Tải bản đầy đủ

Đồ án bánh răng trụ nhiêng

Đồ án

Chi Tiết Máy Thiết Kế
Hộp Giảm Tốc 1 Cấp
Trụ Nghiêng


Chơng 1: Chọn động cơ và
phân phối tỉ số truyền
1.1. Chọn động cơ:
Trong các hệ dẫn động cơ khí, động cơ điện đợc sử dụng
hết sức phổ biến. Có nhiều loại động cơ điện khác nhau, tuy
nhiên do có nhiều u điểm so với các loại động cơ điện khác
(kết cấu đơn giản, giá thành rẻ, dễ bảo quản, làm việc tin
cậy...) động cơ điện xoay chiều ba pha không đồng bộ ngắn
mạch đợc sử dụng phổ biến hơn cả. Quá trình tính toán và lựa
chọn ĐC cho hệ dẫn động đợc thực hiện thông qua các bớc tính
toán về:
- Công suất động cơ
- Số vòng quay đồng bộ sơ bộ của động cơ
- Các yêu cầu về momen mở máy, quá tải và phơng pháp

lắp đặt
1.1.1.
Công suất động cơ:
Công suất trên trục động cơ đợc tính theo công thức (2.8) [1] :
Trong đó:
+ Pct : là công suất cần thiết trên trục động cơ
+ P t : công suất tính toán trên máy công
tác(kw)
+ : là hiệu suất truyền động.
Giá trị của đợc xác định theo công thức (2.9) [1] :
Với là hiệu suất truyền động của các bộ truyền, các cặp ổ
trong hệ
thống dẫn động.


Căn cứ, vào sơ đồ kết cấu bộ truyền và giá trị hiệu suất
của các loại bộ
truyền, các cặp ổ theo bảng 2.3 [1] ta có:
+ Hiệu suất nối trục = 0,99
+ Hiệu suất ổ lăn = 0,99
+ Hiệu suất một cặp bánh răng trong hộp giảm tốc
= 0,97
+ Hiệu suất bộ truyền xích = 0,96
+ Hiệu suất ổ trợt =0,99
Với giả thiết hệ thống dẫn động băng tải làm việc ổn định với
tải trọng không đổi theo 2.11 [1] :
kW
Trong đó:
F là lực kéo băng tải, N
v là vận tốc băng tải, m/s
kW
1.1.2.
Số vòng quay đồng bộ sơ bộ:
Số vòng quay của trục máy công tác đợc tính theo công thức
2.16 [1] :
v/p
Trong đó:
v là vận tốc xích tải, m/s
t bớc xích của tải, mm
z số răng đĩa xích tải


Theo bảng 2.4 [1] ta có thể chọn đợc :
+ tỷ số bộ truyền ngoài xích
un=uxích=3
+ tỷ số truyền của hộp truyền bánh
răng uh=ubr=4
Vậy tỉ số truyền toàn bộ của hệ thống dẫn động 2.15 [1] :
Từ các giá trị nlv và ut ta có số vòng quay sơ bộ của động cơ:
n sb=ut.nlv= 65.12 = 780 ( v/p)
Vậy ta có thể chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ n db =
1000 v/p
1.1.3.
Chọn động cơ:
Căn cứ vào giá trị Pct, ndb của ĐC đã đợc xác định ở trên, có xét
đến điều kiện:


Bảng 1. Thông số kỹ thuật của động cơ
Thông số
Ký hiệu động cơ
Công suất động

Hiệu suất động

Số vòng quay
Tk/Tdn
Tmax/Tdn
cos

Giá trị
4A132S8Y3
4.0 kW
85,0 %
720 v/p
1,8
1
0,8

Với số vòng quay đồng bộ : n=60.f/p =750 (v/p)
Trong đó f là tần số dòng điện
1.1.4. Phân phối tỉ số truyền:
Từ giá trị thực của số vòng quay động cơ ta có thể tính
đợc chính xác tỉ số truyền toàn bộ của hệ thống:
Chọn tỉ số truyền của bộ truyền xích là u x= 3 vậy tỉ số
truyền thực tế của bộ truyền bánh răng là:

1.2.
Công suất, số vòng quay, momen xoắn trên các
trục động cơ:
1.2.1.
Công suất trên các trục:
- Dựa vào công thức sau để tính P i= P(i+1)/
+ Công suất trên trục 3:
P3=Plv =Pt=2,86KW
+ Công suất trên trục 2:
kW
+ Công suất trên trục 1:
kW
1.2.2.

Số vòng quay trên các trục:


-Số vòng quay trên trục 1:
(v/p)
-Số vòng quay trên trục 2
720 v/p
-Số vòng quay trên trục 3:
v/p
1.2.3.
Momen xoắn trên các trục:
Momen xoắn trên trục 1:
Nmm
Momen xoắn trên trục 2:
Nmm
Momen xoắn trên trục 3:
Nmm
Momen xoắn trên trục động cơ:
Nmm
Các giá trị momen xoắn, công suất, số vòng quay, tỉ số
truyền đợc trình bày trong bảng 2 dới đây.
Bảng 2. Công suất, tỉ số truyền, momen xoắn,
số vòng quay trên các trục
Trục
U
P (kW)
n (v/p)
T (Nmm)

động cơ

1
1

3,21
720
42577,08

3,69
3,13
720
41525,97

2
3
3,81
195,12
159697,22

3
2,86

Chơng II :Thiết kế bộ truyền bánh răng
I.Tính toán thiết kế bộ truyền.
1.Chọn vật liệu.
Theo bảng 6.1[1] ,ta chọn nh sau :


Bánh nhỏ: Chọn vật liệu là thép C45 cũng tiến hành tôi cải
thiện sau khi gia công có các thông số kỹ thuật (độ cứng,giới
hạn bền và giới hạn bền chảy) lần lợt nh sau:
HB = 241 285;
b1 = 850 MPa ;
ch 1 = 580 Mpa
Vậy ta chọn độ cứng của bánh răng 1 là HB1 = 245.
Bánh lớn: Chọn vật liệu là thép C45 cũng tiến hành tôi cải
thiện sau khi gia công có các thông số kỹ thuật (độ cứng, giới
hạn bền và giới hạn bền chảy) lần lợt nh sau:
HB = 192 240; b2 = 750 MPa ;
ch2 = 450 Mpa
Vậy ta chọn độ cứng của bánh răng 2 là: HB2 = 230.
2. Xác định ứng suất tiếp xúc [ H] và ứng suất uốn [ f]
cho phép.
.
Trong đó:
- SH là hệ số an toàn.
- ZR là hệ số xét đén ảnh hởng của độ nhám bề
mặt.
- ZV là hệ số xét đén ảnh hởng của vận tốc vòng.
- ZL là hệ số xét đén ảnh hởng của bôi trơn.
- KxH là hệ số xét đén ảnh hởng của kích thớc bánh
răng.
Chọn sơ bộ ZR.ZV.KLKxH = 1
Do giới hạn bền mỏi tiêp xúc ứng với chu kỳ chịu tải N HE đợc
xác định nh sau:
.
Trong đó:
-là giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bề mặt răng.
- KHL là hệ số xét đến ảnh hởng của chu kỳ làm việc.
Theo Bảng 6.2 (Trang 94-Tập 1: Tính toán thiết kế hệ dẫn


động cơ khí) ta công thức xác định SH vành sau: H lim = 2.HB
+ 70 ; SH=1,1
; S H= 1,75
Vậy ta có giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bánh răng nhỏ và
bánh răng lớn
nh sau:
H lim1 = 2.HB1 + 70 = 2.250+ 70 = 570(Mpa).
H lim2 = 2.HB2 + 70 = 2.230 + 70 = 530 (Mpa).
Hệ số chu kỳ làm việc của bánh răng đợc xác định nh sau:
KHL=


Số chu kỳ cơ sở NHO đợc xác định bởi công thức nh sau: NHO
= 30.HB2,4.

Số chu kì thay đổi ứng suất tơng đơng NHE của bánh răng
nghiêng đợc xác định nh sau:
Trong đó:
- c là số lần ăn khớp trong một vòng quay. Nên ta
có c =1.
- T:thời gian làm việc .
- ni là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang
xét.
Vậy ta đợc :
NHE1=NFE1=60.1.720.20000=8,64.108
NHF2=NFE1=60.1.180.20000=2,102.108
Do
NHE1>NHO1 Nên NHE1=NHO1 Suy ra : KHL1=1
NHE2>NHO2 Nên NHE2=NHO2 Suy ra: KHL2=1
Thay số vào ta sẽ xác định đợc ứng suất cho phép của bánh
răng nh sau:
(Mpa)
(Mpa)
Do bánh răng làm việc êm nên ta có
(Mpa)
Do bộ tuyền quay 1 chiều ,nên KFC =1
(MPa).
(MPa)..
ứng suất quá tải cho phép ,theo (6.10) và (6.11) ,ta có
=2,8. =2,8.450=1260 (MPa).
=0,8. = 0,8.580=464 (Mpa)
=0,8. = 0,8.450=360 (Mpa)
4.Tính toán bộ truyền bánh răng trụ nghiêng
a. Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
Công thức xác định khoảng cách trục aW của bộ truyền bánh
răng trụ răng thẳng bằng thép ăn khớp ngoài nh sau:
aW Ka. (u1 + 1) (mm)
Trong đó:
- T1 là mômen xoắn trên trục 1 ,T1 =41515,97
(Nmm)


- a = bW/aW = 0,3 là hệ số chiều rộng bánh răng.
(bảng 6.6)
-Ka =43(bảng 6.5)
- KH là hệ số tập trung tải trọng.
- KHv là hệ số tải trọng động.
- KH là hệ số phân bố không đều tải trọng giữa các
răng.
- u1 là tỉ số truyền của cặp bánh răng ta đang xét.
ở đây ta đã có:
- d = 0,5.a .(u+1) = 0,5.0,3.(3,69+1)=0,745. Tra Bảng 6.7
(Trang 98-Tập 1: Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ta có
KH = 1,1 (Sơ đồ 3).
- Chọn sơ bộ KHv = KH = 1.
aW = 43.(3,69+1). (mm)
Vậy ta chọn aW = 110 (mm)
b. Xác định các thông số ăn khớp của bánh răng nghiêng
là.
* Môđun pháp của bánh răng trụ răng nghiêng (m) đợc xác
đinh nh sau:
m = (0,01 0,02).aW = (0,01 0,02).110= 1,1 2,2 (mm.)
Theo dãy tiêu chuẩn hoá ta sẽ chọn môdun pháp m = 1,25
(mm.)
* Số răng trên bánh nhỏ và bánh lớn lần lợt là Z1 và Z2:
Đối với hộp giảm tốc có sử dụng bánh răng nghiêng thì góc
nghiêng của mỗi bánh răng là = 30 40. Vậy chọn sơ bộ =
100 cos = 0,9848 khi đó ta có:
. Chọn Z1 = 37(răng).
Z2 = U1 Z1 = 3,69.37 = 136,53 (răng). ,chọn Z2 =136(răng)
Zt = Z1 + Z2 = 37+136=173(răng)
Tính lại khoảng cách trục theo(6.21)
(mm)
Tỷ số tryền thực là
um=z2/z1=136/37=3,67
Khi đó góc nghiêng răng thực tế có giá trị xác định nh sau:


c. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
Yêu cầu cần phải đảm bảo điều kiện H [H] = 495,4
(MPa).
Do H = ;
Trong đó : - ZM : Hệ số xét đến ảnh hởng cơ tính vật liệu;
- ZH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp
xúc;
- Z : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng;
- KH : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc, với KH=
KH.KHV. KH.
- bw : Chiều rộng vành răng.
- dw1 : Đờng kính vòng chia của bánh chủ động.
Ta đã tính đợc các thông số:
- T1 = 41515,97 (N.mm).
- bw = 0,3.aw = 0,3.110= 33,0(mm ).
- dw1 = 2.aw/(u+1) = 2.110/(3,67+1)=47,1 (mm).
- ZM = 274 Mpa1/3 Vì bánh răng là thép tra Bảng 6.5 (Trang
96-Tập 1).
-ZH=
(tgb=cost.tg=cos(20,14)tg(10,59)=tg(9,55)
với t =arctg(tg20o/cos)=arctg(tg200/0,9596)=20,14)
- Z = .
Vì = [1,88 3,2 (1/Z1 +1/Z2 )].cos =[1,88 3,2 (1/37
+1/136)].cos10,590 =1,77
Do vận tốc bánh dẫn: v = 0,937 m/s < 2,5 m/s tra Bảng 6.13
(Trang 106-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ta
đợc cấp chính xác động học là 9 tra Bảng 6.14 (Trang 107-Tập
1:Tính toán...) ta xác định đợc : KH = 1,13.
Còn
Bảng 6.15 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động
cơ khí) H = 0,002.
Bảng 6.16 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động
cơ khí) go = 73.
Bảng 6.7 (Trang 98-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ
khí) KH = 1,1
KH = KH.KHV. KH =1,1.1,13.1,02= 1,267
Thay số : H = (Mpa).


Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép : [H] = [H].
ZRZVKxH.
Với v =1,77 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 =1,250,63 m. Do đó ZR = 1 với
da< 700mm KxH = 1.
[H] = 499,99.1.1.1=499,99 MPa.
Nhận thấy rằng H < [H] do đó bánh răng nghiêng ta tính
toán đã đáp ứng đợc điều kiện bền do tiếp xúc.
d. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.
Để bảo đảm bánh răng trong quá trình làm việc không bị
gãy răng thì ứng suất uấn tác dụng lên bánh răng F phải nhỏ
hơn giá trị ứng suất uấn cho phép [F] hay: F [F].
Mà còn F2 = F1 . YF2 / YF1
Trong đó : - T1 : Mômen xoắn tác dụng trên trục chủ động.
- KF : Hệ số tập trung tải trọng.
- KFv : Hệ số tải trọng động
- YF : Hệ số dạng răng.
- b : Chiều rộng vành răng.
- d1 : Đờng kính vòng chia của bánh chủ động;
Do
Bảng 6.18(Trang 109-Tập1: Tính toán...).
Còn
Vận tốc bánh dẫn : v < 4 (m/s) tra Bảng 6.13 (Trang 106-Tập
1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ta có cấp chính xác
động học 9. Tra Bảng 6.14 (Trang 107-Tập 1: Tính toán thiết
kế...) ta đợc KF =1,37.
Bảng 6.15 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động
cơ khí) F = 0,002.
Bảng 6.16 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động
cơ khí) go = 73.
Bảng 6.7 (Trang 98-Tập 1:Tính toán thiết thiết ...) KF = 1,2
KF = KF KF KFv = 1,37.1,2.1,016 = 1,67.
- = 1,77 Y = 1/ = 0,564.
- =10.590 Y = 1 - /140 = 0,924.
Vậy ta có: (MPa).
F2 = F1 . YF2 / YF1 = 145,05.3,61/3,9 = 134,26 (MPa).


Do ứng suất uốn thực tế bánh răng có thể chịu đợc đợc xác
định nh sau.
[F1]= [F1].YS .YxF.YR và [F2]= [F2].YS .YxF. YR.
Với m = 1,25 mm YS = 1,08 0,069.Ln(3) 1. Còn YR = 1 và
KxF = 1:
[F1] = [F1].1.1.1 = 252 MPa.
[F2] = [F2].1.1.1 = 236,5 MPa.
Nhận thấy rằng cả hai bánh răng đều đáp ứng đợc điều
kiện bền uốn vì :

e. Kiểm nghiệm răng về quá tải.
Để bộ truyền khi quá tải mà làm việc bình thờng thì ứng
suất tiếp xúc cực đại Hmax và ứng suất uốn cực đại F1max phải
nhỏ hơn ứng suất quá tải cho phép [H]max và [F1]max.
* Còn ứng suất quá tải phát sinh khi chạy máy đợc xác định
nh sau:
(*)
Ta có hệ số quá tải Kqt = Tmax/ T = 1,8
Thay số vào công thức (*) ta có:
Kết luận: Vậy cặp bánh răng ta đã tính toán đợc ở trên hoàn
toàn đảm bảo đợc an toàn.
* Thông số cơ bản của bộ truyền
- Khoảng cách trục:
a = 110 (mm).
- Môđun pháp bánh răng: m =1,25 (mm.)
- Chiều rộng bánh răng:
b = 33,0 (mm).
- Số răng bánh răng: Z1 = 37 và Z2 = 136.
- Góc nghiêng của răng:
= 10,590.
- Góc prôfin gốc :
= 20.
- Góc ăn khớp:
t = t = arctg(tg/cos) = 20,140.
- Đờng kính chia : d1= m.Z1/cos = 1,25.37/cos(10,59o) =
47,05 (mm).
d2= m.Z2/cos
o
=1,25.136/cos(10,59 ) = 172,9 (mm).
- Đờng kính đỉnh răng : da1 = d1 + 2.m = 47,05+2.1,25
=49,55 (mm).
d a2= d2 + 2.m = 172,9+2.1,25
=175,4 (mm).


- Đờng kính đáy răng :
43,9 (mm).

df1 = d12,5.m=47,05- 2,5.1,25 =
d f2 = d2 - 2,5.m=172,9-2,5.1,25

=169,77(mm).

Chơng 3: Thiết kế bộ truyền ngoài hộp
(Bộ truyền xích)
3.1. Chọn loại xích và số răng đĩa xích:
3.1.1. Chọn loại xích:
Có 3 loại xích là: xích ống, xích ống con lăn và xích răng.
Căn cứ vào các chỉ tiêu và thông số cần thiết đặt ra (tải trọng
vừa phải, tốc độ nhỏ, tuổi thọ cao...) ta thấy rằng loại xích
thích hợp ở đây là xích ống con lăn. Ưu điểm của xích ống
con lăn là tuổi thọ cao hơn xích ống, chế tạo dễ hơn xích
răng và thích hợp dùng trong các bộ truyền có tốc độ nhỏ.
3.1.2. Số răng đĩa xích:
Tiêu chuẩn để chọn số răng đĩa xích là: khi số răng đĩa
xích càng ít, đĩa bị động quay càng không đều, động năng
va đập lớn làm cho xích càng chóng mòn, khi làm việc gây ra
nhiều tiếng ồn. Mặt khác, nếu số răng đĩa xích lớn sau một
thời gian làm việc do mòn bớc xích p của xích tăng lên làm cho
xích hay bị tuột khỏi đĩa. Căn cứ vào các chỉ tiêu trên đồng
thời kết hợp với bảng 5.4 [1] với ux = 3 chọn
z 1=19( răng)
z2=ux.z1=3.19=57( răng)


3.2. Xác định các thông số của bộ truyền xích:
3.2.1 Xác định bớc xích p:
Bớc xích p đợc xác định từ chỉ tiêu về độ bền mòn của
bản lề, chính vì vậy khi thiết kế căn cứ vào công suất truyền
P, chỉ tiêu làm việc của bộ truyền ta sẽ các định bớc xích p
dựa theo yêu cầu đảm bảo điều kiện bền mòn.
Điều kiện bảo đảm chỉ tiêu bền mòn đợc biểu diễn theo
công thức 5.3 [1]:
Trong đó:
: hệ số số răng.
: hệ số số vòng quay.
Với :
bộ truyền nghiêng có =30o
khoảng cách trục
vị trí của trục đợc điều chỉnh bằng đĩa căng hoặc con lăn
căng xích
bộ truyền làm việc trong môi trờng có bụi, chất lợng bôi trơn
đạt yêu cầu(II)
tải trọng tính làm việc êm
bộ truyền làm việc 2 ca.
Vậy :
kW
mm
3.2.2. Khoảng cách trục và số mắt xích :
Chọn giá trị khoảng cách trục a = 35p ta có:
mm
Từ giá trị sơ bộ khoảng cách trục a đã tính đợc ở trên ta
có thể xác định số mắt xích x theo công thức 5.12 [1]:
mắt xích
Để tránh phải sử dụng mắt xích nối (làm yếu xích) số
mắt xích đợc qui tròn theo số chẵn.
x c=110 mắt xích
Vậy khoảng cách trục thực a theo 5.13 [1] là:
mm
Để hạn chế lực căng xích cần giảm bớt a* một lợng :
mm
mm


lấy a=989 mm
Để hạn bảo số lần va đập giữa các mắt xích răng đĩa
xích, xích đợc kiểm nghiệm theo số lần va đập, công thức
5.14 [1]:
Vậy số lần va đập của bản lền xích trong một giây là
hoàn toàn đảm bảo.
3.3. Kiểm nghiệm về độ bền xích:
3.3.1. Kiểm nghiệm về quá tải theo hệ số an toàn:
Để đảm bảo xích có thể bền đợc trong điều kiện quá tải
khi mở máy hoặc chịu tải trọng va đập trong quá trình làm
việc, xích đợc kiểm nghiệm về hệ số an toàn theo công thức
5.15 [1]:
Trong đó:
kN : tải trọng phá hỏng
hệ số tải trọng động, với chế độ làm việc nặng, tải trọng mở
máy bằng 300% so với tải trọng danh nghĩa.
là lực vòng
N
là lực căng do lực li tâm sinh ra
N
là lực căng do nhánh xích bị động sinh ra
N
Trong đó là hệ số phụ thuộc độ võng và vị trí bộ truyền
trong trờng hợp bộ truyền nằm ngang kg/m xích.
3.3.2. Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích:
Để đảm bảo điều kiện bền tiếp xúc, đĩa xích phải đợc
kiểm nghiệm theo công thức 5.18 [1]:
lực va đập trên m dãy xích
N
hệ số phân bố không đều tải trọng trên các dãy
hệ số kể đến ảnh hởng của số răng đĩa xích
MPa modun đàn hồi
mm2 diện tích hình chiếu bản lề


Nh vậy, việc chọn vật liệu làm đĩa xích bằng gang xám
24-44, 28-48 có tôi ram là đủ đạt yêu cầu về độ bền của đĩa
xích.
3.4. Các thông số đĩa xích và lực tác dụng lên trục:
3.4.1. Các thông số của đĩa xích:
Theo công thức 5.17 và bảng13.4 ta có
mm
mm
mm
mm
(với r =0,5025.15,88+0,05=8,03)
mm
mm
3.4.2 Lực tác dụng lên trục:
Lực tác dụng lên trục đợc xác định theo công thức 5.20
[1]:
N
Với hệ số kể đến trọng lợng của xích, với trờng hợp bộ truyền
nằm ngang.
Bảng 4. Các thông số cơ bản của bộ truyền xích
Loại xích
Bớc xích p
Khoảng cách trục a
Số răng đĩa xích z
Đờng kính vòng chia d
Đờng kính vòng đỉnh da
Đờng kính vòng chân df
Số mắt xích x

Xích ống con lăn
25,4
901,3
z1= 19
z2= 57
d1= 128,6
d2= 384,23
da1= 134,07
da2= 384,6
df1= 121,36
df2= 368,17
x= 110

4. Tính và chọn khớp nối:
4.1.chọn loại khớp nối:
chọn khớp nối trục vòng đàn hồi
4.2.kích thớc khớp nối:
mô men xoắn tai trục động cơ:


Tđc=42577,08(Nmm)=42,57708(Nm).
Mômen tính toán:
Tt=k.Tđc.
Trong đó :
K:hệ số chế độ làm viểc tra bảng 16-1,k=1,7.
Tt=1,7.42,57708=72,381(Nm).
Tra bảng 16-10a ta đợc nối trục vòng đàn hồi sau:
T=125Nm
dm=65mm
d1=60mm
nmax=4600
l1=30mm

D=36mm
L=145mm
D0=90mm
B=5mm
D3=28mm

D=125mm
l=60mm
Z=4
B1=42mm
l2=32mm

Bảng 16-10b cho kích thớc cơ bản của vòng đàn hồi:
de=14mm
l=62mm
l3=28mm

d1=M10
l1=34mm
h=1,5mm

D2=20mm
rl=15mm

6.7 (Trang 98-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí)
KH = 1,1
KH = KH.KHV. KH =1,1.1,13.1,02= 1,267
Thay số : H = (Mpa).
Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép : [H] = [H].
ZRZVKxH.
Với v =1,77 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 =1,250,63 m. Do đó ZR = 1 với
da< 700mm KxH = 1.
[H] = 499,99.1.1.1=499,99 MPa.
Nhận thấy rằng H < [H] do đó bánh răng nghiêng ta tính
toán đã đáp ứng đợc điều kiện bền do tiếp xúc.
d. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.
Để bảo đảm bánh răng trong quá trình làm việc không bị
gãy răng thì ứng suất uấn tác dụng lên bánh răng F phải nhỏ
hơn giá trị ứng suất uấn cho phép [F] hay: F [F].
Mà còn F2 = F1 . YF2 / YF1


Trong đó : - T1 : Mômen xoắn tác dụng trên trục chủ động.
- KF : Hệ số tập trung tải trọng.
- KFv : Hệ số tải trọng động
- YF : Hệ số dạng răng.
- b : Chiều rộng vành răng.
- d1 : Đờng kính vòng chia của bánh chủ động;
Do
Bảng 6.18(Trang 109-Tập1: Tính toán...).
Còn
Vận tốc bánh dẫn : v < 4 (m/s) tra Bảng 6.13 (Trang 106-Tập
1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ta có cấp chính xác
động học 9. Tra Bảng 6.14 (Trang 107-Tập 1: Tính toán thiết
kế...) ta đợc KF =1,37.
Bảng 6.15 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động
cơ khí) F = 0,002.
Bảng 6.16 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động
cơ khí) go = 73.
Bảng 6.7 (Trang 98-Tập 1:Tính toán thiết thiết ...) KF = 1,2
KF = KF KF KFv = 1,37.1,2.1,016 = 1,67.
- = 1,77 Y = 1/ = 0,564.
- =10.590 Y = 1 - /140 = 0,924.
Vậy ta có: (MPa).
F2 = F1 . YF2 / YF1 = 145,05.3,61/3,9 = 134,26 (MPa).
Do ứng suất uốn thực tế bánh răng có thể chịu đợc đợc xác
định nh sau.
[F1]= [F1].YS .YxF.YR và [F2]= [F2].YS .YxF. YR.
Với m = 1,25 mm YS = 1,08 0,069.Ln(3) 1. Còn YR = 1 và
KxF = 1:
[F1] = [F1].1.1.1 = 252 MPa.
[F2] = [F2].1.1.1 = 236,5 MPa.
Nhận thấy rằng cả hai bánh răng đều đáp ứng đợc điều
kiện bền uấn vì :

e. Kiểm nghiệm răng về quá tải.
Để bộ truyền khi quá tải mà làm việc bình thờng thì ứng
suất tiếp xúc cực đại Hmax và ứng suất uốn cực đại F1max phải
nhỏ hơn ứng suất quá tải cho phép [H]max và [F1]max.


* Còn ứng suất quá tải phát sinh khi chạy máy đợc xác định
nh sau:
(*)
Ta có hệ số quá tải Kqt = Tmax/ T = 1,8
Thay số vào công thức (*) ta có:
Kết luận: Vậy cặp bánh răng ta đã tính toán đợc ở trên hoàn
toàn đảm bảo đợc an toàn.
* Thông số cơ bản của bộ truyền
- Khoảng cách trục:
a = 110 (mm).
- Môđun pháp bánh răng: m =1,25 (mm.)
- Chiều rộng bánh răng:
b = 33,0 (mm).
- Số răng bánh răng: Z1 = 37 và Z2 = 136.
- Góc nghiêng của răng:
= 10,590.
- Góc prôfin gốc :
= 20.
- Góc ăn khớp:
t = t = arctg(tg/cos) = 20,140.
- Đờng kính chia : d1= m.Z1/cos = 1,25.37/cos(10,59o) =
47,05 (mm).
d2= m.Z2/cos
o
=1,25.136/cos(10,59 ) = 172,9 (mm).
- Đờng kính đỉnh răng : da1 = d1 + 2.m = 47,05+2.1,25
=49,55 (mm).
d a2= d2 + 2.m = 172,9+2.1,25
=175,4 (mm).
- Đờng kính đáy răng :
df1 = d12,5.m=47,05- 2,5.1,25 =
43,9 (mm).
d f2 = d2 - 2,5.m=172,9-2,5.1,25
=169,77(mm).


Chơng 3: Thiết kế bộ truyền ngoài hộp
(Bộ truyền xích)
3.1. Chọn loại xích và số răng đĩa xích:
3.1.1. Chọn loại xích:
Có 3 loại xích là: xích ống, xích ống con lăn và xích răng.
Căn cứ vào các chỉ tiêu và thông số cần thiết đặt ra (tải trọng
vừa phải, tốc độ nhỏ, tuổi thọ cao...) ta thấy rằng loại xích
thích hợp ở đây là xích ống con lăn. Ưu điểm của xích ống
con lăn là tuổi thọ cao hơn xích ống, chế tạo dễ hơn xích
răng và thích hợp dùng trong các bộ truyền có tốc độ nhỏ.
3.1.2. Số răng đĩa xích:
Tiêu chuẩn để chọn số răng đĩa xích là: khi số răng đĩa
xích càng ít, đĩa bị động quay càng không đều, động năng
va đập lớn làm cho xích càng chóng mòn, khi làm việc gây ra
nhiều tiếng ồn. Mặt khác, nếu số răng đĩa xích lớn sau một
thời gian làm việc do mòn bớc xích p của xích tăng lên làm cho
xích hay bị tuột khỏi đĩa. Căn cứ vào các chỉ tiêu trên đồng
thời kết hợp với bảng 5.4 [1] với ux = 3 chọn
z 1=19( răng)
z2=ux.z1=3.19=57( răng)
3.2. Xác định các thông số của bộ truyền xích:
3.2.1 Xác định bớc xích p:
Bớc xích p đợc xác định từ chỉ tiêu về độ bền mòn của
bản lề, chính vì vậy khi thiết kế căn cứ vào công suất truyền
P, chỉ tiêu làm việc của bộ truyền ta sẽ các định bớc xích p
dựa theo yêu cầu đảm bảo điều kiện bền mòn.
Điều kiện bảo đảm chỉ tiêu bền mòn đợc biểu diễn theo
công thức 5.3 [1]:
Trong đó:
: hệ số số răng.
: hệ số số vòng quay.
Với :
bộ truyền nghiêng có =30o
khoảng cách trục


vị trí của trục đợc điều chỉnh bằng đĩa căng hoặc con lăn
căng xích
bộ truyền làm việc trong môi trờng có bụi, chất lợng bôi trơn
đạt yêu cầu(II)
tải trọng tính làm việc êm
bộ truyền làm việc 2 ca.
Vậy :
kW
mm
3.2.2. Khoảng cách trục và số mắt xích :
Chọn giá trị khoảng cách trục a = 35p ta có:
mm
Từ giá trị sơ bộ khoảng cách trục a đã tính đợc ở trên ta
có thể xác định số mắt xích x theo công thức 5.12 [1]:
mắt xích
Để tránh phải sử dụng mắt xích nối (làm yếu xích) số
mắt xích đợc qui tròn theo số chẵn.
x c=110 mắt xích
Vậy khoảng cách trục thực a theo 5.13 [1] là:
mm
Để hạn chế lực căng xích cần giảm bớt a* một lợng :
mm
mm
lấy a=989 mm
Để hạn bảo số lần va đập giữa các mắt xích răng đĩa
xích, xích đợc kiểm nghiệm theo số lần va đập, công thức
5.14 [1]:
Vậy số lần va đập của bản lền xích trong một giây là
hoàn toàn đảm bảo.
3.3. Kiểm nghiệm về độ bền xích:
3.3.1. Kiểm nghiệm về quá tải theo hệ số an toàn:
Để đảm bảo xích có thể bền đợc trong điều kiện quá tải
khi mở máy hoặc chịu tải trọng va đập trong quá trình làm
việc, xích đợc kiểm nghiệm về hệ số an toàn theo công thức
5.15 [1]:
Trong đó:


kN : tải trọng phá hỏng
hệ số tải trọng động, với chế độ làm việc nặng, tải trọng mở
máy bằng 300% so với tải trọng danh nghĩa.
là lực vòng
N
là lực căng do lực li tâm sinh ra
N
là lực căng do nhánh xích bị động sinh ra
N
Trong đó là hệ số phụ thuộc độ võng và vị trí bộ truyền
trong trờng hợp bộ truyền nằm ngang kg/m xích.
3.3.2. Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích:
Để đảm bảo điều kiện bền tiếp xúc, đĩa xích phải đợc
kiểm nghiệm theo công thức 5.18 [1]:
lực va đập trên m dãy xích
N
hệ số phân bố không đều tải trọng trên các dãy
hệ số kể đến ảnh hởng của số răng đĩa xích
MPa modun đàn hồi
mm2 diện tích hình chiếu bản lề
Nh vậy, việc chọn vật liệu làm đĩa xích bằng gang xám
24-44, 28-48 có tôi ram là đủ đạt yêu cầu về độ bền của đĩa
xích.
3.4. Các thông số đĩa xích và lực tác dụng lên trục:
3.4.1. Các thông số của đĩa xích:
Theo công thức 5.17 và bảng13.4 ta có
mm
mm
mm
mm
(với r =0,5025.15,88+0,05=8,03)
mm
mm


3.4.2 Lực tác dụng lên trục:
Lực tác dụng lên trục đợc xác định theo công thức 5.20
[1]:
N
Với hệ số kể đến trọng lợng của xích, với trờng hợp bộ truyền
nằm ngang.
Bảng 4. Các thông số cơ bản của bộ truyền xích
Loại xích
Bớc xích p
Khoảng cách trục a
Số răng đĩa xích z
Đờng kính vòng chia d
Đờng kính vòng đỉnh da
Đờng kính vòng chân df
Số mắt xích x

Xích ống con lăn
25,4
901,3
z1= 19
z2= 57
d1= 128,6
d2= 384,23
da1= 134,07
da2= 384,6
df1= 121,36
df2= 368,17
x= 110

4. Tính và chọn khớp nối:
4.1.chọn loại khớp nối:
chọn khớp nối trục vòng đàn hồi
4.2.kích thớc khớp nối:
mô men xoắn tai trục động cơ:
Tđc=42577,08(Nmm)=42,57708(Nm).
Mômen tính toán:
Tt=k.Tđc.
Trong đó :
K:hệ số chế độ làm viểc tra bảng 16-1,k=1,7.
Tt=1,7.42,57708=72,381(Nm).
Tra bảng 16-10a ta đợc nối trục vòng đàn hồi sau:
T=125Nm
dm=65mm
d1=60mm
nmax=4600
l1=30mm

d=36mm
L=145mm
D0=90mm
B=5mm
D3=28mm

D=125mm
l=60mm
Z=4
B1=42mm
l2=32mm

Bảng 16-10b cho kích thớc cơ bản của vòng đàn hồi:
de=14mm
l=62mm

d1=M10
l1=34mm

D2=20mm
rl=15mm


l3=28mm

h=1,5mm


III.5. Tính và chọn khớp nối:
III.5.1.chọn loại khớp nối:
chọn khớp nối trục vòng đàn hồi
III.5.2.kích thớc khớp nối:
mô men xoắn tai trục động cơ:
Tđc=54713,5(Nmm)=54,7(Nm).
Mômen tính toán:
Tt=k.Tđc.
Trong đó :
K:hệ số chế độ làm viểcta bảng 16-1,k=1,7.
Tt=1,7.54,7=93(Nm).
Theo bảng 16.10a ta có thể chọn loại nối trục đàn hồi có
các kích thớc cơ bản nh sau:
d = 32 mm
= 125 mm

d m = 65 mm

l = 80 mm

L = 165 mm
l1 = 30 mm

d1 = 60 mm

Z=4

D3 = 28 mm

l2 = 32 mm

nmax = 4600 v/ph

D 0 = 90 mm

B = 5 mm

D

B 1 = 42 mm

Theo bảng 16.10b ta có kích thớc cơ bản của vòng đàn hồi :
do = 14 mm
l1 = 34 mm

d1 = M10
l2 = 15 mm

D2 = 20 mm
l3 = 28 mm

CHƯƠNG IV. tính toán thiết kế trục .

l = 62 mm
h = 15 mm


IV.1.Chọn vật liệu .
Vật liệu dùng để chế tạo trục cần có độ bền cao, ít nhạy
cảm với sự tập trung ứng suất dễ gia công và có thể nhiệt
luyện dễ dàng. Cho nên thép cacbon và thép hợp kim là những
vật liệu chủ yếu để chế tạo trục. Việc lựa chọn thép hợp kim
hay thép cacbon tuy thuộc điều kiện làm việc trục đó có chịu
tải trọng lớn hay không.
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
thờng hoá có cơ tính nh 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).

IV.2.Tính thiết kế trục.
1. Xác định sơ bộ đờng kính trục.
Đờng kính trục sơ bộ đợc xác định theo công thức
(mm).


Tài liệu bạn tìm kiếm đã sẵn sàng tải về

Tải bản đầy đủ ngay

×