THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

η ol4 Trong đó: η k=1 Hiệu suất của khớp nối trục đàn hồi... Tính môment tương đương tại tiết diện nguy hiểm: Tiết diện nguy hiểm tại vị trí lắp bánh răng trụ răng nghiêng:... Tính đường

TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA ĐÀ NẴNG

1-Động cơ điện ; 2-Nối trục đàn hồi ; 3-Hộp giảm tốc bánh răng trụ; 4-Bộ truyền

đai;5 – Băng tải

Số liệu thiết kế :

Công suất động cơ 7,5KW

Số vòng quay trong một phút của động cơ: 2910v/ph

Số vòng quay trong một phút của trục ra : 200v/ph

 Giai đoạn số 1:

CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

Bài làm:

I Chọn động cơ:

{Số vòng quay đ ng Công su t ấ đ ng ộ ộ cơ :7,5 KW cơ : 2910 v / ph

Tra Phụ lục bảng 2P- trang 322- Thiết kế chi tiết máy - Nguyễn TrọngHiệp & Nguyễn Văn Lẫm

 Chọn dộng cơ điện che kín có quạt gió loại AO2-51-2

1 Hiệu suất chung của hệ thống truyền động:

η ∑=η x η br .η k η ol4

Trong đó:

η k=1 Hiệu suất của khớp nối trục đàn hồi

η br = 0,96 Hiệu suất hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp.

η x=0 , 96Hiệu suất bộ truyền đai

η ol=0,99 Hiệu suất ổ lăn

n ct = 60000 v π D = 60000.3,55π 500 = 135,6 vòng/phút ≈ 136 vòng/phút

4 Tính toán số vòng quay sơ bộ của động cơ:

Chọn tỉ số truyền (Tra bảng 3.2- trang 88/Cơ sở thiết kế máy-Nguyễn Hữu

Lộc)

Hộp giảm tốc 1 cấp: ur = 3,5

Bộ truyền xích : ux = 2

Tỉ số truyền của khớp nối trục dàn hồi : uk = 1

Tỉ số truyền sơ bộ : uch = ur.ux.uk = 3,5 2 1 = 7

Vòng quay sơ bộ của động cơ:

- Chọn tỉ số truyền của hộp giảm tốc 1 cấp : ur = 3,5

Tỉ số truyền của khớp nồi trục đàn hồi là: uk = 1

dc dc

 Các thông số ban đầu:

 Công suất bộ truyền: P = 11,567 kW

z1 = 29 - 2ux = 29 – 2 2,037 = 24,926 răng → chọn 25 răng (nên chọn số

răng là lẻ để đĩa mòn đều hơn , tăng khả năng sử dụng)

 K a = 1 xét đến ảnh hưởng của khoảng cách trục

 K o = 1 hệ số xét đến ảnh hưởng của cách bố trí trục truyền

(nằm ngang)

 K dc = 1 hệ số xét đến ảnh hưởng của khả năng năng điều chỉnh lực

căng xích( không điều chỉnh được)

 K b = 1,5 hệ số xét đến điều kiện bôi trơn( bôi trơn định kỳ).

 K lv = 1,12 hệ số xét đến chế độ làm việc( làm việc 2 ca).

5 Tính công suất tính toán P t

1

2,184.1, 47.1.11,567

37,136( W) 1

z n t

01 200

1, 47136

n

n K

z K z

 Xích một dãy nên chọn: Kx = 1

 Ta chọn bước xích p c = 44,45 mm

6 Xác định số vòng quay tới hạn( bảng 5.2)

Số vòng quay giới hạn tương ứng với bước xích pc = 44,45mm là

nth = 400 vòng/phút nên thỏa điều kiện n1 < nth

7 Xác định vận tốc trung bình của xích (theo công thức 5.10)

n z p n z v

Theo bảng 5.6 với bước xích pc = 44,45 mm ta có  i =12

Kiểm tra xích theo hệ số an toàn (theo công thức 5.28):

 Tải trọng phá hủy Q = 172,4 kN =172400 N (tra bảng 5.2 sách Trịnh

Chất-Lê Văn Uyển với bước xích pc = 44,45 mm)

44, 45.51

721,59 0,7 752,71

 Số liệu ban đầu:

 Công suất truyền: P 1 = 12,171 kW.

 mooment xoắn cực đại: T 1 = 119827,89 N.mm.

 Số vòng quay trục dẫn: n 1 = 970 vòng/phút.

 Số vòng quay trục bị dẫn: n 2 = 277,14 vòng/phút.

 Tỷ số truyền: u = 3,5.

 Thời gian làm việc: L = 4 năm, làm việc 2 ca/ngày.

 Tổng thời gian làm việc: L h = 4.300.2.8 =19299 giờ.

1 Chọn vật liệu:

- Bánh nhỏ: thép 45 tôi cải thiện, độ rắn HB1≈ 250 HB Giới hạn bền

850

  , giới hạn chảy  ch 580MPa

- Bánh lớn: thép 45 tôi cải thiện, chọn HB1 = HB2 + (10÷15)HB nên có độ rắn

HB2≈ 235 HB Giới hạn bền  b 750MPa, giới hạn chảy  ch 450MPa

Vì NHE1 > N0H1; NHE2 > N0H2 nên KHL1 = KHL2 = 1.

- Theo bảng 6.13/ trang 220 sách “Cơ Sở Thiết Kế Máy” của Nguyễn Hữu Lộc,giới hạn mỏi tiếp xúc các bánh răng xác định như sau :

- Theo bảng 6.13/ trang 220 sách “Cơ Sở Thiết Kế Máy” của Nguyễn Hữu Lộc, giới hạn mỏi tiếp xúc các bánh răng xác định như sau :

 ψ ba = 0,4 (theo bảng 6.15/ trang 228 sách “Cơ Sở Thiết Kế

Máy” của Nguyễn Hữu Lộc, do các bánh răng nằm đối xứng các ổ trục nên : ψba = 0,3 ÷ 0,5)

 K Hβ = 1,03 (tra theo bảng 6.4 trang 208 sách “Cơ Sở Thiết Kế

Máy” của Nguyễn Hữu Lộc)

.( 1) 0, 4.(3,5 1)

0,9

ba bd

Theo tiêu chuẩn ta chọn a w = 160 mm

4 Xác định các thông số bánh răng:

- Môđun răng mn = (0,01÷0,02) aw = 1,6÷3,2 mm (do HB1,HB2 < 350)

Theo tiêu chuẩn ta chọn m n = 3 mm.

- Số răng trên bánh nhỏ:

w 1

2 os 2.160 os ( 1) 3.(3,5 1)

81 3,522 23

z u

5 Kiểm tra ứng suất:

a Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc:

- Xác định chính xác ứng suất cho phép:

1.0,95.0,966.1.1, 02

1,1

.

HB HV

M H H

 ZM = 275 Mpa1/2 (vì cả hai bánh răng đều là thép): hệ số xét đến cơ tính của vật liệu

 ZH = 1,725 hệ số xét đến hinh dạng của bề mặt tiếp xúc

b Kiểm nghiệm ứng suất uốn:

- Xác định chính xác ứng suất uốn cho phép:

1.1.1, 0036.1.1

1,75

 KFV  1,157

Với v = 3,59 ; cấp chính xác 9 và HB < 350 nên theo bảng 6.6 trang 210 ta có:

z z

b m

- Lực vòng trên bánh dẫn:

1 1

2 0 2

258, 07

65, 223,957

242,58

67, 23

3, 608

F F F F

.

1, 2322.3,957.0,6028.0, 6557.3386, 4

33,99 64.3

6 Các thông số của bộ truyền:

3 Chọn sơ bộ chiều dài các trục:

II THIẾT KẾ TRỤC I:

1 Chọn kích thước chiều dài trục:

Chọn sơ bộ B ổ lăn = 24 mm, B nối trục = 60 mm ta có:

l = B bánh răng + Bổ lăn + 50 = 70 + 24 + 50 = 144 mm

f1 = B ổ lăn /2 + B nối trục + 25 = 12 + 60 + 25 = 97 mm

- Lực vòng tại chốt:

1 0

2 2.119827,89

2786,786

- Phương trình cân bằng môment trong mặt phẳng đứng tại gối A:

5 Tính môment tương đương tại tiết diện nguy hiểm:

Tiết diện nguy hiểm tại vị trí lắp bánh răng trụ răng nghiêng:

6 Tính đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm:

( kí hiệu d 12 là trục 1 tiết diện thứ 2 ( từ trái sang phải)).

d11 = 30 mm đoạn trục lắp ổ lăn tai gối A

d13 = 30 mm đoạn trục lắp ổ lăn tai gối B

d14 = 28 mm đoạn trục lắp nối trục đàn hồi

- Kiểm tra lại tiết diện d13:

 13 3

3 13

Ứng suất cắt cho phép:   C 60 MPa

Ứng suất dập cho phép:   d 100 MPa

 Chọn then bằng tại vị trí lắp bánh răng ( chọn then hai đầu tròn theo

TCVN 2261-77)

- Có d 12 = 36 mm Theo bảng 9.1a/trang 173 sách “Tính Toán Hệ Dẫn

Động Cơ Khí – Tập I “ của Trịnh Chất – Lê Văn Uyển ta chọn

 Vậy then đảm bảo độ bền.

 Chọn then bằng tại vị trí lắp nối trục đàn hồi (chọn then hai đầu tròn

theo TCVN 2261-77).

- Có d 14 = 28 mm Theo bảng 9.1a/trang 173 sách “Tính Toán Hệ Dẫn

Động Cơ Khí – Tập I “ của Trịnh Chất – Lê Văn Uyển ta chọn

 Vậy then đảm bảo độ bền.

8 Kiểm nghiệm trục theo độ bền mỏi:

Tại tiết diện 1-2

- Hệ số an toàn về mỏi chỉ tính đến ứng suất pháp (thay đổi theo chu kì đối xứng)

0,88.1

a

m

S K

67325,9 1555698,56 169631, 42 36 10.5 36 5

mm d

 Ứng suất pháp trung bình: m  0 MPa

- Hệ số an toàn về mỏi chỉ tính đến ứng suất tiếp ( thay đổi theo chu kì mạch động dương)

0,81.1

   0,81 (tra theo bảng 10.3 trang 360)

T

MPa

mm d

 Vậy điều kiện bền mỏi của trục tại tiết diện d 12 được thỏa.

Tương tự ta tính hệ số an toàn tạiTiết diện M T K max K max s s s1-1 0 0 1 0 1 0 - - -

9 Kết cấu trục I:

10 Chọn nối trục:

Do các trục không đồng tâm nên chọn nối trục đàn hồi vòng

Theo bảng số liệu các thông số nối trục vòng đàn hồi của hãng Flexible ứng

với môment xoắn tính toán Tt = 179,7 → ta chọn nối trục có

Amm

Bmm

Cmm

Dmm

Emm

Fmm

Zchốt

nmaxv/ph

dminmm

dmaxmm

D0mm

FBC2 310 114 99 48 3 42 70 4 5100 12,7 30 86

III. THIẾT KẾ TRỤC II:

1 Chọn kích thước chiều dài trục:

Chọn sơ bộ B ổ lăn = 24 mm, B đĩa xích = 50 mm ta có:

3 Tính phản lực trên gối tựa:

- Phương trình cân bằng moment trong mặt phẳng đứng tại gối A:

- Phản lực tại gối B theo phương ngang:

5 Tính moment tương đương tại tiết diện nguy hiểm:

Tiết diện nguy hiểm tại vị trí ổ lăn A:

6 Tính đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm:

( kí hiệu d 22 là trục 2 tiết diện thứ 2 ( từ trái sang phải)).

- Chọn vật liệu then bằng giống trục I.

- Chọn then bằng tại vị trí lắp bánh răng ( chọn then hai đầu tròn theo TCVN 2261-77)

Có d 23 = 56 mm Theo bảng 9.1a/trang 173 sách “Tính Toán Hệ Dẫn

Động Cơ Khí – Tập I “ của Trịnh Chất – Lê Văn Uyển ta chọn

 Vậy then đảm bảo độ bền.

- Chọn then bằng tại vị trí lắp đĩa xích ( chọn then hai đầu bằng (vì then hai đầu tròn tính toán không đủ bền) theo TCVN 2261-77)

Có d 21 = 45 mm Theo bảng 9.1a/trang 173 sách “Tính Toán Hệ Dẫn

Động Cơ Khí – Tập I “ của Trịnh Chất – Lê Văn Uyển ta chọn

b = 14 mm; h = 9 mm; l = 56 mm; t 1 = 5,5 mm; t 2 = 3,8 mm

Chiều dài làm việc của then hai đầu bằng là:

 Vậy then đảm bảo độ bền.

8 Kiểm nghiệm trục theo độ bền mõi:

Tại tiết diện 2-2

- Hệ số an toàn về mỏi chỉ tính đến ứng suất pháp (thay đổi theo chu kì đối xứng)

0,84.1

 K 1 do không có tập trung ứng suất do rãnh then

   0,84 (tra theo bảng 10.3 trang 360 với d

22 = 50 mm)

   hệ số tăng bền bề mặt1

   0, 05 ( vật liệu là thép 45 – thép cacbon mềm)

 Ứng suất pháp biên độ:

22 ax

 Ứng suất pháp trung bình: m 0 MPa

- Hệ số an toàn về mỏi chỉ tính đến ứng suất tiếp ( thay đổi theo chu kì mạch động dương)

0, 78.1

T

MPa d

 Vậy điều kiện bền mỏi của trục tại tiết diện d 22 được thỏa.

Tương tự ta tính hệ số an toàn tại các tiết diện còn lại

- Lực hướng tâm tác động lên ổ A:

a rA

1,1553 0, 031836,3

F

e



Suy ra X = 1; Y = 0 → vậy giả thiết là đúng.

- Kiểm tra khả năng tải tĩnh: