ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

Động cơ điện được chọn phải tận dụng được toàn bộ công suất động cơ. Khi làm việc không quá nóng

I CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

1 Chọn động cơ điện

Động cơ điện được chọn phải tận dụng được toàn bộ công suất động cơ Khi làm việc không quá nóng, có khả năng quá tải trong thời gian ngắn, có momen mở máy ban đầu đủ lớn để thắng momen cản ban đầu của phụ tải

Công suất động cơ được xác định theo công thức



 N

NCTTrong đó:

- NCT: Công suất cần thiết

- N : Công suất trên băng tải Với P là lực kéo băng tải, v là vận tốc băng tải thì công suất trên băng tải là:

66,21000

25,1.21251000

v.P

- η : Hiệu suất truyền động, bằng tích số hiệu suất các bộ truyền và của các cặp ổ trong thiết bị, tra theo Bảng 2-1 (TKCTM – NXBGD – 1998)

KN O X BRT BRN.   







ηBRN = 0,96 – hiệu suất bộ truyền bánh răng nón

ηBRT = 0,97 – hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ

ηX = 0,96 – hiệu suất bộ truyền xích

ηO = 0,99 – hiệu suất của một cặp ổ lăn

ηKN = 1 – hiệu suất của khớp nối

Suy ra: 0,96.0,97.0,96.0,994.10,86Vậy công suất cần thiết: 3,1

86,0

66,2

NCT   (kW) Cần phải chọn công suất động cơ lớn hơn công suất cần thiết Chọn sơ bộ động cơ điện che kín có quạt gió Tra bảng 2P (TKCTM – NXBGD – 1998), chọn động cơ kí

hiệu AO2 - 41 – 4

- Công suất động cơ Nđc = 4 (kW)

- Số vòng quay của động cơ nđc = 1450 (vòng/phút)

2 Phân phối tỉ số truyền

5,41575

.14,3

25,1.1000.60D

v.1000.60



355,41

1450



Mặt khác: i = iRN.iRT.iX = ih.iX

- iRN : tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng nón răng thẳng

- iRT : tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng

- ix : tỉ số truyền của bộ truyền xích

- ih : tỉ số truyền bên trong hộp giảm tốc

Chọn iRN = 0,25ih (0,220,28) iRT = 4 Từ đó 8,75

4

35i

iRN x   , chọn iRN = 3,5

và ix = 2,5

Kiểm tra lại: i = 3,5.4.2,5 = 35 thỏa mãn yêu cầu

a Tính công suất trên các trục:

1450i

nn

nn

57,103i

nn

N.10.55,9

đc

CT 6

1450

07,3.10.55,9n

N.10.55,9

1

1 6

29,414

92,2.10.55,9n

N.10.55,9

2

2 6

57,103

8,2.10.55,9n

N.10.55,9

3

3 6

43,41

66,2.10.55,9n

N.10.55,9

4

4 6

II TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN

1 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH

Bộ truyền xích có thể truyền mômen xoắn và chuyển động từ hộp giảm tốc đến trục tang của băng tải cách xa nhau, có hiệu suất cao và không trượt Tuy nhiên làm việc không êm, vận tốc tức thời không ổn định, giá thành tương đối cao so với bộ truyền đai…

1.1 Chọn loại xích

So với xích răng, xích con lăn có độ bền mòn cao hơn; chế tạo không phức tạp

và đắt bằng xích răng Nên với bộ truyền không yêu cầu làm việc êm, vận tốc làm việc không cao, dùng xích ống con lăn, trước hết dùng một dãy xích

1.2 Định số răng đĩa xích

Số răng đĩa xích càng ít thì xích càng nhanh mòn, va đập của mắt xích vào răng đĩa xích càng tăng, xích làm việc càng ồn; nhưng số răng đĩa xích lớn thì tăng kích thước đĩa xích và dễ gây tuột xích Do đó tối ưu chọn số răng đĩa xích nhỏ theo bảng 6-3 (TKCTM) với tỉ số truyền i = 2,5 là Z1 = 26 răng

Số răng đĩa xích lớn Z2 = Z1.i = 26.2,5 = 65 răng

đ.K K K K KK

KTrong đó:

25Z

ZK

200n

nK

Tra bảng 6-4 (TKCTM) với n01 = 200 vòng/phút và N=14,6kW chọn được xích ống con lăn một dãy có bước xích t31,75mmOCT10497 -64, diện tích bản lề F = 262,2 mm2

, có công suất cho phép [N] = 20,1kW Với loại xích này theo bảng 6-1 (TKCTM) tìm được kích thước chủ yếu của xích tải, tải trọng phá hỏng Q = 70000N, khối lượng 1 mét xích q = 3,73kg

Kiểm nghiệm số vòng quay của đĩa dẫn theo điều kiện n1 ≤ ngh Với ngh là số vòng quay giới hạn của đĩa dẫn, tra bảng 6-5 (TKCTM) với t = 31,75mm và số răng đĩa dẫn Z1 = 26, số vòng quay giới hạn của đĩa dẫn ngh có thể đến 760v/p Như vậy, điều kiện trên được thỏa mãn (n1 = 103,57v/p)

A   , số mắt xích tính theo công thức

TKCTM)4

6(CT A

-t2

ZZt

A22

ZZX

2 1 2 2

1.2

266540.22

6526X

57,103.26X15

nZL

v4

Theo bảng 6-7 (TKCTM), số lần va đập cho phép trong một giây là [u] =

25, cho nên điều kiện u ≤ [u] được thỏa mãn

2 1 2

1

2

ZZ82

ZZX2

ZZX4

tA

mm12632

266582

65261262

65261264

75,31A

2 2

180sin

75,31Z

180sin

t

1 o

Đĩa bị dẫn:

mm65765

180sin

75,31Z

180sin

,103.75,31.26

8,2.15,1.10.6Ztn

Nk10.6PkR

7 t

2 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG NÓN RĂNG THẲNG

Bộ truyền bánh răng nón răng thẳng có ưu điểm là có thể truyền momen xoắn với hai trục chéo nhau, làm việc êm Tuy nhiên, bộ truyền chế tạo phức tạp, lắp ráp khó khăn và kích thước lớn cũng như không gian bố trí rộng trong hộp giảm tốc

2.1 Chọn vật liệu, cách chế tạo và nhiệt luyện

Bộ truyền chịu tải trọng trung bình nên cả bánh lớn và nhỏ đều sử dụng thép thường hóa

(Phôi đúc, giả thiết đường kính phôi 100÷300mm)

2.2 Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép

a Ứng suất tiếp xúc cho phép

Bộ truyền chịu tải trọng thay đổi, rung

động nhẹ nên số chu kì làm việc của bánh lớn

được tính theo công thức:



  

1 i

i i 3

c.60

Dựa vào đồ thị tải trọng, thấy có 2 chế độ

làm việc với thời gian như nhau nên số chu kì

2 tđ RN 1

tđ i N 3,5.75,77.10 265,2.10

Do sử dụng thép 35 và 45 thường hóa nên số chu kì cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc theo bảng 3-9 (TKCTM) là N0 = 107 chu kì và   Notx 2,6.HB Thấy Ntđ1 và Ntđ2 đều lớn hơn N0 nên đối với cả hai bánh đều lấy kN’= 1 Ứng suất cho phép của bánh lớn:

  tx2   Notx2.HB2,6.170 442 N/mm2

Ứng suất cho phép của bánh nhỏ:

  tx1  Notx1.HB2,6.200520 N/mm2

Để tính sức bền ta chọn trị số nhỏ là   tx2 442 N/mm2

b Ứng suất uốn cho phép

Số chu kì tương đương của bánh lớn và bánh nhỏ:

2 tđ RN 1

Cả Ntđ1 và Ntđ2 đều lớn hơn N0 = 0,5.106 nên cả hai bánh lấy kN’’ = 1 Giới hạn mỏi uốn của thép 45: 1 0,43.600 258(N/mm2); Giới hạn mỏi uốn của thép 35: 1 0,43.500215(N/mm2)

Đối với bánh răng lớn làm bằng thép đúc lấy hệ số an toàn n = 1,8 còn đối với bánh nhỏ làm bằng thép rèn lấy hệ số an toàn n = 1,5 Cả hai bánh đều làm bằng thép thường hóa nên lấy hệ số tập trung ứng suất ở chân răng K = 1,8

Do bộ truyền làm việc một chiều nên ứng suất uốn cho phép được tính theo công thức 

1.258.5,1

Với bánh lớn:   99,5

8,1.8,1

1.215.5,1

tx RN L

6 2

RN

n 85,0

KNi

5,01

10.05,11

iL

.5,3.3,0.5,01

10.05,11

5,3

2 6

5,3.1000.60

1450.3,0.5,01106 21i.1000.60

n5,01L2v

2 2

2.7 Định chính xác hệ số tải trọng K và chiều dài nón L

Hệ số tải trọng K được xác định theo công thứcKKtt.Kđ

Bộ truyền chịu tải trọng thay đổi, nên Ktt được tính theo công thức gần đúng

2

1K

15,33,0)5,01(2

1

L

2 RN L

Tra bảng hệ số tập trung tải trọng Ktt(Bảng 3-12 TKCTM) với trục ít cứng được Ktt = 1,16 Vậy 1,08

2

116,1

Ktt    Các bánh răng có độ rắn HB<350, theo bảng hệ số tải trọng động (Bảng 3-

13 TKCTM) tìm được Kđ = 1,55

Vậy hệ số tải trọng K1,08.1,551,67chênh lệch khá nhiều với hệ số đã chọn sơ bộ (19%) Tính lại chiều dài nón L:

5,1144

,1

67,1.108

115.2Z

21.3.5,0ZZm5,0

Chiều dài răng:

62,344,115.3,0L

,115

35.5,04,1153L

b,0Lm

,05,3

1i

1

Góc mặt nón lăn bánh lớn:

'03745

,3i

tg2   2  o

Số răng tương đương:

'5715cos

21cos

Z

1

1 1

74cos

Z

2

2 2

2 6

35.1450.21.55,2.41,0.85,0

07,3.67,1.10.1,



Ứng suất uốn tại chân răng bánh lớn:

2 2

2

1 1

517,0

41,05,40y

2.10 Kiểm nghiệm sức bền của răng khi chịu quá tải đột ngột

Trong quá trình làm việc, bộ truyền bị quá tải đột ngột lúc mở máy với hệ số

M

M

kqt  qt  do đó ta cần kiểm nghiệm sức bền khi quá tải

Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:

1 txqt 2,5.520 1300N mm

2 txqt 2,5.442 1105N mm

Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:

1 uqt 0,8.300 240N mm

2 uqt 0,8.260208N mm

Chỉ cần kiểm nghiệm sức bền tiếp xúc đối với bánh lớn, có [  ] txqt nhỏ hơn :

2 / 3 2 6

29,414.35.85,0

07,3.67,1.15,35,335.5,0115

10.05,

qt tx txqt  k 436 1,5534N mm   1105N mm

Kiểm nghiệm sức bền uốn

2 qt

1 1 uqt  k 40,5.1,560,8N mm  

2 qt

2 2 uqt  k 32,1.1,548,2N mm  

Vậy bộ truyền thỏa mãn các điều kiện sức bền

2.11 Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền

Z 2cos  374 2cos74 03' 223,6mmm

Đường kính vòng lăn (vòng chia) trung bình:

mm4,53115

355,0163L

b5,01d

355,01222L

b5,01d

2.12 Tính lực tác dụng (công thức 3-51 TKCTM)

Đối với bánh nón nhỏ:

25.55,2

20220.2n.Z.m

M2P

1 tb

1

Lực hướng tâm: Pr1 P1.tg.cos1 634,4.0,364.0,962222,1N; Lực dọc trục: Pa1 P2.tg.sin1634,4.0,364.0,27563,5N Đối với bánh nón lớn:

Lực vòng: P2 = P1 = 634,4N ;

Lực hướng tâm: Pr2 = Pa1 = 63,5N ;

Lực dọc trục: Pa2 = Pr1 = 222,1N

3 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG THẲNG

Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng là bộ truyền cấp chậm, nó thực hiện truyền chuyển động hay biến đổi chuyển động nhờ sự ăn khớp giữa các răng trên bánh răng

Bộ truyền này có nhiều ưu điểm nổi bật như:

Khả năng tải lớn, kích thước nhỏ gọn, hiệu suất cao

Tuổi thọ cao, làm việc tin cậy

Tuy nhiên cũng có nhược điểm là công nghệ cắt răng phức tạp, yêu cầu cao về độ chính xác chế tạo cũng như lắp ráp và có nhiều tiếng ồn khi vận tốc lớn

3.1 Chọn vật liệu, cách chế tạo và nhiệt luyện

Bộ truyền chịu tải trọng trung bình nên cả bánh lớn và nhỏ đều sử dụng thép thường hóa

(Phôi đúc, giả thiết đường kính phôi 100÷300mm)

3.2 Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép

a Ứng suất tiếp xúc cho phép

Bộ truyền chịu tải trọng thay đổi, rung động nhẹ nên số chu kì làm việc của bánh lớn được tính theo công thức:



  

1 i

i i 3

c.60N

Số chu kì làm việc của bánh lớn là:

2 tđ RT 1

tđ i N 4.18,94.10 75,6.10

Do sử dụng thép 35 và 45 thường hóa nên số chu kì cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc theo bảng 3-9 (TKCTM) là N0 = 107 chu kì và   Notx 2,6.HB Thấy Ntđ1 và Ntđ2 đều lớn hơn N0 nên đối với cả hai bánh đều lấy kN’= 1 Ứng suất cho phép của bánh lớn:

  tx2   Notx2.HB2,6.170442 N/mm2

Ứng suất cho phép của bánh nhỏ:

  tx1  Notx1.HB2,6.200520 N/mm2

Để tính sức bền ta chọn trị số nhỏ là   tx2 442 N/mm2

b Ứng suất uốn cho phép

Số chu kì tương đương của bánh lớn và bánh nhỏ:

2 tđ RT 1

tđ i N 4.158,1.10 632,4.10

Cả Ntđ1 và Ntđ2 đều lớn hơn N0 = 0,5.106 nên cả hai bánh lấy kN’’ = 1 Giới hạn mỏi uốn của thép 45: 1 0,43.600 258(N/mm2); Giới hạn mỏi uốn của thép 35: 1 0,43.500215(N/mm2)

Cả hai bánh răng đều làm bằng phôi đúc, thép thường hóa nên lấy hệ số an toàn n = 1,8 và lấy hệ số tập trung ứng suất ở chân răng K = 1,8

Do bộ truyền làm việc một chiều nên ứng suất uốn cho phép được tính theo công thức 

kn'' 1 N''

o u

Với bánh nhỏ:   119,4

8,1.8,1

1.258.5,1

Với bánh lớn:   99,5

8,1.8,1

1.215.5,1

RT tx

6 RT

n

KNi

10.05,11iA

92,2.3,14.442

10.05,114

2 6

29,414.3,175 21i.1000.60

An2v

Hệ số tải trọng K được xác định theo công thứcKKtt.Kđ

Bộ truyền chịu tải trọng thay đổi, nên Ktt được tính theo công thức gần đúng

2

1K

143,02

1id

A 1

Ktt   

Các bánh răng có độ rắn HB<350, theo bảng hệ số tải trọng động (Bảng

3-13 TKCTM) tìm được Kđ = 1,45

Vậy hệ số tải trọng K1,11.1,451,6chênh lệch khá nhiều với hệ số đã chọn sơ bộ (23%) Tính lại khoảng cách trục A:

9,1873,1

6,1.3,175

188.2

Lấy chiều rộng bánh răng lớn là 55mm, còn chiều rộng bánh răng nhỏ là 60mm để bánh răng ăn khớp êm

3.9 Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng

Với bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng, ta có Ztđ = Z nên

2 6

55.29,414.30.5,2.451,0

92,2.6,1.10.1,

2

1 1

517,0

451,03,46y

3.10 Kiểm nghiệm sức bền của răng khi chịu quá tải đột ngột

Trong quá trình làm việc, bộ truyền bị quá tải đột ngột lúc mở máy với hệ số quá tải kqt 1,5 do đó ta cần kiểm nghiệm sức bền khi quá tải

Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:

1 txqt 2,5.520 1300N mm

2 txqt 2,5.442 1105N mm

Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:

1 uqt 0,8.300 240N mm

2 uqt 0,8.260208N mm

Chỉ cần kiểm nghiệm sức bền tiếp xúc đối với bánh lớn, có [  ] txqt nhỏ hơn :

  2 3

6

57,103.55

92,2.6,1.144.188

10.05,

qt tx txqt  k 447 1,5548N mm   1105N mm

Kiểm nghiệm sức bền uốn

2 qt

1 1 uqt  k 46,3.1,569,5N mm  

2 qt

2 2 uqt  k 40,4.1,560,6N mm  

Vậy bộ truyền thỏa mãn các điều kiện sức bền

3.11 Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền

mm7530.5,2mZd

mm300120.5,2mZd

mm8,2935.2.5,2300m.5,2d

Đường kính vòng đỉnh răng:

mm805.2.275m.2d

mm3055.2.2300m.2d

M2P

1

Lực hướng tâm: Pr P.tg1795.0,364653N

III THIẾT KẾ TRỤC VÀ TÍNH THEN

d (mm) (Công thức 7-1 TKCTM) Trong đó:

d: đường kính trục;

N: công suất truyền, kW;

n: số vòng quay trong một phút của trục;

C: hệ số tính toán, phụ thuộc []x Vật liệu chế tạo là thép 45, nên đường kính đầu trục vào của hộp giảm tốc và trục truyền chung lấy C = 120

- Đối với trục I:

n1 = 1450 vòng/phút;

N1 = 3,07 kW;

4,151450

07,3120

92,2120

8,3120

Để chuẩn bị cho các bước tính gần đúng tiếp theo, ta có thể lấy đường kính trục II là d2 = 23 mm để chọn loại ổ bi đỡ chặn trung bình B = 17mm (Bảng 17P TKCTM)

1.2.2 Tính gần đúng

Định kính thước dài của trục dựa vào các số liệu:

- Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp mm

10

- Khoảng cách giữa các chi tiết quay c10mm

- Khe hở giữa bánh răng và thành trong của hộp 10mm

- Khoảng cách giữa các gối đỡ trục bánh nón nhỏ l3946mm, chọn mm

42

l

- Khoảng cách từ cạnh ổ đến thành trong của hộp l2 10mm

- Chiều rộng ổ lăn: chọn loại ổ bi đỡ chặn B = 17 mm

1717152

822

Bll2

3510102

202

bal2

B

Lực tác dụng của bánh nón nhỏ:

P1 = 634,4N; Pa1 = 63,5N; Pr1 = 222,1N

Đường kính trung bình của bánh nón nhỏ: dtb1 = 53,4mm Để đơn giản

ta bỏ lực vòng do khớp nối gây ra

Tính phản lực ở các gối trục:

2

d.Pll.PlR

1 1 1 r By



N9,43242

2

4,53.5,635,4742.1,222l

2

D.PllPR

1 tb 1 a 1 1 r

R

.Pl.R

mAx  Bx  1  1 



N9,135142

)5,4742(4,634l

llP

R

Tính mômen uốn ở tại tiết diện chịu tải lớn nhất b – b:

2 ux 2

uy b

.5,717l

.R

Nmm3141130135

6,8862M

Md



Với Mtđ  M2u 0,75M2x  3141120,75.202202 35962Nmm [σ] = 63N/mm (thép 45, lắp ép theo bảng 7-2 TKCTM)

35962

b

Đường kính ở tiết diện b – b được lấy bằng 20mm để làm ngõng trục lắp

ổ Riêng đối với phần lắp bánh nón nhỏ lấy 18mm thay vì 15,4mm vì trục có rãnh then

1 a1

mm635,3410102

17xal2

B

mm402

60102

bc

mm5,582

1710102

602

Bla2

b

Lực tác dụng của bánh nón lớn:

P2 = 634,4N; Pa2 = 222,1N; Pr2 = 63,5N

2 1 2 r



3 2 1

2 1 r 2 tb 2 a 1 2 r Dy

hhh

hh.P2

d.Ph.PR

,584063

4063.6532

2,188.1,22263.5,63

PP

.Ph.P

mAx  2 1 1 2  Dx 1 2  3 



N3,13925

,584063

4063.179563.4,634h

hh

hh.Ph.PR

3 2 1

2 1 1

PP

Tính mômen uốn ở những tiết diện nguy hiểm Tại tiết diện b – b:

2 ux 2

uy b

dPh.R

2 a 1 Ay

Nmm6533763

.1,1037h

.R

Nmm7003265337

25209M

uy c

,58.3,1392h

.R

Nmm8696881450

30484M

Md



Đường kính trục ở tiết diện b – b:

Nmm9111867310

.75,070032M

75,0M

x 2

u

[σ] = 63N/mm (thép 45, lắp ép theo bảng 7-2 TKCTM)

mm4,2463.1,0

.75,086968M

75,0M

4309Nmm

b Tính trục III

Khoảng cách giữa hai gối đỡ trục:

mm5,1615,584063hhh

Chiều dài phần mayơ lắp với trục:

1,2 1,5d 1,2 1,5.36 43,2 54mm

Khoảng cách giữa gối đỡ trục đến điểm đặt lực của đĩa xích:

mm5,652

1717152

502

Bll2

l

mm5,58h

h2  3 

mm1035,585,161h

lhhRh.PR

1

1 1

1 r Cy

N35935

,58103

5,655,581032260103

3593R

PR

.Rh.P

mAx  1 Cx 1 2 



N11455

,58103

103.1795h

h

h.PR

2 1

P

Tính mômen uốn ở những tiết diện nguy hiểm Tại tiết diện b – b:

2 ux 2

uy b

.650h

.R

Mux  Ax 1  

Nmm9689166950

70040M

Md



Đường kính trục ở tiết diện b – b:

Nmm243620258103

.75,096891M

75,0M

x 2

u

[σ] = 50N/mm (thép 45, lắp ép theo bảng 7-2 TKCTM)

mm5,3650.1,0

.75,0148030M

75,0M

mm7,3750.1,0

268097

c