THIẾT kế hệ dẫn ĐỘNG BĂNG tải CHỌN ĐỘNG cơ và PHÂN PHỐI tỷ số TRUYỀN

Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ : Số vòng quay sơ bộ của động cơ là : nSb= nlv.uht Trong đó nlv : là số vòng quay của trục công tác uht : là tỷ số truyền của toàn bộ hệ thống

THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

Đề số: 2A PHẦN I : CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

I CHỌN ĐỘNG CƠ

1 Xác định công suất cần thiết của động cơ

a.Công suất cần thiết Pct:

P ct =P lv β

η KW Trong đó: P lv : công suất trên trục công tác

 : hệ số tải trọng tương đương

 : hiệu suất truyền động

Công suất trên trục công tác :

P lv =

F v

1000 KW F=3250N : Lực kéo băng tải

η = đbr³olk

đ = 0,96 : Hiệu suất bộ truyền đai để hở ( Tra bảng 2-3)

br= 0,96 : Hiệu suất bộ truyền bánh răng, để kín ( Tra bảng 2-3)

ol= 0,99 : Hiệu suất của một cặp ổ lăn ( Tra bảng 2-3)

x = 0.92 : Hiệu suất bộ truyền xích ( Tra bảng 2-3)

Vậy hiệu suất của toàn bộ hệ thống :

2 Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ :

Số vòng quay sơ bộ của động cơ là :

nSb= nlv.uht

Trong đó nlv : là số vòng quay của trục công tác

uht : là tỷ số truyền của toàn bộ hệ thống

Số vòng quay của trục công tác : nlv

Tỷ số truyền của toàn bộ hệ thống : uht

Theo công thức tính tỷ số truyền ta có : u ht=n đc

n lv = 80,422900=36,06

Mà ta có : uht = uđubrux

Trong đó : uđ = 4: tỷ số truyền của bộ truyền đai thang

ubr = 3: tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng

=> ux = uht/(uđubr) =36,06/(4.3)=3,005

6 Tốc độ quay và công suất động cơ trên các trục :

- Tốc độ quay trên trục động cơ : nđc = 2900 ( v/p)

- Công suất trên trục động cơ là: Pđc = Pct = 5.212 KW

- Công suất trên trục I là : PI = Pđcđol = 5,212.0,96.0,99=4,95 KW

- Công suất trên trục II là : PII= PIbrol= 4,95.0,96.0,99 = 4,70 KW

- Công suất trên trục công tác : Plv= PIIxol= 4,70.0,92.0,99 = 4,28 KW

7 Xác định momen xoắn trên các trục :

Momen xoắn trên trục động cơ là:

a.Các thông số đầu vào :

Công suất trên trục chủ động ( trục bánh đai nhỏ ) : P1= Pđc =5,212 KW

Tốc độ quay của bánh đai nhỏ : n1=nđc =2900V/P

Momen xoắn trên trục chủ động : T1=Tđc =17163,66 Nmm

b b

40 0

– Xác định các thông số của đai theo chỉ

tiêu và khả năng kéo của đai

– Xác định lực căng dây đai và lực tác

dụng lên trục

Theo hình dạng tiết diện đai , phân ra :

Đai dẹt ,đai thang ,đai nhiều chêm và đai răng

Với :

Công suất của bộ truyền đai : P1=5,212 KW

Số vòng quay trục chủ động : n1=2900V/P

– Theo hình 4.1/T59/q1 Ta chọn tiết diện đai hình thang loại A

Dựa vào bảng 4.13/T59/q1 Ta chọn loại thang thường Theo đó , thông số kích

thước cơ bản của đai thang thường loại A như sau :

a.Xác định đường kính bánh đai nhỏ d1 :

Theo công thức (4.1)/t53/q1,đường kính bánh đai nhỏ được xác định :

Trong đó : uđ = 4 : hiệu suất bộ truyền đai

ε : Hệ số trượt bộ truyền đai  = 0,02

d2= 4.160.(1- 0,02) = 627,20 mm

Chọn theo tiêu chuẩn : d2=630 mm

Tỷ số truyền bộ truyền đai trong thực tế :

2 1

630

4,02.(1 ) 160.(1 0,02)

dt

d u

Tra bảng 4.13/t59/q1, chọn chiều dài đai theo tiêu chuẩn l= 2500 mm

– Nghiệm số vòng chạy của đai trong một giây ,theo công thức (4.15)/t60/q1,ta

Theo công thức 4.7/t54/q1 ,ta có :

k đ : hệ số tải trọng động Tra bảng 4.7/t55/q1,ta được k đ=1,1

¿ ¿]: công suất cho phép .Tra bảng 4.19/t62/q1, ta được ¿ ¿]=4KW (vớiv=24,3m/s và d1=160 mm ¿

C1: Hệ số kể tới ảnh hưởng của chiều dài đai

Tra bảng 4.19/t62/q1 với tiết diện đai loại A ta có l0=1700 mm

đai

Lấy số đai z = 2 đai < 6 đai => thoả mãn.

6 Xác định chiều rộng, đường kính ngoài của bánh đai : B , d a

Theo công thức (4.17) và bảng 4.21/t63/q1, ta có :

Chiều rộng bánh đai : B= (z –1).t + 2.e

Đường kính ngoài của bánh đai : d a=d +2 h0

F v : Lực căng do lực li tâm sinh ra

Theo công thức 4.20/t64/q1 ,ta có : F v=q m v2

q m: Khối lượng 1m chiều dài đai Tra bảng 4.22/t64/q1 ta được q m=0,105kg

8.Bảng kết quả tính toán :

Thông số Đai thang thường

II.Bộ truyền bánh răng côn răng thẳng :

1.Các thông số đầu vào :

– Đặc tính làm việc của bộ truyền : Va đập vừa

=1,8.HB ; s F =1,75 Chọn độ rắn bánh nhỏ : HB 1 =260 ; độ rắn bánh lớn : HB 2 =250

k Fc : Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải , lấy k Fc =1( tải trọng đặt một phía )

k Hl ;k Fl : Hệ số tuổi thọ ,được xác định theo cônh thức 6.3và 6.4/t93/q1

.N HE ;N FE : số chu kỳ thay đổi ứng suất tương

Vì bộ truyền làm việc ở chế độ tải trọng thay đổi nhiều bậc nên theo các

Với c là số lần ăn khớp trong một vòng quay của bánh răng, c =1

n i , t i :Số vòng quay và thời gian làm việc ở chế độ thứ i

 H  2 =

570.1 1,1 =518,18 MPaVới bánh răng côn răng thẳng ta có:

- Ứng suất quá tải cho phép , theo các công thức 6.13 và 6.14/t 95/q1 ta có:

[H]max=2,8 ch  [H]max1=2,8.580 = 1624 Mpa ;

[H]max2=2,8.450 = 1260 Mpa ;

[F]max= 0,8.ch  [F]max1= 0,8.580 = 464 Mpa ;

[F]max2=0,8.450 = 360 Mpa ;

3.Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền :

a Chiều dài côn ngoài :

Chiều dài côn ngoài của bánh chủ động được xác định theo công thức

T1 – Momen xoắn trên trục dẫn T1= 652063,45 N.

tra bảng 6.21/t 113/q1 và trục lắp trên ổ đũa là

Ta được kH= 1,09

Re= 50 √ 32+1.3√ 65203, 45.1,09/[(1−0,25).0,25.3.(509,09)=124 ,44 mm

b.đường kính chia ngoài :

Đường kính chia ngoài của bánh răng côn chủ động được xác định theo công thức 6.52b/t 112/q1 :

Môđun vòng ngoài được xác định theo công thức 6.56/t 115/q1 :

mte= mtm/(1- 0,5.kbe) =

2,22 1−0,5.0,25=2,54 mm

Theo bảng 6.8/t99/q1 lấy giá trị tiêu chuẩn mte= 2,5mm do đó:

mtm= mte.(1- 0,5.kbe) = 2,5.(1−0,5.0,25) =2,20 mm

z1 = dm1/mtm =

68,86 2,20 =31,3 lÊy z1=31răng

5.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc :

Theo công thức 6.58/t115/q1 ta có :

H = zM.z.zH √ 2.T1.kH √ u2+1/(0,85.b.dm12 .u) ¿ 

H Trong đó:

ZM:Hệ số kể đến cơ tính của vật liệu làm bánh răng, theo bảng 6.5/t96/q1 ta có

zH: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc,theo bảng 6.12/t106/q1ta có zH=1,76

T1:Momen xoắn trên trục dẫn,T1= 65203,45 N.mm

kH:Hệ số tải trọng khi tính toán về tiếp xúc, được xác định theo công thức

6.61/t116 /q1 : kH =kH.kH.kHV

kH:Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng ,

H =

274.1,76.0,87.√2.65203,45.1,22.√32+1

0,85.31.68,22.3 =490,77 MPa Theo CT 6.11 th× H = Hsb.zR.zv.kxH

Vậy điều kiện tiếp xúc được đảm bảo

6.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn :

Với kF: Hệ số xét đến tập trung tải trọng không đều trên chiều rộng

Vành răng ,theo bảng 6.211 ta được kF=1,17

kF: Hệ số xét đến tập trung tải trọng không đều giữa các răng¸ kF=1

kFv: Hệ số xét đến ảnh hưởng của tải trọng động xác định theo công thức :

Vậy F1 =

2.65203,45.1,73.0,59.1.3,39 0,85.54.108,49.5,71 =108,74 MPa

F2 = F1.(YF2/YF1) = 108,74.(3,60/3,78) = 103,56 MPa

Ta thấy { σ F1 < [ σ F1 ] ¿¿¿¿

Vậy điều kiện bền uốn của cặp bánh răng côn được đảm bảo

7.Kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải

Theo công thức 6.48/t 110/q1ta có :

 Fmax1=F1.kqt= 108,74.1,5 = 163,11 MPa < F1max

Fmax2=F2.kqt= 103,56.1,5= 155,34 MPa < F2maxs

Vậy độ bền quá tải của răng được thỏa mãn

8.Các thông số của bộ truyền bánh răng côn :

Theo các công thức trong bảng 6.19/t 111/q1ta có :

Đường kính chia ngoài : de

Đường kính đỉnh răng ngoài : dae

dae1 = de1 + 2.hae1.cos1= 77,5 + 2.3,25.cos(18,430) = 83,67 mm

dae2 = de2 + 2.hae2.cos2= 232,50 + 2.1,75.cos(71,570) = 233,61mm

9 Xác định lực ăn khớp :

Lực vòng : F t 1=F t 2=2.T1

d m1 =

2.65203,45 68,2 =1912,12 N

Lực hướng tâm : F r 1=F t 1 tg α tw .cos δ1= ¿1912,12.tg 200 cos18, 430=660,26 N

F r 2=F t 1 tg α tw .sin δ1= ¿1912,12.tg 200 sin 18, 430 =220,02 N

Lực dọc trục : F a 1=F r 2= ¿ 220,02 N ; F a 2=F r 1 = 660,26 N

Bảng 2.4 Bảng thông số của bộ truyền bánh răng côn

Đường kính trung bình của bánh răng Chủ động: d m1 = 67,70 mm

Bị động: d m2 = 203,09 mm Đường kính chia ngoài của bánh răng Chủ động: d e1 = 77,50 mm

Bị động: d e2 = 232,50 mm Đường kính đỉnh răng ngoài của bánh răng Chủ động: d ae1 = 83,67 mm

Bị động: d ae2 = 233,61 mm Góc côn chia của bánh răng Chủ động:  1 = 18,43 o

Bị động:  2 = 71,57 o

Chiều cao đầu răng ngoài của bánh răng Chủ động: h ae1 = 3,25 mm

Bị động: h ae2 = 1,75 mm Chiều cao chân răng ngoài của bánh răng Chủ động: h fe1 = 2,25 mm

a Tính số răng đĩa xích :

-Theo bảng 5.4/t 80/q1 ứng với u = 3,005, ta chọn số răng của đĩa xích nhỏ

Z1 = 29 – 2.u = 29 – 2.3,005 = 22,99 răng Theo bảng 5.4/t80/q1.Lấy tròn Z1 theo

số lẻ Z1 =23 răng

Từ đó ta có số răng đĩa xích lớn : Z2 = u Z1= 3,005.23 = 69,12 răng

Ta chọn Z2 = 70 răng < Zmax = 120 (răng) , thoả mãn

Kiểm nghiệm lại u

x: ux =

2 1

703,0423

Theo bảng 5.5/t81/q1 với n01 =200 vg/ ph, ta chọn bộ xích con lăn :

a = 40 p = 40 31,75 =1270 mmTheo công thức 5.12/t 85/q1 :

23 702

 +

2 2

 Q – tải trọng phá hỏng Theo bảng 5.2/t78 ta lấy Q =88,5kN

 Kđ – hệ số tải trọng động Trương hợp tải trọng va vừa , chọn kđ = 1,2

 F0 -Lực căng do bánh xích bị động sinh ra:

F0 = 9,81 kf q a

Trong đó kf là hệ số phụ thuộc vào độ võng f của xích và vị trí bộ truyền:

Với: f = (0,01…0,02)a , ta lấy: f = 0,02.a = 0,02 1267 = 25,34 mm

kf = 2, ứng với trường hợp bộ truyền nghiêng một góc trên 40oso với

phương nằm ngang;

q: khối lượng 1 mét xích Tra bảng 5.2 trang 78 [1], ta có q = 3,8kg

 F0 = 9,81.2 3,8 1 267= 94,46(N)

 Fv - Lực căng do lực ly tâm sinh ra khi làm việc:

Fv = q v2

 Fv = 3,8 (2,94)2 = 32,85 (N)

Từ đó, ta tính được: s =

885001,2.1598,64 94,46 32,85  = 43,26Theo bảng 5.10 /t86/q1, ta có: [s] = 8,5

 s = 43,26 > [s] = 8,5 Vậy bộ truyền xích đảm bảo đủ bền

o

  = 233,17 mm Ta lấy d1 = 234 mm

d2 =

p

sin(z π2) =

31,75180sin70

o

  = 707,68 mm Ta lấy d2 = 708 mm  Đường kính vòng đỉnh da1 và da2:

 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc của đĩa xích:

ứng suất tiếp xúc H trên mặt răng đĩa xích phải nghiệm điều kiện:

H = 0,47.√k r (F t K đ+F v đ) E

A k đ  [H]Trong đó: [H] - ứng suất tiếp xúc cho phép, theo bảng 5 11/t 86/q1,

với vật liệu làm đĩa xích là thép 45 tôi cải thiện HB170 [H] =600MPa

Ft - Lực vòng trên băng tải, Ft = 1598,64 N

Fvd - Lực va đập trên m dãy xích (m = 1), tính theo công thức:

Fvd = 13 10-7 n1 p3 m

 Fvd1 = 13 10-7 241,67 (31,75)3 1 = 10,05 N

k đ- Hệ số phân phân bố không đều tải trọng cho các dãy, kd = 1 (xích 1

dãy)

Kđ - Hệ số tải trọng động, Kd = 1,5 (tải trọng va đập vừa)

kr - Hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích, phụ thuộc vào z tra

trang 87/q1, với z1 = 23  kr1 = 0,48

E =

2 E1 E2

E1+E2 - Mô đun đàn hồi , với E

1, E2 lần lượt là mô đun đàn hồi của vật liệu con lăn và răng đĩa xích, lấy E = 2,1 105 Mpa;

A - Diện tích chiếu của bản lề, mm2, theo bảng 5 12/t87/q1,

ta có: A = 262 mm2; Thay các số liệu trên vào công thức H ta tính được:

- ứng suất tiếp xúc H trên mặt răng đĩa xích 1:

Fvd2 = 13 10-7 n2 p3 m = 13 10-7 80,42 (31,75)3 1 = 3,35N

H2 = 0,47 √0,22(1598 ,64.1,5+3,35).2,1.10 5

Theo bảng 5.11/t 86 /q1ta chọn được [H] = 600 MPa

Như vậy: H1 = 452,38 MPa < [H] = 600 MPa ;

Trong đó: kx - Hệ số kể đến ảnh hưởng của trọng lượng xích; với kx = 1,05 khi

bộ truyền nằm ngang hoặc nghiêng một góc α=80o

Loại xích

Xích ống con lăn

Bước xích p 31,75 mm

Thép 45 tôi cải thiện Thép 45 tôi cải thiện Đường kính vòng chia

Lực tác dụng lên trục

PHẦN III : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC

I.Chọn vật liệu :

Với hộp giảm tốc chịu tải trọng va đập vừa Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45

có σ b=600 MPa ,tôi cải thiện Ứng suất xoắn cho phép

Từ đó ta có kết quả như sau: d2

- Đường kính sơ bộ của trục I: d1= 35 mm;

- Đường kính sơ bộ của trục II: d2= 45 mm;

Dựa vào đường kính sơ bộ của các trục vừa tính toán, ta xác định được gần đúng chiều rộng của ổ lăn, theo bảng 10 2 /t189/q1, ta có:

- Với:d1 = 35 mm  bo1 = 21 mm;

- Với:d2 = 45 mm  bo2 = 25 mm;

2 Xác định các khoảng cách giữa gối đỡ và điểm đặt lực.

 Xác định các kích thước liên quan đến bộ truyền:

– Chiều dài moay ơ bánh răng côn xác định theo công thức:

lmik = (1,2…1,4)dik

Trong đó : dik là đường kính của trục bánh răng côn;

Chiều dài moay ơ bánh răng côn nhỏ:

+ k1:Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay:

- Xác định chiều dài của các đoạn trục:

Theo bảng 10 4 - 191 [1], xét với trường hợp hộp giảm tốc bánh răng côn - trụ (H.10.10 - tr 193), ta có các kết quả như sau:

Sơ đồ phân tích lực đặt lên trục I và trục II

Số liệu đã tính toán trong các phần trước :

l12

2 1381,48

 F(y) = -F r đ+Y B−Y C+F r 1=0

=> Y B= F r đ y+Y C−F r 1=601,93+1381,48−660,26

= 1323,15 N

Vậy Y B,Y C có chiều đúng là chiều đã giả sử trên hình vẽ

+ Phản lực theo phương của trục x:

Đường kính tại các mặt cắt trên trục được xác định theo công thức:

d =

3

] [

1 ,

td

M

Trong đó: Mtd – Mô men tương đương trên các mặt cắt,kết hợp 2 công thức

10.15và10.16/t194/q1 momen tương đương được tính theo công thức :

Mtd =

2 2

2 y 0 , 75 z

 Xét các mặt cắt trên trục I:

+ Xét mặt cắt trục tại điểm A - điểm có lắp then với bánh đai bị động của bộ truyền:

- Mô men uốn Mx A = MA y = 0

- Mô men xoắn T z A= TI = 65203,45Nmm;

- Mô men tương đương trên mặt cắt A:

M tđ A = √0,75 (65203,45)2 = 56467,84 Nmm

- Kích thước của trục tại mặt cắt A: dA =3

√56467,840,1.56,5 = 21,54 mm

- Do mặt cắt tại A có rãnh then nên đường kính trục cần tăng thêm 4%, theo

đó ta tính được đường kính của trục tại mặt cắt A là:

dA = 21,54 + 0,04 21,54 = 22,40mm

+ Xét mặt cắt trục tại điểm B - điểm có lắp vòng bi với lỗ của hộp giảm tốc:

- Mô men uốn M x C: M x C = 32641,13 Nmm

- Mô men uốn M C y: M C y= 116256,90 Nmm;

- Mô men xoắn T z C = 65203,45 Nmm;

- Mo men tương đương trên mặt cắt C:

M tđ C =√32641,13 2

+ 116256,90 2 +0,75 65203,45 2 = 133303,14 Nmm

- Kích thước của trục tại mặt cắt C: dC =3

√133303,140,1.56,5 = 26,68 mm;

- Như vậy để tăng khả năng công nghệ trong quá trình chế tạo trục, và đồng

bộ khi chọn ổ lăn, ta chọn kích thước của ngõng trục tại B và C là như nhau:

dB = dC = 30 mm

+ Xét mặt cắt trục tại vị trí lắp bánh răng D:

- Mô men uốn M x D = Ma1 =Fa1.d m 1

2 = 7502,68 Nmm;

- Mô men uốn M D y= 0;

- Mô men xoắn T z D= 65203,45 Nmm;

- Mô men tương đương trên mặt cắt D:

=> Y G= Y E+F r 2+F rxy=863,64 +220,02+1653,07

= 2736,73N

Vậy Y B,Y C có chiều đúng là chiều đã giả sử trên hình vẽ

+ Phản lực theo phương của trục x:

Đường kính tại các mặt cắt trên trục được xác định theo công thức:

d =3

√ M tđ

0,1.[σ] Trong đó: Mtd – Mô men tương đương trên các mặt cắt,kết hợp 2 công thức 10.15và10.16/t194/q1 momen tương đương được tính theo công thức :

Mtđ =√M x2

+M y2

+0,75 M z2  Xét các mặt cắt trên trục II:

+ Xét mặt cắt trục tại điểm E - điểm có lắp vòng bi với lỗ của hộp giảm tốc

Mô men uốn M x E=M E y = 0

- Mô men xoắn T z E= 0 Nmm;

- Mô men tương đương trên mặt cắt E:

M tđ E = 0 Nmm

- Kích thước của trục tại mặt cắt E: dE =3

√0,1.500 = 0 mm + Xét mặt cắt trục tại điểm F - điểm có lắp then với bánh răng bị động của bộ truyền:

Xét thấy momen theo trục x về phía trái của F lớn hơn phía phải F nên ta lấy momen phần bên trái của F

- Do mặt cắt tại F có rãnh then nên đường kính trục cần tăng thêm 4%, theo

đó ta tính được đường kính của trục tại mặt cắt A là:

dF = 34,45+ 0,04 34,45 = 35,83 mm