Thiết kế hệ dẫn động băng tải

Chia sẻ: Nguyen Huu Quang | Ngày: | Loại File: DOC | Số trang:47

0
455
lượt xem
148
download

Thiết kế hệ dẫn động băng tải

Mô tả tài liệu
  Download Vui lòng tải xuống để xem tài liệu đầy đủ

Để cho việc tìm kiếm và sử dụng được đơn giản, ta chọn loại động cơ điện ba pha là loại động cơ dễ tìm,giá thành rẻ,dễ bảo quản, làm việc tin cậy có thể mắc trực tiếp vào lưới điện ba pha, không cần thiết đổi dòng điện, hiệu suất phù hợp với sự làm việc của hệ thống và được sử dụng rộng rãi ở trên thị trường.

Chủ đề:
Lưu

Nội dung Text: Thiết kế hệ dẫn động băng tải

  1. stt Nội dung tính toán Kết quả Đơnvị Thiết kế hệ dẫn động băng tải Giáo viên hướng dẫn : Trần văn Bình Thực hiện:Phạm văn quân
  2. stt Nội dung tính toán Kết quả Đơnvị Phần I CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN I Chọn động cơ. Để cho việc tìm kiếm và sử dụng được đơn giản, ta chọn loại động cơ điện ba pha là loại động cơ dễ tìm,giá thành rẻ,dễ bảo quản, làm việc tin cậy có thể mắc trực tiếp vào lưới điện ba pha, không cần thiết đổi dòng điện, hiệu suất phù hợp với sự làm việc của hệ thống và được sử dụng rộng rãi ở trên thị trường. Ta tiến hành chọn sơ bộ động cơ: 1 Xác định công suất động cơ: 1.1./ Yêu cầu: Động cơ chọn phải thoả mãn các yêu cầu sau: - Công suất định mức của động cơ phải lớn hơn hoặc ít nh ất là bằng công suất đẳng trị của động cơ: Pđc ≥ Pđtđc (CT 2.19 [I] ) - Mômen mở máy của động cơ phải thoả mãn điều kiện: Tmm ≥ Tc¶n (CT 2.6) - Trong quá tình động cơ làm việc quá tải, non tải thì nhiệt độ phát ra vẫn không quá nhiệt độ cho phép tức là động cơ vẫn làm việc ổn định. 1.2. Tính công suất đẳng trị của băng tải: - Công suất ra trục làm việc tính là: Plv = P.V 6000.1,2 = = 7,2 Kw 1000 1000 - Công suất tương đương của bộ truyền: k ∑P i 2 .t i 2 P 21 .t1 + P2 .t 2 + p3 .t 3 2 Ptd = i = k t1 + t 2 + t 3 (CT 2.14) ∑t i i Do t1 (mở máy) = (2….3)s quá bé so với giá trị của t 2 ,t3 nên bỏ qua t1. Giáo viên hướng dẫn : Trần văn Bình Thực hiện:Phạm văn quân
  3. stt Nội dung tính toán Kết quả Đơnvị 2 2 P 3 .t + P2 .t 2 P .0,5t + (0,8P ) 2 .0,5t Ptd = 3 3 = 2 6,25 Kw t3 + t2 0,5t + 0,5t P 2 + 0,64.P 2 7,2 2 + 0,64.7,2 2 = = = 2 2 1.3./ Tính hiệu suất của hệ thống: Theo bảng(2.3 [I]), ta có: + Chọn hiệu suất của bộ truyền đai : ηd = 0,95 + Chọn hiệu suất của bộ truyền bánh răng nghiêng: ηbr = 0,96 + Chọn hiệu suất của 1 cặp ổ lăn : ηol = 0,99 + Chọn hiệu suất của bộ truyền xích : ηx = 0,90 + Chọn hiệu suất của khớp nối : η kn = 0,99 + Chọn hiệu suất kể tới bôi trơn : ηbt = ⇒ Hiệu suất của toàn hệ thống: 0.98 η = η dη br .η kn .η ol .η xη bt = 0,95.0,96.0,99.0,99 4.0,9.0,98 = 4 0,765 1.4./ Tính công suất đẳng trị của động cơ: Ptd 6,52 Pdtdc = = ≈ 8,523 Kw η 0,765 2 Tính số vòng quay sơ bộ của động cơ. Ta có số vòng quay sơ bộ của động cơ xác định bởi công thức: nsb = nlv . ut (CT 2.18 [I]) với: + nlv: Số vòng quaycủa tang khi làm việc, có: 60000.v nlv = π .D (CT 2.16) với D lad đường kính tang quay, có D=400 mm 60.1000.1,2 57,32 V/p ⇒ nlv = = 3,14.400 t + u : Tỉ số truyền của toàn bộ bộ truyền, có: t br đ x U =u . u . u - br 3 u : tỉ số truyền của hộp quản tốc bánh răng nghiêng 1 3,3 cấp. 2,5 Giáo viên hướng dẫn : Trần văn Bình Thực hiện:Phạm văn quân
  4. stt Nội dung tính toán Kết quả Đơnvị - đ 24,75 u : tỉ số truyền động của đai thang. - x 1419 V/p u : tỉ số truyền động xích. t Vậy nên: u = 3.3,3.2,5 = ⇒ Số vòng quay sơ bộ của động cơ: sb n = 57,32.24,75 = 3 Chọn động cơ. Với các số liệu đã tính được, ta tiến hành chọn loại động c ơ theo các điều kiện (2.19 [I]) trang 22 và (2.6[I]) trang 17; và dựa vào bảng P1.1 [I] trang 237, ta chọn loại động cơ có số liệu 4A132M4Y3. Động cơ chọn có các thông số kỹ thuật như sau: C Tmax TK N Kiểu ĐC suất Cos (%) v/phút Tdn Tdn KW 4A132M4Y3 11 1458 0,87  2,2 2,0 * Kiểm tra điều kiện mở máy và quá tải: + Động cơ chọn: Pđc = 11(KW) > Pđtđc = 8,523 Kw và : nđc = 1458 ≈ nsb = 1419 V/p TK Tmm + Đồng thời ta có: T = 2 > T = 1,4 dn Vậy động cơ có nhãn hiệu 4A132M4Y3 thoả mãn yêu cầu của bộ truyền động cơ khí. 72050,75 Nm Mômen của động cơ lúc này là; 9,55.10 6.P 9,55.10 6.11 Tdmdc = = = n 1458 mm 320 Theo bảng P1.7 trang 242 ta có: mm 38 Kích thước của động cơ là: ∅d = Đường kính trục động cơ là ∅dc= II Phân bố tỉ số truyền. + Ta có: ndc = 1458 vòng/phút nên tỉ số truyền thực tế của bộ truyền là: Giáo viên hướng dẫn : Trần văn Bình Thực hiện:Phạm văn quân
  5. stt Nội dung tính toán Kết quả Đơnvị n dc 1458 25,436 u tt = = = n LV 57,32 tt br đ x 3 + Phân phối tỉ số truyền: u =u . u . u 2,4 br - Chọn tỉ số truyền bánh răng nghiêng u = 3,532 x - Chọn tỉ số truyền động xích u = đ - Tỉ số tuyển của đai thang u = III Tính công suất P, số vòng quay N, mômen xoắn T trên các trục. a, Công suất. P4 = P = 7,2 Kw P4 7, 2 P3 = = = 8,08 Kw η ol .η x 0,99.0,9 P3 8,08 P2 = = = η ol .η br 0,99.,096 8,5 Kw P2 8,5 P1 = = = η ol .η d 0,99.,095 9,04 Kw P1 9,04 Pdc = = = η kn 0,99 9,13 Kw b, Số vòng quay các trục. 1458 V/p 1 dc Trục I : n =n = V/p 412,8 Trục II : n1 1458 n2 = = = u d 3,532 V/p 137,6 Trục III : n 2 412,8 n3 = = = u br 3 57,33 V/p Trục IV : Giáo viên hướng dẫn : Trần văn Bình Thực hiện:Phạm văn quân
  6. stt Nội dung tính toán Kết quả Đơnvị n3 137,6 n4 = = = u x 2,4 c, Mômen trên các trục. P 9,04 T1 = 9,55.10 6. 1 = 9,55.10 6. = 59212,62 Nm n1 1458 P 8,5 T2 = 9,55.10 6. 2 = 9,55.10 6. = 196644,86 Nm n2 412,8 P 8,08 T3 = 9,55.10 6 . 3 = 9,55.10 6 . = 560784,88 Nm n3 137,6 P 7,2 T4 = 9,55.10 6. 4 = 9,55.10 6. = 1199372 Nm n4 57,33 Bảng thông số chung Trục Độn Trục Trục II Trục III Trục IV g I Thông số cơ Công suất 9,13 9,04 8,5 8,08 7,2 P (KW) Tỉ số 1 3,532 3 2,4 truyền u Số vòng 1458 1458 412,8 137,6 57,33 quay (v/phút) Giáo viên hướng dẫn : Trần văn Bình Thực hiện:Phạm văn quân
  7. stt Nội dung tính toán Kết quả Đơnvị Mômen 59212,62 196644,86 560784,88 1199372 xoắn T (Nmm) Phần II THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI 1 Chọn kiểu đai. ( đai vải cao su) Dựa vào thông số của công suất cần truyền và số vòng quay của bánh đai nhỏ, ta chọn loại đai Б . Tra bảng 4.13, ta có các thông số của đai là: Kích thước tiết điện, D tích Loại đai mm d1 mm A mm2 bt B h y0 Thang Б 14 17 10,5 4 138 140 ÷ 280 2 Đường kính đai nhỏ d1 = 180 mm Vận tốc đai: πd1 .n1 3.14.180.1458 v= = = 13,73 m/ 60000 60000 Với v max = 25 m/s thì v chấp nhận được Giáo viên hướng dẫn : Trần văn Bình Thực hiện:Phạm văn quân
  8. stt Nội dung tính toán Kết quả Đơnvị 4 Chọn sơ bộ khoảng cách trục. ud = 3,532 chọn a = d2 = 630 mm 5 Chiều dài đai tính. l = 2a + 0,5.π .( d1 + d 2 ) + ( d 2 − d1 ) 2 = 4a = 2.630 + 0,5.3,14.(180 + 630) + ( 630 − 180) 2 = 2612,057 mm 4.630 Theo tiêu chuẩn chọn được l= 2500 mm Kiểm nghiệm đai về tuổi thọ: i = v/l =13,73/2,5 = 5,4 αmin=120 vậy góc ôm tính được thoả mãn điều kiện. 9 Xác định số đai cần thiết Pdc .K d z= [ p0 ].Cα Cl Cu C z Trong đó: 9,04 Giáo viên hướng dẫn : Trần văn Bình Thực hiện:Phạm văn quân
  9. stt Nội dung tính toán Kết quả Đơnvị + Pdc : Công suất trên trục bánh đai chủ động 4,61 Kw 1,1 Kw + [Po] : Công suất cho phép tra trong bảng 4.19 [I] [Po] = 135 + Kđ : Hệ số tải trọng động Kd = 0,89 độ + α 1  góc ôm + Tra bảng 4.15 [I] C= 1,04 1,14 + Cl : Hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai l/lo=1,116 ⇒ Cl = + Cu : Hệ số ảnh hưởng của tỷ số truyền Cu = 1,96 + Cz : Hệ số ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các dây đai.Ta có: P 9,04 z' = 1 = = P0 4,61 2,15 Tra bảng chọn Cz =0,95 Thay các giá trị vào công thức ta có: 9,04.1,1 z= = 4,61.0,89.1,04.1,14.0,95 Lấy giá trị nguyên cho số đai ta tính được số đai cần tìm là z =2 44 Chiều rộng bánh đai B theo công thức: B = ( z − 1)t + 2.e Với z=2 nên B = (2 - 1).19 + 2.12,5 = Theo bảng 4.27 [I] đai thang Б có các số hiệu: H = 16 mm ho = 4,2 mm t = 19 mm e = 12,5 mm 188,4 mm 638,4 mm * Đường kính ngoài của bánh đai: + Bánh đai nhỏ: dn1 = d1 + 2.h0 = 180 + 2.4,2 = + Bánh đai lớn : dn2 = d2 + 2.ho = 630 + 2.4,2 = 9 Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục. - Xác định lực căng trên đai theo công thức 4.19 [I], tính lực căng Giáo viên hướng dẫn : Trần văn Bình Thực hiện:Phạm văn quân
  10. stt Nội dung tính toán Kết quả Đơnvị trên 1 đai: 780.P1 .K d F0 = + FV trong đó: (vCα z ) Fv : lực căng do lực ly tâm sinh ra Fv = qm.v2 (điều chỉnh định kỳ) Với đai Б, tra bảng 4.22 [I] ta được qm = 0,178 (kg/m). Vậy giá trị của Fv = 0,178.13,732 = 33,555 (N) 780.9,04.1,1 305,925 N Fo = 33,555 + = 13,73.0,89.2 - Lực tác dụng lên trục tính theo công thức 4.21 [I]: α   135  Fr = 2.F0 .z. sin  1  = 2.350,925.2. sin  = 1296,85 N  2   2  PHẦN III THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH 1 Chọn loại xích. Do tính ưu việt của loại xích con lăn; là khả năng chống mòn cao hơn so với xích ống chế tạo nó không phức tạp bằng xích răng, giá thành rẻ hơn nên ta chọn loại xích con lưn là xích chuyển động. 2 Xác định các thông số của bộ truyền xích. - Với tỷ số truyền ux = 2,4 Theo bảng 5.4 [I], chọn số răng cho đĩa nhỏ: z1 = 25 số răng cho đĩa lớn: z2 = ux . z1 = 60 Theo công thức 5.3 [I] thì công suất tính toán: Pt = P.k.kz.kn 25 trong đó: z1 = 25 ⇒ k z = = 1 25 = Hệ số răng. 3 137,6 v/p Tốc độ quay của trục gắn đĩa xích n = Hệ số vòng quay: 1,453 200 kn = = 137,6 1 Theo công thức 5.4 [I] và bảng 5.6 [I]: Giáo viên hướng dẫn : Trần văn Bình Thực hiện:Phạm văn quân
  11. stt Nội dung tính toán Kết quả Đơnvị o q dc c bt 1 k=k .k .k .k .k 1 o o k : dùng tâm xích làm với phương ngang một góc α < 40 1,3 q k : hệ số kể tới trục và chiều dài xích (chọn a = 40p) 1,25 dc 1,625 k : hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng 19,078 Kw xích. 200 31,75 bt k : hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn, kể đến vùng làm 19,3 Kw 50,8 mm việc có bui chất lượng bôi trơn II. c 1270 mm k : bộ truyền làm việc (2 ca) ⇒ k = 1.1.1.1,25.1,3 = t 123,28 mm Như vậy, P = 8,08.1,625.1.1,453 = o1 124 Theo bảng 5.5 [I] với n = thì ta chọn bộ truyền xích một dãy có bước xích p t thoả mãn điều kiện bền mòn P < [P] = 1281,6 mm max đồng thời theo bảng 5.8 [I] bước xích lớn nhất cho phép P = max Do đó, P
  12. stt Nội dung tính toán Kết quả Đơnvị  ( 60 − 25)  2 a = 0,25.31,75.{124 − 0,5.( 60 + 25) + [124 − 0,5.( 60 + 25) ] }= 2 − 2.   3,14  Để xích không chịu lực căng quá lớn cần phải giảm a đi một trọng lượng bằng: ∆ a = 0,003.a = Vậy khoảng cách trục a = - Số lần va đập của xích được tính theo công thức 5.14 [I]: n3 137,6 i = z1 . = 25. = 15.x1 15.124 Vậy i < [i] = 25 (1/s) nên thoả mãn yêu cầu. 3 Tính kiểm nghiệm về độ bền xích. Theo 5.15 [I]: Q s= (k d .Ft + Fo + FV ) 88,5 KN Theo bảng 5.2 [I] tải trọng phá hỏng Q = 3,8 kg Khối lượng 1 mét xích q = z1 . p.n3 25.31,75.137,8 1,82 m/ v= = ≈ 60000 60000 1000. p 1000.8,08 4439,56 N Ft = = = V 1,82 2 2 1414 N v F = q.v = 3,8.19,29 = 4 o 8 F =9,81.K .p.a trong đó 190,52 N o t k : bộ truyền nghiêng một góc < 40 0 12,77 N F = 9,81.4.3,8.1,27775 = 8,5 Do đó: Giáo viên hướng dẫn : Trần văn Bình Thực hiện:Phạm văn quân
  13. stt Nội dung tính toán Kết quả Đơnvị 88,5.1000 S= = 1,2.4439,56 + 190,52 + 1414 theo bảng 5.10 [I ] với n = 200v/phút có [S] = vậy S > [S]. Do đó, bộ truyền xích đảm bảo độ bền. 4 Các thông số về biến dạng của xích con lăn. Theo công thức 5.17 và bảng 13.4: - Đường kính vòng chia: p d=  π sin z    + Đối với vòng nhỏ : d1 = 253,3 mm + Đối với vòng lớn: d2 = 606,66 mm - Đường kính vòng đỉnh răng d =p [0,5+cotg( Π z )] da1 mm da2 267,2 621,7 mm - Đường kính vòng đáy răng: df (1,2) = d1,2 - r trong đó d : đường kính vòng chia r : bán kính đáy, r = 0,5025.d1 + 0,05 Tra bảng 5.2 [I] : d1 = 19,05 ⇒ r = 0,5025.19,05 + 0,05 = 9,6226 mm Vậy df1 = da1 - 2r = df2 = da2 - 2r = 247,955 mm - Đường kính vành đĩa: 602,455 mm π d v = p. cot g ( ) − 1,3.h z trong đó, tiến hành chọn: h = mm 30 v1 212,33 mm Vậy d = mm 566,826 dv2 = o Góc : g1 = 14,4 g2 = 6o α1 = 52,6o α2 = 54o β1 = 7,8o β2 = 8,5o- Tra bảng 4.4 γ 1 = 7,22o γ 2 = 7,967o 253,3 mm - Đường kính con lăn: d1 = 212,2626 mm Giáo viên hướng dẫn : Trần văn Bình Thực hiện:Phạm văn quân
  14. stt Nội dung tính toán Kết quả Đơnvị - Bán kính prôfin răng: Γ1 = 0,8d1 + r = 182,39 r2(1) = 253,3.[0,8.cos(57,8)o + 1,24.cos(7,22)o - 1,3025] - 0,05 = 181,5 r2(2) = 253,3.[0,8.cos(8,5)o + 1,24.cos(7,967)o - 1,3025] - 0,05 = 455,94 mm - Bán kính góc lượn r3 = 1,7.d1 = 1,5 mm r4 = - Toạ độ: x1(1) = 160,98 x1(2) = 163,94 x2(1) = 331,6 x2(2) = 313,66 y1(1) = 123 y1(2) = 119,1 y2(1) = 39,366 y2(2) = 16,44 y3 = 202,64 - Chiều dài đoạn prôfin thẳng: fq = d1 (1,21.sinγ - 0,8.sinβ) 11,97 mm Vậy: fq1 = 13,58 mm fq2 = - Chiều rộng băng đĩa: b = 0,93. B - 0.15 35,19 Chọn B = 38 vậy b = *Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích theo công thức 5.18 [I]: k r .( Ft .k d + Fvd ) .E σ H = 0,47. ≤ [σ H ] A.k d H trong đó: [σ ] : ứng suất tiếp xúc cho phép bảng 5.11 4439,56 N t t 1,2 F : lực vòng F = d 0,42 k : (xích 1 dãy) 2,1.105 Mp r 2,62 mm k : hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích với : 60,66 N 1 r z = 25 ⇒ k = 577,84 Mp E : modul đàn hồi A : diện tích chiếu của bản lề vd F : lực va đập trên 1 dãy xích Giáo viên hướng dẫn : Trần văn Bình Thực hiện:Phạm văn quân
  15. stt Nội dung tính toán Kết quả Đơnvị -7 3 -7 3 vd 1 F = 13.10 .n .p .m = 13.10 .1458.31,75 .1 = Vậy 0,42.( 4439,56 − 1,2 + 60,66) .2,1.10 5 σ H = 0,47. = 262.1,2 5 Xác định lực tác dụng lên trục. Theo công thức 5.20 [I]: Fr = kx . Ft = 1,15.4439,56 = 5105,5 N Do bộ truyền nằm ngang nên kx = 1,15 PHẦN IV THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH TRỤ RĂNG NGHIÊNG CHO HỘP GIẢM TỐC 1 CẤP DẠNG KHAI TRIỂN I Chọn vật liệu. Nguyên tắc chọn vật liệu để thiết kế các bộ truyền bánh răng trụ cho hộp giảm tốc là: chọn vật liệu đảm bảo cho răng không bị gẫy do quá tải đột ngột dưới tác dụng của tải trọng va đập. Răng cưa không bị tróc vì mỏi do ứng suất tiếp xúc thay đ ổi gây ra. Dựa vào sơ đồ tải trọng và điều kiện làm việc của bộ truy ền ta thấy rằng, tuy tải trọng không lớn nh ưng bộ truy ền cần có tuổi thọ cao đáp ứng số ca làm việc. Ta chọn vật li ệu c ả haibên răng là như nhau. Theo bảng 6.1 trang 92 chọn: + Với bánh nhỏ: chọn thép 45 tôi cải thiện độ rắn HB241...285 có σb1 = 850 µpa ; σch1 = 580 µpa + Với bánh lớn: chọn thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB192...240 có σb2 = 750 µpa; σch2 = 480 µpa II Tỷ số truyền. Tỷ số truyền bộ truyền bánh răng ubr = 3. III Xác định ứng suất cho phép. + Căn cứ vào bảng 6.2 trang 94 với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 180…350 có: σcHlim = 2HB + 70 ; SH = 1,1. σ Flim = 1,8HB ; c SF = 1,75. Trong đó: Giáo viên hướng dẫn : Trần văn Bình Thực hiện:Phạm văn quân
  16. stt Nội dung tính toán Kết quả Đơnvị σcHlim và σcFlim : ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với chu lỳ cơ sở. SH và SF : hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn. + Chọn độ rắn bánh lớn (bánh 2) HB = 230 Mp + Chọn độ rắn bánh nhỏ (bánh 1) HB = 245 Mp + Có : σoHlim1 = 2HB1 + 70 = 2.245 + 70 = 560 Mp σoHlim2 = 2HB2 + 70 = 2.230 + 70 = 530 Mp σoFlim1 = 1,8.245 = Mp σoFlim2 = 1,8.230 = 441 Mp 414 a Xác định ứng suất cho phép. - Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc: NHO = 30.H2,4HB (công thức 6.5 trang 93) - Có số chu kỳ ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc của bánh 1: NHO1 = 30.2452,4 = 1,6.107 Mp - Có số chu kỳ ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc của bánh 2: NHO2 = 30.2302,4 = 1,39.107 Mp - Số chu kỳ ứng suất tương đương: 3  T  N HE = 60.c.Σ  i  .ni .t i T   max  trong đó: c : số lần ăn khớp trong một vòng quay, có c = 1 i i i T , n , t : lần lượt là mômen xoắn, số vòng quay, số giờ làm việc ở chế độ thứ i của bánh răng đang xét. - Số chu kỳ thay đổi ứng suất tiếp xúc tương đương của bánh 2: 3  T  t 34,27.107 N HE 2 = 60.c.n 2 .Σ t i .Σ  i  . i  T  Σt  max  i 3 3 HE1 ⇔ N = 60.1.137,6.54912.(1 .0,5 + 0,8 .0,5) = HE2 HO2 HL2 Ta nhận thấy N >N ⇒k =1 (hệ số tuổi thọ) Giáo viên hướng dẫn : Trần văn Bình Thực hiện:Phạm văn quân
  17. stt Nội dung tính toán Kết quả Đơnvị HE1 Ho1 HL1 Tương tự, suy ra N >N ⇒ Chọn k =1 509 Mp Ta có, ứng suất tiếp xúc cho phép sơ bộ là: 481,8 [σ H 1 ] = σ H lim . k HL o Mp SH (công thức 6.1 a) H (S : Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc, tra bảng 6.2). 495,4 Mp Vậy có ứng suất tiếp xúc của bánh nhỏ: [σ H 1 ] = 560.1 = 602,25 Mp 1,1 [ ] σ H2 = 530.1 1,1 = Do bộ truyền là bộ truyền bánh trụ rănng nghiêng nên theo (6.12): [σ H ] = [σ H 1 ] + [σ H 2 ] = 509 + 481,8 = 2 2 H a H2 ⇒ [σ ] = 495,4 µp < 1,25[σ ] = b Xác định ứng suất uốn cho phép. + Số chu kỳ ứng suất uốn tương đương: mF  T  N FE = 60.c.Σ  i  .ni .t i T   max  F m : bậc của đường cong mỗi khi thử về uốn, có độ rắn F mặt răng HB ≤ 350 từ đó suy ra m = 6. Các thông số còn lại có ý nghĩa nh ư các thông s ố ở công th ức tính ứng suất tiếp xúc cho phép ở phần trên. Có số chu kỳ ứng suất tương đương của bánh 2: 28,6.107 Giáo viên hướng dẫn : Trần văn Bình Thực hiện:Phạm văn quân
  18. stt Nội dung tính toán Kết quả Đơnvị 6  T  N FE 2 = 60.c.n 2 .Σ  i  .ni .t i = T   max  = 60.1.137,6.54912.(16.0,5 + 0,8 6.0,5) = 6 FE2 FO2 FL2 = 1 Có N > N = 4.10 6 ⇒ Chọn k FO2 (N = 4.10 với tất cả các loại thép) FE1 fo1 Fl1 Suy ra N >N => chọn K =1 189 M Fl (K : hệ số tuổi thọ) 177,43 M có ứng suất uốn cho phép: [σ H ] = σ F lim .K FC .K FL 0 SF (công thức 6.2a) FC K : hệ số ảnh hưởng hệ đặt tải, do bộ truyên quay 2 chiều FC ->K =o,75 Có ứng suấưt cho phép của bánh 1: [σ F ]1 = 441.0,75.1 = 1,75 414.0,75.1 [σ F ] 2 = = 1,75 c ứng suất quá tải cho phép Độ bền tiếp xúc khi quá tải: [σ H ] max = 2,8σ ch (công thức 6.13) [σ F ] max = 0,8σ ch1 (công thức 6.14) - có độ bền tiêp xuch cho phép khi quá tải: [σ H ] max = 2,8σ ch =2,8.450= 1260 M - có độ bền uốn cho phép khi quá tải [σ F 1 ] max = 0,8σ ch1 = 0,8.580 = 464 M [σ F 2 ] max = 0,8σ ch 2 = 0,8.450 = 360 M IV Tính toán bộ tryền bánh răng nghiêng a Xác định sơ bộ khoảng cách trục: Giáo viên hướng dẫn : Trần văn Bình Thực hiện:Phạm văn quân
  19. stt Nội dung tính toán Kết quả Đơnvị Do bộ truyền ăn khớp ngoài nên theo công thức 6.15a trang 96 ta có: T1 K HB a w = K a ( u + 1) 3 [σ H ] 2 µψ bo Trong đó KA: Hệ số phụ thuộc vật liệu của cặp bánh răng và loại răng,với răng nghiêng ta có: 13 K a = 43MPa (theo bảng 6.5 trang 96) Do vị trí của các bánh răng đối với các ổ trong hộp giảm tốc không đối xứng Ta chọn theo bảng 6.6 trang 97 ta có ψ ba = 0,35 Theo công thức 6.16 trang 97 ta có ψ bd = 0,35ψ ba ( u + 1) ⇒ ψ bd = 0,53.0,35( 3 + 1) = 0,742 Theo bảng 6.7 trang 98 ta có K Hβ = 1,12 (sơ đồ 3) 194466,86.1,12 ⇒ a w = 43.( 3 + 1) 3 = 163,18 mm ( 495,4) 2 .3.0,35 Lấy aw=164 mm b Xác định các thông số ăn khớp + Xác định môdun m = (0,01 ÷ 0,02)a w (công thức 6.7) ⇒ m = 1,64 ÷ 3,28 Theo quan điểm thống nhất hoá trong thiết kế ch ọn modun tiêu chuẩn Mn=2,5 + Xác định góc nghiêng; chọn sơ bộ: β = 10 0 có cos β = 0,9848 2a w cos β Số răng bánh nhỏ: z1= (công thức 6.31) m(u + 1) 2.146.0,9848 => z1= 2,5(3 + 1) = 32,3 Lấy z1= 32 Số bánh răng lớn z1=z2.u=32.3= 96 Từ đó ta có: z 96 Tỷ số truyền thực tế là: u1=um= z = 32 = 2 3 1 m( z1 + z 2 ) 32 + 96 164 aw = = 2,5. = 2 cos β 2.164 do đó phải dịch chỉnh bằng cách thay đổi góc nghiêng β z1 + z 2 32 + 96 cos β = m = 2,5 = 2.a w 2.146 0,9756 Giáo viên hướng dẫn : Trần văn Bình Thực hiện:Phạm văn quân
  20. stt Nội dung tính toán Kết quả Đơnvị  góc nghiêng của răng: β = 12,68 = 12 40'49' ' 0 0 c Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: Điều kiện để banh răng trụ nghiêng bảo đảm bền khi làm việc là ứng suất tiếp xúc trên mặt răng khi làm việc (theo 6.33) 2.I 1 K H ( u1 + 1) σ H = z m z H zε . 2 ≤ [σ H ] (công thức 6.33) bw d w1u1 Trong đó: + zM: hệ số cơ tính của vật liệu bánh răng ăn khớp theo bảng 6.5 trang 96 Vật liệu của 2 bánh răng đều là thép  zM= 247 M + zM: hệ số kể đến hình dáng của bề mặt tiếp xúc có 2 cos β b zH = (công thức 6.34) sin 2atw Trong đó: β b góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở có: tg β b =cos α tg β (công thức 6.35) π .d w1 .n1 Vận tốc dài của bánh răng có v= (công thức 6.40) 60000 3,14.82.412,8 ⇒v= = 1,77 m/ 60000 Theo 6.13 dùng cấp chính xác 9. chọn cấp chính việc êm là 8 + KH: Hệ số khi xét đến tải trọng khi tính về tiếp xúc. Theo 3.39 ta có KH=KH β .KH α .KHV KH β là hệ số xét tới sự phân không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng KH β =1,12 KH α là hệ số xét tới sự phân không đều của tải trọng trên các đôi răng ăn khớp với v < 2,5 cấp chính xác 9 theo b ảng 6.14 ta có KH α =1,113 KHV hệ số xét đến ảnh hưởng của tải trọng động xuất hiện trên vùng ăn khớp có v H bw d w1 KHV=1+ 2.T K K (công thức 6.41) 1 Hβ Hα aw Với v H = δ H g o v (công thức 6.42) u1 Theo bảng 6.15 và 6.16 ta có δ H =0,002 ; go= 73 380 Giáo viên hướng dẫn : Trần văn Bình Thực hiện:Phạm văn quân

CÓ THỂ BẠN MUỐN DOWNLOAD

Đồng bộ tài khoản