Tìm hiểu hệ thống truyền động máy đây là hệ thống truyền động băng tải

Đề 04 Phần I: Tìm hiểu hệ thống truyền động máy : Đây là hệ thống truyền động băng tải : Từ động cơ truyền vào trục I hộp giảm tốc nối trục đàn hồi., trục I truyền qua trục II nhờ bộ

Đề 04

Phần I: Tìm hiểu hệ thống truyền động máy :

Đây là hệ thống truyền động băng tải : Từ động cơ truyền vào trục I hộp giảm tốc nối trục đàn hồi., trục I truyền qua trục II nhờ bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng, trục

II truyền qua trục III nhờ bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng, trục III truyền ra ngoài

hệ thống băng tải nhờ nhờ bộ truyền xích

Phần II: Xác định công suất động cơ và phân bố tỉ số truền cho hệ thống truyền động

I Xác định công suất động cơ

1 Tính toán các thông số trên băng tải

1.1 Công suất bộ phận băng tải

- Hiệu suất xích chọn (x0,93)

- Hiệu suất 1 cặp ổ lăn chọn  0,99)

- Hiệu suất bánh răng chọn  0,97)

- Hiệu suất khớp nối 1)

ch

Pt đ

   (kW)  Hiện nay có hai loại động cơ một chiều và xoay chiều Để thuận tiện, phù hợp với lưới điện hiện nay ta chọn loại động cơ điện xoay chiều Trong số động cơ xoay chiều ta chọn động cơ ba pha không đồng bộ kiểu rôto lồng sóc Với hệ dẫn động cơ khí (hệ dẫn động băng tải, xích tải, vít tải dùng với các hộp giảm tốc) nên sử dụng loại động

cơ điện xoay chiều ba pha rôto lồng sóc Vì kết cấu đơn giản, dễ bảo quản, giá thành thấp, làm việc tin cậy, có thể mắc trực tiếp vào lưới điện ba pha không cần biến đổi dòng điện

Chọn sơ bộ số vòng quay đồng bộ c a động cơ nđb = 1500 v/ph Ta chọn động cơ 4A100S4Y3 có công suất: 3 (Kw), Số vòng quay: 1420 (v/p)

II Phân bố tỉ số truyền cho hệ thống truyền động

1 Tỉ số truyền c a hệ thống truyền động máy ( u∑)

Với uh– tỉ số truyền c a hộp giảm tốc ung

– tỉ số truyền ngoài hộp giảm tốc ung = uKn

x ux

uKn – tỉ số truyền c a khớp nối ( uKn = 1)

 ung = ux theo thực nghiệm ta có thể

chọn ux = 2÷6

Do vậy đây ta chọn ux = 3

28,9

9, 643

h

x

u u

1 1

2 2

3 3

1420( / ) 1

147, 5

49,1( / ) 3

1

2 2

2

3 3

3 6

9, 55 10 9, 55 10 2, 02

13585, 2 Nmm 1420

9, 55 10 9, 55 10 2

13450, 7 Nmm 1420

T T T T T

 

Ph ần III: Tính toán thiết kế bộ truyền xich

1 Chọn loại xích ống con lăn

2 Chọn số răng c a đĩa xích dẫn theo công th c

+ K: hệ số xét đến ảnh hưởng c a cách bố trí bộ truyền, khi đường nối 2 tâm đĩa xích

hợp với đường nằm ngang một góc nhỏ hơn 600

thì K= 1

+ Kdc: hệ số xét đến ảnh hưởng c a khả năng điều chỉnh lực căng xích Nếu trục điều

chỉnh được thì Kdc = 1

+ Kb : hệ số xét đến điều kiện bôi trơn nhỏ giọt Kb = 1

+ Klv : hệ số xét đến chế độ làm việc Làm việc hai ca thì Klv = 1,12

Hệ số Kn = n01 / n1 = 200 /157,5 = 1,27

Hệ số Kz = z01 / z1 = 25/23 = 1,09

ọn xích một dãy nên K

5 – Tính công suất tính toán Pt

Do pc =19,05mm nên điều kiện trên được thỏa mãn

9.Chọn khoảng cách trục sơ bộ a=(30-50) pc =40.19,05=762mm

Z Z p

Z Z a

chọn số mắt xích chẵn x = 128 mắt xích

Tính chính xác khoảng cách trục theo công th c 5.9

2 2

Kiểm tra xích theo hệ số an toàn theo công th c 5.28

Lực căng do lực li tâm gây ra xác định theo công th c 5.16

Fv =q.v2 =1,9.1,11 2 =2,5 N (q:khối lượng 1 mét xích tra bảng 5.2[1] )

Lực căng ban đầu c a xích F0 xác định theo công th c 5.17

F0 =9,81.kf.q m a (kf=6 bộ truyền nằm ngang )

=6.0,99.1,9.9,81 =110,7N

Phần IV: Tính toán thiết kế bô truyền bánh răng

I Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng ( cấp nhanh )

1 Momen xoắn trên trục c a bánh dẫn T1=13450,7:tỉ số truyền u=34.Số vòng quay n=1420v/ph

2 Chọn vật liệu cho hai bánh nhỏ và bánh lớn là thép 40Cr được tôi cải thiện

Bánh nhỏ: độ rắn HB1 250 Bánh lớn: độ rắn HB2 228

3 Số chu kì làm việc cơ sở:

12 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

Theo (6.33) [1], ng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:

o b

1,741

b H

tw Z

Vậy thỏa mãn điều kiện tiếp xúc

- Xác định chính xác ng suất tiếp xúc cho phép:

13 Hệ số dạng răng

F F

Y

Đối với bánh lớn:  1  

1

234,5 64,43,64

F F

Do đố độ bền uốn được thỏa mãn

Thông số Kí hiệu và giá trị

Khoảng cách trục aw = 80mm Môđun pháp m = 1,5mm Chiều rộng vành

Tỉ số truyền um = 3,4 Góc nghiêng c a

Số răng bánh răng z1 = 24; z2 = 81

Hệ số dịch chỉnh x1 = 0; x2 = 0

Đường kính vòng chia

d1 = 36mm;

d2 = 121,5mm Đường kính đỉnh

răng

da1 = 39mm;

da2 = 124,5mm Đường kính đáy

răng

df1 = 32,25mm;

df2 = 111,75mm

II Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng ( cấp chậm)

13 Momen xoắn trên trục c a bánh dẫn T2=43918,6:tỉ số truyền u=2,83.Số vòng quay n=417,5v/ph

14 Chọn vật liệu cho hai bánh nhỏ và bánh lớn là thép 40Cr được tôi cải thiện

Bánh nhỏ: độ rắn HB1 250 Bánh lớn: độ rắn HB2 228

15 Số chu kì làm việc cơ sở:

24 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

Theo (6.33) [1], ng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:

o b

1,695

b H

tw Z

Vậy thỏa mãn điều kiện tiếp xúc

- Xác định chính xác ng suất tiếp xúc cho phép:

13 Hệ số dạng răng

F F

Y

Đối với bánh lớn:  1  

1

234,5 64,93,61

F F

Do đó độ bền uốn được thỏa mãn

Thông số Kí hiệu và giá trị

Khoảng cách trục aw = 100mm Môđun pháp m = 1,5mm Chiều rộng vành

Tỉ số truyền um = 2,82 Góc nghiêng c a

Số răng bánh răng z1 = 34; z2 = 96

Hệ số dịch chỉnh x1 = 0; x2 = 0

Đường kính vòng chia

d1 = 51mm;

d2 = 144mm Đường kính đỉnh

13450,7

747,3( )36

61

0 3

[] - là ng suất xoắn cho phép c a vật liệu làm trục

1

3 2

3

3 3

Dựa theo đường kính trục sơ bộ ta sử dụng bảng 10.2 để chọn chiều rộng ổ lăn thì 40000<T2=43918,6Nm<60000 nên chọn sơ bộ :

+x=10(mm) là khe hở thành bánh răng và thành hộp giảm tốc

4/- Tí nh đuờng kính và chiều dài các đoạn trục:

t

F l l

Phương trình cần bằng lực theo trục Y:

dC = 17, 4 0,05.17, 4 18,3  ( mm)

Dựa vào dãy tiêu chuẩn chọn:Chọn dC = 19 ( mm)

* Xét điều kiện chế tạo bánh răng liền trục tại tiết diện C :

Đối với bánh răng trụ, điều kiện chế tạo bánh răng liền trục là X≤2,5.m

= > Như vậy đối với bánh răng trên trục I ta chế tạo rời lắp then

Dựa vào dãy tiêu chuẩn chọn:dA = dB = 15 ( mm)

+ Tại D có rãnh then nên tăng đường kính trục lên 5% để đảm vảo độ c ng bền dD= 13,3 0,05.13,3 13,9  ( mm)

Ta chọn đường kính tại lắp khớp nối theo tiêu chuẩn là: dD = 16( mm)

Vậy ta có dãy tiêu chuẩn chọn:dA = dB = 17 ( mm)

H2.2.6 Sơ đồ tính gấn đúng trục 1

- Trong mặt phẳng thẳng đ ng zy,phương trình cân bằng mômen:

MAX= 0  - Fr2.l22 + Fr3.l23 - RBY.l21 - Ma2 - Ma3 = 0

747,3.42 1722,3

1335,12

18

dD = 24,7+24,7.0,05 = 26,2( mm)

- Dựa vào dãy tiêu chuẩn Chọn dD = 28( mm)

- Dựa vào dãy tiêu chuẩn chọn đường ổ kính tại 2 gối A và B là:

dA = dB = 25( mm)

Vậy ta có kết cấu trục như hình vẽ

Fr3 Fr2

42

81

55314Nmm

o Z X

62749,7Nmm

43918,6Nmm Fr2

Hình 2.2.7 Sơ đồ tính gấn đúng trục 2

1 1

344228

1

rx r

N l

f F l

Phương trình cần bằng lực theo trục Y:

Vẽ biểu đồ monen như hình với:

Do tại C có rãnh then nên ta chọn đường kính tăng lên 5% để đảm bảo độ bền

c ng:

dC = 30,02+30,02.0,05 = 31,5 ( mm)

Dựa vào dãy tiêu chuẩn tra chọn: dC=36( mm)

+ Tại tiết diện bên D:

0,75 119780  103732,5 Nmm

dphD = 3 103732,5

27, 4(mm) 0,1.50 

Do tại D có rãnh then nên ta chọn đường kính tăng lên 5% để đảm bảo độ bền c ng

dD= 27,4+0,05.27,4= 28,8(mm)

- chọn đường kính tại khớp nối là: dD = 32(mm)

Để đồng nhất các ổ đỡ A, B trên trục III ta chọn lại dA= dB =35 (mm)

Vậy ta có kết cấu trục như hình vẽ

3.1.6 Tính ki ểm nghiệm các trục:

3.1.6.1 Ki ểm nghiệm trục về độ bền mỏi

Kết cấu c a trục đảm bảo được độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy

hiểm đảm bào được những điều kiện sau:

S= 2 2  

i

.S

i i i

S S

S S

 S : Hệ số an toàn chỉ xét riêng đến ng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét riêng

ng suất tiếp tại tiết diện j

-1; -1: Giới hạn mỏi uốn và xoắn ng với chu kỳ đối x ng

; : trị số ng suất trung bình đến độ mỏi

aj; mj; aj; mj: biên độ và hệ số trung bình c a ng suất cho phép và ng suất tại

j M

2

) (

32 3  1  1 2

y

x

K K

Ky :tăng bền bề mặt trục, vì không cần tăng bền nên Ky= 1

;: kích thước kể đến ảnh hưởng c a kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi Tra bảng 10.10[1] với d = 28 (mm)

   0,88 ;   0,81

+ K; K: hệ số tập trung ng suất thực tế đối với rãnh then

Tra bảng 10.12[1] với trục có rảnh then dung dao phay ngón :

K



1 

-1= 0,436.b = 0,436 600 = 261,6 (MPa)

-1= 0,58.-1= 0,58.261,6= 151,728 (MPa) + ; : Tra bảng 10.7[1] với b= 600   = 0,05 ; = 0

Đối với các trục c a hộp giảm tốc đều quay nên ng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối x ng

 mj = 0 ; aj=

j W

j M

Theo bảng 10.6[1] trục II có hai rãnh then nên: WD=

d

t d t b

d3 .1.( 1)232

Tra bảng 9.1[1] với d= dD= 28 (mm) ; b= 8 (mm) ; t1 = 4 (mm)

y

x

K K

Kx:là hệ số tập trung ng suất do trạng thái bề mặt

Tra bảng 10.8[1] với  = 600 (MPa) ; Ra= 2,5  0,63 m ta có Kx = 1,06

Ky :tăng bền bề mặt trục, vì không cần tăng bền nên Ky= 1

; : kích thước kể đến ảnh hưởng c a kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi Tra bảng 10.10[1] với d = 26(mm)

1 

+ ; : Tra bảng 10.7[1] với = 600  = 0,05 ; = 0

+ Đối với các trục c a hộp giảm tốc đều quay ng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối

x ng  mj=mC= 0 ; aj=

j W

j M

Theo bảng 10.6[1] trục III có một rãnh then  WC=

y

x

K K

Kx:là hệ số tập trung ng suất do trạng thái bề mặt

Tra bảng 10.8[1] với = 600 (MPa) ; Ra= 2,5  0,63m ta có Kx= 1,06

Ky :tăng bền bề mặt trục, vì không cần tăng bền nên Ky= 1

;: kích thước kể đến ảnh hưởng c a kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi Tra bảng 10.10[1] với d = dC = 70(mm)

Vậy Kdc= x 1 1

y

K K