Tính toán thiết kế hệ dẫn động băng tải hộp giảm tốc 2 cấp bánh răng trụ đề7 - Đại học BKHN

Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền ...1I.. Xác định công suất cần thiết , số vòng quay sơ bộ hợp lý của động cơ điện và chọn động cơ điện:...2 II.. Xác định tỉ số truyền động Ut của

A Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền 1

I Xác định công suất cần thiết , số vòng quay sơ bộ hợp lý của động cơ điện và chọn động cơ điện: 2

II Xác định tỉ số truyền động Ut của toàn bộ hệ thống và phân phối tỷ số truyền cho từng bộ truyền của hệ thống dẫn động , lập bảng công suất , mô men xoắn , số vòng quay trên các trục: 3

B Thiết kế các bộ truyền 4

I Chọn vật liệu: 4

II Xác định ứng suất cho phép: 4

III Tính bộ truyền bánh răng 6

V.Tính toán truyền động đai 9

C Thiết kế trục 15

i Chọn vật liệu 15

III Tính mối ghép then 20

IV Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi 22

V.Tính kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh 27

D ổ lăn 28

I Tính cho trục 1 28

II.Tính cho trục 2 30

E Nối trục đàn hồi 31

G.Tính kết cấu vỏ hộp 33

I.Vỏ hộp 33

H Bôi trơn hộp giảm tốc 37

I Các phương pháp bôi trơn trong và ngoài hộp giảm tốc 37

k- Xác định và chọn các kiểu lắp 38

M- phương pháp lắp ráp hộp giảm tốc 41

I-Phương pháp lắp ráp các tiết máy trên trục 41

II- Phương pháp điều chỉnh sự ăn khớp bộ truyền 41

III.Phương pháp điều chỉnh khe hở các ổ lăn 41

Tài liệu tham khảo 42

A Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền

I Xác định công suất cần thiết , số vòng quay sơ bộ hợp lý của động cơ điện và chọn động cơ điện:

- Công suất cần thiết được xác định theo công thức:

Pct= η

t

P

Trong đó: Pct là công suất cần thiết trên trục động cơ(kW)

Pt là công suất tính toán trên trục máy công tác (kW)

 là hiệu suất truyền động

- Hiệu suất truyền động:  = ol2 br d tgk …

Trong đó:

ol=0,97: là hiệu suất của một cặp ổ lăn

br=0,97: hiệu suất của 1 bộ truyền bánh răng

d=0,95 là hiệu suất của bộ truyền đai tg=0,8 là hiệu suất của ổ tang

k=0,98 là hiệu suất của nối trục

.





V F

(kw)

 Pct = 0,67

9 , 3

1000 60

-Bộ truyền đai thang: iđ = 4

- Số vòng quay sơ bộ của động cơ:

nsb = nlv ut =nlv u.iđ =88,72.4.4 = 1 419,52Trong đó: nsb là số vòng quay đồng bộ

nlv là số vòng quay của trục máy công tác ở đây là trục tang

ut là tỷ số truyền của toàn bộ hệ thống

T

T T

T



.Theo bảng phụ lục p1.2/1/ sách tt thiết kế CTM với Pct=5,65 (KW)

Trong đó: ndc là số vòng quay của động cơ

nlv là số vòng quay của trục tang

- Xác định công suất, mô men và số vòng quay trên các trục:

- Dựa vào sơ đồ dẫn động ta có :

360

36 , 5 10 55 9 10 55 ,

05 , 5 10 55 ,

Bánh nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện có

HB = 241285 lấy giá trị HB =245 ;

II Xác định ứng suất cho phép:

- Theo bảng 6-2 với thép 45 tôi cải thiện thì :

70HB2

0 lim

.8,1HB.8,

0 1 lim

σ

Mpa

53070

230.270HB

0 2 lim

σ

Mpa

414230

.8,1HB.8,

0 2 lim

n là số vòng quay trong một phút

tlà tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét

Thay số NHE2 = 60.1.721,8.88,9.14000 = 8,83.107 >NHO2 lấy

lim H H

S

K.σ

1.560

1

σ

;

  481,8(Mpa)

1,1

1.530

2

σ

; -Tính NFE =60.C.n.tI

lim F F

S

KK.σ

1 1 414 σ

252 75 1

1 1 441 σ

.8,0

8,0

Mpa1260450

.8,2

8,2

Mpa1624580

.8,2

8,2

4 , 2 ch 4

, 2 max 2 F

3 , 1 ch 3

, 1 max 1 F

4 , 2 ch 4

, 2 max H

3 , 1 ch 3

, 1 max H

σσ

σσ

σσ

III Tính bộ truyền bánh răng

β 1 1

ψ σ

.

1

ba H

H a

w

u

K T u



Trong đó

Ka là hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng

Tra bảng 6-5 tập 1 được ka 49 Mpa 5  13

T1 Mô men xoắn trên trục bánh chủ động T1 = 1,42.105 Nmm

Theo bảng 6-6 chọn ba 0,3

 1 0,53.0,3.4.05 1 0,80

ψ.53,0

03 , 1 10 42 , 1 1 06 4 5

- Xác định số răng bánh nhỏ :  = 0 Theo công thức 6-19 tập 1

Lấy tròn Z1 =26 răng

Theo 6-20 Z2 =u2.Z1 = 4.06.26 = 105,56 làm tròn Z2 = 106 răng Tính lại khoảng cánh trục :

1 1

ε

.

1

2 σ

w m w

m H H

M H

d u b

u K T Z

2



20 2 sin

2

2 1

3 0,87

73 , 1 4

ε   

 Z

dw1=2.aw/(u +1) = 2.200/(106/26+1) = 78,8 mm

27 , 26 ) 1 06 4 ( 3

4 , 199 2 ) 1 (

2

1 1

a

198 2

) 106 26 ( 3 2

) ( 1 2

1

1 m z z   

a

KH là hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc KHKHβ.KHα.KHv

3 w w H HV

K.K.T.2

d.b

1 



w 0

H H

u

a.v.g.δ

ν Vận tốc vòng

V= 60000

n.d w1 1

π

V 1,48 m s

60000

360 8 , 78 14

49 , 3 06 , 4

200 48 , 1 56 006 , 0



 K HV

Thay vào 6-33

8 , 78 06 , 4 60

1 06 , 4 06 , 1 1 03 , 1 10 42 , 1 2 87 , 0 73 , 1 274

 h <[H] = 407,4

Thoả mãn điều kiện bền tiếp xúc

4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

% 4

% 3 , 2

% 100 4

, 407

4 , 407 5 , 417

% 4

% 100 ] [

] [







Theo 6-43 b d m

Y Y Y K T

w w

F F

F

.

2 σ

1

1 β ε 1

1 74

, 1

3 w w F

K.K.T2

d.b

w F

F

u

a V

g

δ

Trong đó: δ F 0,016; ν  2 , 64; g0=56

31 , 9 06 , 4

200 48 , 1 56 016 , 0

KFV=1+2.1,42.10 .1,252.1,27 1,1

8 , 78 60 31 , 9

9 , 3

6 , 3 89 , 77

1

1 1

 []1 = 176,41.1,002.1= 180,3 (Mpa)

 []2 = 165,6.1,1.1,002 = 169,2(Mpa)Như vậy độ bền uốn thoả mãn

5 Kiểm nghiệm răng về quá tải

Theo 6.48 Kqt= T 1,3

Tmax



σHmax  σH Kqt  457 , 71 1 , 3  522  Mpa    σHmax

σF1max σF1.K qt 83,89.1,3109,1σF1max 464(mpa)

σF2max  σF2.K qt  71 , 9 1 , 3  93 , 47 σF2max  360 (mpa)

6 Các thông số và kích thước bộ truyền.

Đường kính đáy răng df1=70,5mm;df2=316 mm

V.Tính toán truyền động đai.

Theo đầu đề thiết kế cơ cấu máy , bộ truyền dẫn động từ động cơ đến hộp giảm tốc là truyền động đai thang do đó ta phải tính toán thiết kế bộ truyền đai thang

1 chọn loại đai và tiết diện đai

Dựa theo đặc điểm công suất của cơ cấu, Pct = 5,82 (KW), và số vòng quay bánh đai nhỏ là n = 1440 ( vg/ph ) ta chọn loai đai hình thang thường À

Các thông số của đai thường loại À:

bt = 11 (mm), b = 13(mm), h = 8 (mm), yo = 2,8 (mm)

b b

v

7,536(m/s) Đường kính bánh đai lớn d2 được tính từ đường kính bánh đai nhỏ d1 theo công thức:

ở đây: u = 4,  - là hệ số trượt, chọn  = 0,01

d2 = 100.4.(1- 0,01) = 396 (mm) lấy d2 theo dãy tiêu chuẩn d2 = 400 (mm), từ các giá trị d2, d1 đã tính được suy ra tỉ sốtruyền u theo (5-2):

Hình 1 đai hình thang thường.

Diện tích tiết diện đai

A = 81 (mm 2 ), đường kính bánh đai nhỏ d 1 = 100200 (mm),

Chiều dài đai l = 560  4000 (mm)

       



01,01.100

4001

.d

du

1

2 m

4,04sai lệch giữa tỉ số truyền mới và tỉ số truyền cũ là rất nhỏ  có thể giữ nguyên các thông số đã chọn

Số vòng quay thực tế của bánh đai lớn là:







04 , 4

1440

1 2

m tt

u

n n

356,4 (v/ph)

Khoảng cách trục a được chọn theo bảng 4.14 trang 60 sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 dựa vào tỉ số truyền u và d2

Theo bảng 4.14 với u  4  a/d2 = 0,95  a = 0,95.d2 = 380 (mm)

Kiểm tra trị số a đã tính ở trên theo điều kiện:

)dd.(

2ah)dd.(

55,

1000a

281

400100

.2a6400100

.55,0

Vậy khoảng cách trục đã chọn thoả mãn điều kiện đề ra

Chiều dài đai l được xác định theo a từ công thức:

a.4

dd2

dd.a.2l

2 1 2 2

1004002

400100

.14,3380.2l

Kiểm nghiệm giá trị l đã tính được ở công thức (5-3) theo điều kiện về tuổi thọ của đai

10 7 , 4 6 , 1

536 , 7 10

Vậy đai thoả mãn điều kiện về tuổi thọ

Từ chiều dài đai l = 1600 (mm) tính chính xác lại khoảng cách trục a theo công thức:

4

.8a

2 2

d.2

8152

1004002

a

2 2

378(mm)2.4 Góc ôm (1).

Góc ôm 1 trên bánh đai nhỏ được xác định theo công thức:

a

57.dd

C.C.C.C.P

K.Pz





(5-5) trong đó:

P1 – là công suất trên trục bánh đai chủ động, P1 = 5,82 (KW)

P0 - là công suất cho phép, tra bảng 4.19 trang 62 sách tính toán thiết kế hệ dẫn động

Cl –là hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai, với tỉ số

l/l0 = 1600/1320 = 1,2  theo bảng 4.16 cho giá trị Cl = 1,04

Cu – là hệ số kể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền, theo bảng 4.17 trang 61 ta có Cu = 1,14

Cz – là hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các dây đai,

tra bảng 4.18 với z’ =  1 , 85 3,15

82 , 5





95 , 0 14 , 1 04 , 1 875 , 0 85 , 1

1 , 1 82 , 5

z

3,51  lấy z = 4

từ số đai z = 4, xác định chiều rộng bánh đai theo công thức:

B = (z-1).t + 2.eVới t = 15, e= 10 (theo bảng 4.21 trang 63 sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1)  B = (2-1).15 + 2.10= 35 (mm)

Đường kính ngoài của bánh đai

da = d + 2.h0 = 100 + 2.3,3 = 106,6 (mm)

4 Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục.

Lực căng trên một đai F0 được tính theo công thức:

v d 1

z.C.v

K.P.780

96 , 5 4 875 , 0 536 , 7

1 , 1 82 , 5 780

F

lực tác dụng lên trục:

Fr = 2.F0.z.sin(1/2) = 2.195,28.4.sin(135/2) = 1 443,3 (N) Sau khi đã xác định được các kích thước của bộ truyền ta liệt kê các giá trị này trên bảng 4.

Bảng 4 Các thông số và kích thước của bộ truyền.

Thông số Công thức tính hoặc bảng Giá trị

Chiều dài tính toán l = 2a+.(d1+d2)/2+(d2-d1)2/4a 1604,2(mm)

Góc ôm trên bánh đai nhỏ 1 = 180 - (d2 – d1).57/a 135

Số đai cần thiết z = P1.Kd/(P0.C.Cl.Cu.Cz) 3,51

Chiều rộng bánh đai B = (z-1).t + 2.e 35(mm)

đường kính ngoài bánh đai da1 = d1 + 2.h0 106,6 (mm)

da2 = d2 + 2.h0 406,6 (mm)Lực căng ban đầu F0 = 780.P1.Kd/(v.C.z) + Fv 195,28 (N)

Do những yêu cầu và đặc điểm trên nên ngoài thiết kế đạt độ chính xáchình học cao Trục còn phảI đảm bảo về độ cứng vững, độ bền mỏi, độ ổnđịnh dao động

Vì vậy, để đảm bảo yêu cầu làm việc trên , yêu cầu người thiết kế chọn vậtliệu chế tạo hợp lý , giá thành rẻ , dễ gia công từ đó ta chọn vật liệu chế tạocác trục là thép 45 có : b = 600 Mpa , [] = 15 - 30 (Mpa)

I- Xác định sơ bộ đường kính trục và khoảng cách gối trục

dK=

3

] [

2 ,

0 

k

T

.Trong đó: dk- Đường kính trục thứ k

[]- Mômen xoắn cho phép chọn [] = 17 Mpa.

Tk- Mômen xoắn trên trục thứ k

2 ,

0 

I

T

= 3

5

17 2 , 0

10 42 , 1

= 34,70[mm]

dsb2 =

3

] [

2 ,

0 

II

T

= 3

5

17 2 , 0

10 05 , 5

= 52,96 [mm] Vậy ta chọn : dsb1= 35 [mm]

chọn : dsb2= 55 [mm]

tra bảng 10.2/1/ ta được chiều rộng các ổ: bo1= 21mm, bo2= 29mm,

1- xác định chiều rộng các may ơ.

+ chiều rộng may ơ bánh đai :

+ Chiều rộng may ơ nửa khớp nối, ở đây chọn nối trục vòng đàn hồi nên ta có:

h- Chiều cao lắp ổ và đầu bulông, tra bảng 10.3/1/ lấy hn = 15 [mm]

- Xác định chiều dài giữa các ổ

k b

l l

n m

m

228 15

15 29 80 5 , 0 144

5 , 0

) ( 72 10 12 29 70 5 , 0

5 ,

0

3 02 23

21

23

2 1 02 22 22

Lực vòng Ftcó phương tiếp tuyến với vòng lăn ,chiều ngược với chiều ω

đối với bánh chủ đông

Lực hướng tâm FR có phương hướng kính ,chiều hướng về tâm mỗi bánha.Lực tác dụng lên bộ truyền đai

1

05 , 79

10 42 , 1 2 2

t w

66 , 3592

2 1

2

0 1

r t

r

F

F

F N tg

tg F

Phương chiều của các lực được xác định như trên sơ đồ hình I :

j 0,75.T

M  Thay số :

 

 

 

) ( 161390

75 , 0

) ( 104517

) ( 122976

75 , 0 0

0 0 75 , 0

75 , 0

) ( 0

152941

75 , 0 90928

2 2

13 13

13

2 12

12

2 2

11

2 11 11

11

2 10

2 10 10

2 0

2 0 10

mm N T

M M

mm N M

Nmm T

M

M

Nmm T

M M

Nmm M

Nmm T

M M

Nmm M

M M

td td td

td

x y

Md

75 , 0

) ( 0

0 , 495095

75 , 0

8 , 232056

3 , 479167

75 , 0 195787

) ( 0

) ( 0

2 23

23

2 12

2 12 22

2 22

2 22 22

2 21

2 21 21

2 21

2 21 21

12

20

Nmm T

M

mm N M

Nmm T

M M

Nmm M

M M

Nmm T

M M

Nmm M

M M

Nmm M

Nmm M

td

td

x y

td

x y

 đường kính trục tại các tiết diện :

 σ=48 là ứng suất cho phép của thép chế tạo trục

- Then là một tiết máy tiêu chuẩn ta có thể chọn và tính then theo đường kính trục và chiều dài may ơ Vì các trục trong đồ án này đều nằm trong hộp giảm tốc nên ta dùng then bằng

Để đảm bảo tính công nghệ ta chọn then giống nhau trên cùng một trục

d

thl.d

T.2

c

b l d

T







2

2.1, 42.10

28,935.28.10

Mpa Mpa

Vậy điều kiện bền dập và cắt thỏa mãn

+Với d13 = 38(mm) tra bảng 9-1a tập 1 có

;  t  c

c

b l d

T







2

Trong đó

dứng suất dập cho phép tra bảng 9-5 tập1  d 100Mpa

18,6838.40.10

Mpa Mpa

;  t  c

c

b l d

T







2

2.505000

21,6752.56.16

Mpa Mpa

Vậy điều kiện bền dập và cắt thỏa mãn

Với d2348 mm  tra bảng 9-1a có

b=14mm ; h =9mm ; t5,5mm;

Chiều dài

220,8 0,9 0,8 0,9 (1, 2 1,5)

2.505000

23,8648.63.14

Mpa Mpa

IV Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

1-Kiểm nghiệm truc I

Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tạicác tiết diện nguy hiểm thoả mãn điều kiện sau

Sj =

2 j

2 j

j

ss

s.s

Với : [s]- Hệ số an toàn cho phép , thông thường [s]= 1,5…2,5

sj- Hệ số an toàn chỉ xét riêng về ứng suất pháp tại tiết diện j

mm d

0 0

0

a

M

Mpa W



Trục quay hai chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ đối xứng do đó.

m = a= 1 1

) 1 1 ( 11 max

a

N mm

K

;06,2

2,121

x Y

K

K K

1,871

x y

K K K

b.xét mặt cắt 1-3

Trục quay nên ứng suất thay đổi theo chu kỳ đối xứng do đó

m = 0 ; max= a = 13

13

WM

13

104517

22,394668

a

M

Mpa W

m = a= 1 3

) 3 1 ( 13 max

14,1210052,18 

Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diệnnguy hiểm thoả mãn điều kiện sau.

S = 2 2





 s s

s

s

 [s]

Với : [s]- Hệ số an cho phép thông thường [s]= 1,5…2,5

s- Hệ số an toàn chỉ xét riêng về ứng suất tiếp tại tiết diện đang xét

22

22

, - Hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi, tra bảng 10.10/1/ được  = 0,81, = 0,76.

K,K - Hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn, với trục có rãnh then tra bảng 10.12/1/ được K = 1,46 , K = 1,54

2, 231

x y

K

K K

2,091

x y

K K K

Tương tự vói tiết diện 23

,- Hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi, tra bảng 10.7/1/ được = 0,05 ,  = 0

Kd , Kd –Hệ số xác định theo công thức sau:

Ky – Hệ số tăng bền bề mặt, với b= 600 Mpa tra bảng 10.9/1/ được ky= 1

, - Hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giớihạn mỏi, tra bảng 10.10/1/ được  = 0,81, = 0,76

K,K - Hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn, với trục có rãnh then tra bảng 10.12/1/ được K = 1,46 , K = 1,54

Ta có K/ = 1,46/0,81 = 12,17 , K/ = 1,54/0,76= 2,03

Mặt khác do trục lắp có độ dôi theo kiểu k6 nên theo bảng 10.11/1/ ta có

2, 231

x y

K

K K

2,091

x y

K K K

Để đề phòng không bị biến dạng dẻo quá lớn hoặc phá hỏng do quá tải đột ngột

ta phải kiểm tra độ bền tĩnh của trục

Công thức kiểm tra td  2 3.2  

3

d.2,0

T

;d.1,0

Vì hệ thống ổ lăn dùng trong hộp giảm tốc nên ta chọn cấp chính xác 0

3. Sơ bộ chọn kích thước ổ lăn.

Đường kính ngõng trục tại vị trí lắp các ổ lăn d = 35 (mm), đối với trục I ta dùng ổ bi đỡ, tra bảng P2.7 trang 254 sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1,chọn được ổ lăn kí hiệu 307 có các kích thước sau:

d = 35 (mm), D = 80 (mm), B = 21 (mm), r = 2,5 (mm), C = 26,2 (KN), C 0 = 17,9 (KN).

a Chọn ổ theo khả năng tải động

Số vòng quay của trục 1: n = 360(v/p) ,khả năng tải động Cdđược tính theocông thức

m d

C Q L trong đó

m là bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn m=3

L Tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay

Lh Tuổi thọ của ổ lăn tính bằng giờ Lh =14000 giờ

L = 60.n.10-6.Lh

L = 60.360.10-6.14000 = 302,4 triệu vòng-Xác định tải trọng động quy ước

Với Fa =0 theo công thức 11.3 ,tải trọng quy ước

Q=X.V.Fr.kt.kđ

Trong đó

V là hệ số kể vòng nào quay ở đây do vòng trong quay V=1

Kt Hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ Kt = 1

b Chọn ổ theo khả năng tải tĩnh

Theo công thức 11-19 tập 1 khả năng tải tĩnh

Fr = Fr 0 =3121,9 (N)

Do tải trọng nhỏ nên ta chọn ổ bi đỡ

2 Chọn cấp chính xác

Vì hệ thống ổ lăn dùng trong hộp giảm tốc nên ta chọn cấp chính xác 0

3. Sơ bộ chọn kích thước ổ lăn.