Thuyet minh DACSTKM BR TRU NGHIENG

Phân phối tỉ số truyền hệ dẫn động cho các bộ truyềnIII... Đai được mắc lờn hai bỏnh với lực căng ban đầu Fo, nhờ đú cú thể tạo ra lực ma sỏt trờn bề mặt tiếp xỳc giữa đai và bỏnh đai v

PHẦN 1 CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

Tóm tắt nội dung:

Các bước làm:

I Chọn kiểu loại động cơ

 -Chọn kiểu loại động cơ

1 Lực vòng trên băng tải F( N) = 2250 7 t3 (s) = 14400

2 Vận tốc xích tải (m/s) = 1,3 8 T1 = 1.3T

3 Đường kính băng tải (mm) = 320 9 T2 = 1.0T

4 Thời gian phục vụ (giờ) = 20000 10 T3 = 0.8T

5 t1(s) = 5 11.Số ca làm việc 1

6 t2(s) = 14400 12 Đặc tính làm việc Nhẹ

13 Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài = 45 0

1 Tính toán công suất

 Công suất làm việc băng tải (công suất trên trục công tác chính là trục của băng tải):

1000

lv

F v

P 

11Equation Section (Next)Trong đó :

F= 2250N :Lực vòng trên băng tải

β =

2

. i i

t Ti

P lv : công suất làm việc trên băng tải

η : hiệu suất truyền tải theo công thức 2.9 trang 19 ta có:

η= η d η br η x

3

ol

 Với :

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

 η br : hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ : 0,96 – 0,98 (được che kín)

 η x : hiệu suất của bộ truyền xích : 0,90 – 0.93 (để hở)

 η ol : hiệu suất của bộ truyền ổ lăn :0,99 – 0,995 (được che kín)

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

 n lv=

60000.1,3

77.59 320

 Tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống

Theo bảng 2.4 trang 21 ta có :

 u d là tỉ số truyền của bộ truyền đai : 2-5

 u br là tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ :3-5 (hộp giảm tốc 1 cấp)

 u x 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:

k dn

T T

II Phân phối tỉ số truyền

Theo công thức 3.23 trang 48 tỉ số truyền hệ thống là :

u ht =

dc lv

n

n =

2880

37.12 77.59

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

III Tính các thông số kĩ thuật của bộ truyền

1.Công suất trên các trục

 Công suất trục động cơ : P dc = P ct = 3,524 (kW)

 Công suất trên trục I (trục chủ động) : P I = P dc η d = 3,524 0,95=3,3478 (kW)

 Công suất trên trục II (trục bị động) :P II =P I η br η ol = 3,3478.0,97.0,993=3,225 (kW)

 Công suất trên trục làm việc: P lv = P II η x

n

u =

2880

8093,56  914,29 (vòng/phút)

 Trục II : n II =

8094

I br

n

u   202,25(vòng/phút)

 Trục làm việc : n lv =

II x

n

202, 252,61 77,49(vòng/phút)

3 Mômen xoắn trên các trục

Ta có :

69,55.10 i

i

i

P T

I

P T

n

39519 (Nmm)

P T

lv

P T

A-TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN NGOÀI

II-THIẾT KỀ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG:

Truyền động đai được dựng để truyền chuyển động và mụmen xoắn giữa cỏctrục xa nhau Đai được mắc lờn hai bỏnh với lực căng ban đầu Fo, nhờ đú cú thể tạo

ra lực ma sỏt trờn bề mặt tiếp xỳc giữa đai và bỏnh đai và nhờ lực ma sỏt mà tảitrọng được truyền đi

Thiết kế truyền đai gồm cỏc bước :

- Chọn loại đai, tiết diện đai

- Xỏc định cỏc kớch thước và thụng số bộ truyền

- Xỏc định cỏc thụng số của đai theo chỉ tiờu về khả năng kộo của đai và vềtuổi thọ

- Xỏc định lực căng đai và lực tỏc dụng lờn trục

Theo hỡnh dạng tiết diện đai, phõn ra : đai dẹt (tiết diện chữ nhật), đai hỡnh thang(đai hỡnh chờm), đai nhiều chờm (đai hỡnh lược) và đai răng

II.1 Xỏc định kiểu đai

Ta cú thụng số bộ truyền

ndc =2907 (vũng/phỳt); Pđộng cơ =P0 =10,24 (kW)

Dụa vào hỡnh 4.1[I] ta chọn tiết diện đai Ƃ

Dựa vào bảng 4.13[I] ta cú cỏc thụng số sau

Ký hiệu

Kích thớc mặt cắt (mm)

Diện tíchA(mm2) (mm)d1

Chiều dài giới hạn l (mm)

Nh vậy vận tốc đai tính toán nhỏ hơn vận tốc đai cho phép vmax = 25 m/s (đối với loại đai thang thường)

Ta có hệ số trượt đai :

ε = 0,01 ÷ 0,02 ;chọn ε = 0,02

Suy ra đường kính bánh đai lớn :

d2 =d1.U đ .(1−ε) =160.4(1-0,02) =627,2 (mm) (4.26.T67)

Chän d2 = 630 mm

Như vậy tỷ số truyền thực tế ut=d2/d1.(1-ε¿

=630/160.(1-0,02) = 4,02

Vậy ∆ u=(ut-u)/u=(4,02-4).100/4=0,5% < 4%

Suy ra tỷ số truyền thực tế bằng tỷ số truyền đã chọn

Tra bảng 4.13[I] , ta chọn chiều dài đai tiêu chuẩn là l=2500 (mm)

Sè vßng ch¹y cña ®ai:

i = v

l =

24,34 2,5 = 9,736< imax = 10 (4.15)

→chiều dài của đai đảm bảo độ bền

Kho¶ng c¸ch trôc tính tóan lại là:

 a = 1259,7+√1259,7 2 −8 235 2

Vậy khoảng cách trục thưc tế là :

a = 582 (mm)ĐiÒu kiÖn kho¶ng c¸ch trôc cÇn tháa m·n:

II.4-Xỏc định chiều rộng bỏnh đai

- Chiều rộng của bánh đai đợc xác định theo công thức:

B = (z - 1)t + 2e

Tra bảng 4.21[I] :

t = 19 mm ; e = 12,5 mm ; h0 = 4,2mm

Vậy: B = (2 - 1).19+ 2.12,5 = 44 mm

§êng kÝnh ngoµi cña b¸nh ®ai :

III-THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH

III 1 Chọn loại xích

Do bộ truyền tải không lớn, ta chọn loại xích ống - con lăn một dãy, gọi tắt làxích con lăn một dãy Loại xích này chế tạo đơn giản, giá thành hạ và có độ bềnmòn cao

III 2 Xác định các thông số của xích và bộ truyền xích

kO = 1 ( Do gúc nghieng nối tõm α=¿30O<60o)

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

ka = 1 chọn a = 40p

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

kđc = 1 (Điều chỉnh bằng 1 trong cỏc đĩa xớch);

 k = 1.1.1.1.1.1 = 1

Từ (II -81) ta tính đợc: Pt = 9,25.1.1,09.1,38 = 13,91< [P] = 19,3 ( kW )

(thỏa món điều kiện)

Vậy tra bảng 5.5 [I] : với n 01 = 200 vg/ph ta chọn bước xớch :

p = 31,75(mm) < pmax = 50,8 (mm)  Thỏa món điều kiện

Ta lấy số mắt xích chẵn xc= 126 , tính lại khoảng cách trục theo công thức:

 i = 1,77 < [i] = 35 (Tra bảng 5.9[I] )

Vậy sự va đập của các mắt xích vào các răng trên đĩa xích đảm bảo, không gây rahiện tợng gẫy các răng và đứt mắt xích

- Lực căng do lực ly tâm sinh ra khi làm việc:

Fv = q v2 = 3,8.1,772 = 11,9 (N) -Lực căng do nhánh xích bị động sinh ra:

 r = 0,5025.22,23 + 0,05 = 9,62 (mm)

Do đó: df1 = 233,46 - 2.9,62 = 214,22 (mm)

df2 = 657,17 - 2.9,62=637,93 (mm)

 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc của đĩa xích:

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

H = 0,47 √k r(F t K d+F vd) E

A k d  [

H] (5.18) Chọn vật liệu làm đĩa xớch là thộp 45 tụi cải thiện đạt HB321,tra theo

Fr = kx Ft (5.20)

Trong đó: kx: Hệ số kể đến ảnh hởng của trọng lợng xích

Loại xớch xớch con lăn

Khoảng cỏchtrục

d1

d2

233,46mm657,17 mmLực tỏc dụng

B – TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG

IV TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIấNG

IV 1 Chọn vật liệu chế tạo bánh răng

Đối với hộp giảm tốc bánh răng tr rụ r ăng nghiờng1 cấp chịu công suấttrung bình, nhỏ, ta chỉ cần chọn loại vật liệu nhóm I Vật liệu nhóm I là loại vật liệu

có độ rắn HB ≤ 350, bánh răng đợc thờng hóa hoặc tôi cải thiện Nhờ có độ rắnthấp nên có thể cắt răng chính xác sau khi nhiệt luyện, đồng thời bộ truyền có khảnăng chạy mòn Bên cạnh đó, cần chú ý rằng để tăng khả năng chạy mòn của răng,nên nhiệt luyện bánh răng lớn đạt độ rắn thấp hơn bánh răng nhỏ từ 10 đến 15 đơnvị:

Nhiệt luyện

Kớchthước S

mm ,khụnglớn hơn

Độ rắn Giới hạn

bềnb

MPa

Giớihạnchảy

IV 2 Xác định ứng suất cho phép

- Ứng suất tiếp xúc cho phép [H] và ứng suất uốn cho phép [F] đợc xác địnhtheo công thức sau:

KxF - Hệ số xét đến kích thớc bánh răng ảnh hởng đến độ bền uốn;Trong thiết kế sơ bộ, ta lấy: ZRZvKxH = 1 và : YRYsKxF = 1 , do đú ta cú :

+ SH = 1,1 - Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc

+ SF = 1,75 - Hệ số an toàn khi tính về uốn

lần lợt là các ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốncho phép ứng với số chu kỳ cơ sở, tra bảng 6 2 [II] :

N N

(6.4)Trong đó:

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

mH = mF = 6 (khi độ rắn mặt răng HB ≤ 350 )

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

Với: NHO = 30.H HB2,4 (6.5)

 NHO1 = 30 2402,4 = 15474914

NHO2 = 30 2302,4 = 13972305

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

NFO = NFO1 = NFO2 = 4 106 = 0,4 107 = const

- NHE , NFE - Số chu kỳ thay đổi ứng suất tơng đơng Khi bộ truyền chịu tải trọng thay đổi nhiều bậc:

NHE = 60.c.T T i/ max3n t i i (6.7-6.8)

NFE = 60.c  / max F

i i

m i

Trong đó:

c =1 - Số lần ăn khớp trong một vòng quay của bánh răng

ni - Số vòng quay của bánh răng trong một phút

Ti - Mômen xoắn ở chế độ thứ i

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

ti - Tổng số giờ làm việc của bánh răng ti = 20000( giờ)

Nh vậy: NHE1> NHO1 , NHE2> NHO2

NFE1> NFO1 , NFE2> NFO2

[H]2 = 530

1,1 = 482 (MPa) [F]1 = 432.1 1

1,75 = 246,85 (MPa) [F]2 = 414.1 1

1,75 = 236,6 (MPa)Với bộ truyền bánh răng tr răng ụ r nghiờng , ứng suất tiếp xúc cho phép là giá trịtrung bình của [H]1 và [H]2 nhng không vợt quá 1,25[H]min

T K u



(6.15a)Trong đú:

- Ka = 43 MPa1/3 : H s ph thu c v t li u c a c p ệ số phụ thuộc vật liệu của cặp ố phụ thuộc vật liệu của cặp ụ r ộc vật liệu của cặp ật liệu của cặp ệ số phụ thuộc vật liệu của cặp ủa cặp ặp bỏnh răng và lo i rại r ăng (b ng 6.5[I] )ảng 6.5[I] )

- TI : Mụmen xoắn trờn tr c chụ r ủa cặp đ ng Tộc vật liệu của cặp I = 130000 Nmm

2- Xác định thông số ăn khớp.

+)Xỏc định modun ta cú: m = (0,01  0,02)aw (6.17)

df1 =d1 – 2,5.m = 63,36 – 2,5.3 = 55,86 mm

df2 =d2 – 2,5.m = 316,8 – 2,5.3 = 309,3 mm

+ góc profin gốc :

∝ = 20o (theo TCVN 1065-71)+Góc profin răng :

∝ t = arctg(tg ∝/cos β ) =arctg(tg200/0,988)=21o

+Góc ăn khớp : ∝ t w= ∝ t = 21o

+) Hệ số trựng khớp dọc là:

 = b w sinβ

m π =

76.sin 18,67o3.3,14 =2,58> 1 (Thoả món điều kiện trựng khớp.)

4- Kiểm nghiệm răng về độ bền m i ỏi tiếp xúc.

Ứng suất tiếp xỳc phải thoả món điều kiện sau:

H = ZM ZH Z.√2 T1 K H .(u+1)

b w .u d w21 ≤ [H] (6.33)Trong đú :

+ ZM = 274 Mpa1/3 - Hệ số kể đến cơ tính của vật liệu của các bánh răng ăn khớp

(Theo bảng 6 5 [I])+ Hệ số kể đến ảnh hưởng của hỡnh dỏng bề mặt tiếp xỳc

+ KHα : Hệ số phõn bố tải trọng cho cỏc đụi răng ăn khớp xỏc định dựa theo :

V y tra b ng 6.13[I] , ta ật liệu của cặp ảng 6.5[I] ) được cấp chớnh xỏc 9

=> Tra b ng 6.14 ảng 6.5[I] ) [I] ta đư c Kợc K Hα = 1,13

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

5- Kiểm nghiệm độ bền m i uốn ỏi

Điều kiện bền uốn cho răng:

F1 =

1 1

 zv2 =

126 cos38,79 = 130,5 L y zấy z v2=130Theo bảng 6 18[I] , ta có: YF1 = 3,9 ; YF2 = 3,6

-Y =

1

ε α = 1,61 = 0,625 - Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, với 

 là hệ sốtrùng khớp ngang, ta có  = 1,6

-Y -Hệ số kể đến độ nghiêng của răng,ta cú :

Y=1- (β0/1400) =1- (18,670/1400) = 0,867-KF - Hệ số tải trọng khi tính về uốn:

Với : KF=KF.KF.KFv=1,14.1,37.1,07=1,67 (6.45)

Trong đó:

+ KF = 1,14 - Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng, (theo bảng 6 7[I] )

+ KF = 1,37 - Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồngthời ăn khớp ( theo bảng 6 14[I] )

KFv - Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, tính theo côngthức(tơng tự khi tính về tiếp xúc):

Nh vậy điều kiện bền mỏi uốn đợc đảm bảo

6- Kiểm nghiệm độ bền quỏ tải

+) Kiểm nghiệm quỏ tải tiếp xỳc:

Hmax = H Kqt v i Kới K qt = Tmax/T = 1,4

=>Hmax =405,43 1,4 = 479,71< [

H1]max =1260 MPa (6.48-6.49) [H2]max =1260 MPa

+) Kiểm nghiệm quỏ tải uốn :

F1max = F1.kqt = 63,55.1,4 =88,97< [F1]max = 360 Mpa

F2max = F2.kqt = 58,66.1,4 = 82,12< [F2]max = 360 Mpa

Vậy răng đảm bảo độ bền mỏi tiếp xỳc và độ bền mỏi uốn khi quỏ tải

7- Lực tác dụng trong bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

Trên hình vẽ thể hiện lực pháp tuyến Fn nằm trong mặt phẳng pháp tuyến và vuông góc với cạnh răng

Lực Fn đợc phân ra làm ba thành phần vuông góc: Lực vòng Ft, lực hớng tâm

Fr, lực dọc trục Fa F→n = F→t + F→a + F→r

Sơ đồ tác dụng lực lên bộ truyền bánh răng khi làm việc

Bảng thông số và kích thước bộ truyền bánh răng trụ - răng nghiêng

2 T s truy nỷ số truyền u = 5 ố phụ thuộc vật liệu của cặp ền u = 5 u 5

3 Chi u r ng vền u = 5 ộc vật liệu của cặp ành răng bw 76 mm

ta chọn vật liệu làm trục là thép C45 thường hoá có cơ tính như sau

- []= 12 30 (MPa) là ứng suất xoắn cho phép.

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

- Dựa vào đường kính sơ bộ của các trục vừa tính toán, ta xác định được gần đúng chiều rộng của ổ lăn, theo bảng 10 2 [I] , ta có:

- Với: dsb I = 40 (mm)  bo = 23 (mm)

- Với: dsb II = 55 (mm)  bo = 29 (mm)

Phân tích lực tác dụng lên bộ truyền:

 Xác định các kích thước liên quan đến bộ truyền:

- Chiều dài mayơ bánh đai, mayơ đĩa xích, mayơ bánh răng trụ được xác định theo công thức sau:

lm22 = 74(mm)

- Sử dụng các kí hiệu như sau

k: số thứ tự của trục trong hộp giảm tốc

i: số thứ tự của tiết diện trục ,trên đó lắp các chi tiết có tham gia truyền tải trọng

lki : khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện thứ i trên trục k

Theo CT 10.14[1] ta có:

lcki = 0,5.(lmki + b0) + k3 + hn

Trong đó:

+ lcki: khoảng côngxôn( khoảng chìa) trên trục thứ k, tính từ chi tiết thứ i

ở ngoài hộp giảm tốc đến gối đỡ

+ lmki: chiều dài mayơ của chi tiết quay thứ i trên trục k

+ b0 là chiều rộng ổ lăn

+ k3 là khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ

+ hn là chiều cao nắp ổ và đầu bu lông

Theo CT trong bảng 10.4[I]

lk3= 0,5( lmk3+b0) + k1+k2

- Các khoảng cách khác được chọn trong bảng 10.3 [1], ta có:

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

l13 = 71,5( mm) l23 = 71,5 (mm)

lm12 = 60 (mm) lm22= 74 (mm)

Theo Hình 10.6[1]: ta có sơ đồ tính khoảng cách giữa các gối đỡ:

Tính các phản lực lên gối đỡ B và D

Giả sử chiều của các phản lực tại các gối đỡ B và D theo phương x và y như hình vẽ Ta tính được các thông số như sau : + Phản lực theo phương của trục y

Vậy chiều của lực cùng chiều hình vẽ

Phản lực theo phương của trục y

130000 73600

117910,65

43233,33

1 ,

td

M

(10.17) Trong đó: Mtd - Mô men tương đương trên các mặt cắt, được tính theo công thức sau:

Mtd = M x2 M y2 0,75.M z2

Theo phần chọn sơ bộ đường kính trục, ta có dsb I = 40 (mm), vật liệu chế tạo trục

là thép 45, tôi cải thiện, có b ≥ 600 MPa; theo bảng 10.5[I], ta chọn trị số của ứngsuất cho phép của vật liệu chế tạo trục là:

[] = 63 MPa

+) Xét mặt cắt tại điểm C ( điểm có lắp bánh răng)

Với mặt cắt bên phải điểm C có:

5 Kiểm nghiệm trục và độ bền mỏi.

- Áp dụng công thức (10.9) ,kiểm nghiệm độ bền mỏi cho điểm nguy hiểm nhất

Trong đó:S σ c ;S τ c lần lượt là giới hạn mỏi và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng.

- Đối với trục I có 1 rãnh then thì:

Ky - hệ số tăng bền bề mặt trục, tra bảng 10.9[I], Ky = 1,6

+)  , - hệ số kể đến ảnh hưởng kích thước mặt cắt trục, đối với trục làm bằng vật liệu thép các bon có đường kính d = 40 (mm), theo bảng 10.10[I], ta có:  = 0,88 ,  = 0,81

+) K , K - trị số của hệ số tập trung ứng suất thực tế trên bề mặt trục, đối với trục có rãnh then và gia công bằng dao phay ngón Theo bảng 10 12[I], ta có:

Kdc =

1,76

0,88+1,06−1

1,6 = 1,29