đồ án môn học thiết kế cơ khí

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

TRƯỜNG ĐẠI HỌC PHENIKAAKHOA CƠ KHÍ – CƠ ĐIỆN TỬ

ĐỒ ÁN MƠN HỌCTHIẾT KẾ CƠ KHÍ

Mã đề: 2.3/2023-2

Học kỳ II Năm học 2023-2024

Sinh viên thực hiện

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

PHIẾU ĐÁNH GIÁ KẾT QUẢ ĐỒ ÁN

Đánh giá của giảng viên hướng dẫn

1 ^{Đi thông qua đầy đủ và Hoàn thành đúng tiến}

………., ngày ……… tháng ……… năm ……..Giảng viên hướng dẫn

(Ký và ghi rõ họ tên)

Đánh giá của cán bộ hỏi thi

1 Mức độ nắm được các nội dung về tính tốn 2,02 ^{Mức độ nắm được các nội dung về thiết}

kế/lựa chọn kết cấu các chi tiết máy ^3,0

………., ngày ……… tháng ……… năm ……..Cán bộ hỏi thi

(Ký và ghi rõ họ tên)

Tổng Điểm = Tổng (I) + Tổng (II) = /10

………., ngày ……… tháng ……… năm ……..Người vào điểm

(Ký và ghi rõ họ tên)

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

ĐỀ ĐỒ ÁN

Đề đồ án (bản gốc) có chữ ký của Giảng viên hướng dẫn đóng thay thế vào vị trí trangnày.

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

TRƯỜNG ĐẠI HỌC PHENIKAA ĐỀ THI HỌC PHẦN

KHOA CƠ KHÍ – CƠ ĐIỆN TỬ Học kỳ : 2 Năm học 2023– 2024 (Đợt học )1Hệ đào tạo: chính quy Bậc học: Đại họcTên học phần: Đồ án thiết kế cơ khí. Số TC: 02

Hình thức thi: Vấn đáp theo thuyết minh và bản vẽ

Đề số: 2.3/2023-2

Tính tốn thiết kế hệ đẫn động băng tải theo sơ đồ sau:

Số liệu cho trước:

1. Lực kéo băng tải: F = 1040 (N)2. Vận tốc băng tải: v = 1.04 (m/s)3. Đường kính tang: D = 240 (mm)4. Thời hạn làm việc: L = <small>h</small> 14000 (giờ)5. Số ca làm việc: 2 (ca)

6. Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngồi: 07. Đặc tính làm việc: Va đập nhẹSản phẩm cần đạt:

01 bản thuyết minh trên giấy A4. Trong đó u cầu tính chi tiết cho trục: 201 bản vẽ lắp hộp giảm tốc trên giấy khổ A0

Sinh viên thực hiện: Phạm Quang Hưng Giảng viên hướng dẫn: Nguyễn Văn Hải

(ký và ghi rõ họ tên) (ký và ghi rõ họ tên)1. Động cơ

2. Nối trục đàn hồi 3. Hộp giảm tốc

4. Bộ truyền đai Dẹt 5. Băng tải

</div><span class="text_page_counter">Trang 6</span><div class="page_container" data-page="6">

4.5 Vẽ biểu đồ mômen uốn M , M<small>xy</small> và xoắn T...12

4.6 Tính mơmen uốn tổng M và mơmen tương đương M<small>ijtdij</small>...12

4.7 Thiết kế sơ bộ kết cấu trục và chọn then...12

4.8 Kiểm nghiệm độ bền của then...12

4.9 Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi...12

Chương 5: Tính chọn ổ lăn...13

5.1 Chọn loại ổ lăn...13

5.2 Chọn cấp chính xác của ổ...13

5.3 Chọn sơ bộ cỡ ổ...13

5.4 Tính kiểm nghiệm khả năng tải động...13

5.5 Tính kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh...13

Chương 6: Tính kết cấu hộp giảm tốc...14

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

6.1 Kết cấu bánh răng/trục vít/…...14

6.2 Kết cấu gối đỡ trục...14

6.3 Chọn bề mặt lắp ghép giữa nắp và thân...14

6.4 Kết cấu bánh răng/trục vít/…...14

6.5 Các kết cấu liên quan đến cấu tạo vỏ hộp...14

6.6 Bảng dung sai và kích thước lắp ghép...15

Tài liệu tham khảo...16

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

Lời nói đầu

Sinh viên trình bày các nhận thức chung của bản thân về đồ án mơn học này, vai trị vàý nghĩa của đồ án, phân tích và trình bày cơ sở của sơ đồ hệ thống, các ý kiến góp ý, lờigửi gắm, lời cảm ơn, ….

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

Chương 1: Tính tốn động học hệ dẫn động

1.1 Chọn loại động cơ

Đây là hệ dẫn động băng tải nên ta chọn: Động cơ 3 pha không đồng bộ Đồng cơ 3 pha không đồng bộ gồm 2 kiểu: rôto dây quấn và rôto ngắn mạch.- Ở đây sẽ chọn động cơ 3 pha không đồng bộ rôto ngắn mạch. Lý do chọn là vì: kết cấuđơn giản, giá thành hạ, làm việc tin cậy, dễ bảo quản, có thể mắc trực tiếp vào lưới điện 3 pha mà không cần biến đổi dịng điện.

1.2 Tính chọn động cơ1.2.1 Cơng suất làm việc:

P_lv=P_t=^{F .v}1000⁼

1000 ^=1,08⁽^kW⁾Trong đó:

F: Lực kéo của băng tải (N)v: vận tốc của băng tải (m/s)1.2.2 Hiệu suất hệ dẫn động:

Trong đó tra bảng 2.3. Tr19.[1] có được:

- Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ η_br = 0,97- Hiệu suất bộ truyền đai: η<small>d</small> = 0,96- Hiệu suất ổ lăn: η_ol = 0.99- Hiệu suất khớp nối: η<small>kn</small>=1Thay số vào có:

η=η<small>br</small>.η<small>kn</small>.η<small>ol</small>³.n<small>d</small>=0,97.0,96 .¿= 0,9

1.2.3 Công suất cần thiết trên trục động cơ:P_yc= <small>lv</small>

0,9 ^=1,2⁽^kW⁾Trong đó:P_lv: Cơng suất làm việc (kW)

η: hiệu suất hệ dẫn động1.2.4 Số vịng quay trên trục cơng tác:

n<small>lv</small>=^{60000. v}_π.D =^60000.1,04

π .240 ^=82,76

(

vịngphút

)

Trong đó:

v: vận tốc của băng tải (m/s)D: đường kính tang (mm)1.2.5 Chọn tỉ số truyền sơ bộ:

Theo bảng 2.4. Tr21.[1] chọn:

- Tỉ số truyền bộ truyền đai dẹt: u_d=3- Tỉ số truyền bộ truyền bánh răng trụ: u_br=4Vậy tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống là:

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

u_sb=u_d.u_br=3.4 12=1.2.6 Số vòng quay trên trục động cơ:

n<small>sb</small>=n<small>lv</small>.u<small>sb</small>=82,76.12 993,12=

(

vòngph

)

1.2.7 Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ:Từ n<small>sb</small>=993,12

(

vòng

ph

)

, chọn theo dãy số vòng quay đồng bộ của động cơcó được:

1.2.8 Chọn động cơ:

Tra bảng phụ lục P1.1 đến P1.5 chọn động cơ thỏa mãn điều kiện:

Vận tốc quay

(vòng/phút) ^Cos

ᵠᵑ

^% T_maxT<small>dn</small>

n<small>đc</small>: Số vòng quay của động cơ

(

vòngphút

)

n<small>lv</small>: Số vòng quay trên trục cơng tác

(

vịng

phút

)

1.3.2 Phân phối tỉ số truyền cho các bộ truyền trong hệ:

- Chọn tỉ số truyền của bộ truyền trong hộp giảm tốc:u_br=4

- Tỉ số truyền của bộ truyền ngoài là bộ truyền đai dẹt có:u_đ=^u<small>ch</small>

=^11,34 ^=2,825 Trong đó:

u<small>ch</small>: Tỉ số truyền của cả hệ

u_br: Tỉ số truyển của truyền động bánh răng

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

1.4 Công thức, bảng và hình vẽ 1.4.1 Cơng suất trên các trục:

- Công suất trên trục công tác:P<small>t</small>=1,08(kW)

- Công suất trên trục II:P<small>II</small>= ^P<small>t</small>

0,99.1^=1,09⁽^kW⁾Trong đó:

P<small>t</small>: Công suất trên trục công tác (kW) η_ol: Hiệu suất ổ lăn

η<small>kn</small>: Hiệu suất bộ truyền khớp nối- Công suất trên trục I:

P<small>I</small>= ^P<small>II</small>

= ^1,09

0,99.0,97^=1,135⁽^kW⁾ Trong đó:

P<small>II</small>: Công suất trên trục 2 (kW) η<small>ol</small>: Hiệu suất ổ lăn

η<small>br</small>: Hiệu suất bánh răng - Công suất trên trục của động cơ:

P_đc= ^P<small>I</small>

= ^1,135

0,99.0,96^=1,194⁽^kW⁾ Trong đó:

P_I: Công suất trên trục 1 (kW) η_ol: Hiệu suất ổ lăn η<small>kn</small>: Hiệu suất khớp nối1.4.2 Số vòng quay trên các trục:

- Số vòng quay trên trục động cơ: n<small>đc</small>=936

(

vòngphút

)

- Số vòng quay trên trục I:n<small>I</small>=ⁿ<small>đc</small>

Trong đó:

n<small>đc</small>: Số vòng quay trên trục động cơ

(

vòngphút

)

u<small>đ</small>: Tỉ số truyền đai dẹt- Số vòng quay trên trục II:

4 ^=82,84

(

vịngphút

)

Trong đó:

n_I: Số vòng quay trên trục I

(

vòngphút

)

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

u<small>br</small>: Tỉ số truyển của truyền động bánh răng- Số vòng quay trên trục cơng tác:

1 ^=82,84

(

vịngphút

)

1.4.3 Mơ men xoắn trên các trục:- Mơ men xoắn trên trục động cơ:

P_đc: Công suất trên trục của động cơ (kW) n<small>đc</small>: Số vòng quay trên trục của động cơ (^vòng

phút⁾- Mô men xoắn trên trục I:

P<small>I</small>: Công suất trên trục I (kW) n_I: Số vòng quay trên trục I ( vòng

phút⁾- Mô men xoắn trên trục II:

P_II: Công suất trên trục 2 (kW) n<small>II</small>: Số vòng quay trên trục II (vòng

phút⁾- Mô men xoắn trên trục công tác:

P<small>t</small>: Công suất trên trục công tác (kW) n_lv: Số vòng quay trên trục cơng tác (^vịng

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

Chương 3: Tính thiết kế bộ truyền trong hộp

Thơng số tính tốn thiết kế bộ truyền bánh răng nghiêng:

- Công suất P (kW): P = P<small>1</small> = 1,135 (kW)- Mơmen xoắn trục vít T (Nmm): T = T = <small>11</small> 32714,66 (Nmm)- Số vòng quay trục vít n (vịng/phút): n = 977 (vòng/phút)<small>11</small>

- Tỉ số truyền u: u = u<small>br</small> = 4- Thời hạn làm việc: L<small>h</small>=14000(giờ)

3.1 Chọn vật liệu bánh răngTra bảng 6.1[1] tr92 ta chọn:

Vật liệu bánh lớn:o Nhãn hiệu thép: 45

o Chế độ nhiệt luyện: thường hóao Độ rắn HB = 170 ÷217. Chọn HB<small>2</small> = 180o Giới hạn bền: σ<small>b</small>=600 MPa

o Giới hạn chảy: σ<small>c</small>=340 MPaVật liệu bánh răng nhỏ:

o Nhãn hiệu thép: 45

o Chế độ nhiệt luyện: thường hóao Độ rắn HB = 170 ÷217. Chọn HB<small>1</small> = 190o Giới hạn bền: σ<small>b</small>=600 MPa

o Giới hạn chảy: σ<small>c</small>=340 MPa3.2 Xác định ứng suất cho phép

Ứng suất tiếp xúc cho phép [σ<small>H</small>¿của bánh vít:[σ_H¿=

(

σ<small>0</small>_Hlim

S<small>H</small>

)

.Z_RZ_V.K_xHK_HL

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

S_F

)

.Y_RY_S.K_xFK_FC. K_FL Trong đó chọn sơ bộ: Z<small>R</small>Z_V.K_xH=1

Y Y_R _S.K_xF=1

S_H,S_F – hệ số an tồn khi tính về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn. Tra bảng 6.2[1]tr94 với:

Bánh răng chủ động: S<small>H 1</small>=1,1;S_{F 1}=1,75Bánh răng bị động: S<small>H 2</small>=1,1;S_{F 2}=1,75σ<small>Hlim</small>

<small>0</small> - ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở.

=2 HB+70σ<small>Flim</small>

=1,8 HBBánh chủ động:

<small>0</small> =2 HB+70 2.190+70=450 (MPa)=σ<small>Flim</small>⁰ =1,8 HB=1,8 . 190 342= (MPa)

K_HL,K_FL – hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọngcua bộ truyền:

√

N_{H 0}/N_HEK_FL=<small>mF</small>

= 30.190<small>2,4</small> 10=8,8 . <small>6</small>

N<small>H 02</small>=30. H<small>HB2,4</small>

= 30. 180<small>2,4</small> 10=7,76 . <small>6</small>

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

- t_∑: tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét L<small>h</small> = 14000 (giờ)N<small>HE1</small>=N<small>FE1</small>=¿ 60 cn<small>1</small>t<small>∑</small>=60.1 .331,327 .14000=278. 10

[σ¿¿H 1]=

(

σ_Hlim1<small>0</small>

S_{H 1}

)

.Z_RZ_V. K_xHK_HL1=⁴⁵⁰

1,1 ^{.1.1 409,1}⁼ ^(MPa)^¿[σ¿¿H 2]=

(

σ_Hlim2⁰

S<small>H 2</small>

)

.Z<small>R</small>Z_V. K_xHK_HL2=⁴³⁰

1,1 ^{.1.1 390,91}⁼ ^(MPa)^¿

[

σ<small>F 1</small>

]

=

(

σ_Hlim1⁰

S<small>F1</small>

)

.Y<small>R</small>Y<small>S</small>.K<small>xF</small>K<small>FC</small>.K<small>FL1</small>=³⁴²

1,75^{.1 .1=195,43( MPa)}

[

σ<small>F 2</small>

]

=

(

σ_Hlim2<small>0</small>

S_{F 2}

)

.Y<small>R</small>Y<small>S</small>. K<small>xF</small>K<small>FC</small>.K<small>FL2</small>=³²⁴_1,75 .1.1=185,14 (MPa)Do đây là bộ truyền bánh răng nghiêng:

→[σ¿¿H 1]=[σ¿¿ H 1]+^[σ^¿¿^{H 2]}

409,1 390,91+

2 ^=400,01(MPa)^{¿¿ ¿}[σ¿¿H ]<1,25. σ<small>Hmin</small>=1,25.390,91=488,64 (MPa)→ thỏa mãnỨng suất cho phép khi quá tải:

[σ¿¿H ]<small>max</small>=2,8. σ<small>ch</small>=2,8.340 952= (MPa)¿

[σ¿¿F ]<small>max</small>=0,8. σ =0,8.342 272<small>ch</small> = (MPa)¿

3.3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục a<small>w</small>=K<small>a</small>.(u+1)_.<small>3</small>

√

T₁. K_Hβ[σ¿¿H ]<small>2</small>

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

Tra bảng 6.5[1] tr96 → K<small>a</small> = 39 (MPa<small>1 /3</small>

T<small>1 </small>– momen xoắn trên trục chủ động T<small>1</small>=32714,659 (N.mm)

[

σ_H

]

– ứng suất tiếp xúc cho phép, [σ_H

]=400,01 (MPa)

u – tỉ số truyền u = 4

Chọn a<small>w</small>=110(mm)

3.4 Xác định các thơng số ăn khớpa. Xác định modun

m = (0,01÷ 0,02) a<small>w</small> = (0,01÷ 0,02)110 = (1,1÷2,2) (mm)Tra bảng 6.8[1] tr99 chọn m theo tiêu chuẩn m = 2 (mm)b. Xác định số răng

Chọn sơ bộ góc nghiêng của răng β=14<small>°</small>. Ta có:z₁=^{2 a}<small>w</small>.cos β

m(u+1) ⁼

2.110 . cos 14 °2(4+1) ^=21,34Chọn z<small>1</small>=23

→z₂=u.z₁=4.21,34 85,36=Chọn z<small>1</small>=23 ;z₂=90

Tỉ số truyền thực tế:

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

=⁹⁰₂₃=3,91Sai lệch tỉ số truyền:

∆u=^u<small>tt</small>−uu ⁼

4 ^{=2,25 %<4 %→thỏamãn}c. Xác định góc nghiêng của răng

cos β=^m(z<small>1</small>+z<small>2</small>)2 a_w ⁼

2.(23 90+ )2.110 ^=0,99→β=arccos (0,99)=8,1 °d. Xác định góc ăn khớp α_tw

α_t=α_tw=arctan

(

tan α

cos β

)

=arctan

(

tan 20 °cos 8,1°

)

=20,18 °Góc nghiêng răng trên hình trụ cơ sở:

β_b=arctan

(

cos α<small>t</small>.tanβ

)

=arctan(_{cos 20,18 ° .tan 8,1°})=7,6°3.5 Xác dịnh các hệ số và một số thông tin động học

Tỉ số truyền thực tế:

=⁹⁰23^=3,91Đường kính vịng lăn của cặp bánh răng:

d_{w 1}=^{2 a}<small>w</small>

3,91+1^=44,8 ⁽^mm⁾d<small>w 2</small>=2 a<small>w</small>−d<small>w 1</small>=2.110−44,8 175,2(mm)=Vận tốc vòng của bánh răng:

v=^{π .d}<small>w 1</small>.n₁60000 ⁼

π .44,8 .331,32760000 ^{=0,77 (}

Tra bảng 6.13[1] tr106 với bánh răng trụ răng nghiêng và v = 0,77 (m/s) được cấp chínhxác của bộ truyền là cấp chính xác 9.

Tra phụ lục 2.3[1] tr250 với:

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

+ Cấp chính xác 9+ HB < 350+ Răng nghiêng+ v = 0,77 (m/s)Nội suy tuyến tính ta được:

Từ thơng tin trang 91,92 [1] ta được R_a=1,25÷ 0,63 μm→Z_R=1HB < 350 →Z<small>v</small>=0,85 v<small>0,1</small>

=0,83d_{a 2}≈d_{w 2}=191,13<700 mm→K_xH=1Chọn Y<small>R</small>=1

Y_s=1,08−0,695. ln(_m)=1,08 0,695. ln 2 0,6− =Do d<small>a 2</small>≈d_{w 2} = 191,13 < 400 mm →K<small>xF</small>=1

K_Hv,K_Fv−¿ hệ số tải trọng động trong vùng ăn khớp khi tính về ứng suất uốn tiếp xúc, uốn:

K_Hα,K_Fα−¿ hệ số phân bố đều tải trọng trên các đồi răng khi tính về ứng suất tiếp xúc, uốn. Tra bảng 6.14[1] tr107 với v = 0,77 (m/s), cấp chính xác 9 ta được:

3.6 Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răngKiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc:

σ<small>H</small>=Z<small>M</small>Z<small>H</small>Z<small>ε</small>

√

2 T<small>1</small>K<small>H</small>(u+1)b<small>w</small>ud<small>w 1</small>

+

[

σ_H

]

=400,01(MPa)

+ Z<small>M</small>−¿ hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp. Tra bảng 6.5[1] tr96 ta được Z<small>M</small>=274 MPa<small>1/ 3</small>

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

+ Z<small>H</small>−¿ hệ số kể đến hình dạng của bề mặt tiếp xúcZ<small>H</small>=

√

2cos β_b

sin 2α_tw⁼

√

2 cos 7,6 °sin(2.20,18 °¿)^=1,75^¿

+ Z<small>ε</small>−¿_{hệ số trùng khớp của răng phụ thuộc vào hệ số trùng khớp ngang ε}_a_{và hệ số}

trùng khớp dọc ε<small>b</small>

ε<small>α</small>=

[

1,88 3,2−

(

1z<small>1</small>

z<small>2</small>

)]

. cos β=

[

1,88 3,2−

(

123⁺

90

)]

. cos 19,6 1,6=ε_β=^b<small>w</small>.sin β

Trong đó b<small>w</small>−¿ chiều rộng vành răng b<small>w</small>=ψ_ba.a_w=0,3.110 33= . Chọn b<small>w</small>=32ε_β=^b<small>w</small>.sin β

mπ ⁼32.sin 8,1

2 π ^=0,72Vì ε<small>β</small>≥ 1 nên:

=

√

11,6^=0,8+ K<small>H</small>−¿ hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc

K_H=K_HαK_HβK_Hv=1,13.1,03 .0,74 0,86=Thay vào ta được:

σ_H=Z_MZ_HZ_ε

√

2 T<small>1</small>K<small>H</small>(u+1)

b_wud_{w 1}<small>2</small> =274.1,75 .0,72 .

√

2.32714,6.0,86 .(4+ 1)

32.4 . 44,8<small>2</small> =361,29(MPa)σ_H<

[

σ_H

]

=[σ¿¿H]_sb.Z_RZ_vK_xH=400,01(MPa)¿

∆σ_H=

[

σ_H

]

−σ_H[σ<small>H</small>] ⁼

400,01 ^{.100 %=9,7 %(Thỏamãn}3.7 Xác định số răng tương đương bánh vít:

z_{v 2}= ^z<small>2</small>

cos<small>3</small>. 9,0 9<small>o</small>=93,5Tra bảng 7.8.tr154.[1] với z = 93,5 ta được Y = 1,55<small>v2F</small>

Kiểm nghiệm độ bền uốn của bánh vít theo cơng thức:

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

σ_F=^{1,4. T}<small>2</small>.Y_F.K_Fd<small>2</small>.b<small>2</small>.mTrong đó: : Hệ số tải trọng, = K𝐾<small>𝐹</small> 𝐾<small>𝐹Fβ</small>.K<small>Fv</small>

Với K = K = 1 ( Do tải trọng ko thay đổi) <small>FβHβ</small>

K = K = 1,1 ( Tra bảng 7.7 Tr.153[1]) <small>FvHv</small>

=> 𝐾<small>𝐹 </small>= K<small>Fβ</small>.K<small>Fv</small> = 1.1,1 = 1,1

𝑏2: Chiều rộng vành răng bánh vít (mm), do z = 2 nên b ≤ 0,75.d = 0,75.145 <small>12a1</small>

= 108,75 (mm) => Lấy b2 = 110 (mm)σ_F=^{1,4. T}<small>2</small>.Y_F.K_F

d<small>2</small>.b<small>2</small>.m ⁼

1,4.125657,89.1,55 .1,1

400.110.10 ^{=9,99(MPa)≤}

[

σ_F

]

=47,33(MPa)=> Độ bền uốn thỏa mãn.

3.8 Tính tốn nhiệt truyền động trục vít:t t₁=_o+^{1000. P}<small>1</small>.(1−n)

[

K_T. A.(1+Ψ )

]

^≤

^[

^t<small>d</small>

]

K<small>t</small>: Hệ số tỏa nhiệt, trị số lớn dùng khi khơng khí lưu thơng tốtK<small>t</small> = 8…17,5 (W/(m2 ºC), chọn K = 13 (W/(m2 ºC)<small>t</small>

𝜓: Hệ số kể đến sự thoát nhiệt qua đáy hộp xuống bệ máy, = 0,25…0,3. 𝜓Chọn = 0,3𝜓

Lấy t = 20ºC<small>0</small>

η: Hiệu suất bộ truyền, η = 0,84

P<small>1</small>: Cơng suất trên trục vít (kW), P1 = 27,19 (kW)

A: Diện tích bề mặt thốt nhiệt của hộp giảm tốc (m ) A = A1 + A2 <small>2</small>

A<small>1</small>: Diện tích bề mặt hộp giảm tốc khơng có gân A = 20. = 20. 262,5 = 1378125 (mm ) = 1,38 (m )<small>1 </small> 𝑎<small>𝑤2 222</small>

A<small>2</small>: Diện tích tính tốn bề mặt gân (m )<small>2</small>

A = 0,2. A = 0,2.1,38 = 0,276 (m )<small>21</small> ²

=> A = A + A = 1,38 + 0,276 = 1,656 (m )<small>12</small> ²

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

Do đó: t t<small>1</small>=_o+^{1000. P}<small>1</small>.(1−n)

[

K_T. A.(1+Ψ )

]

^≤

^[

^t<small>d</small>

]

=20+^{1000.27,19 1 0,84}^{. ( −} ⁾13.1,656 .(1+0,3) ^{=175,4 5}

CTrong đó: [t<small>d</small>

] là nhiệt độ làm việc cho phép tùy vào loại dầu bơi trơn, có giá trị lớn nhất

95 C.<small>o</small>

=> Nhiệt độ nằm ngoài phạm vi cho phép do > 95 C.<small>o</small>

3.9 Giá trị của các lực: F<small>a 1</small>=F<small>t 2</small>=^2T<small>2</small>

=^{2. 125657,89}400 ^{=628,3 (N)} F_{t 1}=F<small>a 2</small>=F<small>a 1</small>tg(γ +φ)=628,3 .tg(9,0 9<small>0</small>

d<small>2</small>: Đường kính vịng chia bánh vít (mm). T<small>2</small>: Mơmen trên trục bánh vít (Nmm).𝛾: Góc xoắn ốc vít.

𝜑: Góc ma sát. F<small>t</small>: Lực vòng (N) F<small>r</small>: Lực hướng tâm (N) F<small>a</small>: Lực dọc trục (N) Kiểm tra độ bền uốn của trục:

=^32.

√

M_F<small>2</small>+ 0,75.T₁π .d<small>f 1</small>

<small>3</small> =^32.

√

1539969,023<small>2</small>

+0,75. 125657,89

π .10 1<small>3</small> = 2,28 (MPa)3.10 Kiểm tra độ cứng trục vít:

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

48. E. I<small>e</small>

= 9,2829.10 = 0,0092829<small>-3</small> ¿

[

f

]

=(0,005 ÷0,01)(m)=> Độ cứng của trục vít thỏa mãn điều kiện.

Tổng hợp các thông số của bộ truyền bánh răng:

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

Chương 4: Tính tốn thiết kế trục4

4.1 Chọn vật liệu

Với các trục trong hệ thống dẫn động băng tải sử dụng động cơ điện có tải trọng trungbình dùng ổ lăn nên ta chọn vật liệu chế tao trục là thép C45 có tôi cải thiện σ_b =600(MPa) và σ<small>ch</small> = 360 (MPa).

4.2 Chọn khớp nối4.2.1 Tính tốn khớp nối:

Ta sử dụng khớp nối vịng đàn hồi để nối trục do có cấu tạo đơn giản, dễ chế tạo, dễ thay thế, làm việc tin cậy.

Ta chọn khớp theo điều kiện: T ≤ T<small>tkn</small>

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

Z = 8 D = 130 (mm)<small>0</small>

Tra Bảng 16-10b Tr.69[2] với T = 500 (Nm) ta được:<small>kn</small>

l = 34 (mm)<small>1</small>

l = 15 (mm)<small>2</small>

l = 28 (mm)<small>3</small>

d = 14 (mm) <small>c</small>

4.2.2 Kiểm nghiệm khớp nối:

a) Kiểm nghiệm sức bền dập của vòng đàn hồi:σ_d= ^{2. k.T}

b) Kiểm nghiệm sức bền của chốt:σ_u= ^{k.T .l}<small>0</small>

0,1.d_c .D<small>0</small>.Z^≤

[

σ

]

<small>u</small>

[

σ

]

<small>u</small>: Ứng suất cho phép của chốt,

[

σ

]

<small>u</small>= 60 ÷ 80 (MPa). l<small>0</small>=l<small>1</small>+^l<small>2</small>

2^{=34 +}15

2^{= 41,5 (mm)}=> σ_u= ^{k.T .l}<small>0</small>

0,1.d<small>c</small>.D<small>0</small>.Z^{= 1,3.268807,57.41,5}0,1.1 4<small>3</small>

.130 .8 ^=50,82≤

[

σ

]

<small>u</small>=(60 ÷ 80 MPa).)(=> Thỏa mãn điều kiện

4.3 Lực tác dụng lên trục:4.3.1 Tải trọng tác dụng lên trục:

4.3.1.1 Sơ đồ phân bố lực:

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

4.3.1.2 Lực do bộ truyền trục vít tác dụng lên: F_{a 1}=F<small>t 2</small>=^2T<small>2</small>

400 ^{= 9207,88 (N)} F<small>t 1</small>=F<small>a 2</small>=F<small>a 1</small>tg(γ +φ)=9207,88.tg(9,0 9<small>0</small> )

2. 268807,57

130 ^{=4135,5(N )} Trong đó:

T: Mơmen xoắn, T = T = 268807,57 (Nmm)<small>đc</small>

D – đường kính vịng trịn qua tâm các chốt, D = 130 (mm)<small>oo</small>

- Lực khớp nối tác dụng lên:

F<small>rkn</small>=(0,2 0,3÷ ).F<small>t</small>=(0,2 ÷ 0,3).4135,5 827,1 ÷1240,65)=(

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

– hiệu suất của bộ truyền

α – góc profin trong mặt cắt dọc của trục vít, α=¿20 ;<small>o</small>

.1,05 .27,19

23.50,8 .48,85^{= 30011,91 (N)} Trong đó:

P<small>1</small> (kW) – cơng suất truyền của bộ truyền xích (cơng suất trên trục I lắp đĩa xích dẫn);z<small>1</small> – số răng đĩa dẫn của bộ truyền xích;

P<small>x</small> – bước xích (mm);

n<small>1</small> – tốc độ quay của đĩa xích dẫn (vịng/phút);

k<small>x</small> – hệ số, lấy k = 1,05 Vì β = 45º <small>x</small> ≥ 40º so với đường ngang.+ Các thành phần lực ăn khớp tác dụng lên bánh vít truyền lên trục:F<small>t</small> =1663,4(_N);F_r=¿ 3362,19(_N)_{; F}<small>a</small> = 9207,88(N ).

+ Mômen xoắn truyền lên trục: T = T = 268807,57 (Nmm)<small>đc</small>

- Trục vào và trục ra của hộp giảm tốc 1 cấp, có thể tính F theo công thức:<small>K</small>

F<small>K</small>≈ 125

√

T =125

√

268807,57

1000 ^{= 2049,42 (N)} Với T tính theo (Nm)

4.3.2 Xác định đường kính sơ bộ:

</div>