nghiên cứu, thiết kế, chế tạo hộp giảm tốc hành tinh trong các thiết bị băng tải công nghiệp

Tên đề tài: “Nghiên cứu, thiết kế, chế tạo hộp giảm tốc hành tinh trong các thiết bị băng tải công nghiệp” - Chế tạo sản phẩm thử nghiệm hộp giảm tốc hành tinh cho loại băng tải trên -

Trang 1

VIỆN CƠ KHÍ

-

BÁO CÁO TỔNG KẾT ĐỀ TÀI CẤP BỘ

NGHIÊN CỨU, THIẾT KẾ, CHẾ TẠO HỘP GIẢM TỐC HÀNH TINH TRONG CÁC THIẾT BỊ

BĂNG TẢI CÔNG NGHIỆP

Chủ nhiệm đề tài: Phạm Văn Quế

7279

03/4/2009

Hà Nội 12/2008

Trang 2

BIỂU THÔNG TIN ĐỀ TÀI

1 Cơ quan chủ trì:

Viện Nghiên cứu Cơ khí

Địa chỉ: Số 4 đường Phạm Văn

Đồng, Quận Cầu giấy, Hà Nội

Điện thoại: 7 643292

2 Cơ quan chủ quản:

Bộ Công Thương Địa chỉ: 54 Hai Bà Trưng, Quận Hoàn Kiếm, Hà Nội

Điện thoại: 8 258311

3 Tên đề tài: “Nghiên cứu, thiết kế, chế tạo hộp giảm tốc hành tinh trong

các thiết bị băng tải công nghiệp”

- Chế tạo sản phẩm thử nghiệm hộp giảm tốc hành tinh cho loại băng tải trên

- Vận hành khảo nghiệm sản phẩm chế tạo thử nghiệm và báo cáo tổng kết đề tài

9 Từ khóa:

13 Số trang: 14 Số bản: 15 Ngày xuất bản:

16 Nhận xét của người nhận:

Trang 3

NỘI DUNG NGHIÊN CỨU KHOA HỌC ĐỀ TÀI CẤP BỘ 2008

ĐỀ TÀI: “Nghiên cứu, thiết kế, chế tạo hộp giảm tốc hành tinh trong các

thiết bị băng tải công nghiệp”

1 Nghiên cứu tổng quan về hộp giảm tốc hành tinh được sử dụng trong một

số loại băng tải công nghiệp

2 Thiết kế, tính toán hộp giảm tốc hành tinh dùng cho một loại băng tải công nghiệp xác định

3 Xây dựng quy trình công nghệ chế tạo hộp giảm tốc hành tinh cho con lăn băng tải chủ động Φ244xL704

4 Chế tạo sản phẩm thử nghiệm hộp giảm tốc hành tinh cho loại băng tải trên

5 Vận hành khảo nghiệm sản phẩm chế tạo thử nghiệm tại Công ty CP xi măng Bỉm Sơn và báo cáo tổng kết đề tài

PHÂN CÔNG NHIỆM VỤ THỰC HIỆN

1 KS Phạm Văn Quế, KS Ngô Đăng Hoàng: Tóm tắt kết quả, Lời mở đầu, Chương 1, Chương 2

2 KS Nguyễn Đức Thành, KS Ngô Đăng Hoàng: Chương 3

3 KS Phạm Văn Quế, ThS Đào Hữu Mạnh, KS Cao Đức Thắng, KS Ngô Hữu Hùng, KS Vũ Thiện, KS Nguyễn Văn Đức: Thực hiện chế tạo sản phẩm thử nghiệm, bàn giao và vận hành khảo nghiệm tại Công ty CP xi măng Bỉm Sơn

4 KS Phạm Văn Quế, KS Ngô Đăng Hoàng: Kết luận, Kiến nghị, Tài liệu

sử dụng, Phụ lục

Trang 4

MỤC LỤC

Nội dung nghiên cứu đề tài cấp bộ 2008 3

Danh sách các thành viên thực hiện đề tài 6

Chương I Tổng quan về các loại hộp giảm tốc hành tinh 8

I.1 Tình hình nghiên cứu trong và ngoài nước 8

I.2 Tổng quan về các loại hộp giảm tốc hành tinh 8

I.2.1 Phân loại các dạng hộp giảm tốc 9

I.2.2 Hộp giảm tốc hành tinh trong các thiết bị băng tải công

nghiệp

12

Chương II Tính toán - thiết kế hộp giảm tốc bánh răng hành tinh 16

II.1 Tính toán, kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc, độ bền uốn của

II.4 Tính toán kiểm nghiệm công suất động cơ điện 36

Chương III Quy trình công nghệ chế tạo 41

III.1 Quy trình công nghệ chế tạo trục răng 41

III.2 Quy trình công nghệ chế tạo vành răng ăn khớp trong 58

Trang 5

Đề xuất 65

• Các văn bản kiểm tra và đánh giá chất lượng sản phẩm của đề tài 68

• Một số hình ảnh quá trình thực hiện đề tài và sản phẩm nghiên

cứu chế tạo tại Viện nghiên cứu cơ khí

69

• Tài liệu tham khảo 75

• Phụ lục tập bản vẽ thiết kế hộp giảm tốc hành tinh trong con lăn

băng tải xuất bao xi măng

76

Trang 6

DANH SÁCH CÁC THÀNH VIÊN THAM GIA THỰC HIỆN ĐỀ TÀI

1 Phạm Văn Quế Kỹ sư Gia công áp

2 Ngô Đăng Hoàng Kỹ sư Công nghệ chế

tạo máy Viện Nghiên cứu Cơ khí

3 Nguyễn Đức Thành Kỹ sư Công nghệ chế

tạo máy Viện Nghiên cứu Cơ khí

4 Đào Hữu Mạnh Kỹ sư Gia công áp

5 Cao Đức Thắng Kỹ sư Tự động hóa Viện Nghiên cứu Cơ khí

6 Ngô Hữu Hùng Kỹ sư Công nghệ hàn Viện Nghiên cứu Cơ khí

7 Nguyễn Văn Đức Kỹ sư Công nghệ chế

tạo máy

Công ty CP xi măng Bỉm Sơn

8 Vũ Thiện Kỹ sư Chế tạo máy Công ty CP xi măng

Bỉm Sơn

Trang 7

MỞ ĐẦU

Với tốc độ phát triển của nền kinh tế như hiện nay, các ngành công nghiệp như xi măng, hoá chất, than, đều đang được đầu tư, phát triển mạnh Việc xây dựng nhiều nhà máy đòi hỏi các thiết bị được cung cấp kịp thời đáp ứng tiến độ và giá thành giảm để nâng cao hiệu quả kinh tế Xuất phát từ yêu cầu thực tế và góp phần phát triển năng lực ngành cơ khí trong nước, nhóm đề tài Trung tâm Gia công áp lực - Viện Nghiên cứu Cơ khí đề xuất và đăng ký

thực hiện kế hoạch công nghệ năm 2008 với đề tài “Nghiên cứu, thiết kế, chế

tạo hộp giảm tốc hành tinh trong các thiết bị băng tải công nghiệp” nhằm

mục đích tạo tiền đề cho một hướng phát triển công nghệ chế tạo một trong những loại hộp giảm tốc hành tinh được dùng rộng rãi trong thiết bị băng tải công nghiệp, loại hộp giảm tốc được sử dụng trong những trường hợp tang chủ động của băng tải không có không gian lắp đặt, yêu cầu thiết kế gọn nhẹ, tính cơ động cao, Góp phần thúc đẩy sự phát triển của ngành cơ khí Việt Nam cũng như góp phần nâng cao hiệu quả kinh tế nhờ việc giảm được nhập khẩu các thiết bị từ nước ngoài với giá thành cao

Các loại hộp giảm tốc hành tinh dùng trong thiết bị băng tải công nghiệp như các loại băng tải dùng trong công nghiệp xi măng, hoá chất, nhiệt điện, than, khai thác mỏ, từ lâu đã được ứng dụng rộng rãi tại các nước công nghiệp phát triển và hiện nay đang được sử dụng ngày càng rộng phổ biến trong các thiết bị công nghiệp trong nước với xuất xứ từ nước ngoài

Xu hướng phát triển của các hãng chế tạo hiện nay là ngày càng hướng đến sự tiện dụng, tối ưu hoá kết cấu và nâng cao độ bền, tuổi thọ của hộp giảm tốc hành tinh dùng trong thiết bị băng tải công nghiệp

Trang 8

CHƯƠNG I

TỔNG QUAN VỀ CÁC LOẠI HỘP GIẢM TỐC HÀNH TINH I.1.Tình hình nghiên cứu trong và ngoài nước

I.1.1 Ngoài nước

Hộp giảm tốc (Gear Box) là bộ phận quan trọng có mặt trong hầu hết các loại thiết bị, máy móc làm nhiệm vụ truyền công suất và đảm bảo tốc độ

ra theo yêu cầu Sản phẩm hộp giảm tốc rất đa dạng về chủng loại kết cấu, công suất và tỉ số truyền Hiện nay trên thế giới có rất nhiều hãng chế tạo hộp giảm tốc như: ASEA (Thuỵ Điển), NORD (Phần Lan), General Motor (Mỹ), Falcone (Mỹ), Wattz (Đức), MORIS (Anh), SUMITOMO (Nhật Bản)… Để tạo ra sản phẩm hộp giảm tốc có kích thước nhỏ gọn, hiệu suất cao, làm việc

êm, ổn định và tuổi thọ cao, bên cạnh việc nghiên cứu tối ưu hoá thiết kế, cải tiến công nghệ và thiết bị chế tạo hộp giảm tốc truyền thống sử dụng răng thân khai, các hãng nước ngoài còn nghiên cứu chế tạo các hộp giảm tốc với kết cấu nhỏ gọn có tỉ số truyền cao, các hộp giảm tốc này được lắp trong các không gian hạn chế

I.1.2 Trong nước

Hiện tại, ở trong nước thị trường hộp giảm tốc chưa được các đơn vị nghiên cứu , thiết kế và sản xuất quan tâm thích đáng Các đơn vị sản xuất hộp giảm tốc gồm có : Công ty cơ khí Hà Nội, Công ty cơ khí Duyên Hải, Công ty Diezen Sông công, Công ty cơ khí Trần Hưng Đạo, Công ty máy kéo

và nông cụ Hà Tây…Các công ty này chủ yếu chế tạo các loại hộp số thông dụng có kích thước lớn, các hộp giảm tốc có kích thước nhỏ đặc chủng trong các thiết bị đặc biệt ở trong nước vẫn nhập ngoại với giá thành cao

Trang 9

I.2 Tổng quan về các loại hộp giảm tốc hành tinh:

I.2.1 Phân loại các dạng hộp giảm tốc:

Khác với các loại hộp giảm tốc khác có các bánh răng lắp các trục có vị trí cố định, hộp giảm tốc bánh răng hành tinh có bánh răng lắp trên trục di động, được gọi là bánh răng vệ tinh Hộp giảm tốc bánh răng hành tinh có thể

được thiết kế theo các sơ đồ như hình vẽ sau: (hình I.1)

1 0 2

5

f) 3

2

0

1 2

3

b)

0 1

2

3

c)

d) 1

2

0 3

4

1 0 2

5

e) 3

hình I.1 – Các loại sơ đồ hộp giảm tốc bánh răng hành tinh

Trang 10

Theo hình I.1 a, b, c là cơ cấu hành tinh có hai bánh trung tâm 1 và 3 và cần 0 mang trục của bánh vệ tinh có một vành răng 2 Nhờ các ưu điểm: kết cấu đơn giản, khuôn khổ gọn, hiệu suất cao và quán tính nhỏ, các phương án kết cấu này được dùng rộng rãi hơn cả

Hộp giảm tốc hành tinh với bánh răng có răng trong 3 cố định (hình I.1a) có thể thực hiện tỷ số truyền 3 3 9

01 =

u và hiệu suất η = 0 , 97 0 , 99 Thế nhưng sơ đồ này lại không thích hợp với số vòng quay cao của cần, vì khi đó lực ly tâm lớn hạn chế khả năng tải của các ổ bánh vệ tinh Trường hợp này thường dùng hộp giảm tốc với cần 0 cố định để ghép các trục của hai tổ máy quay theo hai chiều ngược nhau (hình I.1c) Truyền động hành tinh với bánh răng trung tâm 1 cố định (hình I.1b) được dùng khi tỷ số truyền nhỏ ( 1 1 , 13 1 , 5

16 (ω3=0)

Sơ đồ cơ cấu hành tinh với ba bánh răng trung tâm 1, 3, 5 được thể hiện trên I.1e với bánh vệ tinh có một vành răng và trên hình I.1g với bánh vệ tinh

có hai vành răng Cần 0 trong các cơ cấu này không tiếp nhận tải trọng ngoài

và chỉ dùng để đỡ các bánh vệ tinh Với các kết cấu này, truyền động hành tinh có thể thực hiện được tỷ số truyền từ 20 200 và hiệu suất η=0,7 0,9

So với các loại hộp giảm tốc khác, hộp giảm tốc bánh răng hành tinh có kích thước gọn hơn, khối lượng nhỏ hơn nhờ công suất được truyền theo một

số dòng (tương ứng với số bánh vệ tinh) và sử dụng bánh răng ăn khớp trong

có độ bền tiếp xúc cao hơn so với bánh răng ăn khớp ngoài

Trang 11

Muốn thiết kế hộp giảm tốc hành tinh với tỷ số truyền lớn có thể dùng

sơ đồ I.1d hoặc I.1e, g nhưng khi đó hiệu suất truyền động giảm Vì vậy hợp

lý hơn cả đối với trường hợp tỷ số truyền lớn và hiệu suất cao là phối hợp các cấp truyền động hành tinh với nhau (sơ đồ I.1h, i) hoặc phối hợp một cấp truyền động bánh răng có trục cố định với một cấp bánh răng hành tinh Ở đấy nhờ khả năng tải lớn hơn, truyền động hành tinh đặt ở cấp chậm là cấp chịu tải lớn hơn

Với hộp giảm tốc hành tinh, vấn đề phân bố đều tải trọng cho các bánh

vệ tinh cần được lưu ý giải quyết bằng các biện pháp kết cấu Như vậy bằng cách lựa chọn một sơ đồ thích hợp, có thể thiết kế hộp giảm tốc hành tinh đạt hiệu suất cao, phạm vi tỷ số truyền rộng, kết cấu gọn, khối lượng nhỏ Nhờ những ưu điểm rất cơ bản đó nên dù phải nâng cao độ chính xác chế tạo và lắp ghép, hộp giảm tốc hành tinh ngày càng được sử dụng rộng rãi

Truyền động bánh răng hành tinh là cơ cấu có ít nhất một bánh răng có trục quay di động Ký hiệu 1, 3, 5 là các bánh trung tâm; 2, 4 là bánh vệ tinh

và 0 là cần Bánh vệ tinh 2 (4) quay quanh trục quay của mình đồng thời cùng với cần 0 quay quanh trục của bánh trung tâm 1 (3, 5) Khi 3 cố định, chuyển động có thể truyền từ 1 đến 0 hoặc từ 0 đến 1, cần khi 0 cố định chuyển động truyền từ 1 đến 3 hoặc từ 3 đến 1 Các bánh trung tâm và cần được gọi là các khâu cơ bản

Một cách tổng quát có thể phân truyền động hành tinh thành 03 loại: truyền động hành tinh đơn giản (khi cố định một trong các bánh trung tâm), truyền động vi sai (các bánh trung tâm đều quay) và truyền động kín (hai khâu cơ bản được nối với nhau qua một bộ truyền nào đó)

Với hộp giảm tốc cã thể sử dụng các sơ đồ được quy ước ký hiệu như sau:

Trang 12

A – bộ truyền có hai bánh trung tâm, bánh vệ tinh cã một vành răng, trong

đó A1 ký hiệu trường hợp cố định bánh 3 (hình I.1a), A2 ký hiệu trường hợp

cố định bánh 1 (hình I.1b), A3 ký hiệu trường hợp cố định cần O (hình I.1c)

B – bộ truyền có hai bánh trung tâm, bánh vệ tinh có hai vành răng (hình I.1d)

C – bộ truyền có ba bánh trung tâm gồm: C1 – bánh vệ tinh có một vành răng; C2 – bánh vệ tinh có hai vành răng (hình I.1e, g)

A1A1 – bộ truyền hai cấp với hai sơ đồ A1 ghép liên tiếp (hình I.1h)

A1A3 – bộ truyền hai cấp gồm A1 và A3 (hình I.1i)

Ưu điểm của truyền động hành tinh là khối lượng nhỏ, kích thước gọn, hiệu suất cao, cã thể thực hiện được tỷ số truyền lớn trong một cấp, kết cấu ổ đơn giản, nhưng truyền động hành tinh có nhược điểm: yêu cầu cao về độ chính xác chế tạo và lắp ghép

I.2.2 Hộp giảm tốc hành tinh trong các thiết bị băng tải công nghiệp:

có sơ đồ như (hình I.2)

Trang 13

1 2 3 4 5 6 7

8

Hình I.2:1- Cửa tháo liệu; 2- Tang chủ động; 3- Con lăn; 4- Tang căng băng;

5 - Băng cao su vận chuyển; 6- Phễu tiếp liệu; 7- Tang bị động; 8- Đối trọng

làm căng băng

Để giảm không gian lắp đặt nhà thiết kế đưa ra hệ thống tang chủ động có kết

cấu gọn nhẹ, hợp lý mà vẫn đảm bảo được năng suất làm việc và tốc độ của

bưng tải Hệ thống tang chủ động này gồm cụm động cơ và hộp giảm tốc

hành tinh được thiết kế lắp ghép đồng bộ vào trong ruột vỏ tang Kết cấu cụm

tang chủ động như (hình I.3) :

Hình I.3:1- Trục tang; 2- Nắp hãm; 3- Vòng bít làm kín; 4- Vòng đệm; 5- Bu

lông; 6- Vòng hãm; 7- Gioăng làm kín; 8- Vòng bi; 9- Gối trục; 10- Gioăng

làm kín; 11- Vỏ tang; 12- Bu lông; 13- Vòng đệm; 14- Động cơ; 15- Hộp

giảm tốc hành tinh; 16- Vành răng; 17- Trục tang

Trang 14

Yêu cầu đặt ra là cụm hộp giảm tốc hành tinh thiết kế phải đảm bảo

được tỉ số truyền để tang chủ động quay đạt vận tốc, đảm bảo công suất tải và

làm việc ổn định trong hệ thống băng tải

Đề tài ” Nghiên cứu, thiết kế, chế tạo hộp giảm tốc hành tinh trong các

thiết bị băng tải công nghiệp ” do Trung tâm Gia công áp lực – Viện nghiên

cứu cơ khí thực hiện nhằm mục tiêu:

- Thiết kế hộp giảm tốc đảm bảo được tỉ số truyền

- Đảm bảo độ bền của các bánh răng khi làm việc có tải

- Đảm bảo kích thước để có thể lắp được cả hộp giảm tốc trong vỏ

tang

- Tính toán chọn công suất động cơ để hệ thống băng tải làm việc đạt

năng suất thiết kế

- Nghiên cứu công nghệ chế tạo từng chi tiết của hộp giảm tốc hành

tinh trong các thiết bị băng tải công nghiệp

- Chế tạo, chạy thử sau đó đưa vào sử dụng và đánh giá chất lượng sản phẩm theo tiêu chí chất lượng đã đề ra

+ Kết cấu hộp giảm tốc hành tinh của các thiết bị băng tải công nghiệp (hình

I.4):

Trang 15

Hình I.4:1- Vỏ hộp giảm tốc; 2- Bánh răng số 1; 3- Đầu trục động cơ; 4-

Vòng phanh;5- Bánh răng số 2; 6- Bánh răng số 3; 7- Trục răng số 4; 8- Vòng bi; 9- Bánh răng số 5; 10- Trục ra hộp giảm tốc; 11- Vành răng số 6;

12- Vòng phanh

Trang 16

II.1.1 Xác dịnh ứng suất cho phép:

Theo mẫu thiết kế vật liệu chế tạo bánh răng là thép 40X tôi cải thiện đạt độ rắn HB260÷280 có giới hạn bền σb=950 MPa, giới hạn chảy σch=700 MPa

Trang 17

ba H

H

u

K T

ψ σ

ψba là hệ số phụ thuộc vào độ cứng vật liệu tra bảng 6.6 được ψba = 0,3

KHβ là hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc: KHβ = 1,15

Trang 18

Thay các giá trị vào công thức trên ta tính được aw1 = 64,5

Ta có :

m = (0,02: 0,03) aw1 = 1,29 : 1,9 [II.2]

Theo 6.8 [1] chọn mô đun pháp mf = 1,5

Chọn sơ bộ β = 100 do đó cosβ = 0,9848 số răng bánh nhỏ

Vậy góc nghiêng của răng sẽ là

cosβ = mf(Z1 + Z2 )/(2aw1) = 0,978 [II.4]

Theo bảng 6.10a [1] ta có kX =1,02, theo (6.24) [1] ta có hệ số giảm đỉnh răng

ξ = kXZT/1000 = 1,02.(27 + 57)/1000 = 0,09 [II.6]

Theo (6.25) [1]tổng hệ số dịch chỉnh:

Trang 19

II.1.3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Ta có công thức tính ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc

σHtx = ZM.ZH.Zε 2

1

.

) 1 ( 2

w w

H d u b

u K

Trang 20

1 ( 2 , 3 88 , 1 cos ) 1 1 ( 2 ,

δH là hệ số kể đến ảnh hương của các sai sô ăn khớp

g0 là hệ sốkể đến ảnh hưởng của sai lệch các bưởcăng bánh 1 và bánh 2

Trang 21

KHv là hệ số kể đén tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp

Theo (6.39) [1] ta có:

KH = KHβKHαKHV = 1,15.1,16.1,05 = 1,4

KH là hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc

KHβ là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng

KHα hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời

ăn khớp

Thay các giá trị vừa tính được vào (*) ta được :

σHtx = ZM.ZH.Zε

2 1

1

.

) 1 ( 2

w w

H d u b

u K

5 , 41 1 , 2 5 , 64 3 , 0

) 1 1 , 2 ( 4 , 1 15007

-Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép :

Theo (6.1) [1]với v = 3,04 m/s < 5 m/s, ZV = 1; với cấp chính xác động học là

9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công đạt độ nhám

Ra=2,5…1,25,do đó ZR= 0,95;với da<700 mm,KxH =1,do đó theo (6.1) và (6.1.a):

[σHtx] = [σH]ZVZRKxH = 496.1.0,95.1 = 471 Mpa

Ta thấy : σHtx > [σHtx] do đó ta phải tăng khoảng cách trục hoặc tăng độ cứng mặt răng.Do ta không thể tăng khoảng cách trục nên ta tôi cải thiện tăng độ cứng mặt răng cao hơn:

Độ rắn bánh răng nhỏ là 280 Mpa, độ rắn bánh lớn là 265 Mpa

Lúc đó ứng suất tiếp xúc cho phép là: [σHtx] = 531 Mpa

Vậy σHtx< [σHtx] thỏa mãn điều kiện bền

Trang 22

II.1.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Trang 23

Tương tự tính được [σF2]uốn = 230 Mpa

Thay các giá trị vừa tính được vào công thức trên :

σF1uốn= 2.15007.2,03.0,6.0,912.3,8/(0,3.64,5.41,5) = 158 Mpa

σF1uốn < [σF1]uốn thoả mãn điều kiện bền

σF2uốn = σF1uốn.YF2/YF1 = 151 Mpa

σF2uốn < [σF2]uốn thoả mãn điều kiện bền

Ta có các thông số kích thước của bộ truyền

d2 = 87,5 Trên cơ sở tính toán thiết kế như đã trình bày,đề tài đã xây dung được

hệ thống bản vẽ chế tạo và lắp ghép hộp các chi tiết của hộp giảm tốc hành tinh

II.2 Tính toán, kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc, độ bền uốn của cặp bánh răng 3 và 4:

Trang 24

Theo mẫu thiết kế vật liệu chế tạo bánh răng là thép 40X tôi cải thiện đạt độ cứng HB 180÷350 có giới hạn bền σb=950 MPa, giới hạn chảy σch=700 MPa

H = 2HB1 + 70 = 670 (Mpa)

σ0 1 lim

F = 1,8HB1= 540 (Mpa)

σ0 2 lim

H = 2HB2+ 70 = 630 (Mpa)

σ0 2 lim

Trang 25

Xác định sơ bộ khoảng cách trục: Theo (6.15a) [1]:

aw2 = Ka(u2 + 1) 2

3 2 2

[ ]

H

T K u

Thay các giá trị vào công thức trên ta tính được aw2 = 52,2 (mm)

Trang 26

Chọn sơ bộ β = 100 do đó cosβ = 0,9848 số răng bánh nhỏ

Trang 27

δH là hệ số kể đến ảnh hương của các sai sô ăn khớp

g0 là hệ sốkể đến ảnh hưởng của sai lệch các bưởcăng bánh 1 và bánh 2 Trong đó: theo bảng 6.15 [1], δH= 0,004

theo bảng 6.16 [1], g0 = 73

KHβ : Hệ số kế đến sự phân bố không đều của tải trọng tra bảng

6.7[1] KHβ = 1,03

Do đó theo (6.41) [1]:

Trang 28

KHα hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp

Thay các giá trị vừa tính được vào (II.13) được :

-Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép :

Theo (6.1) [1]với v = 1,86 m/s < 5 m/s, ZV = 1; với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra=2,5…1,25,do đó ZR= 0,95;với da<700 mm,KxH =1,do đó theo (6.1)

và (6.1.a):

[σH] = [σH]ZVZRKxH = 590,8.1.0,95.1 = 561,3 ( Mpa)

Vậy điều kiển tiếp xúc thoả mãn

Theo (6.43) [1] ta có :

Trang 29

Vậy điều kiện bền uốn được thoả mãn

Khoảng cách trục aw2 = 67,5 (mm)

Trang 30

d2 = 83,4 (mm) Đường kính vòng đỉnh da1 = 54,6 (mm)

Theo mẫu thiết kế vật liệu chế tạo bánh răng nhỏ là thép 40X, nhiệt luyện đạt độ cứng mặt răng HRC46÷50 có giới hạn bền σb=950 MPa, giới hạn chảy σch=700 MPa Vật liệu chế tạo bánh răng lớn là thép C45 nhiệt luyện đạt

độ cứng mặt răng HRC 46÷50 có giới hạn bền σb=850 Mpa, giới hạn chảy

Trang 31

II.3.2 Xác định các thông số của cặp bánh răng

Xác định sơ bộ khoảng cách trục: Theo (6.15a) [1]:

aw3 = Ka(u3 - 1) 3

3 2 3

[ ]

H

T K u

β

σ ψ [II.17]

Trong đó Ka là hệ số phụ thuộc vật liệu của cặp bánh răng và loại răng

Trang 32

Thay các giá trị vào công thức trên ta tính được aw3 = 57,42 (mm)

Chọn aw2 = 63,75 (mm)

Ta có :

m = (0,02 ÷ 0,03) aw3 =(0,02 ÷ 0,03) 63,75 = (1,275 ÷1,925 ) (mm) Theo 6.8 [1] chọn mô đun pháp m = 2,5 (mm)

Số răng bánh nhỏ

Z1 = 3

3

2.am.(u 1)

Trang 33

u u

π

= 3,14.42,5.14502,1.1,62.60000 = 0,95 (m/s )

Với v = 0,95 m/s theo bảng 6.13 [1]dùng cấp chíng xác 9 Theo bảng 6.14 [1] với cấp chính xác 9 và v < 2.5 (m/s) ta được

KHα = 1,13

Theo (6.42) [1]:

Trang 34

Ta có: υ H = δHg0v a w3/u = 0,01.73.0,95 63,75 / 4 = 2,77 3

δH là hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp

g0 là hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bưởc răng bánh 1 và bánh

KHα hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp

Thay các giá trị vừa tính được vào [II.18] ta được :

-Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép :

Trang 35

Theo (6.1) [1]với v = 0,95m/s < 5 m/s, ZV = 1; với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra=2,5…1,25,do đó ZR= 0,95;với da<700 mm,KxH =1,do đó theo (6.1)

và (6.1.a):

[σH] = [σH]ZVZRKxH = 818.1.0,95.1 = 769,5( Mpa)

Vậy điều kiển tiếp xúc thoả mãn

Trang 36

Vậy điều kiện bền uốn được thoã mãn

d2 = 170 (mm) Đường kính vòng đỉnh da1 = 48,5 (mm)

da2 = 166 (mm)

Đường kính vòng chân df1 = 35,25 (mm)

df2 = 177,25(mm)

II.4 Tính toán, kiểm nghiệm công suất động cơ điện

Công suất động cơ dẫn động tang chủ động băng tải được xác định theo công thức sau:

N1 = q1.v C1.L1.10-3 [kW] [II.21]