đồ án môn học chi tiết máy đầu đề thiết kế hệ dẫn động băng tải

Bạn đang xem bản rút gọn của tài liệu. Xem và tải ngay bản đầy đủ của tài liệu tại đây (693.26 KB, 63 trang )

Trang 1<div class="page_container" data-page="1">

TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA HÀ NỘIVIỆN CƠ KHÍ

BỘ MƠN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY VÀ RƠ BỐT

ĐỒ ÁN MƠN HỌCCHI TIẾT MÁY

HỌC KÌ:

ĐẦU ĐỀ:

THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

Đ ÁN CHI TI T MÁYỒ ÁN CHI TIẾT MÁYẾT MÁY

TÀI LIỆU THAM KHẢO...5CHƯƠNG 1. TÍNH ĐỘNG HỌC...7

</div>Trang 2<div class="page_container" data-page="2">

1.1 CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN...7

1.1.1 Xác định công suất yêu cầu trên trục động cơ điện...7

1.1.1.1 Tính cơng suất trên trục máy cơng tác...7

1.1.1.2 Xác định hiệu suất chung của tồn hệ thống...7

1.1.1.3 Xác định công suất yêu cầu trên trục động cơ...7

1.1.2 Xác định tốc độ quay đồng bộ của động cơ điện...7

1.1.2.1 Xác định tốc độ quay của trục bộ phận công tác...8

1.1.2.2 Xác định sơ bộ tỷ số truyền của hệ thống...8

1.1.2.3 Xác định tốc độ quay sơ bộ của động cơ cần...8

1.3.3 Tính cơng suất trên các trục...9

1.3.4 Tính mơ men xoắn trên các trục...10

1.4 LẬP BẢNG THƠNG SỐ ĐỘNG HỌC...10

PHẦN II. TÍNH THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN...11

CHƯƠNG 2: TÍNH THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG...11

2.1 CHỌN LOẠI ĐAI VÀ TIẾT DIỆN ĐAI...11

2.2 XÁC ĐỊNH CÁC THÔNG SỐ CỦA BỘ TRUYỀN...11

2.2.1 Đường kính bánh đai...11

2.2.2 Khoảng cách trục...12

2.2.3 Chiều dài đai...12

2.3 XÁC ĐỊNH SỐ ĐAI...13

2.4 XÁC ĐỊNH LỰC CĂNG BAN ĐẦU VÀ LỰC TÁC DỤNG LÊN TRỤC...13

2.5 LẬP BẢNG KẾT QUẢ TÍNH TỐN CÁC THƠNG SỐ CỦA ĐAI THANG...14

CHƯƠNG 3: TÍNH THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ...15

</div>Trang 3<div class="page_container" data-page="3">

3.3.2 Xác định thông số ăn khớp...17

3.3.2.1 Xác định mơ đun...17

3.3.2.2 Xác định số răng, góc nghiêng và hệ số dịch chỉnh...18

3.3.2.3 Xác định một số thông số của bộ truyền bánh răng...19

3.3.3 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc...19

3.3.4 Kiểm nghiệm độ bền uốn...20

3.3.5 Kiểm nghiệm độ bền q tải...22

3.4 XÁC ĐỊNH CÁC THƠNG SỐ, KÍCH THƯỚC HÌNH HỌC CỦA BỘ TRUYỀN..22

3.4.1 Xác định lực tác dụng lên trục...22

3.4.2 Lập bảng thông số của bộ truyền...23

PHẦN III. TÍNH THIẾT KẾ TRỤC, CHỌN Ổ LĂN...24

4.2.3 Xác định lực từ các chi tiết, bộ truyền tác dụng lên trục...27

4.2.4 Xác định khoảng cách giữa các điểm đặt lực...28

4.3 Tính chọn đường kính các đoạn trục. 4.3.1 Trục I. 4.3.1.1 Tính phản lực cho trục I.294.3.1.2 Vẽ biểu đồ momen...31

4.3.1.3 Tính mơ men tương đương...32

4.3.1.4 Tính đường kính các đoạn trục...32

4.3.1.5 Chọn đường kính các đoạn trục...33

4.3.1.6 Chọn và kiểm nghiệm then...33

4.3.1.7 Kiểm nghiệm trục theo độ bền mỏi...34

4.3.1.8 Chọn, kiểm nghiệm ổ lăn...39

4.3.2 Trục II 4.3.2.1 Tính phản lực cho trục II...41

4.3.2.2 Vẽ biểu đồ mơ men...43

4.3.2.3 Tính mơ men tương đương...45

</div>Trang 4<div class="page_container" data-page="4">

4.3.2.4 Tính đường kính các đoạn trục...45

4.3.2.5 Chọn đường kính các đoạn trục...46

4.3.2.6 Chọn và kiểm nghiệm then...46

4.3.2.7 Kiểm nghiệm trục theo độ bền mỏi...47

4.3.2.8 Chọn, kiểm nghiệm ổ lăn...52

CHƯƠNG 5. TÍNH THIẾT KẾ KẾT CẤU...54

CHƯƠNG 6: LẮP GHÉP, BÔI TRƠN VÀ DUNG SAI...59

6.1 Dung sai lắp ghép và lắp ghép ổ lăn...59

6.2 Bôi trơn hộp giảm tốc...60

6.3 Bảng dung sai...61

</div>Trang 5<div class="page_container" data-page="5">

TÀI LIỆU THAM KHẢO

[1] Trịnh Chất, Lê Văn Uyển. Tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí, tập 1. NXB Giáo dục, 2004.

[2] Trịnh Chất, Lê Văn Uyển. Tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí, tập 2. NXB Giáo dục, 2004.

[3] Nguyễn Trọng Hiệp. Chi tiết máy, tập 1. NXB Giáo dục, 2001. [4] Nguyễn Trọng Hiệp. Chi tiết máy, tập 2. NXB Giáo dục, 2001. [5] Ninh Đức Tốn. Dung sai lắp ghép. NXB Giáo dục, 2000. [6] Hướng dẫn của thầy Bạo

trên class="text_page_counter">Trang 7<div class="page_container" data-page="7">

PHẦN I. TÍNH ĐỘNG HỌCCHƯƠNG 1. TÍNH ĐỘNG HỌC

1.1.1 Xác định công suất yêu cầu trên trục động cơ điện

Công suất yêu cầu trên trục động cơ điện: 𝑃𝑦𝑐 =Pηlv

1000 =1,42 (kW) (1.2) Trong đó: F là lực kéo băng tải hoặc xích tải hoặc tời kéo (N); v là vận tốc di chuyển của bănghoặc xích hoặc tời kéo (m/s)

1.1.1.2 Xác định hiệu suất chung của toàn hệ thống

ηC = П. ηik = η2ol.η1k.ηđ1.ηbr1 = 0,992.0,99.0,95.0,97 = 0,89 (1.4)

Với ηol; ηđ;ηbr; ηk lần lượt là hiệu suất của một cặp ổ lăn, bộ truyền đai,bộ truyền bánh răng, khớp nối ( giá trị tra bảng dưới )

Hiệu suất 1 cặp ổ lăn ηol 0,99 2Hiệu suất 1 cặp bánh răng ηbr 0,97 1Hiệu suất bộ truyền đai ηđ 0,95 1

1.1.1.3 Xác định công suất yêu cầu trên trục động cơ

Thay các giá trị Plv và ηc vào công thức (1.1);

Ta được: Pyc = Plv

ηC =

1,42

</div>Trang 8<div class="page_container" data-page="8">

1.1.2 Xác định tốc độ quay đồng bộ của động cơ điện

Tốc độ quay sơ bộ của động cơ cần có: nsb =nlv.usb (1.6)

Trong đó: nsb là tốc độ quay sơ bộ mà động cơ cần có; nlv là tốc độ quay của máy trục công

tác ( trục bộ phận làm việc); usblà tỷ số truyền sơ bộ của hệ thống.

1.1.2.1 Xác định tốc độ quay của trục bộ phận công tác

Với v là vận tốc băng tải (m/s); D là đường kính tang.

1.1.2.2 Xác định sơ bộ tỷ số truyền của hệ thống

1.1.2.3 Xác định tốc độ quay sơ bộ của động cơ cần

Thay các giá trị vào cơng thức (1.6) ta có tốc độ quay sơ bộ của động cơ cần có.

𝑇max /Tdn 𝑇mm/𝑇 𝑚đc(kg)

𝑑đc(mm)

</div>Trang 9<div class="page_container" data-page="9">

1.2 PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

Tỉ số truyền chung của hệ thống: uc= nđc

1.3.1 Tỉ số truyền

- Tỉ số truyền từ trục động cơ sang trục I ( trục vào của hộp giảm tốc):

uđc → I=uđ = 2,5

- Tỉ số truyền từ trục I sang trục II của hộp giảm tốc: uI → II =ubr = 4,14

- Tỉ số truyền từ trục II (trục ra của hộp giảm tốc) sang trục bộ phận công tác (trục của

bộ phận làm việc): uII →lv = uk = 11.3.2 Tính tốc độ quay trên các trục

Xuất phát từ tốc độ quay của động cơ, tiến hành tính tốc độ quay cho các trục khác theo trình tự từ trục động cơ sang các trục phía sau (nđc => nI => nII => nlv,t) và công thức:

uI → II => nlv ,t= nIIuII →lv

- Tốc độ quay trên trục động cơ: nđc = 1435 (vg/ph)

- Tốc độ quay trên Trục I (trục vào của HGT):nI= nđc

1.3.3 Tính cơng suất trên các trục

Xuất phát từ công suất trên trục bộ phận công tác, tiến hành tính cơng suất cho các trục phía trước nó theo trình tự 𝑃𝑙𝑣 => 𝑃𝐼𝐼 => 𝑃𝐼 => 𝑃đc,t và công thức:

</div>Trang 10<div class="page_container" data-page="10">

P(𝑖−1) = ηPi(i−1)→ i

- Công suất trên trục bộ phận công tác: Plv = 1,42 (kW);

- Công suất trên Trục II ( trục ra của HGT):P II = Plv

 ηII → lv=ηk= 0,99 ;

 ηI → II=ηol. ηbr= 0,99.0,97 = 0,96 ; ηđc → I=ηđ. ηol= 0,95.0,99 = 0,94 ;

1.3.4 Tính mơ men xoắn trên các trục

Sau khi đã có cơng suất và tốc độ quay, ta tính mơ men xoắn trên các trục theo cơng thức:

nlv , t = 9,55.106.

138,65 = 97807(Nmm)

</div>Trang 11<div class="page_container" data-page="11">

TrụcThông số

Trục động cơ Trục I Trục II Trục bộ phận công tác

PHẦN II. TÍNH THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN

CHƯƠNG 2: TÍNH THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG

DỮ LIỆU ĐẦU VÀO

Tốc độ quay trục chủ động n1 (vg/ph) 1435Công suất trên trục chủ động P1 (kW) 1,59Momen xoắn trên trục chủ động T1 (Nmm) 10582

Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngồi

Do P1 = 1,59 (kW) < 2 (kW) => Ta được tiết diện đai cần chọn là: O

</div>Trang 12<div class="page_container" data-page="12">

2.2 XÁC ĐỊNH CÁC THÔNG SỐ CỦA BỘ TRUYỀN2.2.1 Đường kính bánh đai

- Đường kính đai bánh nhỏ (d1) được chọn theo bảng 4.13[1]-59 và tham khảo dãy tiêu chuẩn:50, 55, 63, 71, 80, 90, 100, 112, 125, 140, 160, 180, 200, 224, 250, 280, 315, 355, 400, 450, 500, 560, 630, 710, 800, 900, 1000, 1120, 1250, 1400, 1600, 1800, 2000, 2240, 2500, 2800, 3150, 3550, 4000.

=> Ta chọn 𝑑2 theo tiêu chuẩn (như 𝑑1) => d2 = 280 (mm)

- Với đai thang thì 𝑑1, 𝑑2 là đường kính vòng tròn qua lớp trung hòa (khi vòng qua bánh đai).=> Như vậy tỉ số truyền thực tế là: ut = d 2

400, 450, 500, 560, 630, 710, 800, 900, 1000, 1120, 1250, 1400, 1600, 1800, 2000, 2240, 2500, 2800, 3150, 3550, 4000, 4500, 5000, 5600, 6300, 7100, 8000, 9000, 10000, 11200, 12500, 14000.

</div>Trang 13<div class="page_container" data-page="13">

2.2.3 Chiều dài đai

l = 2a +π (d 2+d 1)2 +

Lấy l tiêu chuẩn theo dãy (bảng 4.13[1]-59):

400, 450, 500, 560, 630, 710, 800, 900, 1000, 1120, 1250, 1400, 1600, 1800, 2000, 2240, 2500, 2800, 3150, 3550, 4000,4500, 5000, 5600, 6300, 7100, 8000, 9000, 10000, 11200, 12500, 14000.

 Chọn l = 1400 (mm)

Kiểm nghiệm đai về tuổi thọ: 𝑖 ≤ 𝑖𝑚𝑎𝑥 = 10 với 𝑖 = 𝑣/𝑙 ;Với v là vận tốc vòng; i là số lần uốn của đai trong 1 giây 𝑖 =νl=8,42.1000

1400 = 6,01 ≤ imax = 10 => thỏa mãn điều kiện

Xác định lại khoảng cách trục: 𝑎𝑡𝑙 = (𝜆 +

√

λ2−8 ∆2 )/4 (4.6[1]) Với 𝜆 = 𝑙 − 𝜋(𝑑2 + 𝑑1)/2 = 1400 - 𝜋(280 + 112)/2 = 784,25

P1 = 1,59 là công suất trên trục bánh đai chủ động; Kđ = 1,3 là hệ số tải trọng động (tra bảng 4.7[1]-55)

[P0] = 1,33 là công suất cho phép, xác định bằng thực nghiệm ứng với bộ truyền có số đai z = 1, chiều dài đai l0, tải trọng tĩnh; (tra bảng 4.19[1]-62)

Cα = 0,94 là hệ số kể đến góc ơm α1; có thể tính 𝐶𝛼 = 1 − 0,0025(180 − 𝛼1) = 1 − 0,0025.(180 − 155) = 0,94 hoặc tra theo bảng 4.15[1]-61; Cl = 1 là hệ số kể đến ảnh hưởng chiều dài đai (bảng 4.16[1]-61);

Cu = 1,135 là hệ số kể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền (bảng 4.17[1]-61);

Cz = 0,95 là hệ số kể đến ảnh hưởng do tải trọng phân bố khơng đều trên các dây đai; có thể dựa vào z’= 𝑃1/[𝑃0] = 1,59/1,33 = 1,2 để tra ra Cz (bảng 4.18[1]-61);

</div>Trang 14<div class="page_container" data-page="14">

=> Chọn B = 32 (mm)

+ Đường kính ngồi bánh đai: da = d+2h0da1 = d1+2h0 = 112 + 2.2,5 = 117(mm);da2 = d2+2h0 = 280 + 2.2,5 = 285(mm);+ Đường kính đáy bánh đai: 𝑑𝑓 = 𝑑𝑎 − 2H

df1 = da1–2H = 117 – 2.10 = 97(mm); df2 = da2–2H = 285 – 2.10 = 265(mm);

Lực căng ban đầu F0=780 P1kđ

Với qm là khối lượng một mét chiều dài đai. Tiết diện đai loại O => qm = 0,061 (kg/m)

=> Lực tác dụng lên trục: Fr=2 F0z sin

(

α1 ∕ 2

)

=2 .106 . 2 .sin

(

1552

)

=415(N) (4.21[1])

2.5 LẬP BẢNG KẾT QUẢ TÍNH TỐN CÁC THƠNG SỐ CỦA ĐAI THANG

Đơn vị

Giá trị Ghi chú

thực tínhđược dựatrên 𝑑 ; 𝑑 ;

</div>Trang 15<div class="page_container" data-page="15">

Đường kính đỉnh bánh đai nhỏ da 1 (kW) 117Đường kính đỉnh bánh đai lớn da 2 (kW) 285Đường kính đáy bánh đai nhỏ df 1 (Nm

CHƯƠNG 3: TÍNH THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ

DỮ LIỆU ĐẦU VÀO

hiệu chung

Kí hiệu Đơn vị Giá trị Ghi chú

Tốc độ quay trục chủ động n n1 (vg/

Tốc độ quay trục bị động n n2 (vg/ph)

138,65Công suất trên trục chủ động P P1 (kW) 1,49Công suất trên trục bị động P P2 (kW) 1,43Mô men xoắn trên trục chủ T T1 (Nmm 24790

</div>Trang 16<div class="page_container" data-page="16">

động )Mô men xoắn trên trục bị động T T2 (Nmm

- Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép

Từ công thức CT(6.1-[1]), CT(6.2-[1], sơ bộ lấy các hệ số 𝑍𝑅.𝑍𝑉.𝐾𝑥𝐻 = 1 và 𝑌𝑅.𝑌𝑆.𝐾𝑥𝐹 = 1 nên => CT(6.1a-[1]), CT(6.2a-[1]).

- Ứng suất tiếp xúc cho phép :

H .0

Theo bảng 6.2[1] có: SH =1,1 ; σHlim0

=2 . HB+70

σH0lim 1 = 2.220 + 70 = 510 (MPa); σH0

lim 2 = 2.205 + 70 = 480 (Mpa)Hệ số tuổi thọ xét đến thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền:

KHL =

.Với bậc của đưởng cong mỏi khi thử về tiếp xúcmH= 6

- Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc NHO 30 HB. 2,4=> NHO1 = 30.2202,4 = 12558439,82

NHO2 = 30.2052,4 = 10600601,81

- Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương: do tải trọng tĩnh nên NHE = 60.c.ni.tΣ

</div>Trang 17<div class="page_container" data-page="17">

Với c,ni,tΣlần lượt là số lần ăn khớp trơng 1 vịng quay, số vòng quay, tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét.

=> NHE1 = 60.c.n1.tΣ 1= 60.1.574.11000 = 378840000 NHE2 = 60.c.n2.tΣ 2= 60.1.138,65.11000 = 91509000Do NHE1>NHO1 , NHE2>NHO2 => NHE1= NHO1 , NHE2 = NHO2 => KHL=1

lim 1 = 1,8.220 = 396 (Mpa) => σF0lim 2= 1,8.205 = 369 (Mpa)

Hệ số xét đến ảnh hưởng của tải: KFC = 1(vì tải đặt một phía)

KFL =

.Với bậc của đưởng cong mỏi khi thử về uốn mF= 6

- Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn NFO 4.106

Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương: do tải trọng tĩnh nên NFE = NHE = 60.c.ni.tΣ

=> NFE1 = NHE1 = 378840000 NFE2 = NHE2 = 91502400

Do NFE1>NFO , NFE2>NHO => NFE1= NHO , NFE2 = NHO => KFL=1

=> [σF]1 =σF0lim 1.KFC.KFL/SF = 396.1.1/1,75 = 226,29 (Mpa)

[σF]2 =σF0lim 2.KFC.KFL/SF = 369.1.1/1,75 = 210,86 (Mpa)Do là bánh răng trụ thẳng nên ta có:

[σH]= min([σH]1; [σH]2) = min(463,64 ; 436,36) = 436,36 (Mpa)

- Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải [𝜎𝐻] 𝑚𝑎𝑥 theo công thức CT(6.13-[1])

[σH]max = 2,8. σch = 2,8.450 = 1260 (Mpa)

- Xác định uốn cho phép khi quá tải [𝜎𝐹 ]𝑚𝑎𝑥 theo công thức CT(6.13-[1]) [σF]max = 0,8. σch = 0,8.450 = 360 (Mpa)

</div>Trang 18<div class="page_container" data-page="18">

+ Mômen xoắn trên trục bánh chủ động: T1 = 24790 (N.mm)

+ Ứng suất tiếp xúc cho phép: [σH]= 436,36 (Mpa)+ Hệ số xác định theo công thức : bd 0,53.ba(u1)

Tính mơ đun theo cơng thức CT(6.17-[1])

</div>Trang 19<div class="page_container" data-page="19">

Tính số răng bánh nhỏ 𝑧1 theo cơng thức CT(6.31-[1])

+ Tính lại khoảng cách trục awtl = m.zt / 2 = 103 (mm) => Chọn awt = 105 (mm)Xác định hệ số dịch chỉnh:

+ Hệ số dịch tâm y = awt/m - 0,5(z1+z2) = 105/2 - 0,5.(20+83) = 1 + Hệ số ky = 1000y/zt = 1000.1/103 = 9,71

+ Dựa vào bảng 6.10a để tra ra kx = 0,702

+ Hệ số giảm đỉnh răng Δy = kxzt/1000 = 0,702.103/1000 = 0,072 + Tổng hệ số dịch chỉnh xt = y + Δy = 1 + 0,072 = 1,072

+ Các hệ số dịch chỉnh bánh 1 và bánh 2:

x1 = 0,5[xt – (z2 – z1)y/zt] = 0,5.[1,072 – (83 – 20).1/103] = 0,23x2 = xt – x1 = 1,072 – 0,23 = 0,84

Tỷ số truyền thực ut=Z2Z1

=8320=4,15=> Sai số tỷ số truyền

∆ u=¿ut−u∨¿

u.100=¿4,15−4,14∨4,14¿ . 100=0,24 %< 4 %¿ ¿

Tính góc ăn khớp: cos αwt = zt.m.cos α/ 2awt = 103.2.cos20/2.105 = 0,92 => αwt = 22,80

3.3.2.3 Xác định một số thông số của bộ truyền bánh răng

Khoảng cách trục chia a a = 0,5(d2+d1) = 0,5m(z2 +z1 )/cosβ 103

</div>Trang 20<div class="page_container" data-page="20">

Khoảng cách trục awaw=acos αt/cos αtw 105Đường kính chia d d1 = m.z1/cos β

d2 = m.z2/cos β

40 166Đường kính lăn dw dw1 = d1 + [2y/(z2 + z1)].d1

dw2 = d2 + [2y/(z2 + z1)].d2

40,78 169,22Đường kính đỉnh răng da da1 = d1 + 2(1+x 1−Δuy).m

da2 = d2 + 2(1+x 2−Δuy) . m

44,66173,1Đường kính đáy răng dfdf 1=d1−(2,5−2. x 1)m

df 2=d2−(2,5−2. x 2)m

155,99Góc profin gốc αTheo TCVN α=2 00

Góc profin răng αtα

200Góc ăn khớp αtw

αwt=arccos ⁡(a .cos αtaw )

22,80 Tổng hệ số dịch chỉnh xt

Hiệu hệ số dịch chỉnh xh

Hệ số trùng khớp ngang

εαεα=¿[1,88 – 3,2(1/z1+1/z2)]cosβ 1,68

3.3.3 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc

- Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiện

sin 2αtw =

√

sin (2.22,8)2. cos(0) = 1,67

Ở đây βb góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở tgβb=cos αt.tgβ= cos20.tg0 = 0

=>βb=¿0

</div>Trang 21<div class="page_container" data-page="21">

Do bánh răng dịch chỉnh nên αtw=arccos

(

a .cosαt

aw

)

=arccos ⁡(103.cos20

105 )=22,80

+ Zεhệ số kể đến sụ trùng khớp của răng xác định theo công thức

Zε=

√

4−εα

3 =

√

4−1,683 =0,88(do εβ=0)

εα=¿[1,88 – 3,2(1/z1+1/z2)]cosβ = [1,88-3,2(1/20+1/83)].cos(0) = 1,68+ KH hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc: KH=KHβ. KHα. KHv= 1,05.1,13.1,05 = 1,25

Với KHβlà hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng

Tra bảng 6.7 ta được KHβ=1,05

Với KHα là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng

thời ăn khớp trị số tra bảng 6.14 ta được KHα= 1,13

Khi v = π . dw 1n160000 =

=> σH=422,54 ( MPa)<

[

σH

]

=436,36(MPa)

=> ¿ ¿ .100% = 3,17 % < 10% (Thỏa mãn)

</div>Trang 22<div class="page_container" data-page="22">

3.3.4 Kiểm nghiệm độ bền uốn

140=1 hệ số kể đến độ nghiêng của răng

YF 1,YF 2 hệ số dạng răng của bánh răng 1 và 2, phụ thuộc vào số răng tương đương

zv 1= z1co s3β=

co s30=20

zv 2= z2co s3β=

co s30=83

Ta có x1 = 0,23; x2 = 0,84 theo phương pháp nội suy ta được YF 1=¿ 3,61; YF 2=3,43

KF hệ số tải trọng khi tính về uốn KF=KFβKFαKFv= 1,1.1,37.1,11 = 1,67

+ Với KFβlà hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng , tra bảng 6.7 ta được KFβ=1,1

+KFα là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn

khớp khi tính về uốn, trị số tra bảng 6.14 ta được KFα= 1,37

</div>Trang 23<div class="page_container" data-page="23">

σF 2=σF 1.YF 2YF 1 =

=> σF 1≤

[

σF 1

]

(thỏa mãn điều kiện bền uốn)

σF 2≤

[

σF 2

]

(thỏa mãn điều kiện bền uốn)

3.3.5 Kiểm nghiệm độ bền quá tải

Khi làm việc bánh răng có thể bị q tải (ví dụ lúc mở máy, hãm máy…) với hệ số quá tải 𝐾𝑞𝑡 = 𝑇𝑚𝑎𝑥/𝑇 với 𝑇𝑚𝑎𝑥 là mô men xoắn quá tải, T là mô men xoắn danh nghĩa. Lúc nàycần kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại và ứng suất uốn cực đại theo các công thức CT(6.48-[1]) và CT(6.49-[1])

σHmax=σH

√

Kqt ≤ [σH¿max

σFmax=σFKqt≤ [σF¿max

Ứng suất tiếp xúc cực đại cho phép: [σH]max = 1260 (Mpa)

Ứng suất uốn cực đại cho phép: [σF]max = 360 (Mpa)

Hệ số quá tải : Kqt=TmaxT = 2,2

σHmax=422,54.

√

2,2=626,73 ≤[σH]max(thỏa mãn )σF 1 max=52,35.2,2=115,17 ≤[σF]max (thỏa mãn)σF 2 max=49,74.2,2=109,43≤ [σF]max (thỏa mãn)

1215,79.tg 22,8

cos 0 =511,07 (N )

</div>Trang 24<div class="page_container" data-page="24">

3.4.2 Lập bảng thông số của bộ truyền

Thơng số Kí hiệuchung Kí hiệu Đơn vị Giá trị Ghi chúVật liệu bánh răng nhỏ Thép C45

</div>Trang 25<div class="page_container" data-page="25">

Lực tác dụng lên trục

Ft 1Ft 2 (N) 1215,79Fr 2Fr 2 (N) 511,07

PHẦN III. TÍNH THIẾT KẾ TRỤC, CHỌN Ổ LĂNCHƯƠNG 4. TÍNH TRỤC, CHỌN Ổ LĂN

Ta sử dụng khớp nối vòng đàn hồi để nối trục

Chọn khớp nối theo điều kiện:

{

Tt≤ Tkncfdt≤ dkncf

Trong đó dt- Đường kính trục cần nối

dt=25 mm

Tt –Mơmen xoắn tính tốn Tt=k .T

k -Hệ số chế độ làm việc tra bảng 16.1Tr58 [2] lấy k = 1,2T- Momen xoắn danh nghĩa trên trục:

Do vậy Tt=k .T =1,2 . 98496=118195,2 ( N . mm)=118,2(N . m)

Tra bảng 16.10a [2] tr 68 với điều kiện

</div>Trang 26<div class="page_container" data-page="26">

{

Tt=118,2 N . m≤ Tkncf

dt=25 mm ≤ dkncf

{

Tkncf

=125 N .m

dkncf=25 mm

Z=4Do=90 mm

4.1.1 Kiểm nghiệm khớp nối.

Ta kiểm nghiệm theo 2 điều kiện:

a) Điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi

2 =41,5

[σu]- Ứng suất uốn cho phép của chốt.Ta lấy [σu]=(60÷ 80) MPa;

Do vậy, ứng suất sinh ra trên chốt:

σu= k . T . l0

0,1.dc3. D0. Z=

1,2 . 98496 . 41,5

0,1. 143. 90 . 4 =49,65<[σu]

</div>Trang 27<div class="page_container" data-page="27">

Các thơng số cơ bản của nối trục vịng đàn hồi:

Thơng số Kí hiệu Giá trịMơmen xoắn lớn nhất có thể truyền được Tkncf 125(N.m)Đường kính lớn nhất có thể của nối trục dkncf 25 (mm)

Chiều dài đoạn công xôn của chốt l1 34 (mm)

4.2 Tính sơ bộ trục.

4.2.1 Chọn vật liệu chế tạo trục.

Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép 45 tơi cải thiện có σb = 750 Mpa,

ứng suất xoắn cho phép

[ ]=15 30 MPa

.

3.2.2. Xác định sơ bộ đường kính trục:Theo cơng thức 10.9Tr188 [1], ta có:

</div>Trang 28<div class="page_container" data-page="28">

Fr1 = Fr2 = 511,07 N

Lực từ khớp nối tác dụng lên trục :Fkn = 437,76 N

45

0

</div>Trang 29<div class="page_container" data-page="29">

4.2.4 Xác định khoảng cách giữa các điểm đặt lực

</div>Trang 31<div class="page_container" data-page="31">

Chiều dài moay ơ bánh răng trụ nhỏ:

lm 13=(1,2 ÷1,5 )d1=(1,2 ÷ 1,5)25=30 ÷ 37,5(mm) < bw = 42Chọn lm13 = 42 (mm)

l

11

= 102

</div>

đồ án môn học chi tiết máy đầu đề thiết kế hệ dẫn động băng tải

<b>ĐỒ ÁN MƠN HỌCCHI TIẾT MÁY</b>

<b>PHẦN I. TÍNH ĐỘNG HỌCCHƯƠNG 1. TÍNH ĐỘNG HỌC</b>

<b>PHẦN II. TÍNH THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN</b>

<b>CHƯƠNG 2: TÍNH THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG</b>

√

<sub>(</sub>

<sub>)</sub>

(

)

<b>CHƯƠNG 3: TÍNH THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ</b>

√

(

)

√

√

[

]

[

]

[

]

√

<sub>√</sub>

<b>PHẦN III. TÍNH THIẾT KẾ TRỤC, CHỌN Ổ LĂNCHƯƠNG 4. TÍNH TRỤC, CHỌN Ổ LĂN</b>

{

{

{

[ ]=15 30 MPa

45

l

= 102

Tài liệu liên quan

Tài liệu bạn tìm kiếm đã sẵn sàng tải về