thuyết minh về băng tải(đồ án)

nhỏ nhất trên nhánh có tải cũng phải lớn hơn giá trị lực căng băng nhỏ nhất cho phép của băng.Theo quan hệ lực căng băng trên chu trình khép kín: Lực căng cản tại vị trí tiếp theo so v

Phần I: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BĂNG TẢI:

Trong sản xuất cũng như trong nhiều ngành kinh tế quốc dân cần phải vận chuyển một lượng lớn các vật phẩm dạng cục, hạt, bột… như quặng, đá, than, cát, sỏi…hoặc dạng vật phẩm có tính chất đặc biệt như bao xi măng, bao đường, bao gạo…hoặc dạng thỏi lớn nặng như thỏi thép nóng, khúc gỗ to… dạng thanh dài như thanh thép, ống nhựa dài… hoặc dạng tấm như tấm thép, tấm gỗ…Để vận chuyển các loại vật phẩm đã nêu trên có thể dùng các loại trang thiết bị khác nhau thuộc loại máy vận chuyển liên tục Đặc điểm của các loại máy vận chuyển liên tục là:

nhánh hoặc dỡ tải giữa đường;

- Mỗi loại máy chỉ vận chuyển được một loại vật phẩm nhất định;

- Những máy và thiết bị vận chuyển liên tục có thể làm việc trong thời gian dài Làm việc liên tục mà không cần dừng lại khi tiếp liệu hay trút liệu nên cho năng suất cao và được ứng dụng rất rộng rãi

Sau đây chúng ta khảo sát và tính toán một thiết bị vận chuyển liên tục được dùng rộng rãi trong các nhà máy, xí nghiệp đó là băng tải với yêu cầu vận chuyển thóc ( khô ) ngoài các dặc điểm chung của máy vận chuyển liên tục, băng tải còn có các đặc điểm sau:

hoặc kết hợp cả hai với khoảng cách lớn;

- Làm việc êm, tiêu hao năng lượng không lớn lắm;

không quá 180;

1.1 Cấu tạo băng tải:

Băng tải làm việc được nhờ lực ma sát giữa bề mặt băng đai và tang dẫn.Cấu tạo băng tải gồm băng đai 1 là một vòng khép kín mắc qua tang dẫn 2

và tang bị dẫn 3 Vì khoảng cách giữa 2 tang khá xa nhau nên băng đai được

tì lên các trục ( con lăn ) trên 4 và trục ( con lăn ) dưới 5 đặt trên giá máy 6

Bộ phận căng đai 7 đảm bảo đủ lực ma sát giữa băng đai và tang Bộ phận rải liệu 8 bố trí ở phía đầu băng tải và bộ phận trút liệu làm sạch chống dính 9 được bố trí ở cuối băng tải

3

5 4

1

9

2

6 7

Tang dẫn 2 nhận chuyển động

quay từ động cơ 10 thông qua trục

nối đàn hồi 11 vào hộp giảm tốc

12 qua hệ thống đai truyền 13 tới

tang dẫn

1.2 Tính toán thiết kế băng

tải:

1.2.1 Chọn loại dây băng:

+ Đai băng là bộ phận quan

trọng của băng tải, nó thực hiện 2

chức năng là kéo và tải vật liệu

Do vậy, băng cần phải đảm bảo

chắc, dẻo, có độ co dãn nhỏ và độ

bền với môi trường tốt

Để đảm bảo được yêu cầu kĩ thuật và tính kinh tế chung của băng tải, ta chọn loại băng của hãng DONGIL RUBBER Co LTD có kí hiệu là NN 120:

650 x 3p x 4 x 2 vì loại băng này có chất lượng khá cao và hiện đang có bán rộng rãi trên thị trường Việt nam với các thông số kĩ thật như sau:

10

11

- Số lớp của băng là 3 lớp;

- Lực kéo cho phép 120 kg/ 1cm2 lớp;

- Khối lượng riêng trên 1 m dài là 6,8 kg/ m

Đai băng làm bằng vải ép cao su Phần cao su làm nhiệm vụ chống mài mòn và liên kết các phần lại với nhau, bảo vệ cho lớp lõi không bị phá hỏng

do tác dụng cơ học và môi trường bên ngoài

Đặc điểm của băng đai vải cao su là:

Đường kính tang dẫn được xác định theo công thức: D ≥ k i

Trong đó: i - Số lớp cốt: i = 3;

k - Hệ số tính toán: k = 125 – 150;

Ta có: D = ( 125 – 150 ) 3 = 375 – 450 (mm)

Chọn theo quy chuẩn: D = 400 (mm)

Chiều dài tang dẫn được xác định theo công thức: L = B + 2.C

Trong đó:

B - Chiều rộng băng đai: B = 650 (mm);

C - Khoảng trống dự trữ ở mép băng đai không chở vật liệu: C = 60- 70 (mm); Chọn C = 65 (mm);

Ta có L = 650 + 2.65 = 780 (mm)

1.2.3 Con lăn đỡ băng:

Nhiệm vụ chính của con lăn là đỡ băng tải

Với loại vật liệu cần vận chuyển là thóc khô thuộc loại vật liệu rời, ở nhánh trên ( nhánh có tải ) ta thiết kế băng đai lòng máng mỗi hàng con lăn được đỡ bằng 3 con lăn Ở nhánh dưới ( nhánh không tải ) mỗi hàng con lăn chỉ được

đỡ bằng 1 con lăn

Mỗi hàng con lăn gồm 3 con lăn đỡ nhánh có tải được bố trí như trên hình

vẽ Con lăn giữa đặt nằm ngang, 2 con lăn bên đặt nghiêng 200 so với mặt phẳng nằm ngang tạo thành hình lòng máng

Đường kính con lăn dcl được chọn theo dãy tiêu chuẩn Theo DIN 22101 ta chọn được đường kính con lăn theo chiều rông băng đai B = 650 là dcl = 89 (mm)

Khoảng cách giữa 2 hàng con lăn trên nhánh có tải xác định theo công thức:

1.2.4 Tính tiết diện ngang dòng vật liệu:

Đối với đai hình lòng máng, tiết diện ngang của dòng vật phẩm được tính như sau:

2

520 tg 0,65.200 = 109 (mm)

Diện tích hình thang cân: F2 = ( a+ b )

2

h2.Trong đó:

Diện tích tiết diện ngang dòng vật liệu: F = 56233,67 ( mm2 ) = 0,056 m2

F - Diện tích tiết diện ngang dòng vật phẩm: F = 0,056m2

γ- Khối lương riêng của vật phẩm: γ = 0,6 T/m3

k - Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ dốc băng tải: k = 0,95

⇒ v = 3600.0,9560.0,056.0,6 = 0,52 ( m/s )

1.2.6 Xác định lực căng băng:

Tính lực căng băng theo chu trình khép kín đơn giản như hình vẽ:

Lực căng băng phải thoả mãn các diều kiện sau:

cho phép của băng

tải thì lực căng băng

nhỏ nhất trên nhánh có tải cũng phải lớn hơn giá trị lực căng băng nhỏ nhất cho phép của băng.

Theo quan hệ lực căng băng trên chu trình khép kín: Lực căng ( cản ) tại vị trí tiếp theo so với lực căng ( lực cản ) tại vị trí biết trước được xác định theo phương pháp “đuổi điểm ” với công thức: Si+1 = Si + S( i+1 ) → i; ( N )

Trong đó:

Si+1; Si - lần lượt là lực căng đai ở tại điểm thứ i+1 và thứ i;( N )

S( i+1 ) → i – là lực cản chuyển động trên đoạn i đến i + 1; ( N )

Wkt - Lực cản chuyển động trên nhánh không tải;

Wct - Lực cản chuyển động trên nhánh có tải;

Từ các quan hệ ( 1.1a ), ( 1.1b ), ( 1.1c ) ta rút ra:

Sv1- Lực căng nhánh căng có tải bắt đầu vào tiếp xúc tang dẫn

SR1 - Lực căng nhánh chùng không tải ra khỏi tang dẫn

kc - Hệ số an toàn căng băng đai, kc = 1,2

f - Hệ số ma sát giữa băng đai và tang Tra bảng 9 – 16: f = 0,3

=

α

f 1 c 4

ct dh

kt 1

4

e.Sk

S

Wk

)

WS(

S

( 1.4 )

Với: kdh = 1,04;

kc = 1,2;

L - Chiều dài vận chuyển L = 25 m;

qd - Khối lượng của đai trên 1 m dài: qd = 6,8 kg/m;

qcl - Khối lượng phần quay của con lăn đỡ trên nhánh có tải:

34375,

1

6,9L

G

cl

Với: Gcl - Khối lượng phần quay của con lăn ở nhánh có tải: Gcl = 9,6 kg

Lcl - Khoảng cách giữa các con lăn đỡ nhánh có tải: SLcl = 1,34375 m

ω - Hệ số cản chuyển động đai của các con lăn đỡ Tra bảng 9- 15: ω = 0,025

β- Góc nghiêng đặt băng tải: β = 150

52,0.6,3

60v

.6,3

L - Chiều dài vận chuyển L = 25 m;

qd - Khối lượng của đai trên 1 m dài: qd = 6,8 kg/m;

q’cl - Khối lượng phần quay của con lăn đỡ trên nhánh có tải:

6875,2

6,9L

G

cl ' cl

L’cl - Khoảng cách giữa các con lăn đỡ nhánh không tải:

)N(6368S

1

4

Lực căng đai cực đại: Smax = 6368 ( N )

Kiểm tra lực căng băng nhỏ nhất trên nhánh có tải:

Để đảm bảo độ võng của băng giữa 2 hàng con lăn nằm trong giá trị cho phép Lực căng băng nhỏ nhất trên nhánh có tải thoả mãn điều kiện:

Với [ SCT min ] = ( 5- 8 ) ( q + qd ).g.Lcl

Trong đó:

Khối lượng vật liệu trên 1 m dài: q = 32 kg/m;

Khối lượng đai trên 1 m dài: qd = 6,8 kg/m;

Để thoả mãn điều kiện ( 5 ) ta chọn SCT min = S3 = 4090 ( N )

Bây giờ ta tính lại các giá trị ST và Sr:

Ta có S3 = S2 kdh = ( Sr + Wkt )kdh

⇒ Sr = ( S3 –Wkt.kdh ): kdh

⇒ Sr = ( 4090 – 493.1,04 ):1,04 = 3439,7 ( N ).

ST = S3 + Wkt = 4090+2757 = 6847 ( N )

1.2.7 Kiểm tra độ bền của băng:

Độ bền của băng được kiểm nghiệm theo công thức:

Ztt = [ ]

[ ]b ≤

max

S.B

S.m

Trong đó:

[m] - Hệ số dự trữ độ bền cho phép của băng Tra bảng 7: [ m ] = 9

Smax - Lực căng băng lớn nhất:

Smax = 6847: 9,8 = 698,8 ( N )

B - Chiều rộng của băng: B = 650 (mm)

[Sb ] - Lực kéo cho phép ứng với 1 cm chiều rộng của 1 lớp băng:

[Sb ] = 120 kg/cm lớp = 12 (kg/mm) lớp

Số lớp cốt tính toán: Ztt =

12 650

7 , 698 9

= 0,8 lớp

Số lớp cốt của băng đã chọn: Ztc = 3 lớp

Vậy Ztt < Ztc thoả mãn điều kiện ( 1.6 )

1.2.8 Xác định công suất trên tang dẫn động:

Công suất trên tang dẫn động được xác định theo công thức:

Pt =

1000

v

1.2.9 Tính toán cơ cấu căng băng:

+ Bộ phận căng băng có nhiệm vụ tạo ra lực căng băng cần thiết của tấm băng, đảm bảo cho băng ôm chặt vào tang dẫn và làm giảm độ võng của băng theo chiều dài.

Bộ phận căng băng gồm có tang căng băng được lắp trên các gối trục có khả năng dịch chuyển

Với chiều dài băng không lớn lắm

(chiều dài vận chuyển L = 25 m), tải

trọng nhỏ, độ giãn dài của băng không

nhiều ta dùng bộ phận căng đai bằng

vít.( hình vẽ )

Cơ cấu căng băng bằng vít có cấu tạo

đơn giản, kích thước khuôn khổ nhỏ,

trọng lượng nhỏ, giá thành hạ

+ Xác định lực kéo trên chạm căng băng:

Trạm kéo căng băng được bố trí ở phía đầu tang bị dẫn nên để đảm bảo độ căng của băng thì lực kéo căng băng phải bằng tổng 2 lực căng của băng đến

và đi khỏi tang kéo căng nên ta có:

Fkc = S2 + S3 = ( Sr + Wkt ) + S3

Fkc = ( 3440 +493 ) + 4090 = 8023 ( N )

+ Xác định đường kính của bulông căng băng

Đường kính trung bình của ren được xác định theo công thức:

d2 ≥ [ ]q

F

h H

a

ψψ

ψh - Hệ số chiều cao ren, với ren hình thang ψh = 0,5

[q] – Áp suất cho phép phụ thuộc vào vít và đai ốc: [q] = 5- 6 (MPa) (N/mm2)

Lấy [q] = 5 (MPa) với vật liệu thép – gang

⇒ d2 = 22,6

5.5,0.2

Theo TCVN 44 – 63 chọn d2 = 24 (mm) bước ren t = 2 (mm)

Chiều dài ( hành trình ) làm việc của vít được lấy như sau:

Llv = ( 1- 1,5 )% L < 400 (mm)



Với chiều dài làm việc của băng tải: L = 25 m = 25000 (mm).

Llv = ( 1 – 1,5 )%.25000 = 250 – 375 (mm) ( < 400 mm )

Phần 2: TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC

HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ:

Sơ đồ hệ dẫn động băng tải và đồ thị thay đổi tải trọng:

Trong quá trình làm việc,

băng tải vận chuyển vật liệu

liên tục với dòng vật liệu trên

băng không đổi Bởi vậy, tải

trọng tác dụng lên hệ thống

không thay đổi, do đó công suất

danh nghĩa trên trục công tác

cũng không thay đổi

+ Xác định công suất động cơ:

Công suất trên trục động cơ điện được

xác định theo công thức:

Pct =

ηt

P ( Kw )

Trong đó:

Pt – Công suất tính toán trên trục máy công tác: Pt = 1,772 ( Kw )

η - Hiệu suất truyền động:

η = η η 3.η.η .

2 1

3

4 5

1,5.P

P lv

t T

Đồ thị thay đổi tải trọng

Với: ηd - Hiệu suất bộ truyền đai Tra bảng 2.3[5] ta có: ηd = 0,95.

ηol - Hiệu suất một cặp ổ lăn Tra bảng 2.3[5] ta có: ηol = 0,99

ηk - Hiệu suất bộ truyền khớp nối Ta có: ηk = 1

ηbr - Hiệu suất bộ truyền một cặp bánh răng Tra bảng 2.3[5] ta có: ηbr = 0,96

⇒η = 0,95.0,994.0,962 = 0,851

Công suất cần thiết trên trục động cơ:

851,0

772,1

Công suất đẳng trị Pdt trên trục động cơ:

Công suất đẳng trị là giá trị công suất quy ước không đổi mà khi động cơ làm việc Với giá trị công suất trong khoảng thời gian nhất định thì nhiệt độ sinh ra trong động cơ bằng nhiệt độ sinh ra khi động cơ làm việc với cường

độ tải trọng thay đổi cùng thời gian Với tải trong không đổi nên Pdt = Pct = 2,1 ( Kw )

Dựa vào công suất cần thiết Pct và số vòng quay sơ bộ nsb của động cơ kết hợp với các yêu cầu về mômen mở máy và phương pháp lắp đặt động cơ ta chọn động cơ thoả mãn điều kiện:

ct dc

nn

PP

.Đồng thời có mômen mở máy thoả mãn:

dn

mm

T

TkT

+ Kiểm tra mở máy và quá tải:

Khi khởi động, động cơ cần sinh ra được một công suất mở máy đủ để thắng sức ì ( quán tính nghỉ ) của hệ thống bởi vậy ta kiểm tra điều kiện mở máy:

cbđ thoả mãn điều kiện ( 2.1 )

Do tải trọng không thay đổi nên không cần kiểm tra quá tải cho động cơ

Với: nđc = 950 (v/p) - Số vòng quay của động cơ đã chọn

nlv = 24,84 (v/p) - Số vòng quay của trục công tác

Ta có: Ut = un.uh. Trong đó:

un – TST của bộ truyền ngoài: un = uđ

theo dãy số tiêu chuẩn: uđ = 2,24.

Do đó ta tính được TST của hộp giảm tốc là:

24,2

245,38u

u

n

Phân phối TST cho các bộ truyền trong hộp:

Vơí hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp phân đôi cấp nhanh ta có: uh = u1.u2.Trong đó:

u1 – TST của bộ truyền cấp nhanh

u2 – TST của bộ truyền cấp chậm

Phân TST cho các bộ truyền trong hộp uh theo yêu cầu: khối lượng nhỏ nhất, mômen quán tính thu gọn nhỏ nhất và thể tích các bánh răng lớn nhúng ( ngâm ) trong dầu ít nhất

Ta chọn u1 theo công thức: u1 = 0,8253 u2 0,825.317,12 5,476

476,5

1,17u

245,38u

.u

u

2 1

2.2 Xác định công suất, mômen và số vòng quay trên các trục:

Dựa vào công suất làm việc Plv và sơ đồ hệ dẫn động ta tính được trị số công suất, mômen và số vòng quay trên các trục phục vụ các bước tính toán thiết kế các bộ truyền, trục và ổ

Ta có công suất trên trục động cơ Pđc = 2,2 Kw là công suất danh nghĩa Khi tính toán ta tính bằng công thực dùng Pct = 2,1 Kw

Mômen trên trục động cơ:

950

1,2 = 21,0.103 ( N/mm )

Trên trục I:

Công suất: PI = Pct.ηol = 2,1 0,99 = 2,079 (Kw)

079,2

= 20,9.103 (N/mm).Trên trục II:

Công suất: PII = PI.ηol.ηbr = 2,079.0,962 0,99 = 1,976 (Kw)

950 = 173,48 (v/p)

Mômen xoắn trên trục:

48,173

976,1

Tốc độ quay (v/p)

Mômen xoắn (N/mm )

I

5,476II

3,123III

48,173

55,55

878,1 = 322,86.103 (N/mm)

Trên trục IV:

Công suất: P = P η = 1,878.0,95 = 1,784 Kw

84,24

784,1

= 685,99.103 (N/mm)

2.3 Tính toán thiết kế CTM:

2.3.1 Tính toán thiết kế bộ truyền ngoài - truyền động đai hình thang:

Đai hình thang có tiết diện hình thang, mặt

làm việc là 2 mặt bên tiếp xúc với các rãnh hình

thang tương ứng trên bánh đai nhờ đó hệ số ma

sát giữa đai và bánh đai hình thang lớn hơn do

đó khả năng kéo cũng lớn hơn nhưng hiệu suất

giảm ( so với đai dẹt )

+ Chọn loại đai và tiết diện đai:

Giả thiết vận tốc vòng của đai vđ ≤ 25 m/s

( sẽ kiểm tra lại sau ), ta chọn loại đai là đai

hình thang thường Loại tiết diện đai đã chọn

theo hình vẽ Tuỳ theo công suất và số vòng

quay trên trục dẫn: Với P = 1,878 Kw và n = 55,55 (v/p) ta chọn tiết diện đai

Б Theo TC GOST 1284.1- 80; 2- 80; 3- 80 ( Tiêu chuẩn Liên xô cũ ) ta có thông số của đai hình thang thường tiết diện Б như sau:

tiết diện A

Đường kính bánh

Chiều dài giới hạn

Đường kính bánh đai nhỏ d1 được chọn theo bảng 4.13[5] theo tiết diện đai

và theo dãy số đường kính đai tiêu chuẩn ta chọn d1 = 200 (mm)

Từ đường kính bánh đai, ta xác định vận tốc đai:

60000

55,55.200.60000

n.d 1 1

Vậy vận tốc vđ thoả mãn điều kiện đã chọn ban đầu: vđ < 25 m/s

Như vậy loai đai đã chọn là đúng

Xác định đường kính bánh đai lớn d2 theo công thức:

d1

b bt

  

b

=

Lấy d2 theo tiêu chuẩn trong chú thích bảng 4.21[5]: d2 = 450 (mm)

Tỉ số truyền thực tế của bộ truyền đai:

)01,01.(

200

450)

1(d

236,2273,2

<

=

−

.+ Xác định khoảng cách trục:

Nội suy theo bảng 4.14 [5] từ u = 2,273 ta tìm được tỉ số

2

d

a = 1,1454 do

đó khoảng cách trục a được xác định: a = 1,1454.d2 = 1,1454.450 = 515,43 (mm)

Kiểm tra điều kiện về khoảng cách trục theo công thức:

0,55.( d1 + d2 ) + h ≤ a ≤ 2( d1 + d2 )

Với h là chiều cao đai; Tra bảng 4.13[5] ta có: h = 10,5 (mm)

0,55( 200 + 450 ) + 10,5 = 368;

2( 200 + 450 ) = 1300;

Vậy 368 < 515,43 < 1300 thoả mãn điều kiện

+ Xác định chiều dài L của đai:

Chiều dài L của đai được xác định theo khoảng cách trục a theo công thức:

L = 2.a +

a.4

)dd(2

)dd

π

L = 2.515,43+

43,515.4

)200450

(2

)450200

Chọn L theo tiêu chuẩn trong bảng 4.13[5]: L = 2240 (mm)

Kiểm tra điều kiện về tuổi thọ của đai:

<

+ Tính chính xác lại khoảng cách trục a theo công thức:

1 2

2 2

1 d ) 8.(d d )d

.(

L

+ Xác định số dây đai cần thiết:

Số đai Z được xác định theo công thức:

d 1

C.C.C.C.P

k.P

Trong đó:

P1 – Công suất trên trục bánh đai chủ động; P1 = 1,878 (Kw)

[P0 ] – Công suất cho phép; nội suy theo bảng 4.19[5] với d1 = 200 (mm), v = 0,58 m/s ta được [P0 ] = 1,27 Kw

kd - Hệ số tải trọng động; Tra bảng 4.7 [5]: kd = 1,35

Cα - Hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm α1;

Cα = 1 – 0,0025( 180 - α1 ) = 1 – 0,0025( 180 – 156,104 ) = 0,94

Cl - Hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai Tra bảng 4.16 [5]: Cl =1

Cu - Hệ số kể đến ảnh hưởng của TST; nội suy từ bảng 4.17[5]:

Cu=1,132

Cz - Hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các dây đai; nội suy từ bảng 4.18 [5] ứng với z’ = [ ]P 1,479

35,1.878,1

= 1,92Lấy Z = 2 đai thoả mãn điều kiện Z ≤ 6

+ Tính chiều rộng và đường kính ngoài các bánh đai:

Xác định chiều rộng bánh đai B từ số đai Z theo công thức:

B = ( Z – 1 ).t + 2.e ( mm )

Trong đó:

t - Bước của rãnh bánh đai; Tra bảng 4.21[5]: t = 19 (mm)

e - Khoảng cách từ rìa ngoài đến giữa rãnh ngoài cùng của bánh đai; Tra bảng 4.21 [5]: e = 12,5 (mm)

F0 - Lực căng ban đầu của 1 đai: F0 = σ0.A1

Với: A1 - Diện tích tiết diện của 1 đai: A1 = 138 (mm2)

σ0 - Ứng suất căng ban đầu, lấy σo = 1,2 (MPa)

⇒ F0 = 138.1,2 = 165,6 ( N )

Lực tác dụng lên trục: Fr = 2.165,6.2 sin(

2

1,156 ) = 648 ( N )

Bảng kết quả tính toán các thông số của bộ truyền đai:

Thứ

2.3.2 Tính toán thiết kế truyền động bánh răng.

Truyền động bánh răng dùng đê truyền chuyển động giữa các trục

Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hoá trong thiết kế, ở đây ta chọn vật liệu chế tạo bánh răng ở 2 cấp là như nhau Theo bảng 6.1 [5] ta chọn vật liệu như sau:

- Bánh nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn 241 – 285 HB, giới hạn bền

σb = 850 (MPa), giới hạn chảy σch = 580 (MPa)

- Bánh lớn: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn 192 – 240 HB, giới hạn bền

σb = 750 (MPa), giới hạn chảy σch = 450 (MPa)

KXH - Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng

YR - Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng, thông thường YR = 1

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.Trong bước tính thiết kế, sơ bộ lấy ZR.ZV KXH = 1 và YR.YS.KXF = 1 Do đó (2.3) và ( 2.4 ) trở thành:

[σH ] =

H

0 lim H

NFO - Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn; NFO = 4.106.

NHE, NFE - Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương Khi bộ truyền chịu tải trọng tĩnh NHE = NFE = n = 60.c.n.tΣ

Với: c - Số lần ăn khớp trong 1 vòng quay c = 1

đó KHL = 1 Cũng thế khi NFE > NFO thì lấy NFE = NFO để tính và KFL = 1

Vậy ta có ứng suất tiếp xúc cho phép của từng bánh răng:

1,1

1.560S

K

H HL

0 1 lim

σ

(MPa)

[σH3 ] = 418,82

1,1

1.530S

K

H HL

0 3 lim

H + σσ

2

82,4181,509

=

+

(MPa)

1,25[σH ]min = 1,25.418,82 = 523,5 (MPa)

Ta có: 495,5 < 523,5 (MPa) thoả mãn điều kiện ( 2.5 )

Ứng suất uốn cho phép:

75,1

1.1.441S

K.K

F

FL FC 1 lim

1.1.414S

K.K

F

FL FC 2 lim

H 1

.u

K.T

ψσ

β

KH β- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc Tra bảng 6.7[5] ta có: KH β = 1,15

15,1.10.1,21

aw1 =

β

+

cos.2

)zz.(

+

β

=

)1476,5.(

5,1

30cos.110

476,5474,

= 0,04%

[u ] = 4%.

Vậy 0,04% < 4% thoả mãn điều kiện ( 2.6 )

Tổng số răng của cặp bánh răng ăn khớp: z1t = z1+ z3 = 19 + 104 = 123 răng.Tính chính xác lại góc nghiêng β của răng:

t 1

a.2

z.m

123.5,1

c Kiểm tra răng về độ bền tiếp xúc:

Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thoả mãn điều kiện sau:

σH = ZM.ZH.Zε [ ]H

1 w

2 1 w

1 H 1

dub

)1u(K.T.2

b

.2sin

20tg

= 1,5337

Zε - Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng phụ thuộc vào hệ số trùng khớp dọc.

Xác định hệ số trùng khớp dọc: εβ =

π

β

.m

0036,30sin

εα = [1,88 – 3,2(

2

1 z

1z

1 + )] cos 33,00360 = 1,41

⇒ Zε =

41,1

1 = 0,84

KH - Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc: KH = KH β.KH α.KHV

Với: KH β - Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng Tra bảng 6.7[5] ta có: KH β = 1,11

KH α - Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp Tra bảng 6.14[5] ta có: KH α = 1,12

KHV - Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp Trị số

KHV được xác định theo công thức: KHV = 1+

α β

γ

H H 1

1 w w H

K.K.T.2

db

110.2

π

= 1,69 ( m/s )

δH - Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp Tra bảng 6.15[5]:

δH = 0,002

g0 - Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và bánh

3 Tra bảng 6.16[5]: g0 = 47

⇒γH = 0,002.47.1,69

474,5

110 = 7,12

KHV = 1 +

12,1.11,1.21100

2

34.33.12,7

1 H 1

d.u.b

)1u.(

K.T

34.474,5.33

)1474,5.(

43,1.21100

= 480,5 (MPa)

Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép: [σH ]cx = [σH ]’.ZV.ZR.ZXH

Với: ZR - Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc; Với Ra = 2,5…1,25

cx H H

5325

,

= 9,7% > 4%

Bánh răng thừa bề theo ứng suất tiếp xúc

d Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không vượt quá một giá trị cho phép:

σF1 =

m.d.b

YYY.K.T.2

1 w w

F1 F

Yε = 1,141 = 0,71.

Yβ - Hệ số kể đến độ nghiêng của răng: Yβ = 1-

140

0036,331140

19cos

z

3 3

0036,33cos

104cos

z

3 3

Tra bảng 6.18[5] ta có: YF1 = 3,8; YF2 = 3,6

KF - Hệ số tải trọng khi tính về uốn: KF = KF β.KF α.KFv

Với: KF β - Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn Tra bảng 6.7[5] ta có: KF β = 1,23

KF α - Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn Tra bảng 6.14[5] ta có: KF α = 1,35

KFv - Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính

về uốn: KFv = 1+

α β

γ

F F 1

1 w w F

K.K.T.2

db

Trong đó: γF = δF.g0.v

u

aw

Với: δF - Hệ số ảnh hưởng của các sai số ăn khớp Tra bảng 6.15[5] ta có: δF

110 = 21,5

⇒ KFv = 1+

35,1.23,1.21100

2

34.33.5,21

8,3.764,0.71,0.24,2.21100

Vậy 115 < 265 và 109 < 249 (MPa) thoả mãn các điều kiện (2.8)

e Kiểm nghiệm răng về quá tải:

Để tránh biến dạng dư hoặc gẫy ròn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại

σHmax không được vượt quá một giá trị cho phép:

Khi làm việc, bánh răng có thể bị quá tải ( lúc mở máy, hãm máy… ) với

Trong đó: σH = 480,5 (MPa)

σHmax = 480,5 1 = 588,5 (MPa).,5

[σHmax ] = 2,8.σch = 1260 (MPa)

Vậy σHmax < [σH ]max thoả mãn điều kiện ( 2.9 )

Đồng thời để đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng thì ứng suất uốn cực đại σFmax tại mặt lượn chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép: σFmax = σF.Kqt ≤ [σF ]max ( 2.10 )

Với σF = 115 (MPa); Hệ số quá tải Kqt = 1,5

⇒ σFmax = 115,1.5 = 172,5 (MPa)

[σF ]max = 0,8.σch = 360 (MPa)

Vậy 172,5 < 360 (MPa) thoả mãn điều kiện ( 2.10 )

f Các thông số cơ bản của bộ truyền được tính toán theo các công thức

trong bảng 6.11[5] như sau:

- Đường kính vòng chia:

d1 = cosβ

z

=

0036,33cos

19.2

= 34 (mm)

d3 = cosβ

z

=

0036,33cos

104.2

= 186 (mm)

- Đường kính vòng lăn:

dw1 =

1474,5

110.21u

1 Khoảng cách trục aw 110 mm

21100

2d

T.2

Đối với cấp chậm, vì vận tốc vòng nhỏ nên ta chọn dạng răng là răng thẳng Đồng thời, do kết cấu hộp giảm tốc là phân đôi cấp nhanh nên ta dùng cấp chậm là cặp bánh răng trụ răng thẳng ăng khớp để giảm bỏ lực dọc trục.

- Bánh lớn: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn 192 – 240 HB; giới hạn bền

σb = 750 (MPa); giới hạn chảy: σch = 450 (MPa)

H 2

.u

K.T

ψσ

β

Trong đó:

Ka - Hệ số phụ thuộc và vật liệu của cặp bánh răng và loại răng; Tra bảng 6.5[5] ta có: Ka = 49,5 (MPa1/3)

u2 - Tỉ số truyền của bộ truyền cấp chậm: u2 = 3,123

T2 – Mômen xoắn trên trục bánh răng chủ động: T2 = 108780 ( Nmm )

KH β - Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc Trị số của KH β tra trong bảng 6.7[5] tuỳ thuộc vào vị trí của bánh răng đối với các ổ và hệ số ψbd xác định theo công thức:

ψbd = 0,53.ψba.( u2 + 1 ) = 0,53.0,4.( 3,123 + 1 ) = 0,874

Với ψba = 0,4 là hệ số tra theo bảng 6.6[5]

02,1.108780

m

a.2

2

2 w

+ = 2.(3,123 1)

165.2

125 = 3,125

Kiểm tra sai lệch TST:

Δu2 =

2

2 tt

123,3125,

Z

m 2t

=

Khi zmin = z5 = 40 > 30 (răng) đồng thời khoảng cách trục aw2 = 165 (mm)

đã được làm tròn tới tận cùng là 5 nên không dùng dịch chỉnh tức là x5 = x6 = 0

d Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thoả mãn điều kiện sau:

σH = ZM.ZH.Zε

5 w

2 2 2 w

2 H 2

d.u.b

)1u.(

K.T

sin.b

2

2 w

4−

= 0,86

KH - Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc: KH = KH β.KH α.KHv;

Với: KH β - Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng Tra bảng 6.7[5] ta có: KH β = 1,02

KH α - Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp; Với bánh răng thẳng KH α = 1

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

KHv = 1+

α β

γ

H H 2

5 w 5 w H

K.K.T.2

d.b

Với: γH = δH.g0.v2

2

2 w

u

a

Ta có: Vận tốc vòng v2 =

60000

48,173.80.60000

n.d

+ = 3,125 1

165.2

δH - Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp Tra bảng 6.15[5]

165 = 14,88

⇒KHv = 1+

1.02,1.108780

2

80)

165.4,0.(

88,14

2 2 2 w

2 H 2

d.u.b

)1u.(

K.T

80.125,3.66

)1125,3.(

377,1.108780

= 401,3 (MPa).Tính chính xác lại ứng suất tiếp xúc cho phép:

Vậy 401 < 412,35 (MPa) thoả mãn điều kiện ( 2.11 )

Kiểm tra điều kiện ứng suất tiếp xúc:

[ ] [ ]H cx

cx H H

35,4123

,

.100% = 2,6% < 4%

e Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

Độ bền uốn của các bánh răng được kiểm nghiệm theo công thức:

σF5 =

2 5 w 5 w

5 F

2

m.db

Y.Y.Y.K.T

Yβ- Hệ số kể đến độ nghiêng của răng; Với răng thẳng Yβ = 1

YF1; YF2 - Hệ số dạng răng của bánh 1 và bánh 2 phụ thuộc vào số răng tương đương và hệ số dịch chỉnh

Với răng thẳng Zv5 = z5; Zv6 = z6 và ta có: x5 = 0; x6 = 0 Tra bảng 6.18 [5] ta có: YF5 = 3,7; YF6 = 3,6

KF - Hệ số tải trọng khi tính về uốn: KF = KF β.KF α.KFv

Với: KF β- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn Tra bảng 6.7[5] ta có: KF β = 1,01

KF α - Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn; Với răng thẳng KF α = 1

KFv - Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính

về uốn KFv = 1+

α β

γ

F F 2

5 w 5 w F

K.K.T.2

d.b

Với: γF = δF g0.v

2

2 w

u

a

v - Vận tốc vòng: v = 0,726 (m/s).

⇒γF = 0,016.47.0,726

125,3

165 = 39,67

⇒KHv = 1 +

1.01,1.108780

2

80.66.67,39

5 F

2

m.db

Y.Y.Y.K.T

σF5 =

125,3.80.66

7,3.1.564,0.97,1.108780

7,3

6,3 = 52,7 (MPa)

Tính chính xác lại trị số ứng suất uốn cho phép:

f Kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải:

Kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại và ứng suất uốn cực đại

Để tránh biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại

σHmax không được vượt quá một giá trị cho phép:

Vậy 401,3 < 1260 (MPa) nên σHmax < [σHmax ] thoả mãn điều kiện ( 2.13 ).

Để đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng thì ứng suất uốn cực đại σFmax tại mặt lượn chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép:

Vậy σFmax < [σFmax ] thoả mãn điều kiện ( 2.14 )

Độ bền quá tải được thoả mãn

g Các thông số của bộ truyền cấp chậm:

Các thông số cơ bản của bộ truyền cấp chậm được tính toán theo công thức sau:

a.2

2

2 w

+ = 3,125 1

165.2

Bảng thống kê các thông số và kích thước bộ truyền cấp chậm:

2d

T.2

20tg = 990 (N)

2.3.2.5 Kiểm tra điều kiện tránh va chạm:

Để bánh răng lớn cấp nhanh không va chạm vào trục ra ( trục III ) của hộp giảm tốc cần thoả mãn điều kiện sau:

aw2 -

2

d 3

- 2

dIII

≥ 15 (mm)( 2.15 )

dIII - Đường kính sơ bộ của

trục III được xác định theo công thức:

dIII = 3 0,23.[ ]

T

τ ; (mm).

Với: T3 – Mômen xoắn trên trục III: T3 = 322860 (Nmm)

[τ] - Ứng suất xoắn cho phép của trục Với vật liệu trục sơ bộ chọn là thép 45 thì [τ] = 15 – 30 (MPa) ( N/mm)2 ), lấy [τ] = 25 (N/mm2)

⇒ dIII = 3

25.2,0

da2 III

2

402

Vậy 50,5 > 15 (mm) thoả mãn điều kiện ( 2.15 )

2.3.2.6 Tính toán điều kiện bôi trơn:

Bôi trơn hộp giảm tốc nhằm giảm mất mát do ma sát, giảm mòn răng, đảm bảo thoát nhiệt tốt và đề phòng các chi tiết máy bị han gỉ

Đối với hộp giảm tốc bánh răng, ta chọn phương pháp bôi trơn ngâm dầu:Với vật liệu bánh răng là thép 45, giới hạn bền σb = 750 (MPa) và vận tốc vòng cấp nhanh là v = 1,69 (m/s) Tra bảng 18.11[5] chọn được độ nhớt của dầu ở 500C là 43/6 Tra bảng 18.13[5] ta chọn loại dầu công nghiệp 45 có độ nhớt Centistoc ở 500C là 38 – 52, độ nhớt Engle ở 500C là 5,24 – 7,07

Mức dầu thấp nhất phải ngập hết chân răng bánh răng lớn cấp nhanh và mức dầu cao nhất không vượt quá 1/3 bán kính vòng đỉnh bánh răng lớn cấp chậm

a w2