Thiết kế hệ dẫn động hộp giảm tốc phân đôi cấp chậm bộ truyền đai lực kéo băng tải 12000n, vận tốc băng tải 0,49mtrên giây đại học chính qui

Xác định công suất cần thiết, số vòng quay sơ bộ hợp lí của động cơ điện.. - Công suất cần thiết được xác định theo công thức: Pct = Trong đó + Pct là công suất cần thiết trên trục động

A.CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN.

I Xác định công suất cần thiết, số vòng quay sơ bộ hợp lí của động cơ điện Chọn động cơ điện.

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

Trong đó

+ Pct là công suất cần thiết trên trục động cơ (kw)

+ Pt =Plv β là công suất tính toán trên trục máy công tác (kw)

ηol là hiệu suất một cặp ổ lăn Tra bảng ηol = 0,995

ηbr = là hiệu suất bộ truyền bánh răng Tra bảng ηbr = 0,98

ηđ là hiệu suất bộ truyền đai Tra bảng ηđ = 0,96

ηkn là hiệu suất của khớp nối Tra bảng ηkn = 0,99

Thay số ta được: η= 0,9954.0,982.0,96.0,99 = 0,895

Pct = = 5,06 (kw)

- Xác định số vòng quay sơ bộ hợp lí của động cơ điện

+ Dựa vào bảng 2.4 ta chọn tỉ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng hai cấpUh=22 và tỉ số truyền của bộ truyền ngoài( bộ truyền đai) Un=2

+ Theo công thức 2.17

nlv = = = 31,2 (v/ph)

Trong đó: v là vận tốc băng tải (m/s)

D là đường kính băng tải (mm)

Ta có số vòng quay sơ bộ của động cơ

II Phân phối tỉ số truyền.

- Xác định tỉ số truyền Ut của hệ thống dẫn động

Ut =

Trong đó: nđc là số vòng quay của động cơ (v/ph)

nlv là số vòng quay của băng tải (v/ph).

Trong đó: U1 là tỉ số truyền của cặp bánh răng cấp nhanh

U2 là tỉ số truyền của bộ truyền cấp chậm

III Xác định công suất, momen và số vòng quay trên các trục.

- Công suất trên các trục.

= 6,28 (kw)

+ Trên trục động cơ: Pđc = đ

P

η1 = 0,96

28 , 6

= 1727682 (N.mm)Dựa vào kết quả tính toán ở trên ta có bảng sau

B THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI.

I Chọn loại đai và tiết diện đai.

Dựa vào bảng 4.13 và hình 4.1 ta chọn loại đai là đai thang thường loại B

II Tính các thông số của bộ truyền đai.

1 Tính đường kính bánh đai, chiều rộng bánh đai, chiều dài đai, khoảng cách trục.

- Theo bảng 4.13 chọn đường kính bánh đai nhỏ d1= 160 mm

l = 2a + + = 2.378 + +

= 1518 mm

Theo bảng 4.13ta chọn chều dài đai chuẩn l = 1600 mm

- Kiểm nghiệm số vòng chạy của đai trong 1 giây

C THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG.

II Xác đinh ứng suất cho phép.

- Theo bảng 6.2 với thép 45 tôi cải thiện có độ rắn HB = 180350 thì

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

Theo công thức 6.5 ta có NHO = 30

NHE2 = 60.1 .16300.(13.0,3 + 0,73.0,5875) = 5.107 > NHO2 = 1,39.107

Do đó KHL2 = 1

Tương tự ta có NHE1 > NHO1 do đó KHL1 = 1

- Theo công thức 6.1a sơ bộ ta xác định được

=

Vậy 1 = 560 = 509 MPa và 2 = 530 = 482 MPa

- Vì bộ truyền cấp nhanh sử dụng bánh răng thẳng nên = 2 = 482 MPa

- Vì bộ truyền cấp chậm sử dụng bánh răng nghiêng nên

- Theo công thức 6.2a ta có

- Với bộ truyền đã cho là bộ truyền quay một chiều nên KFC = 1

Vậy sơ bộ ta xác định được

1

1 1

.

414

σ

252 75 ,

1

1 1

.

.

ba H

HB

u

K T

ψ σ

Trong đó

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

Tra bảng 6.5 ta được Ka = 49,5 MPa1/3

- T1 là momen xoắn trên trục bánh chủ động Ta có T1 = 82382 Nmm

- Theo bảng 6.6 ta chọn

4 , 0

02 , 1 82382

1 42 , 6 5 ,

Theo công thức 6.19 ta có số răng của bánh nhỏ là

Z1 = ( ) 2 , 5(6 , 42 1) 20,48

190 2 1

= +

2

cos

w

a

m z

=

185 2

20 cos 5 , 2 128

20 +

= 0,939 ⇒ αtw

= 20,10

3 Kiểm nghiệm răng về độ bềm tiếp xúc.

- Theo công thức 6.33 ta có ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc

2 1

1 ε

.

1 2

.

σ

w tt w

tt H H

M

H

d u b

u K T Z Z

= 1,76+ Zlà hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

2 1

3

695 , 1 4

695 , 1 0 cos 128

1 20

1 2 , 3 88

K β α

=Trong đó

1 w w H HV

K K T

.

2

d b

1 +

=

w H

H

u

a v

g δ

185 2 1

2

+

= +

60000

728 50

b w ba w

H

74 185 4 , 0

ψ

98 , 2 4 , 6

185 9 , 1 73

50 74 98 , 2

50 4 , 6 74

1 4 , 6 0863 , 1 82382 2 876 , 0 76

Đường kính đỉnh răng da1 < 700; da2 < 700 KxH = 1

1 w w

1 F F

1 1

F

β ε

1 695

, 1

+ Y là hệ số kể đến độ nghiêng của răng Do β = 0 nên Y= 1

+ YF1, YF2 là hệ số răng của bánh 1 và bánh 2

Theo bảng 6.18 ta có YF1 = 4,08 và YF2 = 3,6

+ KF là hệ số tải trọng khi tính về uốn KF F F FV

K K

KFV = 1 + 1 β α

1

2

ν

F F

w w F

K K T

d b

w F

F

u

a V

g

δ

Trong đó:

011 , 0

δF =

(bảng 6.15) ; ν=1,9m / s; g0=73

2 , 8 4 , 6

185 9 , 1 73 011 , 0

⇒ F

→KFV=1+

18 , 1 1 0373 , 1 82382 2

50 74 2 ,

KF = 1,0373.1.1,18 = 1,224

Vậy ta có:

(Mpa)

5,2.50.74

08,4.1.59,0.224,1.82382.2

08,4

6,35,52δ

δ

1

2 1

Vậy = 52,5 MPa < [σF1]max = 256,03 MPa

= 46,3 MPa < [σF2]max = 240,28 MPa

Như vậy độ bền uốn thỏa mãn

5 Kiểm nghiệm răng về quá tải.

σ

σF1max = F1 K qt = = < F1 max = Mpa

565 , 92 7 , 1 45 , 54

σ

σF2max = F2 K qt = = < F2 max = Mpa

6 Các thông số khác của bộ truyền.

= 320 (mm)

- Đường kính đỉnh răng

da1 = d1 + 2.m.(1 + x1 - y

∆) = 50 + 2 2,5.(1 + 0 - 0) = 55 (mm)

da2 = d2 + 2.m.(1 + x2 - y

∆) = 320 + 2.2,5.(1 + 0 - 0) = 325 (mm)

- Đường kính đáy răng

df1 = d1 – (2,5 – 2.x1) m = 50 – (2,5 – 2.0) 2,5 = 43,75 (mm)

df2 = d2 – (2,5 – 2.x2) m = 325 – (2,5 – 2.0) 2,5 = 318,75 (mm)

- Đường kính lăn

1 2 1 1

Z Z

y d

=

= 50 + 20 128

0 2 +.50 = 50 (mm)

2 2 1 2

Z Z

y d

=

= 320 + 20 128

0 2 +.320 = 320 (mm)

IV Tính bộ truyền cấp chậm( bánh răng trụ răng nghiêng).

ba H

HB

u

K T

ψ σ

Trong đó

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

07 , 1 5 , 258610

1 74 , 3

Theo bảng 6.8 ta chọn mô đun pháp m =2,5

- Chọn sơ bộ góc nghiêng β của răng là β = 350

- Theo công thức 6.31 ta có số răng bánh nhỏ là

3 , 28 ) 1 74 , 3 (

5 , 2

35 cos 205 2 ) 1 (

- Góc ăn khớp cosβ = = = 0,81 β = 35,90

- Tính lại khoảng cách trục aw2 = 2 cos β

) (z3 z4

= 2.0,81

) 105 28 (

,

=205,2 mmLấy aw2 = 205 mm

Do bộ truyền cấp chậm là bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng nên không cầnphải dịch chỉnh

3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

Theo công thức 6.33 ta có ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc

H

σ

= ZM.ZH.Zε

) (

) 1 (

2

2 2

w m w

m H

d u b

u K

Trong đó

- ZM là hệ số kể đến cơ tính của vật liệu Theo bảng 6.5 ta có ZM = 274 MPa1/3

- ZH là hệ số kể đến hình dạng tiếp xúc Theo công thức 6.34 ta có

b H

) =

o

2 , 24

49 , 1 ) 2 , 24 2 sin(

) 4 , 33 cos(

a w ba

.

sin 2π

β ψ

= 0,3.205.3,14.2,5

9 , 35 sin

= 0,85Trong đó hệ số trùng khớp ngang

−

4 3

1 1 2 , 3

88

,

1

z z

cos

β =

1 2 , 3 88 , 1

πd w2n2

= = 0,51 m/sVới v = 0,51 m/s theo bảng 6.13 ta dùng cấp chính xác 9 cho bộ truyền bánhrăng Theo bảng 6.14 với cấp chính xác 9 và v < 2,5 m/s ta chọn KHα = 1,13

+ Theo bảng 6.15 và 6.16 ta có

73

; 002 , 0

δH = g0 =

+ Theo công thức 6.42 ta có

55 , 0 74 , 3

205 51 , 0 73 002 , 0

Vậy KH = 1,08.1,13.1,005 = 1,226

3 , 86 75 , 3 5 , 61

1 75 , 3 226 , 1 5 , 258610

2 85 , 0 49

Ra = ÷

do đó ZR = 0,95+ Đường kính đỉnh răng da1 < 700 và da2 < 700 KXH = 1

Y Y Y K T

w w

F F

.

2

2

3 β ε

K = β. α.

+ Theo bảng 6.7 ta chọn Fβ

K

= 1,24+ Theo bảng 6.14 với v < 2,5 (m/s) cấp chính xác là 9 ta chọn Fα

w w F

K K T

d b

2

F

u

a v

= 1,65

KFV = 1 + 2.258610,5.1,24.1,37

3 , 86 5 , 61 65 , 1

9 , 35

= 0,74

- YF3, YF4 là hệ số dạng răng của bánh 3 và bánh 4

+ Số răng tương đương Theo công thức 6.18 ta có

- Với m = 2,5 ta có Ys là hệ số xét đến độ nhạy cảm của vật liệu với tập trung ứng suất Ys = 1,08 – 0,0695.ln(2,5) = 1,016

- YR là hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng.

Chọn YR = 1 (bánh răng phay), KxF = 1 (da <400 mm)

F

F F F

T T

= 86,4 (mm)

Z Z

y d

=

= 86,4 + 28 87

0 2 +.86,4 = 86,4 (mm)

4 4 3 4

Z Z

y d

=

= 324 + 28 87

0 2 +.324 = 324 (mm)

Từ các kết quả tính toán ở trên ta có bảng sau

Thông số Bộ truyền bánh răngtrụ răng thẳng Bộ truyền bánh răngtrụ răng nghiêng

II Xác định sơ bộ đường kính trục.

Đường kính trục được xác định theo công thức: dk 3 [ ]

2 ,

0 τ

k T

= 30,1 mmChọn d1 = 30 mm

= 50,56 mmChọn d2 = 50 mm

= 70,17 (mm)Chọn d3 = 70 (mm)

- Theo bảng 10.2 ta chọn chiều rộng ổ lăn là bo1 = 19 (mm); bo2 = 27 (mm);

1 Chiều dài mayơ bánh đai và bánh răng.

Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong

của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay

k1 = 10Khoảng cách từ mặt mút của ổ đến thành trong của hộp k2 = 8Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ k3 = 10

Vị trí đặt lực bánh 1 là dương ⇒

r12 = = = 25

Bánh 1 là bánh chủ động do đó cb12 = 1

Trục 1 quay cùng chiều kim đồng hồ nên cq1 = - 1

Bánh răng trụ răng thẳng nên hr12 = 0

tw tg

= -1.3295 cos0

1 , 20 tan

= - 1206 N+ FZ12 = 0

Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục.

- Tính lực tác dụng lên các gối đỡ.

+ Trong mặt phẳng yO

Phương trình lực: F Y11

 + F Y12

Thay số ta được: FlY10 = 2062 N

= Fx11 l12 - Fx12 l13 - Flx11 l11 = 0 Thay số ta được: Flx10 = 1690 N

2 11

2 1

2 (-11718) 0 , 75 82382 (-66442) + +

= 98139 Nmm

Mtd1C =

2 1

2 1

2 193210 0 , 75 82382

= 212085 NmmMtd1D =

2 1

75

= 71345 NmmMtd1B = 0

- Đường kính các đoạn trục

Theo công thức 10.17 ta có: 3 [ ]

0,1.

tdj j

M d

= 25,98 (mm)

+ Tại tiết diện D-D: 1 3 [ ]1

1 ,

0 σ

D td D

= 22,45 (mm)

+ Tại tiết diện C-C: 1 3 [ ]1

1 ,

0 σ

C td C

320 = −

−

Bánh 2 là bánh bị động do đó cb24 = -1

Trục 2 quay ngược chiều kim đồng hồ nên cq2 = 1

tw tg

= (-1).3233 cos0

1 , 20 tan

= - 1183 N+ FZ24 = 0

4 ,

2 23 23

.cb F t cq

2 , 43

F

α cos

tw tg

= -1.5986.cos35,9

1 , 20

tg

= -2704 N

+ FZ23 = - FZ25 = 2 23 23 23

.cb h r F t

cq

.tgβ = (-1).1.(-1).5896.tg35,9 = 4268 N

- Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục.

5 , 3295 5

5 , 3295 5

2 2

2 2

2 2

M d

σ

=

0 σ

C td C

= 49,3 mm

+ Tại tiết diện D-D: 2 3 [ ]2

1 ,

0 σ

D td D

= 51,5 mm

+ Tại tiết diện E-E: 2 3 [ ]2

1 ,

0 σ

E td E

= 49,3 mmXuất phát từ các yêu cầu về độ bền, lắp ghép và công nghệ ta chọn đường kínhcác đoạn trục như sau :

d2A = d2B = 45 (mm); d2D = 55 (mm)

d2C = 50 (mm); d2E = 50 (mm)

324 = −

−

Bánh 4 và bánh 6 là bánh bị động do đó cb34 = cb36 = -1

Hướng răng trên bánh 4 phải, bánh 6 trái nên hr34 = - hr36 = 1

Trục 3 quay cùng chiều kim động hồ nên cq3 = -1

F

α cos

tw tg

= -1.5332.cos35,9

1 , 20

tg

= - 2409 N+ FZ34 = - FZ36 = 3 36 34 34

.cb h r F t

cq

.tgβ = (-1).(-1).(-1).5332.tg35,9= - 3860 N

Đường kính vòng tròn qua tâm các chốt của nối trục vòng đàn hồi D = 160 (mm)

2

= 4319 6479 NChọn FX33 = 4320 N

- Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục.

2 3

2 481548 0 , 75 1727682

477166 + + = 1642632 Nmm

Mtd3C =

2 3

2 3

2 867735 0 , 75 1727682

477166 + + = 1794245 Nmm

Mtd3D =

2 3

2 3

2 399600 0 , 75 1727682

= 1548659 Nmm

Mtd3E =

2 3

2 3

2 0 0 , 75 1727682

0 + +

= 1496216 Nmm

- Đường kính các đoạn trục

Theo công thức 10.17 ta có: 3 [ ]

0,1.

tdj j

M d

0 σ

B td B

= 63,9 mm

+ Tại tiết diện C-C: 3 3 [ ]3

1 ,

= 65,8 mm

+ Tại tiết diện D-D: 3 3 [ ]3

1 ,

0 σ

D td D

= 62,6 mm

+ Tại tiết diện E-E: 3 3 [ ]3

1 ,

0 σ

E td E

= 61,9 mmXuất phát từ các yêu cầu về độ bền, lắp ghép và công nghệ ta chọn đường kínhcác đoạn trục như sau :

d3A = 65 (mm); d3B = 70 (mm);

d3C = 70 (mm); d3D = 65 (mm);

d3E = 63 (mm)

V Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi.

Vì trục 1 quay 1 chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động,

do đó τmj=τaj tính theo công thức 10.23.

 aj = oj

j W

T

2 2

max =

τ

3 Xác định hệ số an toàn ở các tiết diện nguy hiểm của trục

Dựa theo kết cấu trục và biểu đồ momen tương ứng có thể thấy các tiết diệnsau đây là tiết diện nguy hiểm cần được kiểm tra theo độ bền mỏi: trên trục1đó là các tiết diện lắp bánh đai(tiết diện 1D), lắp bánh răng (tiết diện 1C)

và tiết diện lắpổ lăn(tiết diện 1A; 1B); trên trục 2 đó là 3 tiết diện lắp bánhrăng(tiết diện 2C; 2D; 2E) và tiết diện lắp ổ lăn( 2A; 2B); trên trục 3 là 2tiết diện lắp bánh răng( tiết diện 3B), lắp ổ lăn(tiết diện 3D) và tiết diện lắpnối trục(3E)

Theo công thức tính momen cản uốn Wj và momen xoắn W0j trong bảng10.6 ta có kích thước của then, trị số của momen cản uốn, momen cản xoắnứng với các tiết diện trục như sau:

Tiết diện Đường kính trục b x h t1 W (mm3) Wo(mm3)

53611825104071423010407294722947221400

116413979226733055622673631286312845936

5 Xác định các hệ số Kσd và Kτd đối với các tiêt diện nguy hiểm.

- Kx là hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, phụ thuộc vào phươngpháp gia công và độ nhẵn bề mặt

Các trục được gia công trên máy tiện, tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầuđạt Ra = 0,25 0,63m, do đó theo bảng 10.8 ta chọn Kx = 1,06

- Ky là hệ số tăng bền bề mặt, phụ thộc vào phương pháp tăng bền bề mặt,

cơ tính vật liệu

Ở đây không dùng các phương pháp tăng bền bề mặt, do đó KY=1

- εσ, ετ là hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước thiết diện trụcđến giới hạn mỏi Tra bảng 10.10

- Kσ, Kτ là hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn Tra bảng 10.12

- Tại các bề mặt trục lắp có độ dôi có thể tra trực tiếp tỉ số và theo bảng10.11

- Theo bảng 10.12 khi dùng dao phay ngón hệ số tập trung ứng suất tại rãnhthen ứng với vật liệu có = 600 Mpa là = 1,76; = 1,54

- Sau khi tính được tỉ số và ta dùng giá trị lớn hơn trong hai giá trị của

để tính Dùng giá trị lớn hơn trong hai giá trị của để tính

Sau khi tính toán và tra bảng ta có các trị số sau

Lắp căng

Rãnh then

Lắp căng

2,522,522,52

2,112,112,08

2,032,032,03

2,582,582,58

2,172,172,14

1,821,931,63

5,115,114,14

1,711,811,52

Hệ số an toàn cho phép của trục = 1,5 2,5 Khi cần tăng độ cứng =2,5 3

Tại các tiết diện nguy hiểm trên cả 3 trục đều đảm bảo an toàn mỏi

VI Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh.

Trục 2 : tiết diện E lắp bánh răng

Mmax=

2 2

+ Trục 3: tiết diện B lắp bánh răng

Mmax=

2 2

Kết quả tính toán được ghi trong bảng sauTiết

- Dựa vào tính toán xác định đường kính trục tại các tiết diện lắp bánh đai(tiếtdiện D).

Tra theo bảng 9.1a ta chọn được thông số của then lắp trên trục 1 như sau:

Kích thước tiết diện then: b1 = 8 mm; h1 = 7 mm

Chiều sâu rãnh then: trên trục t11 = 4 mm; trên lỗ t12 = 2,8 mm

− = 54,5 ≤ [ ]σd

= 100 Mpa Vậy tại các tiết diện có lắp then đều thỏa mãn điều kiện bền dập

Xác định điều kiện bền cắt.

=

- Tại tiết diện D-D

8 36 24

82382 2

.

.

2

1 11

Vậy tại các tiết diện có lắp then đều thỏa mãn điều kiện bền cắt.

2 Tính cho trục 2.

Dựa vào tính toán xác định đường kính trục tại các tiết diện lắp bánh răng

Tra theo bảng 9.1a ta chọn được thông số của then lắp trên trục 2 như sau:

Kích thước tiết diện then: b2 = 16 mm; h2 = 10 mm

Chiều sâu rãnh then: trên trục t21 = 6 mm; trên lỗ t22 = 4,3 mm

2

− = 95,8≤ [ ]σd

2

− = 70,2 ≤ [ ]σd

2

− = 82,1≤ [ ]σd

= 100 (MPa)Vậy tại các tiết diện có lắp then đều đảm bảo điều kiện bền dập

Xác định điều kiện bền cắt.

=

- Tại tiết diện C-C

16 54 50

517221

2

.

.

2

2 1

517221

2

.

.

2

2 2

517221

2

.

.

2

2 23

3 Tính cho trục 3.

Dựa vào tính toán xác định đường kính trục tại các tiết diện lắp bánh răng

Tra theo bảng 9.1a ta chọn được thông số của then lắp trên trục 1 như sau:

- Tại các tiết diện B, C, E

Kích thước tiết diện then: b3 = 18 mm; h3 = 11 mm

Chiều sâu rãnh then: trên trục t31 = 7 mm; trên lỗ t32 = 4,4 mm

- Tại tiết diện C

Kích thước tiết diện then: b3 = 20 mm; h3 = 12 mm

Chiều sâu rãnh then: trên trục t31 = 7,5 mm; trên lỗ t32 = 4,9 mm

2

− = 94,2≤ [ ]σd

= 100 (MPa)

- Tại tiế t diện C-C