Đề Số Xii Thiết Kế Trạm Dẫn Động Băng Tải.pdf

5 III.Xác định công suất momen và số vòng quay .... Xác định công suất động cơ- Công suất tác dụng lên trục công tác: - Số vòng quay trên trục công tác:- Tính hiệu suất truyền động

Chọn động cơ

Xác định công suất động cơ

- Công suất tác dụng lên trục công tác:

- Số vòng quay trên trục công tác:

- Tính hiệu suất truyền động chung

Trong đó: Hiệu suất bộ truyền ổ lăn

Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ

Hiệu suất bộ truyền bánh răng côn

- Công suất cần thiết trên trục động cơ:

Xác định sơ bộ số vòng quay của động cơ

Trong đó: là tỉ số truyền toàn bộ của hệ thống dẫn động

Dựa vào bảng 2.4 chọn tỉ số truyền sơ bộ bên trong hộp giảm tốc là

Chọn động cơ

Nh vậy, ta chọn động cơ thỏa mãn 2 điều kiện sau:ƣ

Ta chọn đ ợc động cơ tên 4A 112 M4 ƣ Y3

Có các thông số cơ bản sau:

- Vận tốc quay: 1425 (vòng/phút)

Phân phối tỉ số truyền

- Tỉ số truyền chung là

Trong đó: là tỉ số truyền cấp nhanh là tỉ số truyền cấp chậm

Xác định công suất momen và số vòng quay

Công suất thực tế trên trục động cơ:

Tính tỉ số vòng quay trên mỗi trục:

Vận tốc thực tế trên băng tải:

Sai số vận tốc là: | | (TM)

- Tính momen xoắn trên các trục

CHƯƠNG 2+3: Tính toán bộ truyền cấp nhanh, cấp chậm

Thiết kế các bộ truyền

Chọn vật liệu

- Do không có yêu cầu đặc biệt và theo quan điểm đồng nhất hóa trong thiết kế, ở đây ta chọn vật liệu 2 cấp bánh răng nh nhau Cụ thể theo bảng 6.1 ƣ ta chọn:

- Bánh nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện đạt các yêu cầu: o Độ cứng: o Giới hạn bền: o Giới hạn chảy: o Kích th ớc S < 60ƣ (mm)

- Bánh nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện đạt các yêu cầu: o Độ cứng: o Giới hạn bền: o Giới hạn chảy: o Kích th ớc S < 100ƣ (mm)

Xác định ứng suất cho phép

a) Theo bảng 6.2 với thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn 180 … 350

- Sử dụng công thức 6.5 : do đó:

Nh vậy theo công thức 6.1a sơ bộ xác định đ ợcƣ ƣ

Trong đó: : ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với chu kì cơ sở

: hệ số an toàn khi tiếp xúc

: hệ số tuổi thọ tiếp xúc đ ợc xác định theo công thức 6.3:ƣ

Trong đó : mH = 6 : Bậc của đ ờng cong mỏi tiếp xúc ,ƣ

NHO : Số chu kỳ cơ sở khi tính về độ bền tiếp xúc

NHE : Số chu kỳ chịu tải của bánh răng đang xét

Vậy để tính bộ truyền bánh răng côn răng thẳng ta lấy

[ζH] = [ζ ] = 490,9 MPaH2 b) Ứng suất cho phép

Khi tính sơ bộ lấy YS*YR* K =1, ứng suất uốn cho phép xF [ ] đ ợc xác định theo ƣ công thức 6.2a:

[ ] Trong đó: : Ứng suất giới hạn mỏi uốn ứng với chu kỳ cơ sở

KFC : Hệ số xét đến ảnh h ởng đặt tải, vì bộ truyền 1 chiều nên Kƣ FC 1

KFL : Hệ số tuổi thọ

SF = 1,75: Hệ số an toàn khi tính uốn

- NFO = 4*10 (Đối với tất cả các kim loại thép thứ uốn) 6

(ở đây m = 6 : Bậc của đ ờng cong mỏi F ƣ uốn)

Vì FE2 F0 do đó K = 1FL2

Vì FE1 F0 do đó K = 1 FL1

[ ] Flim2 c) Ứng suất cho phép khi quá tải

- Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải – công thức 6.1

- Ứng suất uốn cho phép khi quá tải – công thức 6.11

Tính toán bộ truyền bánh răng côn răng thẳng

a) Xác định chiều dài côn ngoài theo công thức 6.52a

*u [ ] Với bộ truyền răng thẳng bằng thép: K = 0,5K = 0,5 * 100 = 50 MPaR d 1/3

Kbe : hệ số chiều rộng vành răng K = 0,25be

Và trục bánh côn lắp trên ổ đũa, sơ đồ I, HB < 350 tra đ ợc ƣ

√ √ b) Xác định thông số ăn khớp

Do đó tra bảng 6.22 đ ợc:ƣ z1p = 15 với HB < 350 z1 = 1,6*z = 1,6*15= 24 răng1p

- Đ ờng kính trung bình và môđun trungƣ bình: dm1 = (1 – 0,5*Kbe)*de1 = (1 - 0,5*0,25)*53,2 = 46,55 mm mtm = m1 46,55

- Mô đun vòng ngoài – công thức 6.56 mte= 0,5*K tm be = 0,5*0,251,94

Theo bảng 6.8 lấy trị số tiêu chuẩn m = 2,5 mm Do đó:te mtm = m * (1 - 0,5*K ) = 2,5*(1 – 0,5* 0,25) = 2,19 mmte be

Tính lại m1 lấy 21 răng z2 = ucn*z1 = 5,23 * 21 = 109,83 lấy 110 răng

- Góc côn chia δ = arctg( 1 ) arctg ()= 10,808 0 = 10 0 48’30”

- Đ ờng kính trung bình của bánhƣ nhỏ: dm1 = z * m = 21*2,19 = 45,99 mm1 tm

- Tính lại chiều dài côn ngoài

Re = 0,5*mte*√ √= = 139,98 mm c) Kiểm tra răng về độ bền tiếp xúc

ZM: Hệ số kế đến cơ tính của vật liệu ăn khớp Tra bảng 6.5, Z = 274 M

ZH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

Zε: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng,

- Với bánh răng côn vàng thẳng:

- Vận tốc vòng theo CT 6.22 m1

Theo bảng 6.13 dùng cấp chính xác 8.

Thay các giá trị vừa tính vào:

Nhận thấy H < [ ] Bánh răng thỏa mãn độ bền tiếp xúc. d) Kiểm nghiệm về độ bền uốn

- Chiều rộng vành răng c) Kiểm tra răng về độ bền tiếp xúc

Với bánh răng thẳng (theo 6.36a)

[ ( )] [ ( )] Đ ờng kính vòng lăn bánh nhỏ:ƣ

Theo bảng 6.13 chọn cấp chính xác 9 do đó theo bảng 6.16, Theo 6.42

Trong đó, theo bảng 6.15 = 0,006 Do đó:H

Thay các giá trị vào công thức tính ta đ ợc nh sau :H ƣ ƣ

Theo 6.1, với ) với cấp chính xác 9 chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 9 khi đó cần gia công độ nhám bề mặt

Do đó, theo công thức 6.1 và 6.1a

Nh vậy, ƣ [ ] nh ng chênh lệch nhỏ, do đó có thể giảm chiều rộng bánh ƣ răng

) d) Kiểm nghiệm về độ bền uốn

Theo bảng 6.7, theo bảng 6.14 với và cấp chính xác 9

Trong đó: = 0,016 theo bảng 6.15 và theo bảng 6.16 F

[ ] Bánh răng thỏa mãn điều kiện uốn e) Kiểm nghiệm về độ bền quá tải

* Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:

* Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:

Bánh răng thỏa mãn về độ bền quá tải.

Do vậy ta có các thông số bộ truyền bánh răng :

Chiều rộng vành răng : b (mm)w b = 46w

Tỷ số truyền : uch ucc = 3,03

Hệ số dịch chỉnh x1 = 0 x2 = 0 Đ ờng kính vòng lăn: dƣ w (mm) dw1 = 92,8 dw2 = 281,18 Đ ờng kính vòng chia: d (mm)ƣ d1= 93 d2 (2 Đ ờng kính đỉnh răng: dƣ a(mm) da1 = 99 da2 = 288 Đ ờng kính đáy răng: dƣ f (mm) df1 = 85,5 df2 = 274,4

Tính toán cấp chậm - bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng

Trục là một chi tiết dùng để đỡ các chi tiết máy quay (bánh răng) hoặc truyền chuyển động và momen từ các chi tiết lắp trên nó đến các chi tiết khác hoặc làm cả 2 nhiệm vụ trên Trục bao gồm trục tâm và trục truyền.

+ Trục tâm : có thể quay (hoặc không quay ) cùng với các chi tiết máy lắp trên nó , nó chỉ chịu lực ngang và momen uốn.

+ Trục truyền : luôn luôn quay, có thể tiếp nhận đồng thời cả momen uốn và momen xoắn.

Các trục trong hộp giảm tốc, hộp tốc độ là những trục truyền.

Chọn vật liệu

Trục th ờngƣ làm bằng thép cácbon hoặc thép hợp kim Với yêu cầu thiết kế ta chọn vật liệu chế tạo trục là thép C45 nhiệt luyện có các thông số sau đây :

Tính toán trục và then

Xác định tải trọng tác dụng lên trục

Tải trọng chủ yếu tác dụng lên trục là momen xoắn và các lực tác dụng khi ăn khớp của các bộ truyền:

- Bỏ qua lực ma sát

- ực ăn khớp trong bộ truyền chia thành 3 thành phần :

+ ực h ớng tâm Fƣ r có chiều chỉ phụ thuộc vào toạ độ điểm đặt lực + ực vòng F có chiều không những phụ thuộc vào toạ độ của điểm đặt t lực mà còn phụ thuộc vào chiều quay của bánh răng

+ ực dọc trục F có chiều phụ thuộc vào chiều quay, h ớng răng và vai a ƣ trò của chi tiết quay đang xét trong bộ truyền

- Để xác định trị số, chiều của các lực tác dụng lên trục ta chọn hệ trục toạ độ OXYZ làm hệ trục toạ độ và giả thiết nh hìnhƣ vẽ: a/ Tính lực tác dụng lên trục I

Theo công thức( 10.3) trang 184 ta có :

Với T1 = 30761,05 Nmm d m1: đ ờng kính trung bình của bánh nhỏ; dƣ m1 = 45,99 mm α : góc ăn khớp của bánh răng; α = 20 o δ1 : góc côn chia bánh nhỏ; δ = 101 048’30”

Fr12 = F * tgα * cosδ = 1337,73* tg (20) * cos(10t12 1 048’30”)

Fa12 = F * tgα * sinδ = 1337,73* tg (20) * sin(10t12 1 048’30”)

= 91,3 N = Fr21 ực do khớp nối tác dụng lên trục I:

D t3 Với D đ ờng kính vòng tròn qua tâm chốt, chọn Dt3 ƣ t3 = D = 63 (mm)0

Fx12 = (0,3*2* )/63 = 293 (N) b/ Tính lực tác dụng lên trục II và III

Theo công thức 7a, tr 132 [1] , ta có:

Fa3 = F = 0 vì là bánh răng trụ răng thẳnga4

Với: T2 = 153517,82 Nmm dw1 : đ ờngƣ kính lăn của bánh nhỏ; d = 92,8 mmw1 αtw : góc ăn khớp của bánh răng; α = 20tw o

= = = 1204,23 N=F r23 r32 ực do khớp nối tác dụng lên trục III:

Với D là đ ờngt3 ƣ kính vòng tròn qua tâm chốt, tra bảng

2 Tính đ ờng kính sơ bộ của cácƣ trục Đ ờng kính trục đ ợc xác định theo momen xoắn theo công thức (10.9) tr188:ƣ ƣ d 

Trong đó : d : Đ ờng kính trụcƣ (mm)

T : mô men xoắn trên trục (Nmm)

 = 15  30 Mpa - ứng suất xoắn cho phép (MPa) lấy giá trị nhỏ với trục vào và lấy trị số lớn với trục ra của hộp giảm tốc.

√ 2,68 => chọn d = 35 (mm)sb2 d3  √ = 42,19 => chọn dsb3 = 45 (mm)

3 Tính khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực

– k - số thứ tự của trục trong hộp giảm tốc

– i - số thứ tự của tiết diện trục trên đó lắp các chi tiết có tham gia truyền tải trọng i = 0 và 1: Các tiết diện trục lắp ổ i = 2, , s Với s là số chi tiết quay (bánh đai, bánh răng, bánh vít, ) – lk1 : khoảng cách giữa các gối đỡ 0 và 1 trên trục thứ k

– lki : khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện thứ i trên trục k

– lmki : chiều dài may ơ của chi tiết thứ i trên trục k {tính theo ct

– lcki : khoảng côngxon (khoảng chìa) của trên trục thứ k, tính từ chi tiết thứ i ở ngoài hộp giảm tốc đến gối đỡ l cki  0,5*(l mki b 0 )  k 3

– bki : chiều rộng vành bánh răng thứ i trên trục thứ k

* Xác định chiều rộng ổ lăn trên các trục

Dựa vào đ ờng kính trục, tra bảng 10.2 (tr189 ) ta chọn chiều rộng ổ lăn lắp ƣ trên các trục nh sau:ƣ

Trục II: dsb2 = 35 mm  b02 = 21 mm

Trục III: dsb3 = 45 mm  b03 = 25 mm

* Xác định chiều dài mayơ trên mỗi trục ( chi tiết i trên trục k : l )mki

*Xác định khoảng cách giữa các chi tiết trên mỗi trục :

+ Xét với trục I : Công thức theo bảng 10.4, tr 191 [2]

Chiều dài khoảng thừa (congxon) ra trên trục I: l12 = - l = - (0,5*( l + b ) + k + h ) lc12 m12 01 3 n 11

Trong đó theo bảng 10.3: k3 : khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ Chọn k = 15 mm 3 hn : Chiều cao nắp ổ và đầu bulông Chọn h = 18 mmn k1: Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp. Chọn k = 10 mm1 k2: Khoảng cách từ mặt cạnh của ổ đến thành trong của hộp.

Chọn k = 7 mm2 δ1: Góc côn chia trên bánh răng nhỏ; δ = 101 048’30” b13 : Chiều rộng vành răng của bánh răng côn; b = 34,995mm13

=> l = - l = ( 0,5*(60 + 17) + 15 + 18) = 71,5 mm12 c12 l11 = (2,5 ÷ 3)*d = (2,5 ÷ 3)*25 = 62,5 ÷ 75 mm Chọn l = 70 mmsb1 11 l13 = l11 + k1 + k + l + 0,5*(b – b *cosδ2 m13 01 13 1)

+ Xét với trục II: Công thức theo bảng 10.4, tr 191 [2] l22 = 0,5*(l + b ) + k + km22 02 1 2

= 51+ 0,5*(47 + 34,995*cos(79 11’31”)) + 10 = 87,87 mm 0 với δ : Góc côn chia trên bánh răng lớn δ y2 2 011’31” l21 = l + l + b + 3*k + 2*km22 m23 02 1 2

= 89,5 mm l31 = l = 157 mm 21 l32 = l = 51mm22 l34 = l + l = 157 + 89,5 = 246,5 mm31 33 l13 = 110,3 mm l12 = 71,5 mm l11 = 70 mm

4 Xác định đ ờng kính và chiều dài các đoạnƣ trục a/ Xác định phản lực trên các gối đỡ và vẽ biểu đồ momen

Tính mômen uốn tổng M và momen uốn tương đương M tại các tiết diện j trên j jtd trục

Myj , M : momen uốn trong các mặt phẳng tại các tiết diện jxj

Tính momen uốn và momen t ơngƣ đ ơng ƣ Tại ổ lăn 10:

Tại chỗ lắp bánh răng 12 :

Tại chỗ lắp khớp nối 1

Tính chính xác đ ờng kính trục tại các tiết diện :ƣ

(mm) ; với [ζ]: ứng suất cho phép của thép chế tạo trục

Tra bảng 10.5 với d = 25 mm, thép C45 đ ợc [ζ] = 63 MPa sb1 ƣ Đ ờng kính trục tại ổ lăn 10 là:ƣ

[ ] Đ ờng kính trục tại ổ lăn 11 là:ƣ

[ ] Đ ờng kính trục tại bánh răng 12 là:ƣ

[ ] Đ ờng kính trục tại khớp nối 1 là:ƣ

=> Fx20 - Xét hệ trục zOy :

Tính momen uốn và momen t ơng đ ơng truc IIƣ ƣ

Tại chỗ lắp bánh răng 21

√ [ ] (mm) ; với [ζ]: ứng suất cho phép của thép chế tạo trục Tra bảng 10.5 với d = 35 mm, thép C45 đ ợc [ζ] = 63 MPasb2 ƣ Đ ờng kính trục tại bánh răng 21 là:ƣ

[ ] Đ ờngƣ kính trục tại bánh răng 23 là:

Lấy theo tiêu chuẩn dol = d = 30 mm ;d = d = 35 mm20 ol 21 br 23 br 21 l = 51mm

Tính momen uốn và momen t ơng đ ơng trục IIIƣ ƣ

Tính chính xác đ ờng kính trục tại các tiết diệnƣ

Tra bảng 10.5 với d = 45 mm, thép C45 đ ợc [ζ] = 50 MPasb3 ƣ Đ ờng kính trục tại ổ lăn 31 là:ƣ

[ ] Đ ờngƣ kính trục tại khớp nối 33 là:

Lấy theo tiêu chuẩn d32 = 45 mm dol = d = 40 mm30 ol 31 ; d @ mm33

5 Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo đ ợcƣ độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thoả mãn điều kiện:

Trong đó :s hệ số an toàn cho phép, thông th ờngƣ

s  = 1,5  2,5 s  j , s  j hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và tiếp tại tiết diện j s  j K  -1

+  1,1 : giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng

, mj tại tiết diện j: biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng xuất tiếp max j aj min j

Do ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng nên:

Vì trục quay 1 chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động, do đó: mj aj   / 2 T / (2 *W ) (CT 10.23, tr196) + 

, hệ số ảnh h ởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi tra bảngƣ 10.7 (tr197), ta chọn

+ K  dj , K  dj là các hệ số, xác định theo công thức :

Kx : là hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, phụ thuộc vào ph ơng ƣ pháp gia công và độ nhẵn bề mặt, tra bảng 10.8 tr 197.

Ky : là hệ số tăng bề mặt trục, phụ thuộc vào ph ơngƣ pháp tăng bền bề mặt và cơ tính vật liệu, tra bảng 10.9 tr 197.

, r : hệ số kích th ớcƣ kể đến ảnh h ởngƣ của kích th ớcƣ tiết diện trục đến giới hạn mỏi, tra bảng 10.10 tr198.

K  , K  hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn, trị số của chúng phụ thuộc vào loại yếu tố gây tập trung ứng suất, tra bảng 10.12 tr199

Ta thấy rằng : ta chỉ đi kiểm nghiệm độ bền mỏi của các trục tại các tiết diện nguy hiểm Với trục I , II , III tiết diện nguy hiểm là tiết diện tại đó lắp các bánh răng, khớp nối:

Trục II tại các tiết diện 22 và 23

Trục III tại các tiết diện 32 và 33 aj maxj j

Nhƣ vậy momen cản uốn W và momen cản xoắn W đ ợcj oj ƣ xác định theo công thức trong bảng 10.6, tr196 tại các đoạn trục này có chứa 1 rãnh then :

Với : b : chiều rộng then h : chiều cao then t1 : chiều sâu rãnh then trên trục dj : đ ờngƣ kính đoạn trục có then Kích th ớc của then tra bảng 9.1a, tr173 :ƣ

Tên trục Tiết diện Đ ờngƣ kính trục (mm) b x h

Các trục đ ợcƣ gia công trên máy tiện , tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt: R = 2,5 0,63 ( m), do đó tra bảng 10.8) K = 1,06 và do không dùnga    x ph ơng ƣ pháp tăng bền bề mặt do đó hệ số tăng bền K = 1y

Theo bảng 10.12 dùng dao phay ngón, hệ số tập trung ứng suất tại rãnh then ứng với vật liệu làm trục là :

Theo bảng 10.10 ta tra hệ số kích th ớcƣ   và   ứng đ ờng kính d của tiết diệnƣ nguy hiểm, từ đó xác định đ ợc tỉ sốƣ K 

 tại các rãnh then trên các tiết diện

Theo bảng 10.11 ứng với kiểu lắp đã trọn, vật liệu đã trọn và đ ờng kính tạiƣ các tiết diện nguy hiểm tra đ ợcƣ tỷ số

  do lắp căng (k6) tại các tiết diện này, trên cơ sở đó dùng giá trị lớn hơn trong hai giá trị của K 

Kết quả trên ghi trong bảng sau:

Rãnh then ắp có độ dôi

Chọn [S] = 1,5…2,5 Vậy cả 3 trục đều đảm bảo về độ bền mỏi.

6 Kiểm nghiệm độ bền tĩnh  td

Với M và Tmax max lần l ợt là ƣ mô uốn lớn nhất và mômen xoắn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm khi quá tải.

=> Ta thấy các  tdj <   = 288 (Mpa) nên các trục trên đều thoả mãn độ bền tĩnh.

7 Tính kiểm nghiệm độ bền của then

Với các mối ghép then cần tiến hành kiểm nghiệm mối ghép về độ bền dập và độ bền cắt theo các công thức

 d và  c : lần l ợt là ứng suất dập và ứng suất cắt tính toán (Mpa)ƣ d : đ ờng kính trụcƣ (mm)

T : là momen xoắn trên trục (Nmm) lt , b , h , t : là các kích th ớcƣ danh nghĩa của then, tra bảng 9.1a và

9.1b (tr173-174 ) Với l =(0,8 0,9)*l (l là chiều dài mayơ)t m m

 d  và  c  lần l ợt là ứng suất dập và ứng suất cắt cho phép (Mpa) Tra bảngƣ

(mm) b x h t1 lt T (Nmm)  d (Mpa)  c (Mpa)

<  c  Do đó tất cả các mối ghép then đều đảm bảo độ bền dập và độ bền

Tính khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực