Đề 3 bài tập lớn nguyên lí – chi tiết máy đề tài “ tính toán hệ dẫn động băng tải”

Tính toán thiết kế bộ truyền ngoài của HGT 3.. Xác định sơ bộ số vòng quay của động cơTốc độ quay của trục công tác:Hệ truyền động cơ khí có bộ truyền xích và hộp giảm tốc 1 cấp bánh răn

CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

Công suất trên trục công tác

Công suất tính: P t = P = 6,12 (kW) (tải trọng tĩnh)

Hiệu suất hệ dẫn động

Tra bảng 2.1 ta được: η brt= 0,96 (bộ truyền bánh răng côn) η nt = 1 η ôl= 0,99 (hiệu suất của 1 cặp ổ lăn) η x= 0,93(bộ truyền xích)

Công suất cần thiết trên trục động cơ

Công suất tính: P t = P = 6,12 (kW) (tải trọng tĩnh)

2 Hiệu suất hệ dẫn động ¿❑ ❑ nt br ❑ x ❑ ol 3 =1 × 0,96 × 0,93 × 0,99 4 =0,86

Tra bảng 2.1 ta được: η brt = 0,96 (bộ truyền bánh răng côn) η nt = 1 η ôl= 0,99 (hiệu suất của 1 cặp ổ lăn) η x = 0,93(bộ truyền xích)

3 Công suất cần thiết trên trục động cơ

Xác định sơ bộ số vòng quay của động cơ

Tốc độ quay của trục công tác: n= 60000 v πD = 60000 ×0,9 π×320 S,71(vòng/phút)

Chọn tỷ số truyền sơ bộ

Hệ truyền động cơ khí có bộ truyền xích và hộp giảm tốc 1 cấp bánh răng côn, theo bảng 2.2 ta sơ bộ chọn u x =2,5 ;u h =4.Tỉ số truyền chung sơ bộ: u sb =u đ ×u h

4 Xác định sơ bộ số vòng quay của động cơ

Tốc độ quay của trục công tác: n= 60000 v πD = 60000 ×0,9 π×320 S,71(vòng/phút)

5 Chọn tỷ số truyền sơ bộ

Hệ truyền động cơ khí có bộ truyền xích và hộp giảm tốc 1 cấp bánh răng côn, theo bảng 2.2 ta sơ bộ chọn u x =2,5 ;u h =4.Tỉ số truyền chung sơ bộ: u sb =u đ ×u h

Số vòng quay trên trục động cơ

Tính số vòng quay đồng bộ của động cơ

Chọn động cơ điện phải thỏa mãn điều kiện (2.1) và (2.2): n đc = n sb S7,14 (vòng/phút)

Chọn động cơ

Tra phụ lục P1.3, chọn động cơ điện không đồng bộ 3 pha rôto lồng sóc 50Hz loại 4A160S8Y3 có P đc =¿ 7,5 (kw), n đc =¿730 vòng/phút có T kd

9.Bảng hệ thống số liệu

Tỉ số truyền chung: u = n đc n = 730

53.71 = 13.59 Chọn trước tỉ số truyền u xcủa bộ truyền xích: u x= 3

Tỉ số truyền bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng của hộp giảm tốc: u h = u u x = 13.59

3 =4.53 Kiểm tra sai số cho phép về tỉ số truyền: u t =u x h u =3.4,53=¿13.59

∆u = | u u t − | = 0,01 < 0,09 (thỏa điều kiện về sai số cho phép)

Thông số Động cơ I II III u u nt =1 u h =¿4.53 u x =3 n

Công suất trên trục II: P II = P n ô

Công suất trên trục I: P I = P II

Công suất trên trục động cơ: P m = P I

Mômen xoắn trên trục động cơ: T m = 9,55.10 6 P m n đc = 9,55 10 6 ×7.42

⇒ M ômen xo ắn tr ê ntr ục1 :T 1 = 9,55 10 6 ×7,06

⇒ M ômen xo ắn tr ê ntr ục2 :T 2 = 9,55 10 6 ×6,71

⇒ M ômen xo ắntr ê ntr ục3 :T 3 = 9,55.10 6 ×6,12

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI CỦA HỘP GIẢM TỐC

Chọn loại xích

Do điều kiện làm việc chu va đập nhẹ và hiệu suất của bộ truyền xích yêu cầu cao nên chọn loại xích ống con lăn

Chọn số răng đĩa xích

Theo bảng 5.4 chọn số răng đĩa nhỏ (đĩa dẫn) là Z = 25 (răng)1

Số răng của đĩa xích lớn: z 2 =u z 1 =3× 25 75 = < z max =¿120

Sai lệch tỉ số truyền : ∆u=¿u x −u∨ ¿u∨¿=¿3−3∨ ¿ ¿

Sai số nhỏ hơn sai số tỉ số truyền cho phép.

Xác định bước xích

Bước xích p được xác đnh từ chỉ tiêu về độ bền mòn của bản lề và thể hiện bằng công

Ta có: Chọn bộ truyền xích thí nghiệm là bộ truyền xích tiêu chuẩn, có số răng và vận tốc vòng đĩa xích là:

Do vậy ta tính được:

25 =1,00 Với z 01 %là số răng đĩa xích nhỏ trong thực nghiệm, Z 1 là số răng đĩa xích nhỏ.

 Với n 01: số vòng quay của đĩa xích nhỏ trong thực nghiệm.

 Hệ số sử dụng của bộ truyền xích: k =k o k k k a đc bt k đ k c trong đó:

-k o : hệ số kể đến ảnh hưởng của v trí bộ truyền (đường nối hai tâm đĩa xích so với phương ngang ≤ 60° ) →k o =¿1

- k a : hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích:

Chọn a@ p→ Tra bảng B5.6/t82 ta được k a =1

- k đc : hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích

Tra bảng B5.6/t82 ta được v trí trục được điều chỉnh bằng một trong các đĩa xích:

- k bt : hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn → Tra bảng B5.6/t82 ta được động cơ làm việc trong môi trường không bụi →k bt =¿1

-k đ : hệ số tải trọng động kể đến tính chất của tải trọng→ Tra bảng B5.6/t82 ta được

→k đ =1 – đặc tính tải trọng tĩnh.

-k c :hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền → Tra bảng B5.6/t82 ta được→k c ¿1,25 – làm việc 2 ca.

Vậy ta có: k =k o k a k đc k bt k đ k c =1 × × × 1 1 1 , 3× 1× 1,25=1 , 63

Do vậy ta có: P t =P k.k n k z =6,71 ×1 , 63 ×1,24 ×1.56(kw)

Tra bảng B5.5/t81 với điều kiện { P t 56 n (kW)≤ 01 0 [ P ] 3 , ta được:

Vậy bước xích p = 31.75 mm < p max = 44,45

Tuy nhiên với p 1.75 mm đường kính đĩa xích b dẫn lớn: d 2 = p sin ( π z 2

Trong điều kiện này ta nên chọn p có tr số nhỏ hơn và tăng số đĩa xích, bằng cách áp dụng công thức:

11 =1.23 Chọn 3 dãy xích có bước xích p = 19,05 mm p = 19,05 < pmax = 44,45 (Bảng 5.8)

Khoảng cách trục và số mắt xích

Khoảng cách trục a thỏa điều kiện: a min ≤a≤a max

4 π 2 × 762 1 58 , Chọn số mắt xích xlà số nguyên chẵn nên ta được: x2

Tính lại khoảng cách trục a, ta có: a ¿ ¿0,25 p [x− 0,5(z 2 − z 1)+ √ [ x −0,5 ( z 2 +z 1 ) ] 2 −2 [ Z 2 −Z π 1 ] 2 ] ¿0,25 ×19,05 ×[132 0,5 − (75 25 − )+ √ [ 132 0,5 − (75 25 + ) ] 2 −2 [ 75 25 − π ] 2 ]v6,05 mm Để xích không chu lực căng quá lớn, khoảng cách trục a tính được theo (4.14) cần giảm bớt một lượng ∆a=0,003 ×a ¿ =0,003 ×766,05 ≈ 2mm ( mm )

Kiểm nghiệm số lần va đập i của bản lề xích trong 1 giây

Tra bảng B5.9/t85 với loại xích ống con lăn, bước xích p,05(mm) ⇒Số lần va đập cho phép của xích: [i]5 i= z 1 n 1

Kiểm nghiệm xích về độ bền

Để đảm bảo cho xích không b phá hỏng do quá tải cần tiến hành kiểm nghiệm về quá tải theo hệ số an toàn:

Q: tải trọng phá hỏng (N) Tra bảng B5.2/t78 với p,05 (mm) ta được:

• Hệ số tải trọng động: k đ = 1 (tải trọng tĩnh)

F v : lực căng do lực ly tâm sinh ra (N)

F o : lực căng do trọng lượng nhánh xích b dẫn, lực căng ban đầu k f = 4 ( 𝑔ó𝑐 𝑛𝑔ℎ𝑖ê𝑛𝑔 𝑠𝑜 𝑣ớ𝑖 𝑝ℎươ𝑛𝑔 𝑛𝑔𝑎𝑛𝑔 < 40° )

[S]: hệ số an toàn cho phép, tra bảng B5.10/t86 với p,05( mm ) , n 1 1,15( v òng phút ) ta được: [S] = 8,2

1× 5242,2 173,88 + + 9,5 ,9>[ ] SVậy bộ truyền xích đảm bảo độ bền.

Xác định các thông số của đĩa xích

Đường kính vòng chia của đĩa xích:

{ d 2 d = 1 = sin sin ( p π z ( p 2 z π ) 1 = ) = sin 19,05 sin 19,05 ( 75 π ( 25 π ) E4 ,92(mm) ) 2(mm) Đường kính đỉnh răng:

{ d a 1 = p [ 0,5+ cotg ( z π 1 ) ] ,05 [ 0,5+cotg ( 25 π ) ] 0,3 2(mm) d a 2 = p [ 0,5+ cotg ( π z 2 ) ] ,05 [ 0,5+cotg ( 75 π ) ] F4,04(mm)

(Với d 1 được tra trong bảng B5.2/t78 ta được d 1 ,91 (mm) ) Đường kính vòng đáy răng:

8.Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc Ứng suất tiếp xúc σ H trên mặt răng đĩa xích phải thỏa mãn điều kiện lực: σ H =0,47 √ k r (F t k đ + F v đ ) A k E d ≤[σ H ]

−k r hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích phụ thuộc z, tra bảng sau:

−¿Lực va đập trên 3 dãy xích F vđ tính theo công thức:

(Với E 1, E 2 là môđun đàn hồi của vật liệu con lăn và răng đĩa xích)

−¿A (mm 2 ) - diện tích chiếu của bản lề, tra Bảng 5.12: A&5 (mm 2 )

265.2,5 92,8(MPa) Như vậy, dùng thép 45 tôi cải thiện có [σ H] = 500 𝑀𝑃a, đảm bảo được bộ bền tiếp xúc (Tra bảng 5.11)

Xác định lực tác dụng trên trục

Theo công thức ta có: F r = k x F t =1, 1 5× 5242,2 6028,53 = (N)

Trong b truy n nghiêng 1 góc < đó ộ ề 40° : = 1,15

Tổng hợp các thông số của bộ truyền xích

Thông số Kí hiệu Đơn vị Kết quả tính toán

Loại xích - −¿ Xích ống con lăn

Số răng đĩa xích dẫn/bị dẫn z 1 /z 2 −¿ 25 75

Tỷ số truyền thực tế u −¿ 3

Sai lệch tỉ số truyền ∆u % 0,0 Đường kính chia vòng đĩa xích nhỏ / lớn d 1 /¿ d 2 mm 152 454,92 Đường kính vòng đỉnh đĩa xích nhỏ / lớn d a 1 / d a 2 mm 160,32 464,04 Đường kính vòng đáy d f 1 / d f 2 mm 139,94 442,86 răng đĩa xích nhỏ / lớn

Lực tác dụng lên trục F r N 5242,2

Vật liệu đĩa xích Thép 45 MPa [σ H ] P0 MPa

THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN CỦA HỘP GIẢM TỐC

X<c định ứng suất cho phép

- Xác đnh ứng suất tiếp xúc cho phép

Theo bảng 6.2 tài liệu 1 trang 94 với thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn 180÷ 350HB σ 0 HLim= 2HB + 70; S = 1,1H σ FLim

Chọn độ rắn bánh nhỏ HB 1 %0 ; độ rắn bánh lớn HB 2 #5 , khi đó: σ HLi m 1

0 =1,8 H B 2 B3 MPa Theo (6.5) tài liệu 1 trang 93: N Ho 1 0 H 2,4 HB1

0 235 2,4 =1,47.10 7 Theo (6.6) tài liệu 1 trang 93 khi bộ truyền chu tải trọng tĩnh:

Thời gian sử dụng của bánh răng t = 5.300.2.6 = 18000 (giờ) ¿≫ N HE 1 = 60.c.n 1 t Ʃ = 60.1.730.18000 = 78,84.10 7

Suy ra N HE 1 >N Ho 1 do đó KHL1 = 1 ¿≫ N HE 2= N HE 1 u = 78,84 10 7

N HE 2 >N Ho 2 do đó KHL2 = 1

Như vậy theo (5.3) sơ bộ xác đnh được

540.1 1,1 I 0,9 (MPa) Ứng suất tiếp xúc cho phép tính toán [σ H] = [σ H 2]I 0,9(MPa)

Tương tự 𝐾𝐹𝐿1 = 1 Theo 6.2 vì bộ truyền quay 1 chiều 𝐾𝐹0 = 1, ta được: [σ F 1]= σ 0 F lim 1

Chiều dài côn ngoài

Trong đó K R =0,5 K d với K d 0 MPa 1/3 khi bộ truyền bánh răng côn bằng thép Chọn

Theo bảng 5.19 chọn K Hβ =1,18 (trục bánh răng côn lắp trên ổ đũa, sơ đồ 1, HB¿350¿

X<c định c<c thông số ăn khớp

√ 1+4,53 2 ,35(mm) Với d e 1 ,35(mm), u = 4,53 tra bảng 6.22 được z 1 p

Với HB ¿350, z 1 =1,6 z 1 p 2 Đường kính trung bình và modun trung bình: d m1 =( 1−0,5 K be) d e 1 =(1 0,5.0,3 − ) 81,35i,1 mm m tm = d m 1 z 1

= 2,16 1−0,5.0,3 =2,5 4 mm Theo bảng 6.8 chọn m te =3 mm

Tính lại m tm =m te ( 1−0,5 K be) =3 (1 0,5.0,3 − )=2,55 mm d m1 = m tm z 1 =2,55.32,6 mm

Số răng bánh b dẫn: z 2 =uz 1 =4,53.32 145 =

Góc côn chia δ 1 =arctg ( z z 1 2 ) =arctg ( 145 32 ) =1 3 ∘ 2 ' δ 2 0 −13 ∘ 2 '=7 6 ∘ 58 ' Chiều dài côn ngoài thực:

2 =0,5.3 √ 145 2 − 32 2 !2 mm Đường kính vòng chia bánh răng côn dẫn: d m1 =m tm z 1 =2,55.32,6 mm Đường kính vòng chia bánh răng côn bánh b dẫn: d m2 =m tm z 2 =2,55.14569,75 mm

Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Về ứng suất tiếp xúc σ H =Z M Z H Z ε √ 2 T (0,85 bd 1 K H √ m 1 u 2 2 +1 u)

3 Với hệ số dch chỉnh chiều cao x =0, t Z H =1,76(6.12)

K H =K K Hβ Hα K HV K Hα =1 (bánh răng côn răng thẳng) v H =δ H g 0 v √ d m1 (u+1) u

Chọn cấp chính xác theo vận tốc vòng, bảng 6.13: cấp chính xác 8 δ H =0,006 ,g 0 V

𝐷𝑜 đó 𝐾𝐻 = 1,18 1 1,18 = 1,39 Ứng suất tiếp xúc: σ H '4.1,76 0,87 √ 2 92360,27 1 39 , √ 4,53 1 2 +

Thỏa độ bền tiếp xúc

Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng được tính theo công thức (5.71): σ F = 2.T 1 K F Y ε Y β Y F 0,85.b m tm d m 1

Với K be =0,3,tỉ số 2−K K be u be

=0,7 99 ,tra bảng 6.21 được K Fβ =1,17(giả sử trục bánh răng côn lắp trên ổ đũa, sơ đồ I, HB < 350)

𝐾𝐹𝛼 = 1 - bánh răng côn răng thẳng

Trong đó δ F =0,016 :hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp, tra bảng 6.15 g 0 V v= πd m 1 n 1

1,7 5 =0,5 7 - hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, với εα – hệ số trùng khớp ngang, ε α =1,7 55

Số răng của bánh răng tương đương:

= 1 45 cos 7 6,97 d3,13Tra bảng 6.18 ta được Y =3,9F1 ; YF2 = 3,6 σ F 1 = 2 92360,27 1 , 87 0,5 7 1.3 9 ,

Kiểm nghiệm về quá tải

Theo 6.48 với k qt =1,8 Để tránh biến dạng dư hoặc gãy giòn bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại phải thỏa điều kiện: σH max =σH√ k qt =3 20,62.√1,8 430,16 1260 = < =¿

Kiểm nghiệm quá tải về độ bền uốn theo công thức (5.43): σF 1 max =σF 1 √ k qt v , 69 √1,8 2,89< 464 =¿ σF 2 max =σF 2 √ k qt =7 0 ,7 9 √1,8 =9 4,97< 360 =¿

8.Các thông số và kích thước bộ truyền

Chiều dài côn ngoài R e =¿188,7 mm

Môđun côn ngoài m te =2,54 mm

Chiều rộng vành răng b = 56,61 mm

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ 2 TRỤC CỦA HỘP GIẢM TỐC

Chọn vật liệu

Theo bảng 6.1 tài liệu 1 trang 92:

 Bánh nhỏ: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn 241 ÷285 HB có :

 Giới hạn chảy: σ ch1 = 580MPa

 Bánh lớn: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn 192 ÷240HB có :

 Giới hạn chảy: σ ch2 = 450 MPa

2 XN Ho 1 do đó KHL1 = 1 ¿≫ N HE 2= N HE 1 u = 78,84 10 7