PHẦN I : CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀNI:Tính toán động họcI.1 Chọn động cơ1. Công suất làm việc P¬¬¬¬lv =(F.v)1000= 32501,2 = 3,9(kW)(CT 2.11I)Trong đó:P¬¬¬¬lvCông suất làm việc (kW)F – Lực kéo băng tải (N) vVận tốc băng tải (ms)2.Công suất cần thiếtPct = P_lvn_ht (kW)(CT 2.8I)Trong đó: Pctcông suất cần thiết trên trục động cơ (kW)Ptđcông suất tương đương (kW)ηhiệu suất truyền độngηht = η1. η2. η3...(CT 2.9I)với η1, η2, η3 là hiệu suất của các bộ truyền và của các cặp trong hệ thống dẫn động, chọn theo bảng 2.3I . Dựa vào sơ đồ chuyển động:chọn : ηbrc = 0,95 ; ηx = 0,9 ; ηk=1; ηol = 0,99 =>ηht= ηk .( ηôl)3. ηbrc. ηx=0,95.0,9.1.(0,99)3=0,83Trong đó: ηbr Hiệu suất bộ truyền bánh răng côn( được che kín ) ηx Hiệu suất bộ truyền xích( để hở )ηk Hiệu suất của khớp nối (ηk=1)ηolHiệu suất của 1 cặp ổ lăn=> Pct=(3,9)(0,83)=4,7 (kW)3.Tính số vòng quay sơ bộSố vòng quay làm việc:nlv=60000v(π.D)= 60000.1,23,14.350 =65,51 (vph) (CT2.16I)Trong đó: nlv Số vòng quay làm việc (vph) v= Vận tốc tải (ms)D Đường kính băng tải (mm)Số vòng quay sơ bộ:nsb.đc=nlv.usb (vph)(CT2.18I)Trong đó: usb số vòng quay sơ bộ của động cơ (vph)nlv số vòng quay của trục làm việc (vph)usb tỉ số truyền sơ bộ của động cơ usb =un.uh = ux .ubrc (CT2.15I)Dựa vào bảng 2.4I,chọn ux= 3,5; ubrc = 4=> usb=3,5.4=14Trong đó : –un : Tỷ số truyền của bộ truyền ngoài ( đai hoặc xích) –uh :Tỷ số truyền của hộp giảm tốc –ux : Tỉ số truyền của bộ truyền xích –ubr : Tỉ số truyền hộp giảm tốc của bánh răng côn=>nsb= nlv.usb = 65,51.14= 917,14(vph) 4.Chọn động cơ Quy cách chọn động cơ phải thỏa mãi đồng thời: Pđc ≥ Pct ; nđc ≈ nsb ; TmaxT1 ≤ TkTdnTa có : Pct = 4,7 (kW) => Chọn Pđc=5,5 ; nsb =917,14( ( vp ) ; T_mmT_dn = 1,4Theo bảng 1.3 trang 237, ta chọn động cơ là : 4A132S6Y3Bảng 1.3 trang 237 TT thiết kế hệ dẫn động cơ khí (T1)
Trang 1PHẦN II THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI - BỘ TRUYỀN XÍCH : 2.
Thiết kế bộ truyền ngoài
Các số liệu đã có:
+ Tỷ số truyền : u = ux = 3,66
+ Công suất cần truyền : P = PII = 4,42(kW)
+ Mômen xoắn trên trục dẫn : T =TII =157879,17 (N.mm)
+ Vận tốc : n1 = nII= 240(v/ph);
+ Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài: α=30º
+ Thời gian phục vụ : Llv = 20000 h
+ Số ca làm việc : 2 ca và đặc tính làm việc : Vừa
2.1
Chọn loại xích
Do tải trọng và tốc độ quay của trục không qua lớn nên ta chọn dùng xích con lăn.
2.
2 Xác định thông số của bộ truyền xích
a Chọn số răng các đĩa xích :
Suy ra số răng trên đĩa xích 2 là :
z2 = u z1 = 3,66.23= 84,18 do số răng phải nguyên nên chọn z2=84 (z2 <zmax=120(thỏa mãn )
Tỉ số truyền thực : uth= z2
z1 = 8423=3,65
u.100¿= ¿3,65−3,66∨ ¿
3,66¿100 =0,27% (≤ 0,4%)
b Xác định bước xích :
Trang 2P :Công suất cần truyền (kW) , P= 4,42 (kW)
Chọn thí nghiệm là bộ truyền xích tiêu chuẩn có số răng và vận tốc vòng đĩa xích nhỏ là:
z01=25 răng và n01= 200 (v/ph)
kz = z z01
1 =2523 = 1,09 _ hệ số răng
kn = n n01
1 =200240= 0,83 Theo công thức 5.4( tr 81) ta có :
k =k0.ka.kbt.kđ.kc.kđc
với : k0 _ hệ số kể đến ảnh hưởng đến vị trí bộ truyền, tra bảng 5.6(tr 82) với
α =30º => chọn được k0= 1
ka _ hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích ,chọn a = 30p,tra bảng 5.6(tr82)
=> chọn ka =1
kđc _ hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích
với xích con lăn => chọn kđc = 1,1
kbt _ hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn, sử dụng cách bôi trơn nhỏ giọt trong môi trường làm việc có bụi =>chọn kbt = 1,3
kđ _ hệ số tải trọng động , kể đến tính chất của tải trọng
theo yêu cầu thì bộ truyền có đặc tính làm việc vừa => chọn kđ=1,2
kc _ hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền
theo yêu cầu bộ truyền làm việc 2 ca => chọn kc= 1,25
Suy ra :
k = 1.1.1,3.1,2.1,25.1,1 = 2,16
Pt = P k k z k n= 4,42.2,16 1,09 0,83=8,64(kW)
Theo bảng 5.5(tr 81) ta thấy Pt =8,64<[P] và n01= 200(v/ph) vậy ta chọn được bộ truyền xích 1 dãy :
Trang 3Bước xích
p, mm
Đường kính chốt
d , mm
Chiều dài ống
B, mm
Công suất cho phép [P], kW
2.
3 Khoảng cách trục và số mắt xích:
a, Tính khoảng cách trục sơ bộ
asb= 30p = 30.25,4= 762(mm)
b, xác định số mắt xích x:
p +
z1+z2
2 +(z2−z1)2 p
4 π2 a =2.76225,4 +23+84
2 +(84−23)
2.25,4
4 π2.762 =116,64(CT 5.12- tr85) =>
lấy tròn x theo số chẵn ta được xc=116 ;
- tính lại khoảng cách trục theo công thức :
a*= 0,25.p.{ xc −¿0,5.( z1+z2) + √¿ ¿ ¿}
= 0,25 25,4.{ 116 −¿ 0,5.( 23+84) + √¿ ¿}
= 753,35(mm)
Để xích tải không chịu lực căng quá lớn ta cần giảm khoảng cách trục đi một lượng :
Δa = 0,002 a*= 0,002 753,35= 1,51 (mm)
a = a*−Δ a = 753,35−1,51 = 751,84 (mm)
lấy a nguyên => a =751(mm) = 0,751 (m)
- số lần va đập của bản lề xích trong vòng 1 giây
i = 15 x z1n1
c
≤[i] i= 23.24015.116=3,17 < [i] = 30 (Bảng 5.9 tr85)
Vậy sự va đập của các mắt xích vào các răng trên đĩa xích đảm bảo không gây ra hiện tượng gãy các răng và đứt mắt xích
Trang 42.4
K iểm nghiệm xích về độ bền :
Ta có hệ số an toàn : s ¿ Q
k d F t+F0+F v ≥ [s] (CT 5.15 tr85) Trong đó Q _tải trọng phá hỏng => Q= 56,7 (kN) = 56700 N (bảng 5.2 tr 78) q_ Khối lượng của 1 mét xích => q = 2,6 (bảng 5.2 tr 78)
kđ _ hệ số tải trọng động => kđ = 1,2
Ft _ lực vòng => tính theo công thức Ft = 1000 P
v =1000.4,42v
mà v = p n1 z1
60000 = 25,4.240.2360000 = 2,34(m/s) => Ft =1000.4,422,34 = 1888,89(N)
Fv_ lực căng do lực li tâm sinh ra , tính theo công thức Fv = q.v2= 2,6 2,342 = 14,24(N)
F0 _ lực căng do trọng lượng nhánh xích gây ra , tính theo công thức :
Với a khoảng cách trục (m); kf – hệ số phụ thuộc độ võng của xích vào bộ truyền xích và
vị trí bộ truyền với f = 0,015.a= 0,015.751=11,625 => chọn kf = 4 (vì góc nghiêng nhỏ hơn 40º)
[s] _ hệ số an toàn cho phép , theo bảng (5.10 tr86 ) ta chọn [s] = 8,2 với n1= 240v/ph
1,2.1888,89+76,62+14,24=24,05 ≥ [s] = 8,2
Kết luận : bộ truyền xích đảm bảo bền
2.5
Xác định thông số đĩa xích và lực tác dụng lên trục
Trang 5a, Đường kính vòng chia của đĩa xích d 1 và d 2: {d1= p
sin ( π
z1)
= 25,4
sin ( π
23)
=186,54(mm)
d2= p
sin π
z2
= 25,4 sin π 84
=679,3(mm)
b, Đường kính vòng đỉnh d a1 và d a2
da1 = p[0,5 + cot (/z1)] =25,4 [0,5 + cot (π/23)] = 197,5(mm)
da2 = p[0,5 + cot (/z2)] =25,4 [0,5 + cot (π/84)] =691,5 (mm)
c, Đường kính vòng đáy(chân)răng d f1 và d f2 :
df1 = d1 - 2r
df2 = d2 - 2r
Trong đó :
+ Bán kính đáy răng : r = 0,5025.dl + 0,05
Với: p= 25,4 => dl = 15,88(mm) ( Bảng 5.2[I] )
r = 0,5025.15,88 + 0,05 = 8,029(mm)
Do đó: df1 = 186,54- 2.8,029 = 170,48(mm)
df2= 679,3- 2.8,029 = 663,24 (mm)
d
, Kiểm nghiệm về độ biền tiếp xúc của đĩa xích :
ứng suất tiếp xúc σ H trên mặt răng đĩa xích phải thỏa mãn điều kiện sau:
σ H=0,47.√k r(F t K d+F vd)E
Trong đó : σ H _ ứng suất tiếp xúc cho phép
Ft =1888,89N _ lực vòng
Fvd _ lực va đập (m=1) trên đĩa xích
F vd1=13.10−7 n1 p3 m=13 10−7.240 25.43.1 = 5,11(N)
F vd2 = 13.10−7.65,58.(25,4)3.1 = 1,4 (N)
kd _ hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy Ta có kd=1
Trang 6Kd_ hệ số tải trọng động theo bảng 5.6 Kd=1
kr_ hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích , phụ thuộc vào z:(bảng tr 87[I])
* Với z1 = 23 kr1 = 0,48
* Với z2 = 84 kr2 = 0,22
Mô đun đàn hồi : E =
2 E1 E2
E1+E2
- Diện tích chiếu bản lề : A = 180(mm2) (Bảng 5.12 [I])
- Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng đĩa xích 1 :
⇨H1 = 0,47.√0,48.(1888,89.1+5,11) 2,1 105
- Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng đĩa xích 2 :
⇨H2 = 0,47.√0,22.(1888,89.1+1,4) 2,1 105
Dựa vào bảng 5.11[I] chọn [H] =600:
H1 = 484,04MPa < [H] =600 (MPa) (Thỏa mãn)
H2 = 327,38 MPa < [H] = 600 (MPa) (Thỏa mãn)
e, Xác Định Các Lực Tác Dụng Lên Trục
Lực căng trên bánh răng chủ động F1 và trên bánh răng bị động F2:
F1 = Ft + F2
F2 = F0 + Fv
Trong tính toán thực tế ta có thể bỏ qua F0 và Fv nên F1 = Ft vì vậy lực tác dụng lên trục được xác định theo công thức:
Fr = kx Ft (CT 5.20[I])
Trong đó: kx: Hệ số kể đến ảnh hưởng của trọng lượng xích :
Với : kx = 1,15 (Bộ truyền nằm ngang một góc α ¿ 400 )
Ft – Lực vòng trên băng tải, Ft = 1888,89(N)
Fr = 1,05.1888,89 = 2172,22(N)
Bảng tổng hợp số liệu về bộ truyền xích.
Trang 7Thông số
Các đại lượng
Đường kính vòng
chia của đĩa xích
Chủ động: d1 186,54
mm
Bị động : d2 691,5
Đường kính vòng
đỉnh của đĩa xích
Chủ động:
da1
197,5
mm
Bị động: da2 748,14 Đườngkiính vòng
chân răng của đĩa
xích
Chủ động: df1 170,48
mm
Bị động: df2 663,24