Thiết kế hệ dẫn động băng tải

Tài liệu Thiết kế hệ dẫn động băng tải: ... Ebook Thiết kế hệ dẫn động băng tải

doc85 trang | Chia sẻ: huyen82 | Lượt xem: 1308 | Lượt tải: 2download
Tóm tắt tài liệu Thiết kế hệ dẫn động băng tải, để xem tài liệu hoàn chỉnh bạn click vào nút DOWNLOAD ở trên
THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI Số liệu cho trước: 1. Lực kéo băng tải F = 5000 N 2. Vận tốc băng tải v = 0,6 m/s 3. Đường kính tang D = 430 mm 4. Thời hạn phục vụ lh = 20000 giờ 5. Số ca làm việc soca = 2 6. Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài: 0o 7. Đặc tính làm việc: êm Phần một CHỌN ĐỘNG CƠ, PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN VÀ TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC I. CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 1. Chọn động cơ điện a, Tính công suất yêu cầu trên trục động cơ Công suất trên trục công tác (trục tang quay) Pct được tính theo công thức (c.t.) 2.11 [1]: (kW) Trong đó: F - lực kéo băng tải, N; v - vận tốc băng tải, m/s. Thay số liệu vào, ta được: (kW) Hiệu suất truyền động tổng của cả bộ truyền hS được tính theo c.t. 2.9 [1]: Với h1,h2,h3,… là hiệu suất qua các bộ truyền và các cặp ổ trong hệ thống dẫn động. Trong trường hợp đầu bài ra, ta có công thức cụ thể: Trong đó: h® - Hiệu suất của bộ truyền đai, chọn h® = 0,96; hbrc - Hiệu suất bộ truyền bánh răng côn, chọn hbrc = 0,96; hbrt - Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ, chọn hbrt = 0,97; hk - Hiệu suất nối trục, hk = 1; hol - Hiệu suất của một cặp ổ lăn, chọn hol = 0,99; có 3 cặp ổ lăn trong bộ truyền cần thiết kế. (Các số liệu chọn theo bảng 2.3 [1], trong đó, hbrc và hbrt chọn theo chế độ đặt trong hộp kín). Công suất yêu cầu trên trục động cơ được tính theo c.t. 2.8 [1]: (kW) b, Xác định sơ bộ số vòng quay sơ bộ của động cơ Chọn tỷ số truyền sơ bộ usb cho bộ truyền theo công thức 2.15 [1]: Trong đó: ung1sb - tỷ số truyền sơ bộ của bộ truyền đai thang, ung1sb = 3…5; uhsb - tỷ số truyền sơ bộ của hộp giảm tốc, uhsb = 10…25 đối với hộp giảm tốc côn - trụ hai cấp; ung2sb - tỷ số truyền sơ bộ của nối trục, ung2sb = 1. (Các số liệu tra theo bảng 2.4 [1]). Tốc độ quay của trục công tác (trục tang) nct được tính theo c.t. 2.16 [1]: (vg/ph) Trong đó: v - vận tốc của băng tải, m/s; D - đường kính của tang quay, mm. Thay số liệu, ta có: (vg/ph) Từ usb và nct, ta tính được số vòng quay sơ bộ trên trục động cơ nsb: (vg/ph) Ta chọn số vòng quay sơ bộ của động cơ nsb = 1500 (vg/ph). c, Chọn động cơ điện Chọn động cơ điện có các thông số thoả mãn các tiêu chuẩn: bP®c Pyc = 3,46 (kW); bn®c nsb = 1500 (vg/ph); b = 1,4. Theo bảng P1.2, phụ lục [1], ta chọn được động cơ DK51-4 có các thông số: bP®c = 4,5(kW); bKhối lượng 84 (kg); bn®c = 1440 (vg/ph); bĐường kính trục FD = 35 (mm) b = 1,4. có các số liệu thoả mãn (số liệu đường kính trục FD tra trong bảng P1.6 phụ lục [1] ứng với động cơ kiểu DK42). 2. Phân phối tỷ số truyền a, Xác định tỷ số truyền chung Tỷ số truyền chung nS được tính theo công thức: b, Tỷ số truyền của hộp giảm tốc (hgt) Tỷ số truyền của hgt uh được tính theo công thức: Với ung1, ung2 lần lượt là tỷ số truyền của bộ truyền đai thang và khớp nối. Theo bảng 2.4 [1], chọn ung1 = 4; ung2 = 1. c, Phân phối tỷ số truyền cho các cặp bánh răng trong hgt Công thức: Với hgt côn - trụ hai cấp: u1 - tỷ số truyền của cấp nhanh - cặp bánh răng côn răng thẳng; u2 - tỷ số truyền của cấp chậm - cặp bánh răng trụ răng nghiêng ; Phân tỷ số truyền: chọn hệ số chiều rộng vành răng Kbe = 0,25; chọn CK = dw22/de21 = 1,15; cbd2 = 1,1; [K01] [K02]; theo công thức 3.17 [1]: ; Theo đồ thị hình 3.21 [1]: Với uh = 13,5 ; tìm được u1 = 3,75 suy ra u2 = uh/u1 = 13,5/3,75 = 3,6 d, Tính lại tỷ số truyền của bộ truyền đai thang (ud) Theo công thức: . II. TÍNH TỐC ĐỘ QUAY (n), CÔNG SUẤT (P) VÀ MÔMEN XOẮN (T) TRÊN CÁC TRỤC 1. Tính tốc độ quay (n) trên các trục bTrên trục công tác (nct): (vg/ph) bTrên trục III (nIII): (vg/ph) bTrên trục II (nII): (vg/ph) bTrên trục I (nI): (vg/ph) bTrên trục động cơ (ndc): (vg/ph) 2. Tính công suất P và mômen xoắn T trên các trục a, Trên trục công tác: công suất Pct và mômen xoắn Tct (kW) (Nmm) b, Trên trục III: công suất PIII và mômen xoắn TIII (kW) (Nmm) c, Trên trục II: công suất PII và mômen xoắn TII (kW) (Nmm) d, Trên trục I: công suất PI và mômen xoắn TI (kW) (Nmm) e, Trên trục động cơ: công suất Pdc và mômen xoắn Tdc (kW) (Nmm) 3. Lập bảng kết quả tính toán Trục Th.số Động cơ Trục I Trục II Trục III Công tác u 4 3,75 3,6 1 P (kW) 3,458 3,287 3,124 3 3 n (vg/ph) 1440 360 96 26,67 26,67 T (Nmm) 22933,3 87196,8 310772,9 1074240,72 1074240,72 Bảng 1: Các thông số cơ bản của toàn bộ hệ dẫn động ****************************************************************** Phần hai TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN I. TÍNH CÁC CẶP BÁNH RĂNG TRONG HỘP GIẢM TỐC CÔN TRỤ HAI CẤP A. Tính bộ truyền cấp nhanh: cặp bánh răng côn răng thẳng 1. Chọn vật liệu: Theo bảng 6.1 [1], chọn vật liệu cho hai bánh răng như sau: bBánh răng nhỏ: chọn thép 45 tôi cải thiện, đạt độ rắn HB 241…285, sb1 = 950 (Mpa), sch1 = 580 (Mpa); bBánh răng lớn: chọn thép 45 tôi cải thiện, đạt độ rắn HB 192…240, sb2 = 750 (Mpa), sch2 = 450 (Mpa); Trong đó, sbi và schi lần lượt là giới hạn bền và giới hạn chảy của bánh răng i. 2. Phân tỷ số truyền cho cấp nhanh: Theo Phần một, ta phân tỷ số truyền uh = 13,5 cho các cấp nhanh u1 = 3,75. 3. Xác định các ứng suất cho phép: Theo bảng 6.2 [1], với thép 40X tôi cải thiện đạt độ rắn HB 180…350, ta có: soHlim = 2HB + 70 (MPa); SH = 1,1; soFlim = 1,8HB (MPa); SF = 1,75. Trong đó, soHlim và soFlim lần lượt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở; SH và SF lần lượt là hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn. Chọn độ rắn bánh răng nhỏ HB1 = 245, độ rắn bánh răng lớn HB2 = 230, khi đó: soHlim1 = 2.245 + 70 = 560 (MPa); soFlim1 = 1,8.245 = 441 (MPa); soHlim2 = 2.230 + 70 = 530 (MPa); soFlim2 = 1,8.230 = 414 (MPa); Theo c.t. 6.5 [1], NHo =30HHB2,4, với NHo là số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc, do đó: NHo1 = 30.2452,4 = 1,6.107; NHo2 = 30.2302,4 = 1,397.107; Theo c.t. 6.7 [1]: Trong đó, NHE là số chu kỳ thay đổi ứng suất tiếp xúc tương đương; c là số lần ăn khớp trong một vòng quay, thường c = 1; Ti, ni, ti lần lượt là mômen xoắn, số vòng quay và tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét; Sti là tổng số giờ làm việc của bánh răng, Sti = lh = 20000 (giờ); Tmax là trị số mômen xoắn làm việc lớn nhất. Thay các số liệu vào công thức, ta có: Do NHE2 > NHo2 = 1,6.107 nên hệ số tuổi thọ KHL2 = 1. Dễ dàng suy ra NHE1 > NHo1 nên hệ số tuổi thọ KHL1 = 1. Ứng suất tiếp xúc cho phép sơ bộ [sH] được tính theo c.t. 6.1a [1]: , thay số liệu vào, ta có: [sH]1 = 560.1/1,1 = 509,1 (MPa ); [sH]2 = 530.1/1,1 = 481,82 (MPa ). Vậy, để tính bộ truyền bánh răng côn răng thẳng, ta lấy [sH]’ = [sH]2 = 481,82 (MPa). Số chu kỳ thay đổi ứng suất uốn tương đương được tính theo c.t. 6.7 [1]: Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn: NFo = 4.106 đối với tất cả các loại thép. Vì NFE2 > NFo nên hệ số tuổi thọ KFL1 = 1, dễ dàng suy ra NFE1 > NFo nên KFL1 = 1. Với bộ truyền quay một chiều, hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải KFC = 1. Ứng suất cho phép sơ bộ [sF] được tính theo c.t. 6.2a [1]: , suy ra: [sF]1 = 441.1.1/1,75 = 252 (MPa); [sF]2 = 414.1.1/1,75 = 236,57 (MPa); Tính các ứng suất tiếp xúc quá tải cho phép theo c.t. 6.13, với bánh răng tôi cải thiện: [sH]max = 2,8sch, suy ra: [sH]max = 2,8sch2 = 2,8.450 = 1260 (MPa). Tính các ứng suất uốn quá tải cho phép theo c.t. 6.14, HB 350, ta có: [sF]max = 0,8sch, suy ra: [sF1]max = 0,8sch1 = 0,8.580 = 464 (MPa); [sF2]max = 0,8sch2 = 0,8.450 = 360 (MPa). 4. Tính bộ truyền bánh răng côn răng thẳng a, Xác định chiều dài côn ngoài Re: Theo c.t. 6.52a [1]: Trong đó: bKR = 0,5Kd, với Kd là hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng, với bộ truyền răng thẳng bằng thép, Kd = 100 (MPa1/3), suy ra KR = 0,5.100 = 50 (MPa1/3) ; bKbe là hệ số chiều rộng vành răng, Kbe = b/Re = 0,25…0,3, với b là chiều rộng vành răng; do tỷ số truyền u = u1 = 3,75 > 3 nên ta chọn Kbe = 0,25; bTheo bảng 6.21 [1], với Kbe.u/(2 - Kbe) = 0,25.3,75.(2 - 0,25) = 1,64; trục bánh răng côn lắp trên ổ đũa, sơ đồ I, độ rắn HB < 350, ta chọn được hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng bánh răng côn KHb = 1,18; bT1 = TI = 87195,8 (Nmm) như đã tính ở Phần một. Thay các số liệu trên vào phương trình, ta có: (mm) b, Xác định các thông số ăn khớp: bSố răng bánh nhỏ z1: Đường kính chia ngoài: (mm) Tra bảng 6.22 [1] với u = 3,75, chọn được z1p = 15,6. Với HB < 350, ta có z1 = 1,6.z1p = 1,6.18,5 = 29,6 lấy tròn đến số nguyên gần nhất, ta được z1 = 30 (răng). bĐường kính trung bình: dm1 = (1 - 0,5Kbe)de1 = (1 - 0,5.0,25).85 = 74,37 (mm); bMôđun trung bình: mtm = dm1/z1 = 74,37/30 = 2,479 (mm); bMôđun vòng ngoài mte được tính theo c.t. 6.56 [1]: mte = mtm/(1 - 0,5.Kbe) = 2,479/(1 - 0,5.0,25) = 2,833 (mm); bTheo bảng 6.8 [1], lấy trị số tiêu chuẩn mte = 3 (mm). Vậy mtm được tính lại: mtm = mte(1 - 0,5.Kbe) = 3.(1 - 0,5.0,25) = 2,625 (mm); z1 = dm1/mtm = 74,37/2,625 = 28,33. Lấy z1 = 30(răng); bSố răng bánh lớn z2 = u.z1 = 3,75.30 = 112,5, chọn z2 = 113(răng), do đó tỷ số truyền um = z2/z1 = 113/30 = 3,76. bGóc côn chia: d1 = arctg(z1/z2) = arctg(30/113) = 14,868o =14o52’48’’ d2 = 90o - d1 = 90o - 14,868o = 75,132o = 75o10’55’’ bTheo bảng 6.20 [1], với z1 = 30 răng và um = 3,76; chọn hệ số dịch chỉnh đều: x1 = 0,33; x2 = -0,33 (do bộ truyền bánh răng côn). bĐường kính trung bình của bánh nhỏ: dm1 = z1.mtm = 30.2,625 = 78,75 (mm) bTính lại chiều dài côn ngoài: (mm). c, Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: Tính ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt bánh răng côn theo c.t. 6.58 [1]: Trong đó: bZM là hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp, trị số ZM tra theo bảng 6.5 [1] được ZM = 274 (MPa1/3); bZH là hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, tra theo bảng 6.12 [1], với x1 + x2 = 0 và góc nghiêng b = bm = 0 (răng thẳng), chọn được ZH = 1,76; bZe là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, xác định theo c.t. 6.59a [1]: với là hệ số trùng khớp ngang tính theo c.t. 6.60 [1]: =[1,88 - 3,2(1/z1 + 1/z2)]cosbm = [1,88 - 3,2(1/30 + 1/113)].cos0o = 1,745; Suy ra bKH là hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc tính theo c.t. 6.61 [1]: KH = KHbKHaKHv Với KHa là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp, với bánh răng côn răng thẳng KHa = 1; KHv là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, tính theo c.t. 6.63 [1]: KHv = 1 + nHbdm1/(2T1KHbKHa) Trong đó: Với dH là hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp, tra theo bảng 6.15 [1] được dH = 0,006; go là hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng, tra theo bảng 6.16 [1] được go = 56 với cấp chính xác 8 theo mức làm việc êm; v là vận tốc vòng tính theo công thức 6.62 [1]: v = pdm1n1/60000, m/s; với n1 = nI = 360 (vg/ph), ta có: v = 3,14.78,75.360/60000 = 1,4 (m/s); u = um =3,76; Suy ra: ; b là chiều rộng vành răng, b = Kbe.Re = 0,25.175 = 44 (mm); T1 = TI = 87196,8 (Nmm), do đó: KHv = 1 + 4,56.44.78,75/(2.87196,8.1,15.1) = 1,069 Nên: KH = 1,15.1.1,069 = 1,229; Cuối cùng, ta có: = 457,67 (MPa); Theo c.t. 6.1 [1]: [sH] = (so Hlim/SH)ZRZvKxHKHL = [sH]’.ZRZvKxH Trong đó: ZR là hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc, với độ nhám Ra = 2,5…1,25 (mm) thì ZR = 0,95; Zv là hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng, khi v = 1,4 (m/s) < 5 (m/s) thì Zv = 1; KxH là hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng, khi đường kính vòng đỉnh bánh răng da < 700 (mm) chọn KxH = 1; Suy ra: [sH] = 481,82.0,95.1.1 = 457,73 (MPa) Ta thấy sH < [sH].khoảng 2,3 % răng thoả mãn điều kiện bề tiếp xúc d, Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn: C.t. 6.65 [1] cho phép tính ứng suất uốn trên bề mặt bánh răng côn chủ động: sF1 = 2T1KFYeYbYF1/(0,85.b mtm dm1) Trong đó: bKF là hệ số tải trọng khi tính về uốn, tính theo c.t. 6.67 [1]: KF = KFbKFaKFv; với KFb là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng, tra theo bảng 6.21 [1], với Kbe = 0,25 thì Kbeum/(2 - Kbe) = 0,54 ta tra được KFb = 1,3; KFa là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp tính cho ứng suất uốn, với bánh răng côn răng thẳng, KFa = 1; KFv là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp tính theo c.t. 6.68 [1]: KFv = 1 + nFbdm1/(2T1KFbKFa) Tương tự như khi tính về tiếp xúc, với: , với dF là hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp, tra trong bảng 6.15 [1] được dF = 0,016; suy ra: ; Thay vào: KFv = 1 + 12.44.78,75/(2.87196,8.1,3.1) = 0,18; Cuối cùng được KF = 1,3.1.0,18 = 0,234 bYe là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, Ye = 1/ea = 1/1,7251 = 0,58; bYb là hệ số kể đến độ nghiêng của răng, với răng thẳng, b = 0 nên Yb = 1 - bo/140 = 1; bYF1,YF2 là hệ số dạng răng của bánh chủ động, phụ thuộc hệ số dịch chỉnh x1, x2 và số răng tương đương: zv1 = z1/(cosd1cos3b) = z1/cosd1 = 30/cos14,868 = 31; x1 = 0,33; zv2 = z2/(cosd2cos3b)= z2/cosd2 = 113/cos75,182 = 442; x2 = -0,33; Tra bảng 6.18 [1], ta được YF1 = 3,5; YF2 = 3,63; Vậy, ta có: sF1 = 2.87196,8.0,234.0,58.1.3,5/(0,85.44.2,625.78,75) = 30,5 (MPa) < [sF]1 = 252 (MPa); Ứng suất uốn trên bề mặt bánh răng côn bị động được xác định theo c.t. 6.66 [1]: sF2 = sF1YF2/YF1 = 30,5.3,63/3,5 = 31,63 (MPa) < [sF] = 236,57 (MPa); Vậy, cả hai bánh răng của bộ truyền bánh răng côn đều thoả mãn điều kiện bền uốn. e, Kiểm nghiêm răng về quá tải: Hệ số quá tải Kqt được tính theo cônh thức: Kqt = Tmax/T Trong đó: Tmax là mômen xoắn quá tải, Tmax = Tmm = 1,3T1; T là mômen xoắn danh nghĩa, ở đây, T = T1; suy ra Kqt = 1,3; Ứng suất tiếp xúc cực đại sHmax được tính theo c.t. 6.48 [1]: (MPa) sHmax không vượt quá giá trị [sH]max = 1260 (MPa). Ứng suất uốn cực đại sFmax được tính theo c.t. 6.49 [1]: ; Suy ra: (MPa) < [sF1]max = 464 (MPa); (MPa) < [sF2]max = 360 (MPa); Vậy răng thoả mãn về quá tải. f. Xác định tải trọng tác dụng lên trục: bCủa bánh răng chủ động: + Lực vòng : - Phương tiếp tuyến với bánh răng, chiều ngược chiều quay của trục; - Giá trị: Ft1 = 2T1/dm1 = 2.87196,8/78,75 = 2214,5 (N); + Lực hướng tâm : - Phương, chiều hướng vào trục quay; - Giá trị: Fr1 = F1.tga.coss1 = 2214,5.tg20o.cos14,868o = 779 (N); +Lực dọc trục : - Phương song song trục quay, chiều hướng từ đỉnh đến đáy bánh răng côn; - Giá trị: Fa1 = F1.tga.sins1 = 2214,5.tg20o.sin14,868o = 206,8 (N); bCủa bánh răng bị động: g, Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng côn: bChiều dài côn ngoài Re = 175 (mm); bMôđun vòng ngoài mte = 3 (mm); bChiều rộng vành răng bw = 44 (mm); bTỷ số truyền um = 3,76; bGóc nghiêng của răng b = 0o; bSố răng bánh răng z1 = 30 (răng); z2 = 113 (răng); bHệ số dịch chỉnh chiều cao x1 = 0,33; x2 = -0,33; bGóc côn chia d1 = 14,868o= 14o52’48’’ ; d1 = 75,182o=75o10’55’’ Theo các c.t. trong bảng 6.19 [1], tính được: bĐường kính chia ngoài de1 = mtez1 = 3.30 =90 (mm); de2 = mtez2 = 3.113 = 339 (mm); bChiều cao răng ngoài he = 2htemte + c; với hte = cosbm = 1; c = 0,2mte; suy ra he = 2,2mte = 2,2.3 = 6,6 (mm); bChiều cao đầu răng ngoài hae1 = (hte + xn1cosbm)mte; với xn1 tính theo c.t. 6.50 [1]: Suy ra hae1 = (1 + 0,34.1).3 = 4,02 (mm); hae2 = 2htemte - hae1 = 2.1.3 – 4,02 = 1,98 (mm); bChiều cao chân răng ngoài hfe1 = he - hae1 = 6,6 – 4,02 = 2,58; hfe2 = he - hae2 = 6,6 - 1,98 = 4,62; bĐường kính đỉnh răng ngoài dae1 = de1 +2hae1cosd1 =90 + 2.4,02.cos14,868o = 97,8 (mm); dae2 = de2 +2hae2cosd2 = 339 + 2.1,98.cos75,182o = 340 (mm); Lập bảng ghi các thông số chính của bộ truyền: Các thông số Ký hiệu Giá trị Đơn vị Chiều dài côn ngoài Re 175 mm Môđun vòng ngoài mte 3 mm Chiều rộng vành răng bw 44 mm Tỷ số truyền um 3,76 - Góc nghiêng của răng b 0 o Số răng bánh răng z1 30 răng z2 113 răng Hệ số dịch chỉnh chiều cao x1 0,33 - x2 -0,33 - Góc côn chia d1 14,868 o d2 75,182 o Đường kính chia ngoài de1 90 mm de2 339 mm Chiều cao răng ngoài he 6,6 mm Chiều cao đầu răng ngoài hae1 4,02 mm hae2 1,98 mm Chiều cao chân răng ngoài hfe1 2,58 mm hfe2 4,62 mm Đường kính đỉnh răng ngoài dae1 97,8 mm dae2 340 mm Lực vòng Ft1 = Ft2 2214,5 N Lực hướng tâm bánh chủ động Fr1 = Fa2 779 N Lực dọc trục bánh chủ động Fa1 = Fr2 206,8 N Bảng 2: Các thông số của bộ truyền bánh răng côn răng thẳng B. Tính bộ truyền cấp chậm: Cặp bánh răng trụ răng nghiêng 1. Chọn vật liệu: Theo bảng 6.1 [1], chọn vật liệu cho hai bánh răng như sau: bBánh răng nhỏ: chọn thép 45 tôi cải thiện, đạt độ rắn HB 192…240, sb1 = 750 (Mpa), sch1 = 450 (Mpa); bBánh răng lớn: chọn thép 40 tôi cải thiện, đạt độ rắn HB 192…228, sb2 = 700 (Mpa), sch2 = 400 (Mpa); 2. Phân tỷ số truyền cho cấp nhanh: Theo Phần một, ta phân tỷ số truyền uh = 13,5 cho các cấp chậm u2 = 3,6. 3. Xác định các ứng suất cho phép: Theo bảng 6.2 [1], với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 180…350, ta có: soHlim = 2HB + 70 (MPa); SH = 1,1; soFlim = 1,8HB (MPa); SF = 1,75. Chọn độ rắn bánh răng nhỏ HB1 = 215, độ rắn bánh răng lớn HB2 = 200, khi đó: soHlim1 = 2.215 + 70 = 500 (MPa); soFlim1 = 1,8.215 = 387 (MPa); soHlim2 = 2.200 + 70 = 470 (MPa); soFlim2 = 1,8.200 = 360 (MPa); Theo c.t. 6.5 [1], NHo =30HHB2,4, do đó: NHo1 = 30.2152,4 = 1,19.107; NHo2 = 30.2002,4 = 1.107; Theo c.t. 6.7 [1]: Thay các số liệu vào công thức, ta có: Do NHE2 > NHo2 = 1,397.107 nên hệ số tuổi thọ KHL2 = 1; Theo A, suy ra NHE1 = 18.107 > NHo1 nên hệ số tuổi thọ KHL1 = 1. Ứng suất tiếp xúc cho phép sơ bộ [sH] được tính theo c.t. 6.1a [1]: , thay số liệu vào, ta có: [sH]1 = 500.1/1,1 = 454,55 (MPa ); [sH]2 = 470.1/1,1 = 427,27 (MPa ). Vậy, để tính bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng ta lấy [sH]’ = [sH]2 = 427,27 (MPa). Số chu kỳ thay đổi ứng suất uốn tương đương được tính theo c.t. 6.7 [1]: Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn: NFo = 4.106 đối với tất cả các loại thép. Vì NFE2 > NFo nên hệ số tuổi thọ KFL1 = 1, dễ dàng suy ra NFE1 > NFo nên KFL1 = 1. Với bộ truyền quay một chiều, hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải KFC = 1. Ứng suất cho phép sơ bộ [sF] được tính theo c.t. 6.2a [1]: , suy ra: [sF]1 = 387.1.1/1,75 = 221,14 (MPa); [sF]2 = 360.1.1/1,75 = 205,7 (MPa); Tính các ứng suất tiếp xúc quá tải cho phép theo c.t. 6.13, với bánh răng tôi cải thiện: [sH]max = 2,8sch, suy ra: [sH]max = 2,8sch2 = 2,8.400 = 1120 (MPa). Tính các ứng suất uốn quá tải cho phép theo c.t. 6.14, HB 350, ta có: [sF]max = 0,8sch, suy ra: [sF1]max = 0,8sch1 = 0,8.450 = 360 (MPa); [sF2]max = 0,8sch2 = 0,8.400 = 320 (MPa). 4. Tính bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng a, Xác định sơ bộ khoảng cách trục aw: Theo c.t. 6.15a [1]: Trong đó: bKa là hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng, tra bảng 6.5 [1], với răng nghiêng, Ka = 43 (MPa)1/3; bTỷ số truyền u = u2 = 3,6; bcba = bw/aw, tra theo bảng 6.6 [1] được cba = 0,25…0,4 với bánh răng lắp không đối xứng, chọn cba = 0,4; suy ra theo c.t. 6.16 [1], ta tính được hệ số cbd: cbd = 0,53cba(u + 1) = 0,53.0,4.(3,6 + 1) = 0,975; bTừ cbd ta tra ra KHb = 1,07 theo bảng 6.7 [1] ứng với sơ đồ 5; bT1 = TII = 310772,9 (Nmm); b[sH] = [sH]’ = 427,27 (MPa); bVới cặp bánh răng ăn khớp ngoài, công thức dùng dấu cộng; suy ra khoảng cách trục: (mm); Lấy aw = 273 (mm).Chiều rộng bánh răng b==0,4.273=109 b, Xác định các thông số ăn khớp: Tính môđun m theo c.t. 6.17 [1]: m = (0,01…0,02)aw = 2,73…5,46 (mm); theo quan điểm thống nhất hoá trong thiết kế, chọn môđun tiêu chuẩn của bánh răng cấp chậm bằng môđun của cấp nhanh m = 3 (mm). Số răng bánh nhỏ z1 được xác định theo c.t. 6.19 [1]: z1 = 2aw.cos/[m(u+1)] = 2.273 .cos20/[3(3,6+1)] = 37,6; lấy tròn z1 = 38 (răng). Chọn sơ bộ 0 Số răng bánh lớn (c.t. 6.20 [1]): z2 = uz1 = 3,6.38 = 136,2; lấy z2 = 136 (răng). Do z1 > 30 nên không cần dịch chỉnh c, Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: Theo c.t. 6.33, ứng suât tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng được tính bằng: Trong đó: bTương tự như cấp nhanh, chọn ZM = 274 (MPa)1/3; bHệ số ZH được tra theo bảng 6.12 có ZH =1,69 Ze - hệ số kể đến sự trùng khớp của răng được xác định theo c.t. 6.36a [1]: Với ea có thể được tính gần đúng theo c.t. 6.38b [1]: ea = [1,88 - 3,2(1/z1 + 1/z2)]cosb = [1,88 - 3,2(1/38 + 1/136)].cos17 = 1,69 Suy ra ; bT1 = TII = 310772,9 (Nmm); bu = um = 136/38 = 3,6 bKHb = 1,07; KHa = 1,02 do bánh răng nghiêng Đường kính vòng lăn bánh nhỏ dw1: dw1 = 2aw2/(um + 1) = 2.273/(3,6 + 1) = 118,6 (mm); Vận tốc vòng v tính theo c.t. 6.40 [1]: v = pdw1nII/6000 = 3,14.118,6.96/60000 = 0,59 (m/s); Theo bảng 6.13 [1], chọn cấp chính xác 9, theo bảng 6.16 [1], chọn go = 73; Ta tính được nH theo c.t. 6.42 [1]: Chiều rộng vành răng được tính theo c.t.: bw = cbaaw2 = 0,4.273 = 109 (mm); Do đó: Suy ra KH = KHbKHaKHv = 1,07.1,02.1 =1,09 Cuối cùng, ta được: (MPa) Với vận tốc vòng v = 0,59 (m/s) thì 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 chính xác Rz = 10…40 (mm) do đó ZR = 0,9; do da < 700 (mm) nên KxH = 1. Theo c.t. 6.1 và 6.1a [1], ta có: [sH] = [sH]’ZvZRKxH = 427,27.1.0,9.1 = 384,5 (MPa); Như vậy, sH < [sH] Như vậy, răng thoả mãn điều kiện bền tiếp xúc. d, Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn: Ứng suất uốn sinh ra tại chân răng sF1 và sF1 được tính theo các c.t. 6.43 và 6.44 [1]: Trong đó: bT1 = TII =310772,9 (Nmm) là mômen xoắn trên trục bánh chủ động; bm = 3 là môđun; bbw là chiều rộng vành răng, bw = 109(m); bdw1 là đường kính vòng lăn bánh chủ động, dw1 = 118,6 (mm); bYe = 1/ea = 1/1,69 = 0,59 là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng; bYb là hệ số kể đến độ nghiêng của răng, Yb = đối với bánh răng trụ răng nghiêng; bYF1, YF2 là hệ số dạng răng của bánh răng 1 và 2, phụ thuộc vào số răng tương đương zv1 = z1/cos3b = 43 (răng); zv2 = z2/cos3b = 158 (răng); Tra theo bảng 6.18 [1], được YF1 = 3,83; YF2 = 3,6; bKF là hệ số tải trọng khi tính về uốn KFb là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn, tra bảng 6.7 [1] với cbd = 0,975 suy ra KFb = 1,2; KFa là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn, với bánh răng nghiêng KF=1,37 Với dF = 0,016 tra theo bảng 6.15 [1]; suy ra: Suy ra Suy ra KF = 1,37.1.1,2 = 1,64 Cuối cùng, ta được: sF1 = 2.310772,9.1,64.0,59.0,878.3,83/(109.118,6.3)=52,15 (Mpa) Như vậy sF1 < [sF]1 = 221,14 (MPa); F2 = 52,15.3,6/3,83 =49 (Mpa) < (Mpa) ; Vậy, cả hai bánh răng đều thoả mãn điều kiện bền uốn. e, Kiểm nghiệm răng về quá tải: Tương tự Phần A, Kqt = 1,3; Ứng suất tiếp xúc cực đại (MPa) nhỏ hơn [sH]max = 1120 (MPa); Ứng suất uốn cực đại: sF1max = sF1Kqt = 221,14.1,3 = 287,5 (MPa) < [sF1]max = 360 (MPa); sF2max = sF2Kqt = 205,7.1,3 = 267 (MPa) < [sF2]max = 320 (MPa); Vậy, cả hai bánh răng đều thoả mãn về quá tải. f, Xác định tải trọng tác dụng lên trục: Tải trọng của bánh răng chủ động: + Lực vòng: -có phương tiếp xúc với bánh răng, chiều ngược chiều quay; -giá trị: Ft1 = 2T1/d1 = 2.310772,9/114=5452 (N); + Lực hướng tâm: -phương, chiều từ điểm đặt lực hướng vào tâm quay; -giá trị: Fr1 = Ft1.tga /cos=5452.tg20/cos17= 2075 (N) Tải trọng của bánh răng bị động: +Lực dọc trục (N) g, Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng: bKhoảng cách trục aw2 = 273 (mm); bMôđun m = 3 (mm); bChiều rộng vành răng bw = 109(mm); bTỷ số truyền u = um = 3,6 bGóc nghiêng của răng b = 170 bSố răng bánh răng z1 = 38 (răng); z2 = 136(răng); Theo các công thức trong bảng 6.11 [1], ta tính được: bĐường kính vòng chia d1 = mz1 = 3.38= 114 (mm); d2 = 3.136 = 408 (mm); bĐường kính đỉnh răng da1 = d1 + 2(1 + x1 )m = 114 + 2.3 = 120 (mm); da2 = d2 + 2(1 + x2 )m = 408 + 2 .3 = 414 (mm); bĐường kính chân răng: df1 = d1 - (2,5 - 2x1)m = 114 - 2,5 .3 = 106,5 (mm); df2 = d2 - (2,5 - 2x2)m =408 - 2,5 .3 = 400,5 (mm); Lập bảng ghi các thông số của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng: Các thông số Ký hiệu Giá trị Đơn vị Khoảng cách trục aw2 273 mm Môđun m 3 mm Chiều rộng vành răng bw 109 mm Tỷ số truyền um 3,6 - Góc nghiêng của răng b 17 o Số răng bánh răng z1 38 răng z2 136 răng Hệ số dịch chỉnh x1 0 - x2 0 - Đường kính chia d1 114 mm d2 408 mm Đường kính đỉnh răng da1 120 mm da2 414 mm Đường kính chân răng df1 106,5 mm df2 400,5 mm Lực vòng bánh nhỏ Ft1 = Ft2 5452 N Lực hướng tâm Fr1 = Fr2 2075,5 N Lực dọc trục Fa1=Fa2 1658,5 N Bảng 3: Các thông số của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng Kiệm nghiệm điều kiện bôi trơn Bộ truyền kiểm nghiệm điều kiện bôi trơn theo công thức C= d4/d2 = 408 / 339=1,2<1,3 d4 đường kính đỉnh răng ngoài bánh răng trụ d4= 408 d2 đường kính đỉnh răng ngoài bánh răng côn d2 = 339 Vậy hộp giảm tốc thoả mãn điều kiện bôi trơn II. TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN ĐỘNG NGOÀI A. Tính toán bộ truyền động đai thang 1. Chọn loại đai và tiết diện đai Dựa vào công suất cần truyền P1 = Pdc = 3,458 (kW) và vận tốc cần truyền trên trục chủ động n1 = ndc = 1440 (vg/ph), theo hình 4.1 [1], ta chọn được loại đai hình thang thường có tiết diện loại A có chiều cao của tiết diện hình thang h = 8 (mm) tra theo bảng 4.13 [1]. 2. Xác định các thông số của bộ truyền đai: a, Đường kính bánh đai nhỏ d1 và đường kính bánh đai lớn d2 bTheo bảng 4.13 [1], với tiết diện A của đai thang thường, chọn được d1 nằm trong khoảng 100…200 (mm), chọn d1 = 112 (mm); Từ đường kính bánh đai, xác định được vận tốc đai: v = pd1n1/60000 = 3,14.112.1440/60000 = 8,4 (m/s) nhỏ hơn vận tốc cho phép vmax = 25 (m/s) đối với đai thang thường. bTính đường kính bánh đai lớn d2 theo c.t. 4.2 [1]: Trong đó, u = ung1 là tỷ số truyền của đai. Ta xác định lại ung1 theo c.t. sau: ung1 = uS/(uI.uII) = 54/(3,75.3,62) = 3,98; e là hệ số trượt, e = 0,01…0,02, chọn e = 0,02; suy ra: d2 = 112.3,98/(1 - 0,02) = 454,86 (mm); Theo bảng 4.21 [1], ta chọn đường kính bánh đai lớn theo tiêu chuẩn: d2 = 450 (mm). Vậy, tỷ số truyền thực tế ut = d2/[d1(1 - e)] = 450/[112(1 - 0,02)] = 4,1; Sai lệch tỷ số truyền Du = [(ut - u)/u].100% = [(4,1 - 3,98)/3,98].100% = 3,1% không vượt quá phạm vi sai lệch cho phép là 3 ~ 4%. b, Khoảng cánh trục a Theo bảng 4.14, với tỷ số truyền ut = 4,1 chọn được tỷ số a/d2 = 0,95; Vậy sơ bộ chọn a = 0,95.d2 = 0,95.450 = 427,5 (mm); Kiểm tra điều kiện c.t. 4.14 [1]: 0,55(d1 + d2) + h = 0,55(112 + 450) + 8 = 317,1 (mm) < a = 427,5 (mm); 2(d1 + d2) = 2(112 + 450) = 1124 > a = 427,5 (mm). Vậy, khoảng cánh trục sơ bộ a mà ta chọn thoả mãn điều kiện c.t. 4.14 [1]. c, Chiều dài đai l Được tính theo c.t. 4.4 [1]: l = 2a + p(d1 + d2)/2 + (d2 - d1)2/(4a) = 2.427,7 + 3,14.(112 + 450)/2 + (450 - 112)2/(4.427,7) = 1804,97 (mm); Theo bảng 4.13 [1], chọn chiều dài đai theo tiêu chuẩn l = 1800 (mm) = 1,8 (m); Nghiệm số vòng chạy của đai trong một giây theo c.t. 4.15 [1]: i = v/l = 8,4/1,8 = 4,67 s-1 < imax = 10 s-1. Từ chiều dài đai tiêu chuẩn, tính chính xác lại khoảng cánh trục a theo c.t. 4.6 [1]: Trong đó, l = l - p(d1 + d2)/2 = 1800 - 3,14(112 + 450)/2 = 917,21; D = (d2 - d1)/2 = (450 - 112)/2 = 169; suy ra: (mm); d, Góc ôm a1 trên bánh đai nhỏ Được tính theo c.t. 4.7[1]: a1 = 180o - (d2 - d1)57o/a = 180o - (450 - 112).57o/425 = 134,67 o > amin = 120o; 3. Xác định số đai z Số đai z được tính theo c.t. 4.16 [1]: Trong đó: bP1 là công suất trên trục bánh chủ động, P1 = 3,458 (kW); b[Po] là công suất cho phép, kW, được xác định bằng thực nghiệm ứng với bộ truyền có số đai z = 1, chiều dài đai lo , tỷ số truyền u = 1 và tải trọng tĩnh. Đối với đai thang thường, tra bảng 4.19 [1]: với đai thang thường loại A, lo = 1700 (mm) d1 = 112 (mm), v = 8,4 (m/s), ta tra ra [Po] = 1,64 (kW); bKd là hệ số tải trọng động, tra theo bảng 4.7 [1], với động cơ nhóm II và Tmm = 1,3T, ta tra được Kd = 1,25; bCa là hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm a1, với a1 = 134,67o tra theo bảng 4.15 được Ca = 0,87; bCl là hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai, tra theo bảng 4.16 [1] với tỷ số l/lo = 1800/1700 = 1,06 ta được Cl = 1,012; bCu là hệ số kể đến ảnh hưởng của tỷ số truyền, tra theo bảng 4.17, với ut = 4,1 > 3 thì hệ số Cu = 1,14; bCz là hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các dây đai, tra theo bảng 4.18 [1], với z’ = P1/[Po] = 3,458/1,64 = 2,1 ta được Cz = 0,95; Lắp các số liệu vào công thức, ta được số đai z = 3,458.1,25/(1,64.0,87.1,012.1,14.0,95) = 2,76 chọn z = 3 đai. Chiều rộng bánh đai B được tính theo c.t. 4.17 [1]: B = (z - 1)t + 2e Trong đó, t, e tra theo bảng 4.21 [1], đối với bánh đai hình thang có tiết diện đai ký hiệu A, ta có: t = 15 và e = 10 suy ra B = (3 - 1).15 + 2.10 = 50 (mm); Đường kính ngoài của bánh đai da được tính theo c.t. 4.18 [1]: da = d1 + 2ho với ho = 3,3 (tra bảng 4.21), da = 112 + 2.3,3 = 118,6 (mm). 4. Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục: Lực căng trên một đai được xác định theo c.t. 4.19 [1]: Fo = 780P1Kd/(vCaz) + Fv Trong đó, Fv là lực căng do lực ly tâm sinh ra. Với bộ truyền đai định kỳ điều chỉnh lực căng thì Fv được tính theo c.t. 4.20 [1]: Fv = qmv2 Với qm là khối lượng 1 mét chiều dài đai, Đai tiết diện loại A, qm = 0,105 (kg/m) (tra theo bảng 4.22 [1]); suy ra: Fv = 0,105.8,42 = 7,4 (N); Cuối cùng, ta có lực căng trên một đai: Fo = 780.3,458.1,25/(8,4.0,87.3) + 7,4 = 116,18 (N); Lực tác dụng lên trục Fr được tính theo c.t. 4.21 [1]: Fr = 2Fozsin(a1/2) = 2.116,18.3.sin(134,67o/2) = 214,4 (N). 5. Lập bảng ghi các thông số của bộ truyền Các thông số của bộ truyền Ký hiệu Giá trị Đơn vị Đường kính bánh đai nhỏ d1 112 mm Đường kính bánh đai lớn d2 450 mm Tỷ số truyền u 4,1 - Khoảng cách trục a 425 mm Chiều dài đai l 1800 mm Góc ôm bánh đai nhỏ a1 134,67 o Số đai z 3 đai Chiều rộng bánh đai B 50 mm Đường kính ngoài bánh đai nhỏ da 118,6 mm Lực căng trên một đai Fo 116,18 N Lực tác dụng lên trục Fr 214,4 N Bảng 4: Các thông số của bộ truyền đai B. Lựa chọn và tính kiểm nghiệm nối trục đàn hồi: cChọn nối trục vòng đàn hồi: Với mômen xoắn cần truyền là: T = TIII = 1074240,72 (Nmm) = 1074,24072 (Nm); Tra bảng 16-10a [1] - tập 2, ta chọn loại truyền được công suất 1000 (Nm) có các thông số kỹ thuật sau: bd = 50 (mm); bl = 110 (mm); bnmax = 2850 (vg/ph); bD3 = 36 (mm); bD = 210 (mm); bd1 = 90 (mm); bB = 6 (mm); bl2 = 40 (mm); bdm = 95 (mm); bDo = 160 (mm); bB1 = 70 (mm); bL = 175 (mm); bZ = 8 (chốt); bl1 = 40 (mm); cChọn vòng đàn hồi: Với mômen xoắn._.

Các file đính kèm theo tài liệu này:

  • docDA0447.DOC
Tài liệu liên quan