Do an chế tạo máy

2.1.xác định tỉ số truền chung... Dựa theo quan điểm về mối tương quan kích thước giữa hộp giảm tốc và bộ truyền ngoài,ta chọn tỷ số truyền ngoài rồi tính tỷ số truyền trong hộp.. 3.1.Tí

PHẦN I HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ

I.Tính chọn động cơ điện

1.1tính công suất cần thiết

ηct

yc

P

Trong đó:

η:hiệu suất của bộ truyền,theo sơ đồ thiết kế ta co:

η=ηol2.ηbr.ηk.ηđ

theo bảng2.3[1] có: ηol=0,993; ηbk=0,96; ηk=1; ηđ=0,95

η=ηol2.ηbr.ηk.ηđ

=0,9932.0,96.1.0,95=0,899

ct

P :là công suất trên trục máy công tác,(KW )

ol ct

V F P

η 1000

= (KW ) Trong đó:

F:lực kéo băng tải,F=5000 (N) V:vận tốc băng tải,V=0,8 (m/s)

ol

η :hiệu suất của cặp ổ lăn Thay số:

03 , 4 993 , 0 1000

8 , 0 5000

1000

=

ol ct

V F P

Thay số:

48 , 4 899 , 0

03 , 4

=

=

=

ηct

yc

P

1.2tính số vòng quay sơ bộ của động cơ điện

nsb=nct.usb

Trong đó:

nct:số vòng quay của trục máy công tác

nct=

D

V

.

1000 60

π

trong đó:

D:đường kính tang quay,D=200 (mm)

V:vận tốc dài của băng tải,V=0,8 (m/s) Thay số:

48 , 4

=

yc

nct= (v p)

D

V

/ 43 , 76 200

14 , 3

8 , 0 1000 60

1000 60

=

=

π

usb:tỉ số truyền sơ bộ của các bộ truyền

usb=usbh.usbng

trong đó:

usbh:tỉ số bộ truyền trong hộp,theo bảng 2.4[1] chọn usbh=3,5

usbng:tỉ số bộ truyền đai,theo bảng 2.4[1] chọn usbng=2,5 thay số:

usb=usbh.usbng=3,5.2,5=8,75 Như vậy:

nsb=nct.usb=76,43.8,75=668,76 (v/p) 1.3.chọn động cơ điện

Dựa vào các thông số:







=

=

) / ( 76 , 668

) ( 48 , 4

p v n

KW P

sb yc

Theo bảng p1.1-p1.3 [1] chọn được loại động cơ có ký hiệu sau:4A132M8Y3 có các thông số như sau:























=

=

=

=

=

≅

=

=

>

=

8 , 1

; 2 , 2

; 74 , 0 cos

% 83

%

) / ( 76 , 668 )

/ ( 716

) ( 51 , 4 )

( 5 , 5

max

dn

K dn

sb đc

yc đc

T

T T

T

p v n

p v n

KW P

KW P

ϕ η

Động cơ làm việc với tải trọng tĩnh ,đặc tính làm việc êm nên: = 1

T

T mm

Có: = 1 , 8 > = 1

T

T T

dn

k

Nên động cơ được chọn thỏa mãn yêu cầu

II.phân phối tỉ số truyền

2.1.xác định tỉ số truền chung

ct

đc c n

n

U =

trong đó:

đc

n :số vòng quay của động cơ, n đc=716 (v/p)

ct

n :số vòng quay của trục máy công tác, n ct=76,43 (v/p)

thay số:

368 , 9 43 , 76

716 =

=

=

ct

đc c n

n U

2.2Xác định tỷ số truyền của bộ truyền hộp

Dựa theo quan điểm về mối tương quan kích thước giữa hộp giảm tốc và bộ truyền ngoài,ta chọn tỷ số truyền ngoài rồi tính tỷ số truyền trong hộp

ng

c h

U

U

U =

Chọn tỷ số bộ truyền ngoài : U ng = 2 , 4 ⇒

9 , 3 4 , 2

368 , 9

=

=

=

ng

c h

U

U U

III.Tính các thông số trên trục

3.1.Tính công suất trên các trục

+ trục công tác:

V F P

ol

993 , 0 1000

8 , 0 5000

1000

=

=

=

+ trục ra của hộp giảm tốc trục 2 :

06 , 4 993 , 0 1

03 , 4

ol k vt P P

η

+ trục vào của hộp giảm tốc trục 1 :

26 , 4 993 , 0 96 , 0

03 , 4

2

ol br

P P

η

+ trục động cơ:

48 , 4 85 , 0

26 , 4

=

đ đc

P P

η (KW) 3.2.Tính vận tốc vòng trên các trục

+trục động cơ : n đc=716 (v/p)

+trục 1: 1 = = 7162,4 =298,33

ng

đc u

n

9 , 3

33 , 298 1

h u

n

1

49 , 76

=

k ct u

n

3.3.Tính momen xoắn trên các trục

i

i i

n

P

T 9,55.10 .

6

+trục động cơ:

19 , 59754 716

48 , 4 10 55 , 9

10 55 ,

=

=

=

đc

đc đc

n

P

+trục 1:

12 , 136369 33

, 298

26 , 4 10 55 , 9

10 55 ,

1 1 6

n

P

+trục 2:

86 , 506902 49

, 76

06 , 4 10 55 , 9

10 55 ,

2 2 6

n

P

+trục công tác:

28 , 503157 49

, 76

03 , 4 10 55 , 9

10 55 ,

=

=

=

ct

ct ct

n

P

Bảng I.1 Bảng thông số các trục Trục

Thông số

Trục động cơ

tác

U 2,4 3,9 1,0

P (KW) 4,48 4,26 4,06 4,03

n (v/p) 716 298,33 76,49 76,49

T (N.mm) 59754,19 136369,12 506902,86 503157,28

PHẦN 2 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN

CHƯƠNG 1TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI

I.Chọn vật liệu làm đai

Đai được thiết kế theo tiêu chuẩn,ở đây ta chọn đai làm bằng vải cao su cho

bộ truyền

II.Xác định các thông số của bộ truyền đai

2.1 Xác định đường kính bánh đai

+Đường kính bánh đai nhỏ được xác định theo công thức 4.1[1]

3 )

4 , 6

2 , 5

Trong đó:

T-momen xoắn trên trục bánh đai nhỏ,T=Tđc=59754,19 N.mm

Thay số:

) 2 , 250

3 , 203 ( 19 , 59754 )

4 , 6

2 , 5

=

Theo bảng 4.6[1] chọn đường kính bánh đai nhỏ tiêu chuẩn d1=224 mm

+Đường kính bánh đai lớn được xác định theo công thức 4.2[1]

ε

−

=

1

1 u d

Trong đó:

u-tỷ số bộ truyền bánh đai, u=2,4

ε -hệ số trượt, theo [1] chọn ε =0,01

Vậy

) ( 543 01

, 0 1

4 , 2 224 1

d

−

=

−

=

ε Theo bảng 4.6[1] chọn đường kính bánh đai lớn tiêu chuẩn d2=560 (mm)

2.2 Tỷ số truyền thực tế của bộ truyền đai

5 , 2 224

560

1

=

d

d u

4 , 2

4 , 2 5 , 2

%

,

=

−

=

−

=

u

u u

2.3Khoảng cách trục các bánh đai

Khoảng cách trục giữa các bánh đai được tính theo công thức4.3[1]

) ).(

2

5 , 1

Bộ truyền quay với vận tốc khá nhanh,bánh nhỏ có v=716 (v/p) nên ta lấy chỉ số nhỏ

mm d

d

a ≥(1,5 2).( 1 + 2) =1,5.(224+560)=1176 2.4 Chiều dài dây đai

Chiều dài dây đai được tính theo công thức 4.4[1]

) 4 ( ) (

2 ) (

1 2 2

d a

l = 2.1176+3,14.(224+560) 2+(560−224)2 (4.1176) =3550

mm

l =3606,68 Dựa theo bảng 4.13[1] chọn chiều dài dây đai tiêu chuẩn là: l 3550= mm

2.5Tính khoảng cách trục thực tế

4 ) 8 ( + 2 − ∆2

= λ λ

a

Với :

mm d

d

l − ( 1 + 2) 2= 3550−3,14.(224+560) 2= 2319,12

= π

λ

mm d

=

∆

Vậy:

4 ) 168 8 12 , 2319 12

, 2319

=

a

) ( 26 ,

2.6Góc ôm trên bánh đai nhỏ.

26 , 1147 57

)

224 560

( 180 57

)

(

1 2

0

α

1 =163

α 2.7 Xác định tiết diện dây đai

Diện tích tiết diện đai dẹt được xác định dựa từ chỉ tiêu về khả năng kéo của đai.theo công thức 4.8[1]

] [ F t k d F b

Trong đó:

δ

,

b :là chiều rộng và chiều dây đai

đ

k :hệ số tải trọng động

t

F :lực vòng

+Lực vòng F t được xác định từ công suất P trên bánh đai nhỏ, P=Pđc=4,48 (N.mm)

V

P

F t 1000 1

=

Với V =π.d1.n1 (60.1000) =3,14.224.716 60000=8,39 (m/s)

39 8

48 4 1000

1000 1

=

=

=

V

P

Theo bảng 4.8[1] tỷ số (δ d1)nên chọn là 1/40 suy ra

) ( 6 , 5 40 224 40

=

δ

Theo bảng 4.1[1] dùng loại đai B-800 có lớp lót, trị số δ =6,0 (mm)với số lớp

là 4

+Ứng suất có ích cho phép:

Theo công thớc4.10[1] ta có :

O V O

F [σ ].Cα.c C

σ = Trong đó :

1 2

] [σO = k −k δ d

Theo bảng 4.9[1] với đai vải cao su và bộ truyền được đặt nằm ngang

O =1,8

⇒ σ (Mpa) nên chọn được k1=2,5 và k2=10,0

⇒ [σO]= k1 −k2.δ d1 = 2,5−10,0.6 224= 2,23 (Mpa)

α

C -hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm α1.Theo bảng 4.10[1] với góc

α chọn được Cα = 0 , 94

V

C -hệ số ảnh hưởng của lực li tâm đến độ bám của đai trên bánh đai.Theo bảng 4.11[1] với vận tốc đai v=8,39 (m/s) chọn được C V=1,0

C -hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền trong không gian và phương căng đai.Theo bảng4.12[1] với đai truyền động thường C O

=1,0

1 , 2 0 , 1 0 , 1 94 , 0 23 , 2

]

F σ Cα c C

Từ công thức 4.8[1] ta có chiều rộng của dây đai :

[ ] 2,1.6 42,37

1 97 , 533

=

=

=

δ

σF

đ

t k F

Lấy theo tiêu chuẩn b=50 (mm)

Theo bảng 21.16 chọn chiều rộng bánh đai B=63 (mm)

2.8 Xác định lực căng ban đầu và lực tác dung lên trục

Lực căng ban đầu của đai được xác định theo công thức 4.12[1]

540 6 50 8 , 1

=σ bδ

Lực tác dụng lên trục được xác định theo công thức 4.13[1]

0 , 1068 )

2 163 ( 540 2 ) 2 (

CHƯƠNG 2 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CÔN

I.Các thông số ban đầu

+Công suất trên bánh răng chủ động P1=4,26 (KW)

+Vận tốc vòng n1=298,83 (v/p)

+Tỉ số truyền uh=3,9

+Thời gian làm việc t=14.103 giờ

+Đặc tính làm việc êm và tải trọng tĩnh

II.Chọn vật liệu và tính toán thiết kế

2.1Chọn vật liệu

Do không có yêu cầu gì đặc biệt, do đó ta chọn vật liệu của bộ truyền làm bằng thép 45 Cụ thể theo bảng 6.1[1] ta chọn :

+bánh răng nhỏ : thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241÷285 có σb1=800Mpa,

σch1=580 Mpa

+bánh răng lớn : thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192÷240 σb2=750 Mpa,

σch2=450Mpa

2.2Tính ứng suất cho phép.

[ ]σ H và [ ]σ F được tính theo các công thức 6.1a[1] và 6.2a[1]

[ ] ( H) HL

o H

H σ lim s K

σ =

[ ] ( F) FL FC

o F

F σ lim s K K

σ = Trong đó :

o

H lim

σ và σ F lim o lần lượt là ứng suất uốn cho phép và ứng suất xoắn cho phép ứng với số chu kỳ quay cơ sở.Theo bang 6.2[1] với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 180…350 (Mpa) có :

70

2

lim = HB+

o H

Flim =1,8

σ ; S H=1,1 ; S F=1,75

Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1=250 (MPa) ; bánh lớn HB2= 230 (MPa)

Ta có :

570 70

250 2 70

2

1

o H

530 70

230 2 70

2

2

o H

450 250

8 , 1

8 , 1

1

o F

414 230

8 , 1

8 , 1

o F

FC

=1

HL

6.4[1]

H

m

HE HO

K =

F

m

FE FO

Trong đó :

HO

N và N FO-số chu kỳ quay cơ sở khi thử về tiếp xúc và uốn

6

10 4

=

FO

N với tất cả các loại thép

4 , 2

.

30 HB

+Với bánh 1 N HO1 =30.2502,4 =17.106

2 =30.230 =14.10

HO N

HE

N và N FE-số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương,vì bộ truyền

chịu tải tĩnh nên :

HE

N =N FE=60.c .n tΣ

Trong đó :

c-số lần ăn khớp trong 1 vòng quay, c=1 n-tốc độ (v/p) của bánh răng, n1=298,33 (v/p);n2=76,49 (v/p)

Σ

t -tổng thờ gian làm việc, tΣ=14.103 giờ

1

HE

N =N FE1=60.1.298,33.14.103 =250.106

HE

N =N FE2=60.1.76,49.14.103 =64.106

1

HE

N =250.106>N HO1 =17.106⇒ K HL1 = 1

2

HE

N =64.106>N HO2 =14.106 ⇒ K HL2 = 1

1

FE

N =250.106>N FO1 =4.106 ⇒ K FL1= 1

2

FE

N =64.106>N HO2 =4.106 ⇒ K FL2 = 1

Như vậy có :

[ ]1 =( olim1 H) HL1 =(570 1,1).1=518,18

H

[ 2] =( o lim2 H ) HL2 =(530 1.1).1=481,82

H

[ ]1 =( olim1 F) FL1 FC =(450 1,76).1.1=257,14

F

[ ]2 = ( olim2 F) FL2 FC =(414 1,76).1.1= 235,23

F

+Ứnh suất tiếp xúc cho phép là:

[ ]σ H =Min([ ]σ H1 ; [ ]σH2 )=481,82 (MPa)

+Ứng suất quá tải cho phép :

[ ]σ H max=2,8.σch2=2,8.450=1260 (MPa)

[ ]

[ ] 0,8 0,8.450 360 ( )

) ( 464 5804

8 , 0

8 , 0

2 max

2

1 max

1

MPa

MPa

ch F

ch F

=

=

=

=

=

= σ σ

σ σ

2.3 Xác định chiều dài côn

Chiều dài côn chủ động được xác định theo độ bền tiếp xúc.Theo công thức 6.52[1] ta có:

1

R

Trong đó :

R

K =0,5.K d-hệ số phu thuộc vào vật liệu làm bánh răng, ở đây bánh răng làm bằng thép có K d=100 (MPa1/2).⇒ K R=0,5.100=50 (MPa1/2)

u-tỉ số truyền của bộ truền bánh răng, u=3,9

β

H

K -hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng,tra bảng 6.21[1] dựa theo tỉ số K be.u ( 2 −K be),

be

K -hệ số chiều rộng vành răng phụ thuoocj vào tỉ số truyền,K be=0,25… 0.3 với u=3,9>3 chọn K be=0,25 theo bảng 6.21[1]⇒ K Hβ=1,58

T1-mômen xoắn trên trục bánh chủ động, T1=136369,12 (Nmm)

[ ]σ H -ứng suất tiếp xúc cho phép, [ ]σ H =418,82 (MPa)

Thay số:

2 1 136369,12.1,58 [(1 0,25).0,25.3,9.418,82 ] 9

, 3

=

e

R

) ( 96 ,

R e =

2.4 Xác định thông số ăn khớp.

+ Tính số răng bánh nhỏ

) ( 27 , 108 9

, 3 1 96 , 217 2 1

Dựa vào de1 theo bảng 6.22[1] chọn z1p=17 ; HB< 350 nên z1 được tính theo công thức z1=1,6.z1p=1,6.17=27,2 ,chọn z1= 27 răng

+Đường kính trung bình và môđun trung bình:

) ( 27 , 108 )

25 , 0 5 , 0 1 ( )

5 , 0 1

) ( 74 , 94

d m =

51 , 3 27 74 , 94 1

m tm m

+Xác định chính xác môđun :

-môđun vòng ngoài :

) ( 01 , 4 ) 25 , 0 5 , 0 1 ( 51 , 3 ) 5 , 0 1

m

m te = tm − be = − =

Theo bảng 6.8[1] lấy trị số tiêu chuẩn : m te =4,0 (mm)

-môđun trung bình

) ( 5 , 3 ) 25 , 0 5 , 0 1 (

0 , 4 ) 5 , 0 1

m

m tm = te − be = − =

+Số răng bánh nhỏ:

07 , 27 5 , 3 74 , 94

1

) ( 5 , 94 5 , 3 27

1

⇒ +Số răng bánh lớn:

z2=z1.u=27.3,9=105,3 Chọn z2=105 răng

+Đường kính trung bình bánh lớn

) ( 5 , 367 5

, 3 105

2

+Góc côn chia :

'' ' 0 0

2 1

δ

'' ' 0 0

0

δ

Theo bảng 6.20 với z1=27 răng ; u=3,9 chọn hệ số dịch chỉnh đều x1=0,38 ; x2 =-0,38

2.5Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Theo 6.33[1] ứng suất tiếp xúc trên mặt bánh răng côn phải thỏa mãn điều kiện :

[ ]H m

H H

M

σ = ε 2 +1 (0,85 2 ) ≤

1

2

Trong đó :

M

Z -hệ số kể đến cơ tính của vật liệu của các bánh răng, tra bảng 6.5[1]

M

Z =274 (MPa1/3)

Z -hệ số hình dạng bề mặt tiếp xúc, tra bảng 6.12[1] với bộ truyền bánh răng côn dùng dịch chỉnh đều xt=x1+x2=0 có Z H=1,76

ε

Z -hệ số trùng khớp của răng, Zε = ( 4 −εα) / 3

Với εα =1,88−3,2(1 z1+1 z2)=1,88−3,2.(1 27+1105)=1,731

87 , 0 3 ) 731 , 1 4

=

⇒ Zε

T1-mômen xoắn trên trục bánh côn chủ động, T1=136369,12 (Nmm)

dm1-đường kính trung bình bánh côn nhỏ, dm1=94,5 (mm)

H

K -hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc

Hv H H

H K K K

Trong đó :

β

H

α

H

K -hệ số phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn

khớp,với bánh răng côn răng thẳng có K =1 Hα

α

H

K -hệ số tải trọng động trong vùng ăn khớp.

)

2 (

1 H m1 1 Hβ Hα

Hv v b d T K K

Trong đó :

b-chiều rộng vành răng, b=Kbe.Re=0,25.216,83=54,2 (mm)

u u

d V g

v H =δH o m1.( +1) Với : δH -hệ số kể đến sai số của sự ăn khớp, tra bảng 6.15[1] có

006 , 0

=

H

δ

o

g -hệ số kể đến sai lệch của bước răng phụ thuộc vào môđun và

cấp chính xác của bộ truyền Xét vận tốc dài của bánh răng côn chủ động

) / ( 475 , 1 60000 33

, 298 5 , 94 14 , 3 60000

Tra bảng 6.13[1] tìm được cấp chính xác của bộ truyền bằng 9

Tra bảng 6.16[1] có g =73 o

Do đó :

04 , 7 9 , 3 ) 1 9 , 3 (

5 , 94 475 , 1 73 006 ,

=

H

v

Thay các thông số vào (**) ta có :

084 , 1 ) 1 58 1 12 , 136369

2 ( 5 , 94 2 , 54 74 , 0

=

Hv

K

Thay vào (*) ta có :

71 , 1 084 , 1 1 58 ,

=

H

K

Thay các thông số vào (1) được :

) 9 , 3 5 , 94 2 , 54 85 , 0 ( 1 9 , 3 71 , 1 12 , 136369

2 87 , 0 76 , 1

=

H

σ

) ( 86 ,

H =

σ

Theo công thức 6.1[1]

[ ] [ ]σH = σH '.Z V.Z R.K XH

Với : Z R -hệ số kể đến độ nhám của mặt răng làm việc ,chọn Ra=2,5 1,25 µm

có Z R=0,95

V

Z -hệ số kể đến ảnh hưởng của vận tốc vòng, với v=1,475 (m/s) , Z V

=1

KXH-hệ số ảnh hưởng của kích thước bánh răng,với dm1<700 (mm),

KXH=1

Vậy :

[ ] [ ]σH = σH '.Z V.Z R.K XH =481,82.1.1.0,95=457,73>σH =453,86 (MPa) Vậy điều kiện bền tiếp xúc được đảm bảo

2.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn