Hiệu suất hệ dẫn động . Theo sơ đồ đề bài thì:mổ lăn.kbánh răng.khớp nối. m: Số cặp ổ lăn (m = 3); k: Số cặp bánh răng (k = 2), Tra bảng 2.3 (trang 19 cuốn Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1) tra được các hiệu suất: Hiệu suất của ổ lăn: ol= 0,99 ( vì ổ...
AMBIENT/
Chủ đề:
Nội dung Text: Phần 1: Hệ dẫn động cơ khí
- PHẦN I HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
I.Tính chọn động cơ điện.
1.1tính công suất cần thiết.
Pct
Pyc =
η
Trong đó:
η :hiệu suất của bộ truyền,theo sơ đồ thiết kế ta co:
η =η ol .η br .η k .η đ
2
theo bảng2.3[1] có: η ol =0,993; ηbk =0,96; η k =1; η đ =0,95
η =η ol .η br .η k .η đ =0,9932.0,96.1.0,95=0,899
2
Pct :là công suất trên trục máy công tác,( KW )
F .V
Pct = ( KW )
1000.η ol
Trong đó:
F:lực kéo băng tải,F=5000 (N)
V:vận tốc băng tải,V=0,8 (m/s)
η ol :hiệu suất của cặp ổ lăn
Thay số:
F .V 5000.0,8
Pct = = = 4,03 ( KW )
1000.ηol 1000.0,993
Thay số:
Pct 4,03
Pyc = = = 4,48 ( KW )
η 0,899
Pyc = 4,48 ( KW )
1.2tính số vòng quay sơ bộ của động cơ điện
nsb=nct.usb
Trong đó:
nct:số vòng quay của trục máy công tác
60.1000.V
nct=
π .D
trong đó:
D:đường kính tang quay,D=200 (mm).
V:vận tốc dài của băng tải,V=0,8 (m/s)
Thay số:
2
- 60.1000.V 60.1000.0,8
nct= = = 76,43 ( v / p )
π .D 3,14.200
usb:tỉ số truyền sơ bộ của các bộ truyền
usb=usbh.usbng
trong đó:
usbh:tỉ số bộ truyền trong hộp,theo bảng 2.4[1] chọn usbh=3,5
usbng:tỉ số bộ truyền đai,theo bảng 2.4[1] chọn usbng=2,5
thay số:
usb=usbh.usbng=3,5.2,5=8,75
Như vậy:
nsb=nct.usb=76,43.8,75=668,76 (v/p)
1.3.chọn động cơ điện.
Pyc = 4,48 ( KW )
Dựa vào các thông số:
n sb = 668,76 (v / p)
Theo bảng p1.1-p1.3 [1] chọn được loại động cơ có ký hiệu sau:4A132M8Y3
có các thông số như sau:
Pđc = 5,5 ( KW ) > Pyc = 4,51 ( KW )
nđc = 716 (v / p) ≅ n sb = 668,76 (v / p )
η% = 83%
cos ϕ = 0,74 ;
Tmax TK
T = 2,2 ; T = 1,8
dn dn
Tmm
Động cơ làm việc với tải trọng tĩnh ,đặc tính làm việc êm nên: T =1
Tk T
Có: = 1,8 > mm = 1
Tdn T
Nên động cơ được chọn thỏa mãn yêu cầu
II.phân phối tỉ số truyền.
2.1.xác định tỉ số truền chung.
n
U c = đc
nct
trong đó:
nđc :số vòng quay của động cơ, nđc =716 (v/p)
nct :số vòng quay của trục máy công tác, nct =76,43 (v/p)
thay số:
n 716
U c = đc = = 9,368
nct 76,43
2.2Xác định tỷ số truyền của bộ truyền hộp.
3
- Dựa theo quan điểm về mối tương quan kích thước giữa h ộp gi ảm t ốc và
bộ truyền ngoài,ta chọn tỷ số truyền ngoài rồi tính tỷ số truyền trong hộp.
U
Uh = c
U ng
Chọn tỷ số bộ truyền ngoài : U ng = 2,4 ⇒
U 9,368
Uh = c = = 3,9
U ng 2,4
III.Tính các thông số trên trục.
3.1.Tính công suất trên các trục.
+ trục công tác:
F .V 5000.0,8
Pct = = = 4,03 (KW )
1000.η ol 1000.0,993
+ trục ra của hộp giảm tốc trục 2 :
Pvt 4,03
P2 = = = 4,06 (KW )
η k .η ol 1.0,993
+ trục vào của hộp giảm tốc trục 1 :
P2 4,03
P1 = = = 4,26 (KW )
η br .η ol 0,96.0,993
+ trục động cơ:
P 4,26
Pđc = 1 = = 4,48 (KW )
η đ 0,85
3.2.Tính vận tốc vòng trên các trục.
+trục động cơ : nđc =716 (v/p)
nđc 716
+trục 1: n1 = = = 298,33 (v/p)
u ng 2,4
n1 298,33
+trục 2: n2 = = = 76,49 (v/p)
uh 3,9
n 76,49
+trục công tác: nct = 2 = = 76,49 (v/p)
uk 1
3.3.Tính momen xoắn trên các trục.
9,55.10 6 .P i
Ti = (N.mm)
ni
+trục động cơ:
9,55.10 6.P đc 9,55.10 6.4,48
Tđc = = = 59754,19 (N.mm)
nđc 716
+trục 1:
4
- 9,55.10 6.P1 9,55.10 6.4,26
T1 = = = 136369,12 (N.mm)
n1 298,33
+trục 2:
9,55.10 6.P 2 9,55.10 6.4,06
T2 = = = 506902,86 (N.mm)
n2 76,49
+trục công tác:
9,55.10 6.Pct 9,55.10 6.4,03
Tct = = = 503157,28 (N.mm)
nct 76,49
Bảng I.1 Bảng thông số các trục
Trục
Trục Trục 1 Trục 2 Trục công
động cơ tác
Thông số
U 2,4 3,9 1,0
P (KW) 4,48 4,26 4,06 4,03
n (v/p) 716 298,33 76,49 76,49
T (N.mm) 59754,19 136369,12 506902,86 503157,28
PHẦN 2 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN
CHƯƠNG 1 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI
I.Chọn vật liệu làm đai.
Đai được thiết kế theo tiêu chuẩn,ở đây ta chọn đai làm bằng vải cao su
cho bộ truyền.
II.Xác định các thông số của bộ truyền đai.
2.1 Xác định đường kính bánh đai.
+Đường kính bánh đai nhỏ được xác định theo công thức 4.1[1]
d = (5,2...6,4).3 T (mm)
Trong đó:
T-momen xoắn trên trục bánh đai nhỏ,T=Tđc=59754,19 N.mm
Thay số:
d = (5,2...6,4).3 59754,19 = (203,3...250,2) (mm)
5
- Theo bảng 4.6[1] chọn đường kính bánh đai nhỏ tiêu chuẩn d1=224 mm
+Đường kính bánh đai lớn được xác định theo công thức 4.2[1]
d .u
d= 1 (mm)
1−ε
Trong đó:
u-tỷ số bộ truyền bánh đai, u=2,4
ε -hệ số trượt, theo [1] chọn ε =0,01
Vậy
d .u 224.2,4
d= 1 = = 543 (mm)
1 − ε 1 − 0,01
Theo bảng 4.6[1] chọn đường kính bánh đai lớn tiêu chuẩn d2=560 (mm)
2.2 Tỷ số truyền thực tế của bộ truyền đai.
d 560
u= 2 = = 2,5
d 1 224
u , − u 2,5 − 2,4
Sai số : %= = = 4%
u 2,4
2.3Khoảng cách trục các bánh đai.
Khoảng cách trục giữa các bánh đai được tính theo công thức4.3[1]
a ≥ (1,5...2).(d 1 + d 2 )
Bộ truyền quay với vận tốc khá nhanh,bánh nhỏ có v=716 (v/p) nên ta l ấy ch ỉ
số nhỏ
a ≥ (1,5...2).( d1 + d 2 ) = 1,5.( 224 + 560) = 1176 mm
2.4 Chiều dài dây đai.
Chiều dài dây đai được tính theo công thức 4.4[1]
l = 2.a + π .(d 1 + d 2 ) 2 + (d 2 − d 1 ) 2 (4.a)
l = 2.1176 + 3,14.( 224 + 560) 2 + (560 − 224) 2 (4.1176) = 3550
l = 3606,68 mm
Dựa theo bảng 4.13[1] chọn chiều dài dây đai tiêu chuẩn là: l = 3550 mm
2.5Tính khoảng cách trục thực tế.
a = (λ + λ2 − 8.∆2 ) 4
Với :
λ = l − π .(d1 + d 2 ) 2 = 3550 − 3,14.(224 + 560) 2 = 2319,12 mm
∆ = ( d 2 − d 1 ) 2 = (560 − 224) 2 = 168 mm
Vậy:
a = (2319,12 + 2319,12 2 − 8.168 2 ) 4
a = 1147,26 (mm)
6
- 2.6Góc ôm trên bánh đai nhỏ.
α 1 = 180 0 − (d 2 − d 1 ).57 0 a = 180 0 − (560 − 224).57 0 1147,26
α1 = 163 0
2.7 Xác định tiết diện dây đai.
Diện tích tiết diện đai dẹt được xác định dựa từ chỉ tiêu về khả năng kéo của
đai.theo công thức 4.8[1]
A = b.δ = Ft .k d [σ F ]
Trong đó:
b, δ :là chiều rộng và chiều dây đai
k đ :hệ số tải trọng động
Ft :lực vòng
+Lực vòng Ft được xác định từ công suất P trên bánh đai nhỏ, P=P đc=4,48
(N.mm)
1000.P1
Ft =
V
Với V = π .d1 .n1 (60.1000) = 3,14.224.716 60000 = 8,39 ( m / s )
1000.P1 1000.4.48
Vậy: Ft = = = 533,97 (N)
V 8.39
Theo bảng 4.8[1] tỷ số (δ d 1 ) nên chọn là 1/40 suy ra
δ = d 1 40 = 224 40 = 5,6 (mm)
Theo bảng 4.1[1] dùng loại đai B-800 có lớp lót, trị số δ = 6,0 (mm) với số
lớp là 4.
+Ứng suất có ích cho phép:
Theo công thớc4.10[1] ta có :
σ F = [σ O ].Cα .cV .C O
Trong đó :
[σ O ] = k1 − k 2 .δ d 1
Theo bảng 4.9[1] với đai vải cao su và bộ truy ền được đ ặt n ằm ngang
⇒ σ O = 1,8 (Mpa) nên chọn được k1=2,5 và k2=10,0
⇒ [σ O ] = k1 − k 2 .δ d1 = 2,5 − 10,0. 6 224 = 2,23 (Mpa)
Cα -hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm α1 .Theo bảng 4.10[1] với
góc ôm α1 = 163 0 chọn được Cα = 0,94
CV -hệ số ảnh hưởng của lực li tâm đến độ bám của đai trên bánh
đai.Theo bảng 4.11[1] với vận tốc đai v=8,39 (m/s) chọn được CV
=1,0
7
- C O -hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền trong không gian và
phương căng đai.Theo bảng4.12[1] với đai truyền động thường C O
=1,0
σ F = [σ O ].Cα .cV .C O = 2,23.0,94.1,0.1,0 = 2,1 (Mpa)
Từ công thức 4.8[1] ta có chiều rộng của dây đai :
F .k 533,97.1
b= t đ = = 42,37 (mm)
[σ F ].δ 2,1.6
Lấy theo tiêu chuẩn b=50 (mm)
Theo bảng 21.16 chọn chiều rộng bánh đai B=63 (mm)
2.8 Xác định lực căng ban đầu và lực tác dung lên trục.
Lực căng ban đầu của đai được xác định theo công thức 4.12[1]
FO = σ O .b.δ = 1,8.50.6 = 540 (N)
Lực tác dụng lên trục được xác định theo công thức 4.13[1]
Fr = 2.Fo .Sin(α 1 2) = 2.540.Sin(163 2) = 1068,0 (N)
CHƯƠNG 2 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CÔN
I.Các thông số ban đầu .
+Công suất trên bánh răng chủ động P1=4,26 (KW)
+Vận tốc vòng n1=298,83 (v/p)
+Tỉ số truyền uh=3,9
+Thời gian làm việc t=14.103 giờ
+Đặc tính làm việc êm và tải trọng tĩnh
II.Chọn vật liệu và tính toán thiết kế.
2.1Chọn vật liệu.
Do không có yêu cầu gì đặc biệt, do đó ta chọn vật liệu của bộ truyền làm
bằng thép 45 .Cụ thể theo bảng 6.1[1] ta chọn :
+bánh răng nhỏ : thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241÷ 285 có
σb1=800Mpa, σch1=580 Mpa
+bánh răng lớn : thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192÷ 240 σb2=750 Mpa,
σch2=450Mpa
8
- 2.2Tính ứng suất cho phép.
[σ H ] và [σ F ] được tính theo các công thức 6.1a[1] và 6.2a[1]
[ σ H ] = (σ H lim s H ).K HL
o
[σ F ] = (σ Fo lim s F ) K FL .K FC
Trong đó :
σ H lim và σ F lim lần lượt là ứng suất uốn cho phép và ứng suất xoắn cho
o o
phép ứng với số chu kỳ quay cơ sở.Theo bang 6.2[1] với thép 45 tôi
cải thiện đạt độ rắn HB 180…350 (Mpa) có :
σ H lim = 2.HB + 70 ; σ F lim = 1,8.HB ; S H =1,1 ; S F =1,75
o o
Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1=250 (MPa) ; bánh lớn HB2= 230 (MPa)
Ta có :
σ H lim 1 = 2.HB + 70 = 2.250 + 70 = 570 (MPa)
o
σ H lim 2 = 2.HB + 70 = 2.230 + 70 = 530 (MPa)
o
σ F lim 1 = 1,8.HB = 1,8.250 = 450
o
(MPa)
σ F lim = 1,8.HB = 1,8.230 = 414
o
(MPa)
K FC -hệ số ảnh hưởng của chiều quay bộ truyền quay một chiều K FC
=1
K HL và K FL -lần lượt là hệ số tuổi thọ được tính theo công thức 6.3 và
6.4[1]
K HL = mH N HO N HE
K FL = mF N FO N FE
Trong đó :
N HO và N FO -số chu kỳ quay cơ sở khi thử về tiếp xúc và uốn
N FO = 4.10 6 với tất cả các loại thép
N HO = 30.H HB
2, 4
+Với bánh 1 N HO1 = 30.250 = 17.10
2, 4 6
+Với bánh 2 N HO 2 = 30.230 = 14.10
2, 4 6
N HE và N FE -số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương,vì bộ
truyền chịu tải tĩnh nên :
N HE = N FE = 60.c.n.t Σ
Trong đó :
c-số lần ăn khớp trong 1 vòng quay, c=1
n-tốc độ (v/p) của bánh răng, n1=298,33 (v/p);n2=76,49 (v/p)
t Σ -tổng thờ gian làm việc, t Σ =14.103 giờ
N HE1 = N FE1 = 60.1.298,33.14.10 3 = 250.10 6
9
- N HE 2 = N FE 2 = 60.1.76,49.14.10 3 = 64.10 6
N HE1 = 250.10 6 > N HO1 = 17.10 6 ⇒ K HL1 = 1
N HE 2 = 64.10 > N HO 2 = 14.10 6 ⇒ K HL 2 = 1
6
N FE1 = 250.10 6 > N = 4.106 ⇒ K FL1 = 1
FO1
N FE 2 = 64.10 6 > N HO 2 = 4.106 ⇒ K FL 2 = 1
Như vậy có :
[σ H 1 ] = (σ H lim1 s H ).K HL1 = ( 570 1,1).1 = 518,18
o
(MPa)
[σ H 2 ] = (σ H lim 2 s H ).K HL 2 = ( 530 1.1).1 = 481,82
o
(MPa)
[σ F1 ] = (σ F lim1 s F ) K FL1.K FC = ( 450 1,76).1.1 = 257,14
o
(MPa)
[σ F 2 ] = (σ Fo lim 2 s F ) K FL 2 .K FC = ( 414 1,76).1.1 = 235,23 (MPa)
+Ứnh suất tiếp xúc cho phép là:
[σ H ] =Min( [σ H1 ] ; [σ H 2 ] )=481,82 (MPa)
+Ứng suất quá tải cho phép :
[σ H ] max= 2,8.σ ch 2 =2,8.450=1260 (MPa)
[σ F1 ] max = 0,8.σ ch1 = 0,8.5804 = 464 ( MPa)
[σ F 2 ] max = 0,8.σ ch 2 = 0,8.450 = 360 ( MPa)
2.3 Xác định chiều dài côn.
Chiều dài côn chủ động được xác định theo độ bền tiếp xúc.Theo công thức
6.52[1] ta có:
Re = K R . u 2 + 1.3 T1 .K Hβ [(1 − K be ).K be .u .[σ H ]2 ]
Trong đó :
K R =0,5. K d -hệ số phu thuộc vào vật liệu làm bánh răng, ở đây bánh răng
làm bằng thép có K d =100 (MPa1/2). ⇒ K R =0,5.100=50 (MPa1/2)
u-tỉ số truyền của bộ truền bánh răng, u=3,9.
K Hβ -hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng,tra
bảng 6.21[1] dựa theo tỉ số K be .u (2 − K be ) ,
K be -hệ số chiều rộng vành răng phụ thuoocj vào tỉ số truyền, K be
=0,25…0.3. với u=3,9>3 chọn K be =0,25 theo bảng 6.21[1] ⇒ K Hβ
=1,58
T1-mômen xoắn trên trục bánh chủ động, T1=136369,12 (Nmm)
[σ H ] -ứng suất tiếp xúc cho phép, [σ H ] =418,82 (MPa)
Thay số:
Re = 50. 3,9 2 + 1.3 136369,12.1,58 [(1 − 0,25).0,25.3,9 .418,82 2 ]
Re = 217,96 (mm)
10
- 2.4 Xác định thông số ăn khớp.
+ Tính số răng bánh nhỏ.
d e1 = 2.Re 1 + u 2 = 2.217,96 1 + 3,9 2 = 108,27 (mm)
Dựa vào de1 theo bảng 6.22[1] chọn z1p=17 ; HB< 350 nên z1 được tính theo
công thức z1=1,6.z1p=1,6.17=27,2 ,chọn z1= 27 răng
+Đường kính trung bình và môđun trung bình:
d m1 = (1 − 0,5.K be ).d e1 = (1 − 0,5.0,25).108,27 (mm)
d m1 = 94,74 (mm)
mtm = d m1 z1 = 94,74 27 = 3,51
+Xác định chính xác môđun :
-môđun vòng ngoài :
mte = mtm (1 − 0,5.K be ) = 3,51 (1 − 0,5.0,25) = 4,01 (mm)
Theo bảng 6.8[1] lấy trị số tiêu chuẩn : mte = 4,0 (mm)
-môđun trung bình
mtm = mte .(1 − 0,5.K be ) = 4,0.(1 − 0,5.0,25) = 3,5 (mm)
+Số răng bánh nhỏ:
z1 = d m1 mtm = 94,74 3,5 = 27,07 Chọn z1=27 răng
⇒ d m1 = z1 .mtm = 27.3,5 = 94,5 (mm)
+Số răng bánh lớn:
z2=z1.u=27.3,9=105,3 Chọn z2=105 răng
+Đường kính trung bình bánh lớn
d m 2 = z 2 m mt = 105.3,5 = 367,5 (mm)
+Góc côn chia :
δ 1 = arctg ( z1 z 2 ) = arctg (27 105) = 14,42 0 = 14 0 25 '12 ''
δ1 = 90 0 −14,42 0 = 75 0 34 ' 48 ''
Theo bảng 6.20 với z1=27 răng ; u=3,9 chọn hệ số dịch chỉnh đều x 1=0,38 ;
x2=-0,38
2.5Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
Theo 6.33[1] ứng suất tiếp xúc trên mặt bánh răng côn phải thỏa mãn điều
kiện :
σ H = Z M .Z H .Z ε . 2.T1 .K H . u 2 + 1 (0,85.b.d m1 .u ) ≤ [σ H ]
2
(1)
Trong đó :
Z M -hệ số kể đến cơ tính của vật liệu của các bánh răng, tra bảng 6.5[1]
Z M =274 (MPa1/3)
11
- Z H -hệ số hình dạng bề mặt tiếp xúc, tra bảng 6.12[1] với b ộ truy ền
bánh răng côn dùng dịch chỉnh đều xt=x1+x2=0 có Z H =1,76
Z ε -hệ số trùng khớp của răng, Z ε = (4 − εα ) / 3
Với εα = 1,88 − 3,2(1 z1 + 1 z2 ) = 1,88 − 3,2.(1 27 + 1 105) = 1,731
⇒ Z ε = (4 − 1,731) 3 = 0,87
T1-mômen xoắn trên trục bánh côn chủ động, T1=136369,12 (Nmm)
dm1-đường kính trung bình bánh côn nhỏ, dm1=94,5 (mm)
K H -hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
K H = K Hβ .K Hα .K Hv (*)
Trong đó :
K Hβ -hệ số phân bố không đều tải trọng, K Hβ =1,58
K Hα -hệ số phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng th ời
ăn khớp,với bánh răng côn răng thẳng có K Hα =1
K Hα -hệ số tải trọng động trong vùng ăn khớp.
K Hv = 1 + v H .b.d m1 (2.T1 K Hβ .K Hα ) (**)
Trong đó :
b-chiều rộng vành răng, b=Kbe.Re=0,25.216,83=54,2 (mm)
v H = δ H .g o .V . d m1 .(u + 1) u
Với : δ H -hệ số kể đến sai số của sự ăn khớp, tra bảng 6.15[1] có
δ H = 0,006
g o -hệ số kể đến sai lệch của bước răng phụ thuộc vào môđun
và cấp chính xác của bộ truyền
Xét vận tốc dài của bánh răng côn chủ động
V = π .d m1 n1 60000 = 3,14.94,5.298,33 60000 = 1,475 (m / s )
Tra bảng 6.13[1] tìm được cấp chính xác của bộ truyền bằng 9
Tra bảng 6.16[1] có g o =73
Do đó :
v H = 0,006.73.1,475. 94,5.(3,9 + 1) 3,9 = =7,04
Thay các thông số vào (**) ta có :
K Hv = 1 + 0,74.54,2.94,5 (2.136369,12.1.58.1) = 1,084
Thay vào (*) ta có :
K H = 1,58.1.1,084 = 1,71
Thay các thông số vào (1) được :
σ H = 274.1,76.0,87. 2.136369,12.1,71. 3,9 2 + 1 (0,85.54,2.94,5 2.3,9)
σ H = 453,86 ( MPa)
Theo công thức 6.1[1]
12
- [σ H ] = [σ H ] ' .Z V .Z R .K XH
Với : Z R -hệ số kể đến độ nhám của mặt răng làm việc ,chọn R a=2,5..1,25
µm có Z R =0,95.
Z V -hệ số kể đến ảnh hưởng của vận tốc vòng, với v=1,475 (m/s) ,
Z V =1.
KXH-hệ số ảnh hưởng của kích thước bánh răng,với d m1
Thêm vào BST
Báo xấu
Download
Vui lòng tải xuống để xem tài liệu đầy đủ
