Thiết kế hệ dẫn động băng tải hộp giảm tốc bánh răng côn trụ biết lực băng tải, vận tốc băng tải, đường kính tang đề 5 ĐHBKHN

Với bộ truyền quay 1 chiều KFC = 1 YR : hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng YS: hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất KxF : hệ số xét đến kích

BẢN THUYẾT MINH ĐỒ ÁN

CHI TIẾT MÁY

PHẦN I : TÍNH ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG

1 Chọn động cơ điện

a Xác định công suất trên trục động cơ

Công suất của động cơ được chọn phải thỏa mãn:

Pđc > P yc

trong đó : Pđc : Công suất của động cơ được chọn

Pyc : Công suất yêu cầu khi mở máy

t i t

æ öT ÷

ç ÷

ç ÷

ç ÷çT

η đai : Hiệu suất của bộ truyền đai η đ = 0.95

η ol : Hiệu suất của ổ lăn η ol = 0, 992

η b r : Hiệu suất của bộ truyền bánh răng η br = 0,96

η K : Hiệu suất của khớp nối η k = 0,99

=> η = 0,99.0,95 0,9923.0,962.0,99 = 0,838

=> Pyc = 3,760,838.0,863= 3,87 kW

b Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ

Chọn sơ bộ tỉ số truyền của hệ thống Usb

P = 3 , 14 320

4 , 0 000 60

Trong đó U1 là tỉ số truyền cấp nhanh

U2 là tỉ số truyền cấp chậm

Tính toán tỉ số truyền theo phương pháp bôi trơn

Chọn hệ số chiều rộng bánh răng Kbe = 0,3

2

bd

y = 1,2[K01] = [K02]

3,83 K 0,99.0,992

P2 = 3ol

4,03 br 0,99.0,96

P1 = 2ol

4, 24 br 0,99.0,96

P’

đc = 1đai

P 4, 24

4,50,95

Bộ truyền ngoài dùng đai dẹt

1 Chọn vật liệu : đai vải cao su

2 Các thông số của bộ truyền

Đường kính bánh đai nhỏ d1

d1 = (5,2 ÷ 6,4) 3

1

T = (5,2 ÷ 6,4) 3 30 264 = 162 ÷ 199,4Chọn theo tiêu chuẩn [bảng 21.15] d1 =180 mm

d2 = uđ .d1 .( 1 - e ) = 2,5 180 ( 1- 0,01 ) = 445,5 mm

với e: hệ số trượt e=(0,01÷ 0,02 ) Lấy e= 0,01

Lấy d2 theo trị số tiêu chuẩn [bảng 21.15] d2 = 450 mm

Chiều dài đai

i = v 13, 43

l = 3,008 = 4,46 (l/s) < imax = 5 (l/s)Góc ôm

3 Xác định tiết diện đai và chiều rộng bánh đai

Lực vòng

Ft = 1000 1

v

R = 100013,43.4,5 = 335,07 NDiện tích đai dẹt

A = b δ ≥ F Kt

[ ]

đ F

s

trong đó b là chiều rộng đai

δ là chiều dày đai [σF] là ứng suất có ích cho phép

Kđ là hệ số tải trọng động Tra [bảng 4.7] được Kđ = 1,5

Với đai vải cao su, tỉ số (

1d

d

)max nên dùng là

40 1

δ = 4,5 mm ( ứng với số lớp là 3 )

Ứng suất có ích cho phép

[σF] = [σF]0 Cα Cv C0 trong đó Cα: hệ số xét đến ảnh hưởng của góc ôm α1

[σF]0 = k1 - k2 .

1d

Chiều rộng bánh đai B chọn theo bảng 21.16 B = 71 mm

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

Lực căng ban đầu

n1 = 570 ( vg/ph)

u1 = 5,65 u2 = 4,23 Thời hạn làm việc: 17 000 h

I Cấp nhanh: bộ truyền bánh răng côn răng thẳng

o Flim 1,8HB

Trong đó sHlimo và sFlimo là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép

ứng với số chu kì cơ sở

SH , SF là hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốnChọn độ rắn bánh răng nhỏ HB1 = 275; độ rắn bánh răng lớn HB2 = 260

o Hlim1 2HB1 70 2.275 70 620MPa

=> NHO1 = 30 H2,4HB1= 30.2752,4 =2,15.107

=> NHO2 = 30 H2,4HB2=30.2602,4 =1,88.107

Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương

NHE =

3 i

R V xH HL H

Theo 6.2

[σF] =

o Flim

R S xF FC FL H

K K K

S Y Y

s

Với KFC: Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải Với bộ truyền quay 1 chiều KFC = 1

YR : hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng

YS: hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất

KxF : hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn

[σH]max = 2,8 σch2 = 2,8 580 = 1624 MPa

[σF1]max = 0,8 σch1 = 0,8 580 = 464 MPa

[σF2]max = 0,8 σch2 = 0,8 580 = 464 MPa

4 Tính toán bộ truyền bánh răng

a Xác định chiều dài côn ngoài

1 H 2

Với KR = 0,5 Kd : hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng

Với bộ truyền động bánh côn răng thẳng bằng thép Kd = 100 MPa1/3

2 3

δ1 = arctg 1

2

22arctg125

z z

c Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Theo 6.58 ứng suất tiếp xúc

m1

2T K u 10,85.bd u

KHα : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn

khớp Với bánh răng côn thẳng KHα = 1

KHv : Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp

KHv = m1

1 H H

bd1

2

u u

1 m H

K K T 2

bd v

Trong đó b: chiều rộng vành răng

b = Kbe Re = 0,25 186,75 = 47,6 mm => KHv = 1 4,77.47,6.57,75 1,08

=> [σ’H] = 536,4 1.1.0,95 = 509,6 MPa

=> σH < [σ’H] : đảm bảo độ bền tiếp xúc của bánh răng

d Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Điều kiện bền uốn:

[σ’F] =

1

1 β ε 1

85 , 0

2

m nm

F F

d m b

Y Y Y K T

Trong đó KF : Hệ số tải trọng khi tính về uốn

K F =K K K Fβ Fα FvVới K Fβ là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng

1

2

ν

F F

m F

K K T

d b

zv1 = 1

1

22

22,34cos 0,9849

z

x1 = 0,4 x2 = - 0,4 => tra bảng 6.18 được YF1 = 3,48 YF2 = 3,63

Như vậy điều kiện uốn được đảm bảo

e Kiểm nghiệm răng về quá tải

Ứng suất tiếp xúc cực đại không vượt qua giá trị cho phép

5 Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng côn

Chiều dài côn ngoài Re = 190,38 mm

Theo các công thức trong bảng 6.19

Đường kính chia ngoài

de1 = mte z1 = 3 22 = 66 mm

de2 = mte z2 = 3 125 = 375 mmGóc côn chia

hae2 = 2 hte.mte – hae1 = 2.1.3 – 4,2 = 1,8 mmChiều cao chân răng ngoài

hfe1 = he – hae1 với he: chiều cao răng ngoài

he = 2.hte mte + c với c = 0,2 mte => he = 2 1 3 + 0,2 3 = 6,6 => hfe1 = 6,6 – 4,2 = 2,4 mm

hfe2 = he – hae2 = 6,6 – 1,8 = 4,8 mmĐường kính đỉnh răng ngoài

dae1 = de1 + 2.hae1 cos δ1 = 66 – 2 4,2 0,9848 = 57,73 mm

dae2 = de2 + 2.hae2 cos δ2 = 375 – 2 1,8 0,1738 = 374,38mm

II Cấp chậm: bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

1 Chọn vật liệu:

Theo bảng 6.1 chọn:

Bánh nhỏ: 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241…285, có σb1 = 850 MPa

σch1 = 580MPa

Bánh lớn: thép 45 thường hóa đạt độ rắn 241…285, có có σb2 =850 MPa

σch2 = 580MPa

2 Phân phối tỉ số truyền: u2 = 4,23 3 Xác định ứng suất cho phép Theo bảng 6.2 với thép 45, tôi cải thiện đạt rắn HB 180…350 o Hlim 2HB 70 s = + SH = 1,1 o Flim 1,8HB s = SF = 1,75 Trong đó o Hlim s và o Flim s là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở

SH , SF là hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn Chọn độ rắn bánh răng nhỏ HB1 = 275; độ rắn bánh răng lớn HB2 = 265

o Hlim1 2HB1 70 2.275 70 620MPa

o

Flim1 1,8 275 495MPa

o Hlim2 2HB2 70 2.265 70 600MPa

o

Flim 2 1,8 265 477 MPa

Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc

NHO = 2,4

HB

H 30

=> NHO1 = 2,4 2,4 7

HB1

30 H =30.275 =2,15.10 => NHO2 = 2,4 2,4 7

HB2

30 H =30.265 = 1,96.10

Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương

NHE =

3 i

æ ö÷

çè ø

=> NHE1 =

3 i

=> NHE1 =

3 i

R V xH HL H

Theo 6.2

[σF] =

o Flim

R S xF FC FL H

K K K

S Y Y

s

Với KFC: Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải Với bộ truyền quay 1 chiều KFC = 1

YR : hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng

YS: hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất

KxF : hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn

4 Tính toán bộ truyền bánh răng

a Tính toán sơ bộ khoảng cách trục

w w

K Hệ số kể đến sự phân bố không đềi tải trọng trên chiều rộng vành

răng khi tính về tiếp xúc Tra bảng 6-7=> K = 1,04 Hβ

Theo công thức 6-17 ta có m = (0,01¸ 0,02).aw = 2,4¸ 4,8

Theo tiêu chuẩn bảng 6-8, chọn modun pháp m = 3

Chọn sơ bộ góc nghiêng β=10o, do đó cosβ = 0,9848 Theo 6-31:

127

4, 23330

m

Z u Z

c Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Theo 6-33 ứng suất tiếp xúc trên mặt làm việc

Trong đó:

ZM Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp,

trị số ZM tra trong bảng 6-5 ZM = 274 Mpa1/3

ZH Hệ số kể đến hình dáng bề mặt tiếp xúc 2.cosβ

sin 2α

b H

2.cos10, 435

1,737sin(2.20,351)

Với cấp chính xác 9 tra bảng 6.14 được KHα = 1,13

Trong đó

Tra bảng 6.15 δH = 0,002Tra bảng 6.16 go = 73

H H

b d K

H H

s s

61,04527,3

Z Z

1

2

ν

F F

w w F

K K T

d b

1

2.381 058.1,52.0,567.0,92.3,8

134,5862.91, 73.3

σHmax=σH K qt =531,8 1,5=651,3<[ ]σH max= 952 MPa

σF1max =σ F1 K qt =134,58.1,5=202<[σF1 max] =478,8 MPa

σF2max =σ F2 K qt =127.1,5 190,5= <[σF2 max] =478,8(Mpa)

Khả năng quá tải đạt yêu cầu

5 Thông số và kích thước bộ truyền bánh răng nghiêng

PHẦN IV: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC

³

trong đó T là momen xoắn trên trục thứ k

[τ]= 12…20 MPa] là ứng suất xoắn cho phép, chọn [τ]= 12…20 MPa] = 17 MPaTrục 1:

3 1

71239

0, 2.12

d ³ =30,96 mm Chọn sơ bộ dsb1 = 35 mmTrục 2:

3 2

381058

0, 2.17

d ³ = 48,21 mm Chọn sơ bộ dsb2 = 50 mmTrục 3:

3 3

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

Theo bảng 10.2, với đường kính trục tương ứng, ta có chiều rộng ổ lăn:

b01 = 21 mm b02 = 27 mm b03 = 39 mmTheo công thức 10.10 chiều dài mayơ bánh đai:

lm12 = (1,2…1,5)dsb1 =(1,2…1,5).35 = 42…52,5 mm

Chọn lm12 = 40 mmChiều rộng Mayơ bánh răng côn trên trục I

lm13 = (1,2 1,4)dsb1 = (1,2 1,4).35 = 42…49 mm

Chọn lm13 = 49 mmChiều rộng Mayơ bánh răng côn trên trục II

lm23 = (1,2 1,4)dsb2 = (1,2 1,4) 50 = 60 70 mm

Chọn lm23 = 65 mmChiều rộng Mayơ bánh răng nghiêng trên trục II

lm22 = (1,2 1,5)dsb2 = (1,2 1,5) 50 = 60 75 mm

Chọn lm22 = 70 mmChiều rộng Mayơ bánh răng nghiêng trên trục III

lm34 = (1,2 1,5)dsb3 = (1,2 1,5) 80 = 96 120 mm

Chọn lm34 = 105 mmChiều dài mayơ nửa khớp nối trên trục III

lm33 = (1,4 2,5)dsb3 = (1,4 2,5).80 = 112 200

Chọn lm33 = 161mm

Xác định chiều dài giữa các ổ

Xét với trục I: công thức theo bảng 10.4

Tra bảng 10.3 k2 = 5 15 mm Chọn k2 = 7 mm

δ1: Góc côn chia trên bánh răng nhỏ δ1 = 9058’55”

b13 : Chiều rộng vành răng của bánh răng côn b13 = 47,6 mm

Xét với trục II: công thức theo bảng 10.4

.2

m

d

T

Với dm1: đường kính trung bình của bánh nhỏ

dm1 = 1 0,5 e1

e

b d R

.2

Fr3 = 3 0

8308, 25 (20,351)

3140, 61cos cos (11 6'45")

= 2 610 3 916 N Chọn Fx33 = 3 000N

Với Dt: đường kính vòng tròn qua tâm các chốt của nối trục vòng đàn hồiTra bảng 16.10 Dt = 235 mm

5 Xác định phản lực tại các gối đỡ

a Trục I

y x

z 0

10 11 3

12 13 13 11

11

561,55 2467 3029

491390

00

11

972,63 884 88,6357,75

z 0

0 1

21

2 261,56 8308, 25 10570 2 261,56.120 8308, 25.69,5

3948215

00

Biểu đồ momen của trục II

y

x

z 0

Mx My

T

0 1

381058

Fa22=884N Ft22=2467N Fr22=156N Fx21=4063N Fx20=6712N Fa23=1631,9N Ft23=8308N Fr23=3140,6N Fy21=602N Fy20=2383N

l 22 = 69,5 mm

l 23 = 120 mm

l 21 = 215 mm

Tính trục III

y

x

z 0

31 31 34 34 33 / 0

31

8308, 25 3000 5308 8308, 25.69,5 3000.133

4542215

00

Biểu đồ momen trục thứ III

6 Tính momen uốn tổng M j và momen tương đương M tdj tại các tiết diện nguy hiểm

tdj

M s

với [σ]: ứng suất cho phép của thép chế tạo trục

Tra bảng 10.5 với dsb1 = 30 mm được [σ] = 63 MPaĐường kính trục tại gối đỡ 10 là:

d10 = 3 10 3 92612

24,500,1[ ] 0,1.63

d11 = 3 11 3 237364

33,520,1[ ] 0,1.63

d20 = d21 = 0 mm

Đường kính trục tại bánh răng 22 là:

d22 = 3 22 3 539142

47,600,1[ ] 0,1.50

Với dsb3 = 80 mm được [σ] = 49 MPa

Đường kính trục tại gối đỡ 30 là:

d30 = 3 30 31386781

65,660,1[ ] 0,1.49

8 Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo được độ bền mỏi yêu cầu nếu hệ số an toàn tại các chitiết nguy hiểm thỏa mãn điều kiện sau:

s t

³+Trong đó [s]: hệ số an toàn cho phép, thông thường [s] = 1,5…2,5

sσj : hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp

-+Với σ-1 và τ]= 12…20 MPa-1: giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng

σ-1 = 0,436 σb = 0,436.600 = 261,6 MPa τ]= 12…20 MPa-1 = 0,58 σ-1 = 0,58 261,6 = 157,728 MPa

σaj, σmj: biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp tại tiết diện j Đối với trục quay ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng:

σmj = 0 σaj = σmaxj =

j

j

W M

τ]= 12…20 MPaaj, τ]= 12…20 MPamj: biên độ và trị số trung bình của ứng suất tiếp tại tiết diện j Khi trục quay 1 chiều, ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động :

τ]= 12…20 MPamj = τ]= 12…20 MPaaj = max

t

=

ψσ , ψτ]= 12…20 MPa : Hệ số chỉ đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến

độ bền mỏi, tra bảng 10.7 ta có ψσ = 0,05 ψτ]= 12…20 MPa = 0

Wj và Woj : momen cản uốn và momen cản xoắn tại tiết diện j của trục

Theo bảng 10.6 với trục có 1 rãnh then:

x y

K K K

s s s

x y

K K K

t t t

Ky: hệ số tăng bền bề mặt trục, phụ thuộc vào phương pháp tăng bền bề mặt, cơ tính vật liệu Khi không dùng các phương pháp tăng bền bề mặt Ky = 1

εσ và ετ]= 12…20 MPa: hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước thiết diện trục đến giới hạn mỏi, tra bảng 10.10

Kσ và Kτ]= 12…20 MPa: hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn, trị sso phụ thuộc vào các loại yếu tố gây ra tập trung ứng suất Tra bảng 10.12 được Kσ = 1,76 Kτ]= 12…20 MPa = 1,54

Thay số liệu vào ta có bảng sau:

Rãnhthen

Lắpcăng

=> Thỏa mãn điều kiện an toàn

9 Kiểm nghiệm then

Điều kiện bền dập và điều kiện bền cắt:

- 2. [ ] .

[c] = (60 90).2/3 = 40 60 MPa  chọn [c] = 60 MPaBảng kiểm nghiệm then

Tiết diện D lt bxh t1 T mm σd τ]= 12…20 MPac

Do ổ lăn nằm trong hộp giảm tốc nên dùng cấp chính xác thường, có độ đảo hướng tâm 20 μm, giá thành tương đối: 1

2 Chọn kích thước ổ lăn: chọn theo khả năng tải trọng động

Đường kính trục tại chỗ lắp ổ lăn d11 = 35 mm

Tra bảng phụ lục P2.11 với cỡ nhẹ rộng ta chọn được ổ đũa côn kí hiệu 7507

có: Co = 40,3 kN C = 50,2 kN

α = 130 => e = 1,5 tgα = 0,346

3 Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ

Khả năng tải trọng động được tính theo công thức:

m d

Trong đó Q: tải trọng động quy ước kN

L: tuổi thọ tính bằng triệu vòng quaym: bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn

Với ổ bi đũa côn m= 10/3Gọi Lh là tuổi thọ của ổ tính bằng giờ, suy ra từ CT11.2[1]/211 ta có :

6

10 60

h

L L

n

=Với Lh = (10 25)103giờ khi tính cho hộp giảm tốc, theo đề bài Lh =17000(h) n= 570(vg/ph) là số vòng quay của trục 1

Trong đó:F rvà F a là tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục,kN

V là hệ số kể đến vòng nào quay, ở đây vòng trong quay V=1

Kt là hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ, Kt =1(to <100o)

Kd là hệ số kể đến đặc tính tải trọng, tra bảng 11.3 với đặc tính làm việc vađập vừa: Kd =1,3 1,8 Chọn Kd = 1,5

X là hệ số tải trọng hướng tâm

Y là hệ số tải trọng dọc trụcPhản lực hướng tâm trên các ổ là :

1629

1.2883

a r

1

1486

0, 287 0,369 1.5174

a r

Q1 = (X1VFr1 + Y1Fa1 ) kt.kđ

= (1.1.5174 + 0.1486).1.1,3 = 6726,2 NNhư vậy chỉ cần tính với ổ 1 là ổ chịu tải lớn hơn

=> Q = 6726,2 N Tải trọng tương đương:

QE = m

i i m

=> Thỏa mãn khả năng tải động của ổ

4 Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ

Khả năng tải tĩnh của ổ:

Qt ≤ C0 Với Qt là tải trọng tĩnh quy ước, lấy giá trị lớn hơn trong các công thức sau

Qt = X0.Fr + Y0.Fa

Qt = Fr Với X0,Y0 Hệ số tải trọng hướng tâm và hệ số tải trọng dọc trục

Tra bảng 10.6 với ổ đũa côn 1 dãy

X0 = 0,5 Y0 = 0,22 cotg α = 0,22.cotg 130 = 0,953 => Qt1 = 0,5.5174 + 0,953.1486 = 4003 N

2 Chọn kích thước ổ lăn: chọn theo khả năng tải trọng động

Đường kính trục tại chỗ lắp ổ lăn d21 = 45 mm

Tra bảng phụ lục P2.11 với cỡ nhẹ ta chọn được ổ đũa côn kí hiệu 7209

có: Co = 33,4 kN C = 42,7 kN

α = 140 => e = 1,5 tgα = 1,5 tg140= 0,374

3 Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ

Với n= 100,88 (vg/ph) là số vòng quay của trục 1

Tính tỉ số :

1 1

5076

1, 27 0,374 1.3995

a r

0

1677

0, 238 0,374 1.7039

a r

Q1 = (X1VFr1 + Y1Fa1 ) kt.kđ = (1.1.3995 + 0.952).1.1,3 = 5194 NNhư vậy chỉ cần tính với ổ 1 là ổ chịu tải lớn hơn

=> Q = 7136 N Tải trọng tương đương:

QE = m

i i m

=> Thỏa mãn khả năng tải động của ổ

4 Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ

Tra bảng 10.6 với ổ đũa côn 1 dãy

X0 = 0,5 Y0 = 0,22 cotg α = 0,22.cotg 140 = 0,88 => Qt1 = 0,5.7039+ 0,88.1677= 4995N

Qt2 = 7039 N

=> Qt = Qt2 = 7,039 kN < C0 = 33,4 kN

=> Thỏa mãn khả năng tải tĩnh của ổ

II Tính cho trục III

1 Chọn loại ổ lăn

Lực dọc trục Fa= 1631,9(N)