Tải bản đầy đủ

Đồ án chi tiết máy bánh răng hai cấp

ĐẠI HỌC QUỐC GIA TP.HCM
TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA
KHOA CƠ KHÍ
BỘ MÔN THIẾT KẾ MÁY

ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY
(ME2011)
Sinh viên thực hiện: Võ Đình Dương

MSSV:1710913

Người hướng dẫn:
Ngày hoàn thành:
Học kỳ 1 năm học 2019-2020

Đề số 4: THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI


Phương án số: 3
Phương án
Lực vòng trên băng tải F,N

Vận tốc băng tải v,m/s
Đường kính tang dẫn, D(mm)
Thời gian phục vụ L,năm
Số ngày làm/năm Kng , ngày
Số ca làm trong ngày, ca
t1, giây
t2, giây
T1
T2

3
6500
1,0
300
5
200
1
25
16
T
0,7t

Phần 1: Xác định công suất động cơ và phân phối tỉ số truyền cho hệ thống
truyền chuyển động
1.1 Tính toán chọn động cơ
1.1.1 Xác định công suất cần thiết của động cơ
 Xác định công suất làm việc
Công suất trên trục đông cơ được xác định bằng công thức: 𝑃𝑐𝑡 =

𝑃𝑡
ηch

Trong đó: 𝑃𝑐𝑡 - công suất cần thiết cho trục động cơ, kW;
𝑃𝑡 - công suất tính toán trên trục công tác, kW;

ηch - hiệu suất chung hệ thống truyền chuyển động;
Hiệu suất chung hệ thống truyền động:
ηch = η2rn η4ol ηX ηkn = 0,83
Theo bảng 3.3 ta chọn: ηkn = 1 - hiệu suất khớp nối; ηrn = 0,97 hiệu suất bánh răng nghiên; ηol = 0,99 - hiệu suất ổ lăn; ηX = 0,92 - Hiệu
suất bộ truyền xích.


Hệ thống truyền chuyển động băng tải làm việc với sơ đồ tải trọng sau:
Công suất cần thiết của động cơ:


𝑃𝑡 = 𝑃𝑡đ =

𝐹.𝑣
1000

𝑇

.

2

2

𝑇

1
2
√ ( 𝑇 ) 𝑡1 + ( 𝑇 ) 𝑡2

𝑡1 + 𝑡2

Khi đó:

𝑃𝑐𝑡 =

𝑃𝑡
ηch

=

6500.1
1000

𝑇 2

( )
.√ 𝑇

0,7𝑇 2

25 + ( 𝑇 ) 16
25+16

= 5,82 (𝑘𝑊)

= 7,01 (𝑘𝑊)

1.1.2 Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ:
Số vòng quay của trục công tác:
𝑛𝑙𝑣 = 60000

𝑣
𝜋𝐷

= 60000.

1
𝜋.300

= 63,66 (𝑣ò𝑛𝑔/𝑝ℎú𝑡)

Trong đó: v - vận tốc băng tải, 𝑣 = 1 𝑚/𝑠
D – Đường kính tang dẫn, 𝐷 = 300 (𝑚𝑚)
Từ bảng 2.4 ta chọn sơ bộ tỉ số truyền của hộp báng răng trụ hai cấp khai
triển: 𝑢ℎ = 10; 𝑢𝑥 = 2, do đó số vòng quay sợ bộ của động cơ
𝑛𝑠𝑏 = 𝑢𝑥 . 𝑢ℎ . 𝑛𝑙𝑣 = 2.10.63,66 = 1273,2(𝑣ò𝑛𝑔/𝑝ℎú𝑡)
1.1.3 Chọn động cơ:
Theo bảng P1.2 với 𝑃𝑐𝑡 = 7,01 𝑘𝑊 và 𝑛𝑑𝑏 = 1500 𝑣ò𝑛𝑔/𝑝ℎú𝑡 ta dùng động
cơ 62-4 có 𝑃𝑑𝑐 = 10 𝑘𝑊, 𝑛𝑑𝑐 = 1460 𝑣ò𝑛𝑔/𝑝ℎú𝑡
1.2 Phân phối tỉ số truyền cho hệ thống truyền chuyển động.
1.2.1 Phân phối tỉ số truyền
Tỉ số truyền của hệ dẫn động: 𝑢𝑡 =

𝑛𝑑𝑐
𝑛𝑐𝑡

=

1460
63,66

= 22,93

Trong đó: 𝑛𝑑𝑐 - số vòng quay của động cơ đã chọn, 𝑛𝑑𝑐 = 1460 vòng/phút
𝑛𝑙𝑣 – số vòng quay của trục công tác, 𝑛𝑐𝑡 = 63,66 𝑣ò𝑛𝑔/𝑝ℎú𝑡
Dựa vào bảng 3.1 ta chọn 𝑢1 = 3,83 ; 𝑢2 = 2,61
Tính lại giá trị 𝑢𝑥 theo 𝑢𝑡 : 𝑢𝑥 =

𝑢𝑡
𝑢1 .𝑢2

=

22,93
3,83.2,61

= 2,29

1.2.2 Xác định công suất, momen và số vòng quay trên các trục
Công suất trên các trục:
𝑃𝑙𝑣 =

𝐹.𝑣
1`000

=

6500
1000

= 6,5 (𝑘𝑊); 𝑃3 =

𝑃𝑙𝑣
𝑛𝑜𝑙 .𝑛𝑥

=

6,5
0,99.0,92

= 7,14 (𝑘𝑊)


𝑃2 =

𝑃3
𝑛𝑜𝑙.𝑛𝑟𝑛

𝑃𝑑𝑐 =

𝑃1
𝑛𝑜𝑙

=

=

7,14
0,99.0,97

7,75
0,99

= 7,44 (𝑘𝑊); 𝑃1 =

𝑃2
𝑛𝑜𝑙 .𝑛𝑟𝑛

=

7,44
0,99.0,97

= 7,75 (𝑘𝑊)

= 7,82 (𝑘𝑊)

Số vòng quay trên các trục:
𝑛𝑑𝑐 = 2930 𝑣𝑔/𝑝; 𝑛2 =
𝑛3 =

𝑛2
𝑢2

=

381,2

𝑛𝑑𝑐
𝑢1

=

1460
3,83

= 381,2 𝑣𝑔/𝑝ℎ;

= 146,05𝑣𝑔/𝑝; 𝑛𝑐𝑡 =

2,61

𝑛3
𝑢𝑥

=

146,05
2,29

= 63,7 𝑣𝑔/𝑝ℎ

Momen xoắn trên các trục
𝑃𝑑𝑐

𝑇𝑑𝑐 = 9,55.106 .

𝑛𝑑𝑐

𝑇1 = 9,55.106 .

𝑃1

𝑇2 = 9,55.106 .

𝑃2

𝑇3 = 9,55.106 .

𝑃3

𝑛1

7,82

1460

7,75

= 9,55.106 .

1460

= 9,55.106 .

𝑛2
𝑛3

= 9,55.106 .

= 50693,49 𝑁𝑚𝑚

7,44

381,2

= 9,55.106 .

7,14

146,05

𝑃𝑐𝑡

𝑇𝑐𝑡 = 9,55.106 .

𝑛𝑐𝑡

= 9,55.106 .

6,5

63,7

= 51151,37 𝑁𝑚𝑚

= 186390,35𝑁𝑚𝑚
= 466874,35 𝑁𝑚𝑚
= 976022,01𝑁𝑚𝑚

Bảng 1: Đặc tính kỹ thuật của hệ thống truyền chuyển động
Trục
Thông số
Công suất, kW
Tỉ số truyền
Số vòng quay, vg/ph
Momen xoắn, Nmm

Động cơ

I

II

III

Công tác

7,82

7,75

7,44

7,14

6,5
2,29
63,7
974489,8

1
1460
51151,37

3,83
1460
50693,49

381,2
186390,35

Phần 2: Tính toán bộ truyền xích
2.1 Thông số ban đầu
- Công suất truyền đến: 𝑃 = 7,14 𝑘𝑊
- Tỉ số truyền: 𝑢 = 2,29
- Số vòng quay bánh dẫn 𝑛1 = 146,05 𝑣ò𝑛𝑔/𝑝ℎú𝑡

2,61
146,05
466874,35


2.2

Chọn loại xích ống con lăn.

2.3

Chọn số răng của đĩa xích dẫn then công thức:
𝑧1 = 29 – 2. 𝑢 = 24,42

Số răng đĩa xích là số lẻ để xích mòn đều nên theo bảng 5.4 ta chọn 𝑧1 = 25
răng
2.4

Tính số răng đĩa xích lơn theo công thức
𝑧2 = 𝑢. 𝑧1 = 2,29.25 = 57,25 𝑟ă𝑛𝑔

Ta chọn 𝑧2 = 59 𝑟ă𝑛𝑔
2.5 Xác định các hệ số điều kiện sử dụng xích K
𝐾 = 𝐾𝑟 𝐾𝑎 𝐾𝑜 𝐾𝑑𝑐 𝐾𝑏 𝐾𝑙𝑣
trong đó: 𝐾𝑟 = 1,2 (tải trọng va đập nhẹ)
𝐾𝑎 = 1 (hệ số xét đển ảnh hưởng của khoảng cách trục a = 40pc)
𝐾𝑜 = 1 (hệ số xét đến ảnh hưởng cách bố trí bộ truyền)
𝐾𝑑𝑐 = 1 (trục đĩa xích điều chỉnh được)
𝐾𝑏 = 1 (Bôi trơn nhỏ giọt)
𝐾𝑙𝑣 = 1 (hệ số xét đến ảnh hưởng chế độ làm việc, khi làm việc 1 ca)
Bảng 2.1 Chọn phương pháp bôi trơn bộ truyền
Bôi trơn bộ truyền xích, khi vận tốc v,
m/s
<4
Nhỏ giọt 8 giọt / phút

Chất lượng bôi trơn
II- Đạt yêu cầu

Từ đây suy ra: 𝐾 = 1,2.1.1.1.1.1 = 1,2
Hệ số 𝐾𝑛 =
Hệ số 𝐾𝑧 =

𝑛01
𝑛1
𝑧01
𝑧1

=

=

200
146,05
25
25

= 1,37 ( 𝑛01 tra bảng 5.4 )

= 1

2.6 Tính công suất tính toán 𝑃𝑡 :


𝑃𝑡 =

𝐾.𝐾𝑧 𝐾𝑛 𝑃1
𝐾𝑥

=

1,2.1.1,37.7,14
1

= 11,7 𝑘𝑊

Theo bảng 5.4 ta chọn cột 𝑛01 = 200𝑣𝑔/𝑝ℎ ta chọn bước xích 𝑝𝑐
= 31,75 𝑚𝑚 thỏa mãn điều kiện bền mòn:
𝑃𝑡 < [𝑃] = 19,3 𝑘𝑊
2.7 Theo bảng 5.2 số vòng quay tới hạn tương ứng bước xích
31,75mm là 𝑛01 = 630𝑣𝑔/𝑝ℎ
2.8 Xác định vận tốc trung bình v của xích
𝑣=

𝑧1 𝑛1 𝑝𝑐

=

60000

25.146,05.31,75
60000

= 1,93 (𝑚/𝑠)

Lực vòng có ích:
𝐹𝑡 =

1000𝑃
𝑣

1000.7,14

=

1,93

= 3699,48 (𝑁)

2.9 Tính toán kiểm nghiệm bước xích 𝑝𝑐 theo công thức (5.26) với [𝑝0 ] chọn theo
bảng 5.3 là 29Mpa
𝑝𝑐 ≥ 600.

3

√𝑍

𝑃1 .𝐾

1 𝑛1 [𝑝0 ]𝐾𝑥

= 600.

7,14.1,2

3

√25.146,05.29.1

= 25,95 𝑚𝑚

Do 𝑝𝑐 = 31,75mm nên điều kiện trên được thỏa.
2.10 Chọn khoảng cách trục sơ bộ 𝑎 = 40. 𝑝𝑐 = 40.31,75 = 1270𝑚𝑚
Số mắt xích X
𝑋=

2𝑎
𝑝𝑐

+

𝑧1 +𝑧2
2

+(

𝑧2 −𝑧1 2 𝑝𝑐
2𝜋

)

𝑎

=

2.40𝑝𝑐
𝑝𝑐

+

25+59
2

59−25 2 𝑝𝑐

+(

= 122,7𝑚𝑚
Ta chọn số mắt xích: 𝑋 = 124 𝑚ắ𝑡 𝑥í𝑐ℎ
Chiều dài xích 𝐿 = 𝑝𝑐 . 𝑋 = 31,75.124 = 3937𝑚𝑚
Tính chính xác khoảng cách trục theo công thức (5.9)

2𝜋

)

40𝑝𝑐


z +z

𝑎 = 0,25. 𝑝𝑐 [X − ( 1 2 2 ) + √(X −

= 0,25.31,75 [124 − (

25 +59
2

z1 +z2 2
z −z 2
) − 8 ( 2 1) ]
2


) + √(124 −

25+59 2
2

) − 8(

59−25 2


) ]

= 1290,31
Để xích không chịu lực căng quá lớn, khoảng cách trục a được tính cần phải
giảm một khoảng 𝛥𝑎 = (0,002 … 0,004)𝑎 = 2,58 … 5,16 (𝑚𝑚).
Do đó ta chọn khoảng cách trục 𝑎 = 1286𝑚𝑚
Bước 10. Số lần va đập trong 1 giây:

𝑖=

𝑧1 .𝑛1
15𝑋

=

25.146,05
15.124

= 1,96 ≤ [𝑖] = 16

Theo bảng (5.6) với bước xích 𝑝𝑐 = 31,75𝑚𝑚 ta chọn [𝑖] = 16
Kiểm tra xích theo hệ số an toàn theo công thức (5.28)
𝑠=

𝑄
𝐾𝑟 .𝐹𝑡 +𝐹𝑣 +𝐹𝑜

=

88500
1,2.3699,48+14,15+192,35

= 19,04 ≥ [𝑠] = 8,5 ( tra

bảng 5.10)
Tải trọng phá hủy Q = 88500N (tra theo phụ lục 5.2 với bước xích 𝑝𝑐 =
31,75𝑚𝑚)
Lực vòng Ft = 3699,48 (N)
Lực căng do lực ly tâm gây nên xác định theo công thức (5,16):
Fv = qm.v2 = 3,8.1,932 = 14,15 (N) (qm tra trong bảng 5.2)
Lực căng ban đầu của xích F0 xác định theo công thức (5,16)
F0 = Kfaqmg = 4.1,29.3,8.9,81 = 192,35 (N)
Trong đó:

Kf – Hệ số phụ thuộc vào độ võng xích, Kf = 4
a – Khoảng cách trục, m
g – Gia tốc trọng trường, m/s2

2.11 Tính lực tác dụng lên trục
𝐹𝑟 = 𝐾𝑚 . 𝐹𝑡 = 1,15. 3699,48 = 4254,4 N


2.12 Đường kính đĩa xích:

𝑑1 ≈

𝑝𝑐 .𝑧1
𝜋

=

31,75.25
𝜋

= 252,66 𝑚𝑚

𝜋

𝑑𝑎1 = (0,5 + cot ( )). 𝑝𝑐 = 267,2𝑚𝑚
𝑧1

𝑑𝑓1 = 𝑑1 − 2. 𝑟 = 233,4mm (r = 0,50525𝑑1 + 0,05 = 9,62)
𝑑2 ≈

𝑝𝑐 .𝑧2
𝜋

=

31,75.59
𝜋

= 596,27 𝑚𝑚

𝜋

𝑑𝑎2 = (0,5 + cot ( )). 𝑝𝑐 = 611,59𝑚𝑚
𝑧2

𝑑𝑓2 = 𝑑2 − 2. 𝑟 = 577,04 𝑚𝑚
Bảng 2.2 Thông số kỹ thuật bộ truyền xích
Thông số
Bước xích
Khoảng cách trục
Bán kính đáy
Mắt xích
Số răng
Đường kính vòng
chia
Đường kính vòng
đỉnh
Đường kính vòng đáy

Bánh dẫn
Bánh bị dẫn
pc = 31,75 mm
a = 1460 mm
r = 9,62 mm
X = 124 mắt xích
z1 = 25 răng
z2 = 59 răng
d1 = 252,66 mm
d2 = 596,27 mm
da1 = 267,2 mm

da2 = 611,59 mm

df1 = 233,4 mm

df2 = 577,04 mm

Thiết kế bộ truyền trong hộp giảm tốc
3.1 Tính toán thiết kế bộ truyền cấp nhanh
Các thông số ban đầu







Công suất đầu vào: 7,75
Momen xoắn: 50693,49
Số vòng quay: 1460
Tỉ số truyền: 3,83
Thời gian phục vụ L,năm: 6
Một ca làm việc: 8 giờ


 Số ngày làm/năm: 200
 Số ca làm việc trong ngày: 1
3.1.1 Chọn vật liệu
+ Bánh dẫn ( bánh nhỏ): Thép C45 tôi cải thiện
Độ rắn HB1 269…302, chọn 𝐻𝐵 = 270
Giới hạn bền 𝜎𝑏 = 890 𝑀𝑝𝑎
Giới hạn chảy 𝜎𝑐ℎ = 650 𝑀𝑝𝑎
+ Bánh bị dẫn (bánh lớn): Thép C45 tôi cải thiện
Độ rắn 𝐻𝐵2 = 235 … 262 𝐻𝐵, chọn 𝐻𝐵 = 250
Giới hạn bền 𝜎𝑏 = 780 𝑀𝑝𝑎
Giới hạn chảy 𝜎𝑐ℎ = 540 𝑀𝑝𝑎
3.1.2 Xác định số chu kỳ làm việc cơ sở:
Số chu kỳ làm việc cơ sở:
𝑁𝐻𝑂1 = 30𝐻𝐵12,4 = 30. 2702,4 = 20,5. 106 𝑐ℎ𝑢 𝑘ỳ
𝑁𝐻𝑂2 = 30𝐻𝐵22,4 = 30. 2502,4 = 17,07. 106 𝑐ℎ𝑢 𝑘ỳ
𝑁𝐹𝑂1 = 𝑁𝐹𝑂2 = 5. 106
Số chu kỳ làm việc tương đương, xác đinh theo sơ đồ tải trọng
𝑁𝐻𝐸1 = 60𝑐 ∑ (

𝑚𝐻 /2

𝑇𝑖

𝑇𝑚𝑎𝑥

)

𝑛𝑖 . 𝑡𝑖

𝑇 3 25
0,7.𝑇 3 16
(
) . ]
+
𝑇
41
𝑇
41

= 60𝑐. 𝐿ℎ . 𝑛. [( ) .

= 60.1.8000. 1460.(13 .
Trong đó: 𝑡1 =
𝑁𝐻𝐸2 =
Tương tự

25
41

. 𝐿ℎ , 𝑡2 =

𝑁𝐻𝐸1
𝑢2

=

5,2.105
3,83

16
41

25
16
+
0,73 . )
41
41

= 5,2.108 𝑐ℎ𝑢 𝑘ỳ

. 𝐿ℎ , 𝐿ℎ = 5.8.200 = 8000 giờ

= 1,36.108 𝑐ℎ𝑢 𝑘ỳ


𝑁𝐹𝐸1 = 60𝑐 ∑ (

𝑚𝐻 /1

𝑇𝑖
𝑇𝑚𝑎𝑥

)

𝑛𝑖 . 𝑡𝑖

𝑇 6 25
0,7.𝑇 6 16
(
) . ]
+
𝑇
41
𝑇
41

= 60𝑐. 𝐿ℎ . 𝑛. [( ) .

= 60.1.8000. 1460.(16 .

25
16
+ 0,76 . 41)
41

= 4,6.108 chù kỳ
𝑁𝐹𝐸2 =

𝑁𝐹𝐸1
𝑢2

=

9,19.108
3,83

= 1,2.108 𝑐ℎ𝑢 𝑘ỳ

Do 𝑁𝐹𝐸1 > 𝑁𝐹𝑂 ; 𝑁𝐹𝐸2 > 𝑁𝐹𝑂2 nên hệ số tuổi thọ 𝐾𝐻𝐿1 = 𝐾𝐻𝐿2 = 1
3.1.3 Theo bảng 6.13, giới hạn mỏi tiếp xúc và uốn các bánh răng xác định như
sau:
𝜎0𝐻 𝑙𝑖𝑚 = 2𝐻𝐵 + 70
𝜎0𝐻 lim 1 = 2.270 + 70 = 610 Mpa


𝜎0𝐻 lim 2 = 2.250 + 70 = 570 Mpa
𝜎0𝐹 lim = 1,8 𝐻𝐵
𝜎0𝐹 lim 1 = 1,8.270 = 486MPa



𝜎0𝐹 lim 2 = 1,8.250 = 450MPa

3.1.4 Ứng suất tiếp cho phép

[𝜎𝐻 ] =

𝜎0𝐻𝑙𝑖𝑚 𝑍𝑅 𝑍𝑉 𝐾𝐿 𝐾𝑋𝐻
𝑠𝐻

. 𝐾𝐻𝐿 =

𝜎𝑜𝐻𝑙𝑖𝑚 0,9
𝑠𝐻

. 𝐾𝐻𝐿

Khi tôi cải thiện 𝑠𝐻 = 1.1 do đó:

[𝜎𝐻1 ] =
[𝜎𝐻2 ] =

610.0,9
1,1
570.0,9
1,1

= 499,1 𝑀𝑝𝑎
= 466,4 𝑀𝑝𝑎

Vậy ứng suất tiếp xúc cho phép sơ bộ
2 ]
2 ])
[𝜎𝐻 ] = √0,5([𝜎𝐻1
+ [𝜎𝐻2
= 483,03 𝑀𝑃𝑎

Xét giá trị [𝜎𝐻 ]


[𝜎𝐻 ]𝑚𝑖𝑛 ≤ [𝜎𝐻 ] ≤ 1,25. [𝜎𝐻 ]𝑚𝑖𝑛
466,4 ≤ 483,03 ≤ 583
Thỏa mãn điều kiện
3.1.5 Xác định ứng suất uốn cho phép: [𝜎𝐹 ] =
[𝜎𝐹1 ] =
[𝜎𝐹2 ] =

σ0Flim 1 .𝐾𝐹𝐶
sF
σ0Flim2 .𝐾𝐹𝐶
sF

486.1

. 𝐾𝐹𝐿 =

1,75

. 𝐾𝐹𝐿 =

450.1
1,75

σ0Fim .𝐾𝐹𝐶
sF

. 𝐾𝐹𝐿

. 1 = 277,7 𝑀𝑃𝑎
. 1 = 257,14 𝑀𝑃𝑎

Trong đó: sF – hệ số an toàn trung bình, tra theo bảng 6.13

K FC – Khi quay 1 chiều
3.1.6 Theo bảng 6.15 do bánh răng nằm không đối xứng các ổ trục nên
Ψ𝑏𝑎 = 0,25 ÷ 0,4 chọn Ψ𝑏𝑎 = 0,25 theo tiêu chuẩn. Khi đó:
Ψ𝑏𝑑 =

Ψ𝑏𝑎 (u+1)
2

= 0,6

Theo bảng 6.4, ta chọn 𝐾𝐻𝛽 = 1,04; 𝐾𝐹𝛽 = 1,07
3.1.7 Khoảng cách trục bộ truyền bánh răng
𝑇1 𝐾𝐻𝛽

3

𝑎𝜔 = 430(u+1) √

Ψ𝑏𝑎 [𝜎𝐻 ]2 𝑢

= 430(3,83+1)

3

50,69.1,04

√0,25.483,032.3,83 = 128,34 mm

 Theo tiêu chuẩn ta chọn 𝑎𝜔 = 140 mm
3.1.8 Moodun răng m = (0,01÷ 0,02) 𝑎𝜔 = 1,4 ÷ 2,8mm
Theo tiêu chuẩn , ta chọn m = 2 mm
Từ điều kiện 200 ≥ 𝛽 ≥ 80
suy ra:

2aω cos80

≥ 𝑧1 ≥

m (u±1)
2.140.cos80

2,5.(3,83+1)

2aω cos200

≥ 𝑧1 ≥

m (u±1)
2.140.cos200
2,5(3,83+1)


22,96 ≥ z1 ≥ 21,78
Ta chọn 𝑧1 = 22 răng, suy ra số răng bánh bị dẫn 𝑧2 = 22.3,83 =84,26 răng
Chọn 𝑧2 = 85 răng
Góc nghiêng răng:

𝛽 = arccos

m(z1+ z2)
2.aω

Tính toán lại tỉ số truyền: 𝑢 =

Sai số ∆𝑢 =

3,86−3,83
3,83

𝑧2
𝑧1

= arccos

=

85
22

2(22+85)
2.125

= 17o12’

= 3,86

= 0,78% < 2%

3.1.9 Các thông số hình học của bộ truyền bánh răng


Bảng 3.1 Thông số bánh răng nghiêng cấp nhanh
Thông số hình học
Mômen xoắn N.m
Tỉ số truyền
Số vòng quay v/p
Khoảng cách trục, mm
Môđun, mm
Số răng
Z1
Z2
Góc nghiêng răng độ
Đường kính vòng chia,
mm
𝑑𝜔1 =
𝑑𝜔2 =

Răng trụ
nghiêng
50,69349
3,86
1460
140
2,5
22
85
17o12’

𝑚𝑧1

57,57

𝑐𝑜𝑠𝛽
𝑚𝑧2

219,83

𝑐𝑜𝑠𝛽

Đường kính vòng đỉnh,
mm
𝑑𝑎1 = 𝑑𝜔1 + 2m
𝑑𝑎2 = 𝑑𝜔2 + 2m
Chiều rộng vành răng, mm
b1 = b2 + 5
b2 = Ψ𝑏𝑑 . dw1
Vận tốc vòng m/s

62,57
224,83
39,54
34,54
4,4

3.1.10 Tính toán kiểm nghiệm giá trị ứng suất tiếp xúc

𝜎𝐻 =

𝑍𝑀 𝑍𝐻 𝑍𝜀
𝑑𝜔1



2𝑇1. 103 𝐾𝐻 (𝑢+1)

Với [𝜎𝐻 ] = 𝜎0𝐻𝑙𝑖𝑚

𝑏𝜔 .𝑢

≤ [𝜎𝐻 ]

𝐾𝐻𝐿 .𝑍𝐿 .𝑍𝑉 .𝐾𝐿 .𝐾𝑥𝐻
𝑠𝐻
1

Ta có: do cặp vật liệu làm bằng thép nên 𝑍𝑀 = 190 𝑀𝑃𝑎2
𝑍𝐻 = √

4.𝑐𝑜𝑠𝛽
𝑠𝑖𝑛 2αtω

=√

4.cos(170 12’)
sin(2.20,85)

= 2,4


𝑡𝑎𝑛𝛼𝑡𝜔
𝑍𝜀 = √

1
𝜖𝛼

=√

Với 𝜖𝛽

𝑡𝑎𝑛𝛼𝑛𝜔 / 𝑐𝑜𝑠𝛽

=
1

1,62

=>

𝛼𝑡𝜔

= 20,85o

= 0,79

= 𝑏𝜔 . 𝑠𝑖𝑛𝛽/(𝑚𝜋) = 39,54. 𝑠𝑖𝑛(17o 12’)/(2𝜋) = 1,86 > 1
1

1

1

2

𝜖𝛼 = [1,88 − 3,2 (𝑧 + 𝑧 )] . 𝑐𝑜𝑠𝛽 = 1,62
𝐾𝐻 = 𝐾𝐻𝛽 . 𝐾𝐻𝑣 . 𝐾𝐻𝛼 = 1,04.1,095.1,16 = 1,32
Với v = 4,4m/s : theo bảng 6.3 ta chọn cấp chính xác là 9

𝐾𝐻𝑣 = 1,095 : theo bảng 6.6
𝐾𝐻𝛼 = 1,16 : theo bảng 6.11

 𝜎𝐻 =

190.2,4.0,79
57,57



2.50,69349.103 .1,32(3,86+1)
34,54.3,86

= 437,06(MPa)

𝐾𝐻𝐿 .𝑍𝑅 .𝑍𝑉 .𝐾𝐿.𝐾𝑥𝐻
𝑠𝐻
1.1.0,99.1.1,02

Đối với bánh răng số 1: [𝜎𝐻1 ] = 𝜎0𝐻1𝑙𝑖𝑚
= 670.

= 615,06(MPa)

1,1
𝐾𝐻𝐿 .𝑍𝑅 .𝑍𝑉 .𝐾𝐿.𝐾𝑥𝐻
Đối với bánh răng số 2: [𝜎𝐻1 ] = 𝜎0𝐻2𝑙𝑖𝑚
𝑠𝐻

=570 .

1.1.0,99.1.1,02
1,1

= 523,26(MPa)

 Nên đảm bảo điều kiện bền tiếp xúc
3.1.11 Hệ số dặng răng 𝑌𝐹
- Đối với bánh dẫn: 𝑌𝐹1 = 3,47 +

13,2

- Đối với bánh dẫn: 𝑌𝐹2 = 3,47 +

13,2

𝑧1
𝑧2

= 3,47 +
= 3,47 +

13,2
22
13,2
85

Đặc tính so sánh độ bền các bánh răng (độ bền uốn)

=4
= 3,63


- Bánh dẫn:

[𝜎𝐹1 ]
𝑌𝐹1

- Bánh bị dẫn:

=

[𝜎𝐹2 ]
𝑌𝐹2

277,7
4

=

= 69,4

257,14
3,63

= 70,84

Ta kiểm tra độ bền uốn theo
3.1.12 Ứng suất uốn tính toán theo công thức (6.78)

σF1 =

2T1 YF1 KF Yε Yβ
b𝜔 dω1 m

Trong đó: Yε =

1
𝜀𝛼

= 58,45 MPa

= 0,62

𝑌𝛽 = 1 − 𝜀𝛽 𝛽/120= 0,91
𝐾𝐹 = 𝐾𝐹𝛽 . 𝐾𝐹𝑉 . 𝐾𝐹𝛼 = 1,07.1,19.1 = 1,27

Vì:

σF1

< [σF1 ] = 277,7

 Độ bền uốn được thỏa.
3.2 Tính toán thiết kế bộ truyền cấp chậm
Các thông số ban đầu









Công suất đầu vào: 7,44
Momen xoắn: 186390,35
Số vòng quay: 381,2
Tỉ số truyền: 2,61
Thời gian phục vụ L,năm: 6
Một ca làm việc: 8 giờ
Số ngày làm/năm: 200
Số ca làm việc trong ngày: 1

3.2.1 Chọn vật liệu
+ Bánh dẫn ( bánh nhỏ): Thép C45 tôi cải thiện
Độ rắn HB1 269…302, chọn 𝐻𝐵 = 270
Giới hạn bền 𝜎𝑏 = 890 Mpa
Giới hạn chảy 𝜎𝑐ℎ = 650 Mpa


+ Bánh bị dẫn (bánh lớn): Thép C45 tôi cải thiện
Độ rắn HB2 235…262 HB, chọn 𝐻𝐵 = 250
Giới hạn bền 𝜎𝑏 = 780 Mpa
Giới hạn chảy 𝜎𝑐ℎ = 540 Mpa
3.2.2 Xác định số chu kỳ làm việc cơ sở:
Số chu kỳ làm việc cơ sở:
𝑁𝐻𝑂1 = 30𝐻𝐵12,4 = 30. 2702,4 = 20,5. 106 𝑐ℎ𝑢 𝑘ỳ
𝑁𝐻𝑂2 = 30𝐻𝐵22,4 = 30. 2502,4 = 17,07. 106 𝑐ℎ𝑢 𝑘ỳ
𝑁𝐹𝑂1 = 𝑁𝐹𝑂2 = 5. 106
Số chu kỳ làm việc tương đương, xác đinh theo sơ đồ tải trọng
𝑁𝐻𝐸1 = 60𝑐 ∑ (

𝑚𝐻 /2

𝑇𝑖

𝑇𝑚𝑎𝑥

)

𝑛𝑖 . 𝑡𝑖

𝑇 3 25
0,7.𝑇 3 16
(
) . ]
+
𝑇
41
𝑇
41

= 60𝑐. 𝐿ℎ . 𝑛. [( ) .

= 60.1.8000. 381,2.(13 .
Trong đó: 𝑡1 =
𝑁𝐻𝐸2 =

25
41

. 𝐿ℎ , 𝑡2 =

𝑁𝐻𝐸1
𝑢

=

16
41

1,36.108
2,61

25
16
+ 0,73 . 41)
41

. 𝐿ℎ , 𝐿ℎ = 5.8.200 = 8000 𝑔𝑖ờ
= 5,21.107 𝑐ℎù 𝑘ỳ

Tương tự
𝑁𝐹𝐸1 = 60𝑐 ∑ (

𝑚𝐻 /1

𝑇𝑖
𝑇𝑚𝑎𝑥

)

𝑛𝑖 . 𝑡𝑖

𝑇 6 25
0,7.𝑇 6 16
(
) . ]
+
𝑇
41
𝑇
41

= 60𝑐. 𝐿ℎ . 𝑛. [( ) .

= 60.1.8000. 381,2.(16 .

25
16
+ 0,76 . 41)
41

= 1,2.108 chù kỳ
𝑁𝐹𝐸2 =

𝑁𝐹𝐸1
𝑢

=

1,2.108
2,61

= 1,36.108 𝑐ℎ𝑢 𝑘ỳ

= 4,6.107 chù kỳ


Do NFE1 > NFO; NFE2 > NFO2 nên hệ số tuổi thọ KHL1 = KHL2 =1
3.2.3 Theo bảng 6.13, giới hạn mỏi tiếp xúc và uốn các bánh răng xác định như
sau:
𝜎0𝐻 𝑙𝑖𝑚 = 2𝐻𝐵 + 70
𝜎0𝐻 lim 1 = 2.270 + 70 = 610 Mpa


𝜎0𝐻 lim 2 = 2.250 + 70 = 570 Mpa
𝜎0𝐹 lim = 1,8 𝐻𝐵
𝜎0𝐹 lim 1 = 1,8.270 = 486MPa



𝜎0𝐹 lim 2 = 1,8.250 = 450MPa

3.2.4 Ứng suất tiếp cho phép

[𝜎𝐻 ] =

𝜎0𝐻𝑙𝑖𝑚 𝑍𝑅 𝑍𝑉 𝐾𝐿 𝐾𝑋𝐻
𝑠𝐻

.KHL =

𝜎𝑜𝐻𝑙𝑖𝑚 0,9
𝑠𝐻

.KHL

Khi tôi cải thiện 𝑠𝐻 = 1,1 do đó:

[𝜎𝐻1 ] =
[𝜎𝐻2 ] =

610.0,9
1,1
570.0,9
1,1

= 499,1 Mpa
= 466,4 Mpa

Vậy ứng suất tiếp xúc cho phép sơ bộ
2 ]
2 ])
[𝜎𝐻 ] = √0,5([𝜎𝐻1
+ [𝜎𝐻2
= 483,03 MPa

Xét giá trị [𝜎𝐻 ]
[𝜎𝐻 ]𝑚𝑖𝑛 ≤ [𝜎𝐻 ] ≤ 1,25. [𝜎𝐻 ]𝑚𝑖𝑛
466,4 ≤ 483,03 ≤ 583
Thỏa mãn điều kiện
3.2.5 Xác định ứng suất uốn cho phép: [𝜎𝐹 ] =
[𝜎𝐹1 ] =
[𝜎𝐹2 ] =

σ0Flim 1 .𝐾𝐹𝐶
sF

. 𝐾𝐹𝐿 =

σ0Flim2 .𝐾𝐹𝐶
. 𝐾𝐹𝐿
sF

=

486.1
1,75
450.1
1,75

σ0Fim .𝐾𝐹𝐶
sF

. 𝐾𝐹𝐿

. 1 = 277,7 MPa
. 1 = 257,14 MPa


Trong đó: sF – hệ số an toàn trung bình, tra theo bảng 6.13

K FC – Khi quay 1 chiều
3.2.6 Theo bảng 6.15 do bánh răng nằm không đối xứng các ổ trục nên Ψ𝑏𝑎 =
0,25 ÷ 0,4 chọn Ψ𝑏𝑎 = 0,4 theo tiêu chuẩn. Khi đó:
Ψ𝑏𝑑 =

Ψ𝑏𝑎 (u+1)
2

= 0,72

Theo bảng 6.4, ta chọn 𝐾𝐻𝛽 = 1,052; 𝐾𝐹𝛽 = 1,094
3.2.7 Khoảng cách trục bộ truyền bánh răng
𝑇1 𝐾𝐻𝛽

3

𝑎𝜔 = 430(u+1) √

Ψ𝑏𝑎 [𝜎𝐻 ]2 𝑢

= 430(2,61+1)

3

186,39035.1,052

√ 0,4.483,032.2,61 = 144,59 mm

 Theo tiêu chuẩn ta chọn 𝑎𝜔 = 160 mm
3.2.8 Moodun răng m = (0,01÷ 0,02) 𝑎𝜔 = 1,6 ÷ 3,2mm
Theo tiêu chuẩn , ta chọn m = 3 mm
Từ điều kiện 200 ≥ 𝛽 ≥ 80
suy ra:

2aω cos80

m (u±1)
2.160.cos80
3.(2,61+1)

≥ 𝑧1 ≥
≥ 𝑧1 ≥

2aω cos200
m (u±1)
2.160.cos200
3(2,61+1)

29,26 ≥ z1 ≥ 27,77
Ta chọn 𝑧1 = 28 răng, suy ra số răng bánh bị dẫn 𝑧2 = 28.2,61 =73,08 răng
Chọn 𝑧2 = 73 răng
Góc nghiêng răng:

𝛽 = arccos

m(z1+ z2)
2.aω

Tính toán lại tỉ số truyền: 𝑢 =

𝑧2
𝑧1

= arccos

=

73
28

3(28+73)
2.160

= 2,607

= 18,750


Sai số: ∆𝑢 =

2,607−2,61
2,61

= 0,1%

3.2.9 Các thông số hình học của bộ truyền bánh răng


Bảng 3.2 Thông số bánh răng nghiêng cấp chậm
Thông số hình học
Mômen xoắn N.m
Tỉ số truyền
Số vòng quay v/p
Khoảng cách trục, mm
Môđun, mm
Số răng
Z1
Z2
Góc nghiêng răng độ
Đường kính vòng chia,
mm
dw1 =
dw2 =

Răng trụ
nghiêng
186,39035
2,607
381,2
160
3
28
73
18,750

𝑚𝑧1

88,71

𝑐𝑜𝑠𝛽
𝑚𝑧2

231,27

𝑐𝑜𝑠𝛽

Đường kính vòng đỉnh,
mm
da1 = dw1 + 2m
da2 = dw2 + 2m
Chiều rộng vành răng, mm
b1 = b2 + 5
b2 = Ψ𝑏𝑑 . dw1
Vận tốc vòng m/s

94,71
237,27
69
64
1,77

3.2.10 Tính toán kiểm nghiệm giá trị ứng suất tiếp xúc

𝜎𝐻 =

𝑍𝑀 𝑍𝐻 𝑍𝜀
𝑑𝜔1



2𝑇1. 103 𝐾𝐻 (𝑢+1)

Với [𝜎𝐻 ] = 𝜎0𝐻𝑙𝑖𝑚

𝑏𝜔 .𝑢

≤ [𝜎𝐻 ]

𝐾𝐻𝐿 .𝑍𝐿 .𝑍𝑉 .𝐾𝐿 .𝐾𝑥𝐻
𝑠𝐻
1

Ta có: do cặp vật liệu làm bằng thép nên 𝑍𝑀 = 190 𝑀𝑃𝑎2
𝑍𝐻 = √

4.𝑐𝑜𝑠𝛽
𝑠𝑖𝑛 2atω

=

4.cos(18,75)

√ sin 2.21,03

= 2,38


𝑡𝑎𝑛𝛼𝑡𝜔
𝑍𝜀 = √

1
𝜖𝛼

=√

=
1

1,63

Với 𝜖𝛽 =

𝑡𝑎𝑛𝛼𝑛𝜔 / 𝑐𝑜𝑠𝛽

𝛼𝑡𝜔

=>

= 21,03o

= 0,78

𝑏𝜔 . 𝑠𝑖𝑛𝛽/(𝑚𝜋) = 64.
1

1

1

2

𝑠𝑖𝑛18,75
3𝜋

= 2,18> 1

𝜖𝛼 = [1,88 − 3,2 (𝑧 + 𝑧 )] . 𝑐𝑜𝑠𝛽 = 1,63
𝐾𝐻 = 𝐾𝐻𝛽 . 𝐾𝐻𝑣 . 𝐾𝐻𝛼 = 1,052.1,04.1,13 = 1,24
Với v = 1,77m/s : theo bảng 6.3 ta chọn cấp chính xác là 9

𝐾𝐻𝑣 = 1,04 : theo bảng 6.6
𝐾𝐻𝛼 = 1,13 : theo bảng 6.11

 𝜎𝐻 =

190.2,38.0,78
88,71



2.186,39035.103 .1,24(2,607+1)
88,71.2,607

Đối với bánh răng số 1: [𝜎𝐻1 ] =

= 338,96 (MPa)

𝜎0𝐻1𝑙𝑖𝑚 𝐾𝐻𝐿.𝑍𝑅.𝑍𝑠 𝑉.𝐾𝐿.𝐾𝑥𝐻
𝐻

= 670.

1.1.1.1,02

= 565,6(MPa)

1,1
𝐾 .𝑍 .𝑍 .𝐾 .𝐾
Đối với bánh răng số 2: [𝜎𝐻1 ] = 𝜎0𝐻2𝑙𝑖𝑚 𝐻𝐿 𝑅 𝑉 𝐿 𝑥𝐻
𝑠
𝐻

=570 .

1.1.1.1,02
1,1

= 528,54(MPa)

 Nên đảm bảo điều kiện bền tiếp xúc
3.2.11 Hệ số dạng răng 𝑌𝐹
Đối với bánh dẫn: 𝑌𝐹1 = 3,47 +

13,2
𝑧𝑣

= 3,47 +

13,2
𝑧1
𝑐𝑜𝑠𝛽3

= 3,47 +

13,2
28
𝑐𝑜𝑠18,753

= 3,87


Đối với bánh dẫn: 𝑌𝐹2 = 3,47 +

13,2
𝑧2

= 3,47 +

= 3,47 +

13,2
𝑧2
𝑐𝑜𝑠𝛽3

13,2
73
𝑐𝑜𝑠18,753

Đặc tính so sánh độ bền các bánh răng (độ bền uốn)
- Bánh dẫn:

[𝜎𝐹1 ]

=

𝑌𝐹1

- Bánh bị dẫn:

[𝜎𝐹2 ]
𝑌𝐹2

277,7
3,87

=

= 71,76

257,14
3,62

= 71,03

Ta kiểm tra độ bền uốn theo bánh bị dẫn
3.2.12 Ứng suất uốn tính toán theo công thức (6.92)

σF2 =

2T2 YF2 KF Yε Yβ
b𝜔 dω2 m

Trong đó: 𝑌𝜀 =

1
𝜀𝛼

= 49,8 𝑀𝑃𝑎

= 0,6

𝑌𝛽 = 1 − 𝜀𝛽 𝛽/120 = 0,66
𝐾𝐹 = 𝐾𝐹𝛽 . 𝐾𝐹𝑉 . 𝐾𝐹𝛼 = 1,15.1,2.1 = 1,38

Vì:

σF2

< [σF2 ] = 277,7

 Độ bền uốn được thỏa.

= 3,62


Bảng 3.3 Thông số hộp số
Thông số hình học
Mômen xoắn N.m
Tỉ số truyền
Số vòng quay v/p
Khoảng cách trục, mm
Môđun, mm
Số răng
Bánh dẫn
Bánh bị dẫn
Góc nghiêng răng độ
Đường kính vòng chia,
mm
Bánh dẫn
Bánh bị dẫn
Đường kính vòng đỉnh,
mm
Bánh dẫn
Bánh bị dẫn
Chiều rộng vành răng, mm
Bánh dẫn
Bánh bị dẫn
Vận tốc vòng m/s

Cấp nhanh
50,69349
3,86
1460
140
2,5

Cấp chậm
186,39035
2,607
381,2
160
3

22
85
17o12’

28
73
18,750

𝑑𝜔1 =57,57

𝑑𝜔3 =88,71

𝑑𝜔2 = 219,83

𝑑𝜔4 =231,27

𝑑𝑎1 =62,57
𝑑𝑎2 = 224,83

𝑑𝑎3 =94,71
𝑑𝑎4 =237,27

39,54
34,54
4,4

69
64
1,77


3.2.13 Kiểm tra điều kiện bôi trơn ngập dầu

Hình 3.4 Sơ đồ bôi trơn hộp giảm tốc
Đối với hộp giảm tốc ta đang khảo xác do ℎ2 = 2,25.m = 5mm<10mm, nên
ta chọn bất đẳng thức (13.7):
1

H = . 𝑑𝑎2 − 10 − (10 … 15)
2
1

= . 224,83 − 10 − (10 … 15)
2

1

=92,415…87,415 > 𝑑𝑎4 =79,09
3

Do đó, hộp giảm tốc đang khảo xác thỏa mãn điều kiện bôi trơn.
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN

6.1 Tính toán thiết kế trục
6.1.1 Chọn vật liệu trục:
Chọn thép C45, theo bảng 10.1 Cơ tính của vật liệu chế tạo trục
𝜎𝑏 = 785 𝑀𝑃𝑎 , 𝜎𝑐ℎ = 540 𝑀𝑃𝑎 , 𝜏𝑐ℎ = 324 𝑀𝑃𝑎 , 𝜎−1 = 383 𝑀𝑃𝑎
𝜏−1 = 226 𝑀𝑃𝑎 , chọn [𝜏] = 20𝑀𝑃𝑎


6.1.2 Xác định đường kính sơ bộ của trục
3 16𝑇

𝑑 ≥ 10 √

𝜋.[𝜏]

 𝑑1 ≥ 23,46 𝑚𝑚 ; 𝑑2 ≥ 36,21 𝑚𝑚 ; 𝑑3 ≥ 49,17 𝑚𝑚
 Theo tiêu chuẩn ta chọn 𝑑1 = 25𝑚𝑚 ; 𝑑2 = 40 𝑚𝑚 ; 𝑑3 = 50𝑚𝑚
6.1.3 Chọn kích thước dọc trục:
Trục II: Theo công thức (10.10) 𝑙𝐼𝐼 = 𝑙2 + 𝑙3 + 3𝑥 + 𝜔
Trong đó
𝑙2 ≥ 𝑏2 = 34,54 𝑚𝑚 chọn 𝑙2 = 45 𝑚𝑚
𝑙3 ≥ 𝑏3 = 69 𝑚𝑚 chọn 𝑙3 = 75 𝑚𝑚
𝑥 = 15 – khe hở giữa bánh răng và thành trong hộp giảm tốc
𝜔 = 60 (theo bảng 10.3 thì 𝜔 = 30 ÷ 70 khi 𝑇 = 100 ÷ 200 𝑁𝑚
Suy ra: : 𝑙𝐼𝐼 = 45 + 75 + 45 + 60 = 220 𝑚𝑚
Trục I , III
Với 𝑇1 = 50693,49 chọn 𝑓 = 70 theo bảng 10.3
Với 𝑇3 = 466874,44 chọn 𝑓 = 90 theo bảng 10.3

𝑙𝐼 = 𝑙𝐼𝐼 = 𝑙𝐼𝐼𝐼 = 235 𝑚𝑚
6.1.4 Tính toán thiết kế trục 𝐼
Lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng nghiêng cấp nhanh
2.𝑇1

=

2.50693,49

= 1761,11N

-

Lực vòng: 𝐹𝑡1 = 𝐹𝑡2 =

-

Lực hướng tâm: 𝐹𝑟1 =

-

Lực dọc trục: 𝐹𝑎1 = 𝐹𝑡1 𝑡𝑎𝑛𝛽 = 𝐹𝑎2 = 1761,11.𝑡𝑎𝑛(17𝑜 12′ ) = 545,15𝑁

-

Lực nối trục: 𝐹𝑛𝑡 =

57,57
𝑑𝑡1
𝐹𝑡1 𝑡𝑎𝑛𝛼𝑛𝜔

𝑐𝑜𝑠𝛽

(0,1…0,3)2𝑇1
𝐷0

=

= 𝐹𝑟2 =

1761,11.𝑡𝑎𝑛20
𝑐𝑜𝑠(17𝑜 12′ )

(0,1…0,3).2.50693,49
𝐷0

= 671𝑁

= 149,1 … 447𝑁

Chọn 𝐹𝑛𝑡 = 300𝑁 (𝐷0 tra bảng phụ lục 11.6)
-

Momen uốn: 𝑀1 =

𝐹𝑎1 𝑑1
2

=

545,15.57,57
2

= 15692,14 𝑁𝑚𝑚


Tài liệu bạn tìm kiếm đã sẵn sàng tải về

Tải bản đầy đủ ngay

×