tính tại lại Ry20 và Ry21 dẫn đến biểu đồ momen My thay đổi 6 7 2l22RY20 = FY23l22 - FZ23 - Frdl23 2l22RY21 = FY23l22 + Frd( 2l22 + l23 ) + FZ23 MY21 = Frdl23 = 1296,85x 61,5 = MY23 = RY20l22 = 99,3 x 61 = 5/ Đường kính trục tính theo công thức 10.16 [I] dij = Trị số ứng suất cho phép [б] tra trong bảng 10.5 [I] đường kính d = 30 50 lấy [б] = 63MPa = 63 N/mm d21 = d23 == d22 = Xuất phát từ các yêu cầu về độ bền , lắp ghép và công nghệ ta chọn đường kính các đoạn trục như sau d21 = d20 = d23 = d22 = Tính kiểm nghiệm độ bền của then Tương tự với trục I ta xét các tiết diện trục dùng mối ghép then cần tiến hành kiểm nghiệm , mối ghép then về độ bền dập theo ( 9.1 ) và độ bền cắt theo ( 9. 2) Ta chọn then : d b h t1 t2 r lt 30 10 8 5 3.3 0,3 56 + Điều kiện bền dập Trong đó T=196644,86 Nmm + Diều kiện bền cắt Theo bảng (9.5) ứng suất dập cho phép với mối ghép then. Đặc tính tải trọng va đập nhẹ, lắp cố định và vật liệu là thép Vậy then đảm bảo độ bền dập và độ bền cắt. Tính kiểm nghiệm độ bền mỏi của trục. Tính mômen cảm uốn và mômen cảm xoắn của các mặt cắt trục theo công thức sau: + Tại mặt cắt 23 lắp bánh răng có rãnh then (b = 12, t1 = 5) - - + Tại mặt cắt 21 lắp ổ bị tiết diện là hình tròn: - - + Tại mặt cắt 22: lắp bánh đai có rãnh then. - - trong dó b, t1 là chiều dài và chiều sâu rãnh then trong trục -99,3 3230,3 79756,275 6057,3 31,02 32,9 23 35 40 30 78 23,41 100 4060 5361,25 11641,25 4207,1 8414,2 2128,54 4777,9 N N Nmm Nmm mm mm mm mm mm mm MPa MPa MPa MPa mm mm mm mm mm mm Trị số của các hệ số ảnh hưởng đến độ bền mòn của trục: Do ứng suất trung bình Ys = 0,05, Yt = 0 (do sb = 600 mpa). Do trạng thái bề mặt: kx = 1,06. Hệ số tăng bền : ky = 1. Hệ số ks/es và kt/et. Tính theo rãnh then và tính theo lấp cân sau đó ta chọn giá trị lớn hơn để tính ks và kt theo công thức: + ks = (ks/es + kx - 1)/ky (10.25) + kt = (kt/et + kx - 1)/ky (10.26) Tiết diện d Ks/es Kt/et ks kt Then Lắp cân Then Lắp cân 23 2,04 2,06 1,95 1,64 2,12 2,01 21 35 0 2,06 0 1,64 2,12 1,7 22 1,58 2,06 1,81 1,64 2,12 1,87 Lấy tiết diện 23. + Tính ứng suất uốn: + Tính ứng suất xoắn: Chọn kiểu lắp bánh răng trên trục là kiểu lắp trung gian (H7/k6) và có rãnh then. Ta có: ks/es = 2,06; kt/et = 1,95 Do trục quay 2 chiều nên ta có: sm = 0, sa = su = 17,3 (N/mm2) và tm = 0, ta = t = 16,9 (N/mm2) Hệ số an toàn mỏi được xác định: - ứng suất cho phép: - ứng suất tiếp: Hệ số an toàn: S23 > [S] Như vậy loại tiết diện 23 trục II đảm bảo độ bền mỏi. Tại tiết diện 21. + Tính ứng suất uốn: + Tính ứng suất xoắn: Ta có : sm = 0, sa = su = 18,96 tm = 0, ta = t = 23,37 + ứng suất pháp: + ứng suất tiếp: Hệ số an toàn: Như vậy tiết diện 2.1 trục II đảm bảo độ bền mỏi Tại tiết diện 2.2 + Tính ứng suất uốn: + Tính ứng suất xoắn: Ta có : sm = 0, sa = su = 0 tm = 0, ta = t = 41,16 + ứng suấ