đồ-án-thanh-tùng

Thiết Kế Hệ Dẫn Động Băng TảiBảng kết quả tính toán thông số trên các trục:... Thiết Kế Hệ Dẫn Động Băng Tải2.2 Thiết kế bộ truyền xích 2.2.1 Chọn loại xích - Chọn xích ống con lăn hay g

Trang 1

Thiết Kế Hệ Dẫn Động Băng Tải

PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

I.1 Chọn động cơ.

I.1.1 Xác định công suất cần thiết của động cơ.

- công suất làm việc của động cơ xác định theo CT 2.11[I]

t i: thời gian của mômen thứ i

t ck : là thời gian 1 chu kỳ của động cơ

→P tđ = 2,89.0,78= 2,2542 (kW)

-Công suất cần thiết trên trục động cơ là:

Theo công thức 2.8 [I]

P ct=P t đ

η (kW )

Trong đó :

+ Pct là công suất cần thiết trên trục động cơ, kW;

+ η là hiệu suất của toàn bộ hệ thống

Theo CT 2.9 [I]

η = ηđ.ηbr.η3ol ηx

Trong đó theo bảng 2.3[I]

ηđ = 0,95 là hiệu suất bộ truyền động đai (để hở)

ηbr = 0,97 là hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ che kín.

ηol = 0,99 là hiệu suất của một cặp ổ lăn.

ηx = 0,93 là hiệu suất bộ truyền xích.

Trang 2

Vậy ta có: η = 0,95.0,97 ¿ 0,93= 0,84

Ta có công suất cần thiết trên trục động cơ là:

Pct = 2,25420,84 = 2,68 (kW)

I.1.2 Xác định số vòng quay cơ bản của động cơ.

Theo CT 2.18[I] xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ là:

nsb = nlv.u tsb

Trong đó: nlv là số vòng quay của trục công tác,v/p

nlv được xác định bằng CT 2.16 tài liệu [I]:

nlv =60000 v z p ;

Trong đó: v=0,35 m/s - vận tốc của xích tải

z=19 - số răng đĩa xích tải

uđ -Tỉ số truyền sơ bộ của bộ truyền đai (đai thang)

ubr - tØ sè truyÒn sơ bộ cña bé truyÒn b¸nh r¨ng (hộp 1 cấp).

ux - tØ sè truyÒn sơ bộ cña bé truyÒn xÝch.

Trang 3

Bảng số liệu của động cơ:

I.2 Phân phối tỷ số truyền.

§Ó ph©n phèi tØ sè truyÒn cho c¸c bé truyÒn, theo CT 3.23[I]ph¶i tÝnh tØ sè truyÒn cho toànbé hÖ thèng:

ut = n n đ c

lv = 34,811420 = 40,79 MÆt kh¸c ta cã: ut = uđ.ubr ux

Chọn theo bảng 2.4 tài liệu [I], chọn :

+ tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng: ubr = 4

+ tỉ số truyền của bộ truyền đai là: uđ= 3,15

PI = η P .η II = 0,97.0,992,47 = 2,58(kW)

Trang 4

nII = u n I

br = 450,794 =112,70 (v/p) Trục công tác :

nct = n II

u x = 112,703,24 = 34,78(v/p)

3.Tính momen xoắn trên các trục.

Ta có momen xoắn trên các trục như sau:

Trục động cơ:

T®c = 9,55.10 6 P n đ c

đ c = 9,55.10 6 14202,71 = 18225,70 (N.mm) Trục I:

TI = 9,55.106.P I

n I = 9,55.106.450,792,28 = 48301,87 (N.mm) Trục II:

Trang 5

Bảng kết quả tính toán thông số trên các trục:

Trang 6

Phần II - Tính toán thiết kế bộ truyền ngoài 2.1 Tính toán thiết kế bộ truyền đai thang

2.1.1 Chọn loại đai và tiết diện đai

- Các thông số của động cơ và tỉ số truyền của bộ đai

n đc =1420 v ph , u d=3,15 ; P=2,71 kw

- Do không có yêu cầu nào nên ta chọn đai hình thang thường loại A

- Tra bảng 4.13 tài liệu [I] ta chọn như sau:

Trang 7

- Đường kính bánh đai nhỏ d1 : theo dãy tiêu chuẩn chọn d1=140 mm

Trị số a tính cần phải thỏa mãn điều kiện sau:

Công thức 4.14 tài liệu [I]

0,55(d1+d2)+h≤ a≤2¿

Dựa vào tỉ số truyền u d=3,15và đường kính d2=450mm chọn chiều dài sơ

bộ khoảng cách trục a theo bảng 4.14 tài liệu [I]

a sb =d2=450 mm

- Chiều dài đai sơ bộ l

Theo công thức 4.4 tài liệu [I]

l sb =2a sb+π(d1+d2)

2 +(d2−d1)2

4.a sb =2.450+3,14.(140+450)2 +(450−140 ) 2

4.450 =1879,69 mm

Theo dãy tiêu chuẩn bảng 4.13 tài liệu [I] chọn l=1800 mm

- Số vòng chạy của đai

Trang 8

2.(d1+d2)=2 (140+450 )=1180mm

a=407,36 mm thỏa mãn điều kiện

- Góc ôm α1 xác định theo công thức 4.7 tài liệu [I] với điều kiện

- P1=P đ c =2,71 kwcông suất trên bánh đai chủ động

- Tra bảng 4.19 tài liệu [I]

[P0]=2,20 kw công suất cho phép

k đ=1,25 hệ số tải trọng tĩnh (làm việc 1ca)

- c α hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm α1,theo bảng 4.15 tài liệu [I] ,lấy

c α=0,88

Trang 9

c l=0,95 hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai

c u=1,14 hệ số kể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền

c z=0.95 hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải

trọng cho các dây đai

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

- Lực căng ban đầu được xác định theo công thức 4.19 tài liệu [I]

F0=780 P1.k đ

v c α z +F v

Trong đó:

F v lực căng do ly tâm sinh ra

F v =q m v2 =0,105 10,40 2=11,36 N

Trang 10

Trong đó:

Tra bảng 4.22 tài liệu [I]

q m =0,105 kg m khối lượng 1m chiều dài đai

v=10,40 m svận tốc vòng đai

P1=2,58 kw công suất trên trục bánh đai chủ động

Vậy lực căng ban đầu

Trang 11

2.2 Thiết kế bộ truyền xích

2.2.1 Chọn loại xích

- Chọn xích ống con lăn hay gọi tắt là xích con lăn có độ bền mòn cao hơn xíchống, chế tạo đơn giản không phức tạp bằng xích răng, giá thành hạ do đó xích conlăn được sử dụng rộng dãi

- Do bộ truyền không lớn nên ta chọn loại xích này

2.2.2 Xác định các thông số của bộ truyền xích

Điều kiện đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mòn của bộ truyền xích

Trang 12

P t =P k.k z k n ≤[P]

Trog đó:

P tcông suất tính toán kw

P công suất cần thiết kw

k o hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền

k bt hệ số kể đến ảnh hưởng bôi trơn

k bt=1,8 môi trường làm việc có bụi,bẩn

Theo bảng 5.5 tài liệu [I] n01=200 v/ ph chọn bộ truyền xích 1 dãy có

[P]=19,3 k w có p=31,75 mm thỏa mãn điều kiện bền mỏi

Đồng thời theo bảng 5.8 tài liệu [I] p< p max

Trang 13

) =1266,26 mm

Để xích không chịu lực căng quá lớn khoảng cách trục a tính cần phải giảm bớt 1 lượng

∆ a=0,003 a=0,003.1266,26=3,79 mm a=a¿−∆ a=1266,26−3,79=1262,46 mm

Số lần va đập của xích trong 1 giây tính theo công thức 5.14 tài liệu [I]

i= z1n1

15 x ≤[i]

Trong đó : [i] số lần va đập cho phép trong 1 giây

[i] = 15 lần

i= 15.112,70

15.122 =0,923<[i]

Trang 14

q là khối lượng một m xích (m là dãy xích ở đây m = 1)

tra bảng 5.2 tài liệu [I] q=3,8kg

Vậy F v=3,8 1,132=4,852 N

F o lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra N

F0=9,81 k f .q.a

Trang 15

1

= 31,75 sin 18019 =192,89 mm

Chọn d1=193 mm

d2= p sin π z

2

= 31,75 sin 18063 =636,96 mm

Trang 16

c họnd f 2 =618mm

- Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích

σ =0,47√k r(F t k đ +F vđ)E

A k d ≤[σ H]Trong đó:

[σ H] ứng suất tiếp xúc cho phép MPa

[σ H]=600 MPa

F t lực vòng N

F t =2276,93 N

F vđ lực va đập trên m dãy xích (ở đây m=1)

E môđun đàn hồi MPa

E1, E2 môđun đàn hồi của vật liệu con lăn và đĩa xích

Trang 17

F1=F t +F2

F2=F o +F vtrong thực tế tính toán có thể bỏ qua F v F o nên F1=F t

Vậy lực tác dụng lên trục được xác định theo công thức

F r =k x F t

Trong đó:

k x hệ số kể đến ảnh hưởng của trọng lượng xích

Trang 18

Bước xích p=31,75 mm

PHẦN III

3.1 Chọn vật liệu chế tạo bánh răng.

Bánh nhỏ : Chọn vật liệu là thép 45 tôi cải thiện sau khi gia công có các thông số

kỹ thuật (độ cứng,giới hạn bền và giới hạn bền chảy)

Trang 19

Bánh lớn: Chọn vật liệu là thép 45 tôi cải thiện sau khi gia công có các thông số

kỹ thuật (độ cứng, giới hạn bền và giới hạn bền chảy)

bền b, MPa

Giới hạn chảy ch, MPa

Độ rắn HB

Bánh răng

1

Thép 45 tôi cải thiện

Bánh răng

2

Thép 45 tôi cải thiện

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;

Ys - Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất;

Trang 20

KxF - Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn;Trong thiết kế sơ bộ, ta lấy: ZRZvKxH = 1 và : YRYsKxF = 1 , theo đó các công thức

0lim

= 1,8HB ; SF = 1,75 ; Với SH , SF - Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn;

Thay các kết quả trên vào các công thức, ta có:

0lim 2

= 1,8 HB2 = 1,8 235 = 423MPa ;

KFC - Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải, KFC = 1 khi đặt tải một phía (bộ truyền quay một chiều) ;

Trang 21

KHL , KFL - Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tảitrọng của bộ truyền, được xác định theo các công thức:

NFO - Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn;

NFO = 4 106 đối với tất cả các loại thép;

NHE , NFE - Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương Khi bộ truyền chịu tải trọngthay đổi nhiều bậc:

NHE = 60.c.∑ (T i /Tmax)3n i t i Theo (6.7) [I]

NFE = 60.c.∑ (T i /Tmax)m F n i t i Theo (6.8) [I]

Trang 22

Trong đó:

c - Số lần ăn khớp trong một vòng quay của bánh răng;

ni - Số vòng quay của bánh răng đang xét ở chế độ i;

Ti - Mô men xoắn ở chế độ thứ I của bánh răng đang xét;

Tmax - Mô men xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng đang xét;

ti - Tổng số giờ làm việc ở chế độ thứ i của bánh răng đang xét;∑t i

Như vậy: NHE1 > NHO1 , NHE2 > NHO2 ;

NFE1 > NFO1 , NFE2 > NFO2

 KHL1 = 1 , KHL2 = 1;

KFL1 = 1 , KFL2 = 1

Ta tính được:

Trang 23

*Kiểm tra sơ bộ ứng suất:

1,15.[σ H]min = 1,15.490,91=564,55 MPa > [H] =490,91 MPa

* Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép khi quá tải được xác định theo công thức:

[H]max = 2,8ch Theo (6.13) [I] với bánh răng tôi cải thiện

[F]max = 0,8ch Theo (6.14) [I] với HB ≤ 350

 [H1]max = 2,8.580= 1624 Mpa;

[H2]max = 2,8 450 = 1260 Mpa;

[F1]max = 0,8 580 = 464 Mpa;

[F2]max = 0,8 450 = 360 Mpa

III.2 Tính toán bộ truyền bánh răng côn

III.2.1 xác định chiều dài côn ngoài và đường kính chia ngoài de1

Trang 24

Công thức thiết kế có dạng:

Re =

Hoặc

del =

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

Kd = 100MPa1/3 với bánh răng côn

T1 mô men xoắn trên trục chủ động

[σH] ứng suất tiếp xúc cho phép

Trang 25

Re=50.√4 2 +1 3

√ 48301,78.1,13 (1−0,25 ).0,25.4 490,912 =138,31 mm

Trang 26

+đường kính đỉnh răng ngoài

dae1 = de1 + 2.hae1.cosδ1 = 67,09 + 2.2,72.cos13°2’=72,39 mm

Trang 27

dae2 = de2 + 2.hae2 cosδ2 = 216+ 2.1,28.cos76°57’= 216,57 mm

- Chiều dày răng ngoài:

θf1 = arc tg hfe1 /Re = arc tg 1,88/ 140,8= 1,030

θf2 = arc tg hfe2 /Re = arc tg 3,2 / 140,8 = 1,900

Trang 28

- Khoảng cách từ đỉnh côn đến mặt phẳng vòng ngoài đỉnh răng :

B1=R ecos - hae1.sin =138,3.cos1302’- 2,72.sin1302'=134,02(mm) , B2= 138,3cos76 057’ – 1,28.sin76 057’=32,22 mm

III.2.3 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc

H =

Z M .Z H Z ε√2.T1.K H .(u br+1)

0,85 d 2w1 .b u br

Trong đó

ZM là hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp

Tra bảng 6.5 trang 96 suy ra ZM = 274 MPa1/3

KHα là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các cặp dôi răng đồng thời

ăn khớp Đối với răng côn răng thẳng KHα = 1

Trang 29

KHv hệ số tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp

[σH]’ = [σH].ZV.ZR.KxH = 499,94.1.1.1 = 499,94 MPa

Trong đó : Zv =1,1 vì v = 1,1 m/s < 5 m/s

ZR = 1 vì với cấp chính xác động học là 8 thì Ra= 2,5…1,25 μm

Trang 30

III.2.4 Kiểm nghiệm về độ bền uốn

theo CT 6.65 và 6.66(I) trang 116 ta có :

KF là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng

Tra bảng 6.21 (I) trang113 ta có K Fβ =1,25

Trang 31

K Fαlà hệ số kể để sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp đối với bánh răng côn răng thẳng K Fα= 1

Theo CT 6.66(I) : σ F2 = σ F1.YF2/YF1 = (82,05.3,63)/3,54 =84,14 MPa

Như vậy điều kiện bền uốn được đảm bảo

III.2.5 Kiểm nghiệm răng về quá tải

Trang 32

Theo CT 6.48 trang 110 với Kqt=1,4 ta có

σ Hmax= σ H.√K qt = 499,94.√1,4 = 591,536 MPa ≤ [σ H]max = 1624 MPa

Theo 6.49 (I) trang 110 :

σ F 1max = σ F1.Kqt = 82,05.1,4 = 114,87 MPa ≤ [σ F 1]max = 464 MPa

σ F2max = σ F2.Kqt = 84,14.1,4 = 117,80 MPa ≤[σ F2]max = 360 MPa

Như vậy độ bền về quá tải của răng được đảm bảo

Trang 33

THÔNG SỐ VÀ KÍCH THƯỚC BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CÔN

Trang 34

Chiều cao đầu răng ngoài

(mm)

hae2=1,28Chiều cao chân răng ngoài

Trang 35

Phần IV : Tính toán thiết kế trục

I.Chọn vật liệu:

Vật liệu dùng để chế tạo trục cần có độ bền cao, ít nhạy cảm với sự tập trung ứng suất dễ gia công và có thể nhiệt luyện dễ dàng Cho nên thép cacbon và thép hợp kim là những vật liệu chủ yếu để chế tạo trục Việc lựa chọn thép hợp kim hay thép cacbon tuy thuộc điều kiện làm việc trục đó có chịu tải trọng lớn hay không

Ta chọn vật liệu làm trục là thép 45 thường hóa có cơ tính như sau:

II Tính toán thiết kế trục.

1.Xác định đường kính sơ bộ của trục:

Đường kính trục thứ k trong hộp giảm tốc chỉ xác định bằng momen được tính theo công thức 10.9 [I] :

Trang 36

ta chọn [τ] suất xoắn cho phép với vật liệu là thép, Mpa với vật liệu thép

45 [τ]= (15 30) Mpa , ta chọn [τ]1 = 15 Mpa , [τ]2 = 20 Mpa

d sb I = 3

√48301,78

0,2.15 = 25,25 mm Vậy ta lấy d sb I =30 mm theo tiêu chuẩn bảng 10.2 [I]

d sb II= 3

√209303,76

0,2.20 = 37,40 mm Vậy ta lấy d sb II =40mm theo tiêu chuẩn bảng 10.2 [I]

Từ đó ta có kết quả như sau:

 Đường kính sơ bộ của trục II d sb II =40mm

Dựa vào đường kính sơ bộ trục vừa tính toán, ta xác định được gần đúng bề rộng của ổ lăn theo bảng 10.2 [I] như sau:

 d sb I =30 mm ta có: b01=19 mm

 d sb II =40 mm ta có: b02=23 mm

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

A.xác định các kích thước liên quan đến bộ truyền

Chiều dài mayơ bánh đai ,đĩa xích,mayơ bánh răng trụ được tính theo công thức Theo CT 10.10 [I]:

Trang 37

Chiều dài moay ơ của bánh đai bị dẫn là:

Lm12= (1,2 1,5).30 = ( 36…45) mm

= >chọn Lm12= 40 (mm)Chiều dài moay ơ của xích là:

Lm23 = (1,2 1,5).40 = ( 48…56) mm

= > chọn Lm23 = 52 (mm)Chiều dài moay ơ bánh răng côn xác định theo công thức 10.12 [I] :

lmik = (1,2…1,4)dik Trong đó : dik là đường kính của trục bánh răng côn

lm13 = (1,2…1,4) 30 = (36 … 42) mm; lấy lm13 = 40 mm;

lm22 = (1,2…1,4) 40 = (48…60) mm; lấy lm22 = 55 mm;

Các khoảng cách khác được chọn trong bảng 10.3 [I] :

 Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay

Trang 39

Theo bảng 10.4 [I] với trường hợp hộp giảm tốc bánh răng côn và hình 10.10 [I]:

l21 = l23 + l m23 +k+k+0,5.b o2– b13.cos δ2

= 106,65 + 52 +12 + 8 + 0,5.23 – 19.cos76° 57'

= 185,74 mm

l22= 0,5( lm22 + b02) +k3 +hn = 0,5( 55 + 23) +15+20 = 64 mm

Trang 41

+Lực dọc trục :Fa1 = 466,86 (N)

- Lực của bánh đai tác dụng lên trục:

FR từ bánh đai tác dụng lên trục được phân tích thành hai lực: FR = 552,98 N

Fdx = FRsin = 552,98 Sin450 = 391,01 (N)

Fdy = FRcos = 552,98.cos450 = 391,01 (N)

Tính phản lực tại các gối đỡ (0) và (1):

- Giả sử chiều của các phản lực tại các gối đỡ (0) và (1) theo hai phương x và

y như hình vẽ Ta tính toán được các thông số như sau:

+ Phản lực theo phương của trục y:

Trang 42

Vậy lực ngược chiều hình vẽ.

Ma1 = F a1 . d m1

2 = 466,86 47,252 = 11029,56 Nmm

4.Tính đường kính của trục tại các tiết diện:

Theo phần chọn sơ bộ đường kính trục, ta có d sb I= 30 (mm), vật liệu chế tạo trục I là thép 45, có b ≥ 600 MPa; theo bảng 10 5 [1] , ta có trị số của ứng suất cho phép của vật liệu chế tạo trục là: [] = 63 MPa

Đường kính tại các mặt cắt trên trục được xác định theo CT 10.17[I]

di = 3

0,1.[σ]

Trong đó: [σ] là ứng suất cho phép của vật liệu chế tạo trục

Mtd - Mô men tương đương trên các mặt cắt,

Theo CT10.15[I]; CT10.16[I] ta có:

Mi=2

√M2yi +M xi2

Mtd = √2 M i2+0,75.T i2

Định dạng
Số trang	81
Dung lượng	462,45 KB