đồ án: thiết kế trạm dẫn động băng tải, chương 1 doc

Chng 1: Tính toán hộp giảm tốc 1 - Chọn động cơ : Để chọn động cơ điện cần tính công suất cần thiết Gọi công suất ra cần thiết trên băng tải là N : Thì: )( 1000 * KW VP t N ct N Trong đó: P là lực vòng trên băng tải [N]. V là vận tốc của băng tải [m/s]. Do đó ta đ-ợc: )(2,4 1000 4,13000 KW t N Công suất cần thiết của động cơ là )(KW N N r ct (1) Với 2 4 br ol k Trong đó : : Hiệu suất chung của bộ truyền: K =1 là hiệu suất của khớp nối. ol =0.99 là hiệu suất của cặp ổ lăn br = 0.97 là hiệu suất của bánh răng. = 1 x 0.99 4 x 0.97 2 = 0.9. Thay tất cả các giá trị vào công thức (1) ta đ-ợc: Nct = 667,4 9 . 0 2,4 (kW). Cần phải chọn động cơ có công suất lớn hơn hoặc bằng công suất cần thiết Nếu ta chọn động cơ có số vòng quay lớn thì tỉ số truyền động chung tăng dẫn đến việc tăng khuôn khổ kích th-ớc của máy và giá thành thiết bị (trừ động cơ điện cũng tăng theo nh-ng động cơ có số vòng quay lớn thì giá thành hạ hơn và ng-ợc lại. Nếu ta chọn sốvòng quay nhỏ thì tỉ số truyền chung nhỏ do đó kích th-ớc khuôn khổ của máy nhỏ dẫn đến giá thành hạ. Vì vậy cần phải tính toán cụ thể để chọn động cơ điện có số vòng quay sao cho giá thành của hệ thống là nhỏ nhất, dựa vào bảng 2P (trang 321-TKCTM1) ở đây ta chọn động cơ có ký hiệu A02- 41-6 có công suất định mức là N = 3 (kW) với số vòng quay định mức là n = 960 (v/ph) II. Phân phối tỷ số truyền. 1.Xác định tỉ số truyền chung I: Tỷ số truyền chung của bộ truyền là: i = n dc /n t . n t là số vòng quay của trục máy công tác n t = 25.41 80 10 55.0100060100060 t z v i = 960/41.25=23.27. 2. Phân phối tỉ số truyền của hệ dẫn động cho các bộ truyền: I =I bn *i bt . Trong đó : I bn : tỷ số truyền của bánh răng nghiêng cấp nhanh i bt : tỷ số truyền bộ bánh răng trụ cấp chậm. Ta có : I=i bn *I bt =23.27. Để tạo điều kiện bôi trơn các bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc bằng ph-ơng pháp ngâm dầu.Ta chọn I bn =(1-3)I bt . Lấy I bn =5.5. I bt =4.23. 3.Xác địng công suất, mômen, và số vòng quay trên các trục: Trên trục I : N 1 =N ct * ol =2.81*0.99=2.78(KW). N 1 =n dc =960(v/ph). M 1 =9.55*10 6 *2.78/960=2.76(KW). Trên trục II N 2 =N* ol * bn =2.78*0.97*0.99=2.67(KW). n 2 =n 1 /I bn =960/5.5=175.54(v/ph). M 2 =9.55*10 6 * 56 2 2 10*46.1 54.174 67.2 *10*55.9 n N (N.m) Trên trục III N 3 =N 2 * 2 bn * ol =2.67*0.97 2 *0.99=2.48(KW). n 3 =n t =41.25(v/ph). M 3 =9.55*10 6 56 3 3 10*74.5 25.41 48.2 *10*55.9 n N (N.mm). Từ kết quả tính toán ta đ-ợc bảng thống kê số liệu: Trục Thông số Trục động cơ I II III I i Kn =1 i bn =5.5 i bt =4.23 n (v/ph) 960 960 174.54 41.25 N (kW) 3 2.78 2.67 2.48 I .THIếT Kế CáC Bộ TRUYềN: A. Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh 1) Chọn vật liệu chế tạo bánh răng. - Bánh nhỏ: Thép 45 th-ờng ho. kb = 600 (N/mm 2 ). ch = 300 (N/mm 2 ). HB = 200. Phôi rèn giả thiết đ-ờng kính < 100 (mm) - Bánh lớn: Thép 35 th-ờng hoá kb = 500 (N/mm 2 ) ch = 260 (N/mm 2 ) HB = 170 Phôi rèn giả thiết đ-ờng kính < 100-300 (mm) 2). Định ứng suất tiếp xúc cho phép: Số chu kỳ làm việc của bánh răng đ-ợc tinh theo công thức sau N td = Tini M Mi u . max 60 2 Trong đó: u: Số lần ăn khớp của 1 răng khi bánh răng quay đ-ợc 1 vòng M i , n i ,T i : Mô men xuắn, Số vòng quay trong một phút, Tổng thời gian làm việc ở chế độ i Mmax : Mô men lớn nhất tác dung lên bánh răng (không tính mô men quá tải trong thời gian ngắn) Số chu kỳ làm việc của bánh lớn : N 2 =5*290*8*60*174.54 [1 2 *0.375+0.5 2 *0,625=50.78*10 6 >No - Số chu kỳ làm việc của bánh nhỏ: N 1 = i. N 2 = 5.5*50.78*10 6 =279.29*10 6 . Vậy đ-ơng nhiên là số chu kỳ làm việc của bánh nhỏ cũng lớn hơn số chu kỳ cơ sở N 0 =10 7 . Do N 1 và N 2 đều lớn hơn số chu kỳ cơ sở của đ-ờng cong mỏi tiếp xúc nên khi tính ứng suất cho phép của bánh nhỏ và bánh lớn lấy K N = 1 ứng suất tiếp xúc của bánh răng tính theo công thức sau: [ ]tx =[] Notx *K N (CT 4/38) [ ] Notx : ứng suất tiếp xúc cho phép khi bánh răng làm việc lâu dài [N/mm 2 ] -ứng suất tiếp xúc của bánh nhỏ: [ ] tx1 = 2.6*200 = 520(N/mm 2 ) -ứng suất tiếp xúc của bánh lớn: [ ] tx2 = 2.6*170 = 442 (N/mm 2 ) Để tính sức bền ta dùng thông số [ ] tx2 = 442 (N/mm 2 ) 3)Định ứng suất uốn cho phép : N td2 = Tini M Mi u m . max 60 ở đây m là bậc của đ-ờng cong mỏi với thép th-ờng hoá ta lấy m = 6 Bánh lớn : N td =5*290*60*174.54*8[1 6 *0.375+0.5 6 *0.625]=47.5 *10 6 > No Bánh nhỏ : N td1 =i* N td2 =5.5*47.5*10 6 =260*10 6 > No Do N 1 và N 2 đều lớn hơn số chu kỳ cơ sở của đ-ờng cong mỏi uấn nên khi tính ứng suất cho phép của bánh nhỏ và bánh lớn lấy K N = 1 Để xác định ứng suất uấn cho phép lấy hệ số an toàn n = 1.5 và hệ số tập chung ứng suất ở chân răng K = 1.8 .(Vì là phôi rèn và thép th-ờng hoá ) Giới hạn mỏi của thép 45 là: -1 = 0.43*600 = 258 (N/mm 2 ) Giới hạn mỏi của thép 35 là: -1 = 0.43*500=215 (N/mm 2 ) Ưng suất uấn của bánh răng tính theo công thức sau: Kn K Kn K NN u * **)6.14.1( * * ][ "" 1 '' 0 ( Do ứng suất thay đổi theo chu kỳ mạch động) Đối với bánh nhỏ: )/(143 8 . 1 * 5 . 1 258*5.1 ][ 2 1 mmN u đối với bánh lớn: )/(4.119 8 . 1 * 5 . 1 215*5.1 ][ 2 2 mmN u 4). Chọn sơ bộ hệ số tải trọng: k = 1.3 5). Chọn hệ số chiều rộng bánh răng : A = 0. 4 6). Tính khoảng cách trục A. 3 2 2 6 * * ][* 10*05.1 )1( n Nk i iA tx )(127 3 54.17425.14.0 27.23.1 2 ) 5.5442 6 1005.1 ()15.5( mmA Chọn khoảng cách trục : A= 127 (mm) 7). Tính vân tốc vòng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng. V = )1(*1000*60 2 1 n i nA = )/(96.1 )15.5(*1000*60 960*127*14.3*2 sm Với vận tốc vòng trên có thể chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng : 9 8). Xác định chính xác hệ số tải trọng K : Ta có : K= Ktt*Kđ Do tải trọng thay đổi có thể tính Ktt gần đúng theo công thức sau : Ktt = (Kttb +1)/2 Chiều rộng bánh răng : b = A *A= 0.4*127 = 50.8 (mm) Đ-ờng kính vòng lăn bánh răng nhỏ: d 1 =2A/(i+1)=2*127/(5.5+1)=39 (mm). Do đó: d = b/d 1 = 55/39 =1.41. Tra bảng ta đ-ợc: Với d = 1.41 thì K ttb = 1.2 Hệ số tập trung tải trọng thực tế: K tt = (1.2+1)/2 = 1.1 Hệ số tải trọng động: K d = 1.2 Hệ số tải trọng: K = K d .K tt = 1.1*1.2=1.32 . Hệ số tải trọng chênh lệch không nhiều so với dự đoán , do đó không phải tính lại khoảng cách trục A : Lấy chính xác A = 127 (mm) 9). Xác định mô đun, số răng và góc nghiêng của răng: Mô đun pháp: m n = (0.010.02)A = (1.272.54) (mm) Lấy m = 1.8 Chọn sơ bộ góc nghiêng =10 0 suy ra cos=0.985. Tổng số răng của hai bánh là: Z t =Z 1 +Z 2 =2*A*cos/m n =2*127*0.985/1.8=139. Số răng bánh nhỏ : Z 1 =2A/ (i+1) = 2*127/5.5+1) = 21.38 (răng) Lấy số răng bánh nhỏ bằng 21 răng. Số răng bánh lớn : Z 2 = i.Z 1 = 5.5*21 = 115 (răng) Tính chính xác góc nghiêng theo công thức: cos 985.0 127*2 8.1*139 *2 * A n m t z =arcos0.985=10 0 . Vậy chiều rộng bánh răng: b= 55 2.5*m n / sin=19.23 (mm). 10). Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng. Tính số răng t-ơmg đ-ơng: Z td1 =Z/cos 3 =21/0.985 3 =22 răng. Z td2 =A/ cos 3 =127/0.985 3 =120 răng. Hệ số dạng răng: +Bánh nhỏ: y 1 = 0.392 +Bánh lớn: y 2 = 0.517 Kiểm tra ứng suất uốn (CT 3-34) đối với bánh răng nhỏ : u1 = 1 ][14386.31 5.1*960*21* 2 8.1*392.0 67.2*32.1* 6 10*1.19 '' 1 1 . 2 . 1 1 6 10*1.19 u bnZ n my Nk u2 = u1 *y 1 /y 2 = 24.16 <119 =[ u2 ] 11). Kiểm nghiệm sức bền của răng trong tr-ờng khi chịu quả tải đội ngột trong thời gian ngắn. ứng suất tiếp xúc cho phép cho theo công thức (CT 3-43). +Bánh nhỏ: [ ] txqt1 = 2.5*[] NOTX =2.5*520 = 1300 (N/mm 2 ) +Bánh lớn: { } txqt2 = 2.5*442 = 1105 (N/mm 2 ) ứng suất uấn cho phép khi quá tải (CT3-46). +Bánh nhỏ: [ ] uqt1 = 0.8*[] ch1 = 0.8*300 = 240 (N/mm 2 ) +Bánh nhỏ: [ ] uqt2 = 0.8*260 = 208 (N/mm 2 ) Kiểm nghiệm ứng suất tiếp theo công thức: )mm/N(22.571 8.1*54.174*55 67.2*32.1* 3 )15.5( 5.5*127 6 10*05.1 txqt ][ '' 2 n*b qt K*N*K* 3 )1i( i*A 6 10*05.1 txqt ] [ 2 Ưng suất tiếp xúc quá tải nhỏ hơn ứng suất tiếp xúc cho phép quá tải của bánh 1 và bánh 2 nên đảm bảo điều kiện bền về tiếp xúc . Kiểm nghiệm ứng suất uấn sinh ra khi quá tải là: uqt = Kqt* u <[] uqt uqt1 = Kqt* u1 = 1.8*31.86 = 57.34 < 240 = [] uqt1 uqt2 = Kqt* u1 =1.8*24.16 = 43.48 < 208= [] uqt2 12). Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền: Mô đun pháp tuyến: m n = 1.8 (mm) Số răng: Z 1 =21 ; Z 2 = 115 Góc ăn khớp n = 20 0 Đ-ờng kính vòng chia: d 1 = m s *Z1 = m n *Z 1 /soc = 1.8*21/0.985=43 (mm) d 2 = m s *Z2 = m n *Z 2 / soc =234 (mm) Khoảng cách trục: A = 127 (mm) Chiều rộng bánh răng: b = 55 (mm) Đ-ờng kính vòng đỉnh: D e1 = d 1 + 2m n = 43+2*1.8 = 47 (mm) D e2 = d 2 +2m n = 234 +2*1.8= 238(mm) 13). Tính lực tác dụng lên trục: Lực vòng: )(39.1235 43*960 67.2*10*55.9*2 * *10*55.9*2 2 6 11 6 N dnd M P x Lùc h-íng t©m: P r = Pn tg20 0 /soc= 400 (N) P a =P*tg10 0 =196 (N) . nhỏ : u1 = 1 ] [14 386. 31 5 .1* 960* 21* 2 8 .1* 392.0 67.2*32 .1* 6 10 *1. 19 '' 1 1 . 2 . 1 1 6 10 *1. 19 u bnZ n my Nk u2 = u1 *y 1 /y 2 = 24 .16 < ;11 9 =[ u2 ] 11 ). Kiểm nghiệm sức. là: Z t =Z 1 +Z 2 =2*A*cos/m n =2 *12 7*0.985 /1. 8 =13 9. Số răng bánh nhỏ : Z 1 =2A/ (i +1) = 2 *12 7/5.5 +1) = 21. 38 (răng) Lấy số răng bánh nhỏ bằng 21 răng. Số răng bánh lớn : Z 2 = i.Z 1 = 5.5* 21 = 11 5. chu kỳ mạch động) Đối với bánh nhỏ: )/ (14 3 8 . 1 * 5 . 1 258*5 .1 ][ 2 1 mmN u đối với bánh lớn: )/(4 .11 9 8 . 1 * 5 . 1 215 *5 .1 ][ 2 2 mmN u 4). Chọn sơ bộ hệ số tải trọng: k = 1. 3 5). Chọn