CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY CÔN RĂNG THẢNG

Tính các thông số kĩ thuật của bộ truyền 1.. - Lực tác dụng lên trục tính theo công thức 4.21 trang 64 tài liệu [I]thông số bộ truyền đai Đường kính bánh đai nhỏ mm Đường kính bánh đai l

PHẦN I CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

1 Lực kéo trên băng tải F (N) 2750 7 t3 (s) 14400

2 Vận tốc băng tải (m/s) 1,5 8 T1 1.3T

3 Đường kính băng tải (mm) 400 9 T2 1.0T

4 Thời gian phục vụ (giờ) 24000 10 T3 0.75T

5 t1(s) 5 11 Số ca làm việc 1

6 t2(s) 14400 12 Đặc tính làm việc Vừa

13 Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài = 250

1.1 Tính toán công suất

● Công suất làm việc xích tải (công suất trên trục công tác chính là trục của xích tải):

Trong đó: F= 2750N : Lực kéo băng tải

v = 1.5 m/s : vận tốc băng tải

Khi đó công suất làm việc là:

= = 4,125 (kw)

● Công suất tương đương

Ptđ : công suất tương đương

η : hiệu suất truyền tải theo công thức 2.9 trang 19 (giáo trình tính toánthiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1) ta có:

η = Với:

▪ : hiệu suất của bộ truyền đai : 0,95-0,96 ( để hở )

▪ : hiệu suất của bộ truyền bánh răng côn : 0,95 – 0,97 (che kín)

▪ : hiệu suất của bộ truyền xích : 0,90 – 0,93 (để hở)

▪ : hiệu suất của bộ truyền ổ lăn :0,99 – 0,995 (che kín)

Để cho thuận tiện cho việc tính toán ta nên chọn:

, , 0.92,

Từ công thức trên suy ra: η= 0,95 0,97 0,92 = 0,82

Khi đó công suất cần thiết trên trục động cơ là:

= = 4,402 (kw)

1.2 Xác định sơ bộ vòng quay đồng bộ

● Số vòng làm việc của băng tải

= (vòng/phút)Trong đó: v: Vận tốc băng tải = 1.5 m/s

D: Đường kính băng tải = 400 mm

Khi đó số vòng làm việc của băng tải là:

= = 71,61 (vòng/phút)

● Tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống

Theo bảng 2.4 trang 21(giáo trình tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1)

Ta có:

+ là tỉ số truyền của bộ truyền bánh đai : 2 – 5

+ là tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng côn: 2 - 4 ( hộp giảm tốc 1 cấp)

+ là tỉ số truyền của bộ truyền xích: 2 - 5

Do đường kính bánh đai trong bộ truyền đai được tiêu chuẩn hóa ,nên để tránh cho sai lệch tỉ số truyền không quá giá trị cho phép là (≤ 4%) nên chọn u d theo dãy số sau: trang 49 (giáo trình tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ

+ = 4,402 (kw)+ = 2753,26 (vòng/phút)+ ≥ mômen mở máy Tra bảng P1.2 trang 235 (giáo trình tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1)thông số động cơ được chọn:

Bảng 1.1 Thông số động cơ

Kiểu động cơ Công suất P (kW) n (vòng/phút)Tốc độ quay Cos φ Khối

lượng

II Phân phối tỉ số truyền

Theo công thức 3.23 trang 48 (giáo trình tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1) tỉ số truyền hệ thống là:

= = = 40,49

❖Phân phối tỉ số truyền hệ dẫn động cho các bộ truyền

Ta có:

Chọn: , => = = 2,8

III Tính các thông số kĩ thuật của bộ truyền

1 Công suất trên các trục

+ Công suất trên trục làm việc:

= = = 188045,66 (Nmm)+ Mômen xoắn trên trục làm việc:

PHẦN II TÍNH TOÀN BỘ TRUYỀN ĐAI

+ Thông số đầu vào đã biết

- Tỷ số truyền của bộ truyền đai đã phân phối: ud = 3,56

- Công suất của bánh đai chủ động (lắp trực tiếp với trục động cơ nênbằng công suất cần thiết của động cơ): P1 = Pđc = 4,37 kW

- Tốc độ quay của bánh đai chủ động: n1 = ndc = 2900 vòng/phút

+ Tính toán bộ truyền đai là tính chọn các thông số bao gồm:

- Đường kính bánh đai chủ động d1 (mm), được tiêu chuẩn hóa

- Đường kính bánh đai bị động d2 (mm), được tiêu chuẩn hóa

- Dây đai: chiều dai đai l (m) và tiết diện dây đai (tròn, thang, răng lược,

hình chữ nhật dẹt, …)

+ Điều kiện làm việc của bộ truyền đai (kiểm nghiệm)

- Vận tốc đai (vận tốc dài của một điểm bất kỳ trên dây đai) <= 25 m/s

- Số lần va đập của dây đai: i=v/l <=10 (lần/s)

- Góc ôm dây đai (góc chắn tâm bánh đai thể hiện phần dây đai tiếp xúc

bánh đai) phải lớn hơn hoặc bằng 1200

I CƠ SỞ CHỌN TIẾT DIỆN DÂY ĐAI

Công suất của bánh đai chủ động (lắp trực tiếp với trục động cơ nên bằngcông suất cần thiết của động cơ): P1 = Pđc = 4,37 kW > 2 kW nên ta chọn đaithang

II THIẾT KỀ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG

2.1 Xác định kiểu tiết diện đai thang

Từ bảng 4.13 và hình 4.1, trang 59, sách “Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí,tập 1” ta chọn đai loại A

2.2 tính toán thông số bộ truyền đai

Đường kính đai d1 tieu chuẩn (mm) gồm:63, 71, 80, 90, 100, 112, 125, 140,

160, 180, 200, 224, 250, 280, 315, …(trang 60, tài liệu I)

Chọn đường kính bánh đai nhỏ : d1 = 140 (mm)

Tính vận tốc đai: (trang 60, tài liệu I)

nhỏ hơn vận tốc đai cho phép

Ta cso hệ số trượt đai :

Vậy tỉ số truyền thực tế:

Suy ra tỉ số truyền thực tế bằng tỉ số truyền đai đã chọn

Dựa vào tỉ số truyền và đường kính chọn chiều dài sơ bộ khoảng cách trục a theo bảng 4.14 tài liệu [I]

- Chiều dài đai sơ bộ

Theo công thức 4.4 tài liệu [I]

Theo dãy tiêu chuẩn bảng 4.13 trang 59 tài liệu [I] chọn = 2240 (mm)

- Số vòng chạy của đai:

Theo công thức 4.15 trang 60 tài liệu [I]

- Từ chiều dài đai tiêu chuẩn cần tính chính xác khoảng cách trục a theo công thức 4.6 trang 54 tài liệu [I]

Ta có:

Suy ra:

- Kiểm tra điều kiện khoảng cách trục a:

Ta có:

Lại có:

Mà (mm), nên thỏa mãn điều kiện

- Góc ôm xác định theo công thức 4.7 trang 54 tài liệu [I] với điều kiện Góc thỏa mãn điều kiện

2.3 Tính toán số đai

Số đai z được tính theo công thức 4.16 trang 60 tài liệu [I]

Trong đó:

+ công suất trên trục bánh đai chủ động

+ công suất cho phét: (tra bảng 4.19[I])

3,5

+ hệ số tải trọng động: (tra bảng 4.7[I])

1,35

+ hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm : (tra bảng 4.15[I])

0,9

+ hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai: (tra bảng 4.16[I])

1,05

+ hệ số kể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền: (tra bảng 4.17[I])

1,14

+ hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho

0,95

Suy ra:

Vậy chọn số đai 2

2.4 xác định chiều rộng bánh đai

- Từ số đai xác định chiều bề rộng đai B theo công thức 4.17 trang 63 tài liệu [I]

Tra bảng 4.21 trang 63 tài liệu [I]

,

- Đường kính ngoài của bánh đai tính theo công thức 4.18 trang 63 tài liệu [I]

⇨ Đường kính ngoài của bánh đai nhỏ:

⇨ Đường kính ngoài của bánh đai lớn:

2.5 xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng trên trục

- lực căng ban đầu được xác định theo công thức 4.19 trang 63 tài liệu [I]

Trong đó:

lực căng do ly tâm sinh ra

Theo công thức 4.20 trang 64 tài liệu [I]

Với

khối lượng 1m chiều dài đai (bảng 4.22)

vận tốc vòng đai

công suất trên trục bánh đai chủ động

Vậy lực căng ban đầu:

- Lực tác dụng lên trục tính theo công thức 4.21 trang 64 tài liệu [I]

thông số bộ truyền đai

Đường kính bánh đai nhỏ (mm)

Đường kính bánh đai lớn (mm)

Chiều rộng của bánh đai (mm)

Lực căng ban đầu (N)

PHẦN III TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH

Tổng quan 1 Thông số đầu vào đã biết (n, P, u x tính cho đĩa xích chủ động).

- Tỷ số truyền của bộ truyền xích đã phân phối: ux = 2,8 (bảng tổng kếtphần I.)

- Công suất P1 của đĩa xích chủ động (do đĩa xích chủ động lắp trực tiếpvới trục bị động của hộp giảm tốc nên công suất của đĩa xích chủ động bằngcông suất PII của trục bị động hộp giảm tốc): P1 = PII =4,01 kW

- Tốc độ quay của đĩa xích chủ động: n1 = nII =203,65 vòng/phút

Tổng quan 2 Tính toán bộ truyền xích là tính chọn các thông số bao gồm (thông số đầu ra):

Tính xong sẽ chọn Z1, Z2, p, x

- Số răng Z1 (răng) của đĩa xích chủ động (nên chọn số lẻ)

- Số răng Z2 (răng) của đĩa xích bị động (nên chọn số lẻ)

- Dây xích: bước xích p (mm, tiêu chuẩn hóa) và số mắt xích x (nên chọn

số chẵn): tránh hiện tượng trùng khớp

Tổng quan 3 Điều kiện làm việc của bộ truyền xích (kiểm nghiệm)

- Số lần va đập i < [i] (Tra bảng 5.9 trang 85 để lấy giỏ trị [i])

- Kiểm nghiệm độ bền va đập của xích về quá tải theo hệ số an toàn:

s > [s] (Tra bảng 5.10 trang 86 để lấy giỏ trị [s])

II TÍNH VÀ CHỌN CÁC THÔNG SỐ BỘ TRUYỀN XÍCH (Z 1 ,

Z 2 , p và x)

1 Tính và chọn số răng đĩa xích (Z 1 ,Z 2 )

Từ phần I (Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền) ta đã có Ux = 2,8

Từ công thức mục 5.2.1 trang 80 [I] ta có số răng đĩa xích chủ động Z1:

Z1 = 29 – 2 UX = 29 – 2 2,8 = 23,4 > 19 (răng) (thỏa mãn)

Tra bảng 5.4 trang 80 [I] ta chọn Z1 = 25 (răng)

+ Pt - Công suất tính toán (kW)

+ P = P1 = PII = 4,01 (kW) - Công suất cần truyền ;

+ Hệ số răng : kz = = = 1

Trong đó z01 là số răng đĩa xích chủ động ứng với bước xích tiêu chuẩn(mặc định z01 = 25 răng) (mục a, cuối trang 80)

Trong đó : (Tra bảng 5.6, trang 82 [I] ta có)

Hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền :

k = 1 ( Do gúc nghiêng đường nối tõm 25O < 60o)

Hệ số kể đến ảnh hưởng của khoảng cách trục và chiều dài xích:

ka = 1 (chọn a = 40p)

Hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng :

kđc = 1,25 (Vị trí trục không điều chỉnh được);

Hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn:

kbt = 1,3 (Tra bảng 5.6[I] và 5.7[I] )

Ta lấy số mắt xích chẵn xc = 130 (mắt xích) , tính lại khoảng cách trục theo

công thức: (5.13 trang 85 [I])

a = 0,25.p (5.13)Theo đó, ta tính được:

4 Kiểm nghiệm bộ truyền xích về số lần va đập và độ bền

+ Số lần va đập của bản lề xích trong 1 giây : (công thức 5.14 trang 85 )

i = [i]

Ta có : i = = 2,61

 i = 2,61 < [i] = 30 (Tra bảng 5.9 trang 85 [I] )

Vậy sự va đập của các mắt xích vào các răng trên đĩa xích đảm bảo, không gây

ra hiện tượng gẫy các răng và đứt mắt xích

+ Kiểm nghiệm xích về độ bền va đập

Với các bộ truyền xích bị quá tải lớn khi mở máy hoặc thường xuyên chịu

tải trọng va đập trong quá trình làm việc cần tiến hành kiểm nghiệm về quá tảitheo hệ số an toàn:

-Lực căng do nhánh xích bị động sinh ra:

F0 = 9,81 kf q a

Trong đó :

+ Hệ số phụ thuộc vào độ võng f của xích và vị trí bộ truyền:

Hệ số kf = 6 (bộ truyền nằm ngang, góc nghiêng đường nối tâm bằng 0 độ)

Hệ số kf = 4 (bộ truyền nằm nghiêng, góc nghiêng đường nối tâm dưới 40 độ)

Hệ số kf = 2 (bộ truyền nằm nghiêng, góc nghiêng đường nối tâm trên 40 độ)

Hệ số kf = 1 (bộ truyền thẳng đứng, góc nghiêng đường nối tâm bằng 90 độ)Với góc nghiêng đường nối tâm trong bảng số liệu đã cho (đề đồ án) ta chọn:

kf = 4 (cuối trang 85) Vậy F0 = 9,81 4 2,6 0,983 = 100,28 (N)

Ứng suất tiếp xúc H trên mặt răng đĩa xích phải nghiệm điều kiện:

H = 0,47  [H] (5.18 trang 87)

Chọn vật liệu làm đĩa xích là thép C45 (Carbon 0,45%) tụi cải thiện đạt độ cứng170-210 HB (Hardness Brinen)

Tra theo bảng 5.11 trang 86 ta có :[H] =600 (MPa )

- Lực vòng trên băng tải : Ft = 1865 (N)

- Mô đun đàn hồi : E =

với : E1, E2 lần lượt là mô đun đàn hồi của vật liệu con lăn và răng đĩa xích,

lấy E = 2,1 10 5 MPa (Thép C45).

- Diện tích chiếu của bản lề : A = 180 (mm2) (bảng 5.12 trang 87)

Suy ra: H1 = 0,47. = 449,8 (MPa)

+ Ứng suất tiếp xúc H trên mặt răng đĩa xích 2:

Với: z2 = 71 kr2 = 0,21

Fvd2 = 13 10-7 nIII p3 m = 13 10-7 72,73 (25,4)3 1 = 1,54 (N)

Suy ra: H2 = 0,47 = 317,8 (MPa)

Như vậy: H1 = 449,8 (MPa)

H2 = 317,8 (MPa)

So sánh H1 và H2 với [H] =600 (MPa ) kết luận tiếp xúc của đĩa xích chủđộng và đĩa xích bị động với dây xích đạt tiêu chuẩn bền

5 Tính toán các thông số hình học của bộ truyền xích

(công thức cuối trang 89)

+ bán kính đáy răng: r = 0,5025.d1+0,05

Với: d1 = 15,88 (bảng 5.2 trang 78 [I])

⇨ r = 0,5025 15,88 + 0,05 = 8,02 (mm)

Do đó: df1 = – 2 8,02 = 186,72 (mm)

df1 =– 2 8,02 = 558,47 (mm)

6 Tính các lực tác dụng lên trục

Theo cụng thức trang 87 [I] ta có:

Lực căng trên đĩa xích chủ động F1 và đĩa xích bị động F2:

Bảng thống kê kết quả tính toán bộ truyền xích

Vật liệu đãi xích Thép C45

d2

(mm)(mm)

CHƯƠNG IV: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

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)

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

* Ứng suất tiếp xúc cho phép [H] và ứng suất uốn cho phép [F] được xác định theo công thức sau: trang 91 [I]

Trong đó:

ZR - Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc;

Zv - Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng;

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;

KxF - Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền

 = 2HB + 70 ; SH = 1,1 ;

 = 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:

mH , mF - Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn ;

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 trọng thay đổi nhiều bậc:

Trong đó: c - Số lần ăn khớp trong một

vòng quay của bánh răng;

ni - Số vòng quay của bánh răng đang xét ở

ti - Tổng số giờ làm việc ở chế độ thứ i của

bánh răng đang xét;=12000 giờ

Ta có: với bánh răng nhỏ (bánh răng 1):

Với bộ truyền bánh răng côn răng thẳng, ứng suất tiếp xúc cho phép là giá trị nhỏ hơn trong hai giá trị tính toán của [H]1 và [H]2 .

 = Min (  ;  ) = [H]2 = 481,8 MPaKiểm tra sơ bộ ứng suất:

[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

3 Tính toán bộ truyền bánh răng côn

a) Đường kính chia ngoài (tr111)

Trong đó:

+ KR = 0,5.Kd hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răngVới truyền động bánh răng côn, răng thẳng bằng thép: Kd = 100

E

+ u - tỉ số truyền bánh răng u = 4

+ T1- momen xoắn trục chủ động T1 = 48769,95 (Nmm)

+ Kbe - hệ số chiều rộng vành răng:

Kbe = = 0,25 0,3Vì: u = 4 => Kbe = 0,25 + KHβ hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộngvành răng bánh răng côn; tra bảng 6.21 [I]:

⮚ Mô đun vòng ngoài: CT6.56 [I]

⮚ Đường kính chia ngoài

⮚ đường kính đỉnh răng ngoài

dae1 = de1 + 2.hae1.cos = 62,5 + 2 3,43 cos = 63,21 (mm)

dae2 = de2 + 2.hae2 cos = 250 + 2 1,57 cos75°57’= 252,67 (mm)

⮚ Chiều dày răng ngoài: TCVN 3690-1981

θf2 = arc tg hfe2 /Re = arctg 3,93 / 128,84 = 1,440

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

=cosδ1 -hae1.sinδ1=128,84 cos- 3,43.sin=124,1(mm)

= cosδ2 -hae2.sinδ2=128,84 cos75°57’- 1,57 sin75°57’=28,03(mm)

D) Kiểm nghiệm rang về độ bền tiếp xúc: CT 6.58

H = ZM.ZH.Zε Trong đó

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

Tra bảng 6.5 trang 96 ZM = 274 MPa1/3

KH hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc

E) Kiểm nghiệm về độ bền uốn

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

mnm = mtm=2,19 ( do là bánh răng côn răng thẳng)

dm1 đường kính trung bình của bánh chủ động dm1 = 54,75mm

Tra bảng 6.21 (I) trang113 ta có =1,2

là 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 = 1

4 Kiểm nghiệm răng về quá tải

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

= = 457,68 = 541,53 MPa []max = 1624 MPa

Theo 6.49 (I) trang 110 :

= Kqt = 82,05.1,4 = 114,87 MPa []max = 464 MPa

= Kqt = 84,14.1,4 = 117,80 MPa []max = 360 MPa

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