Đồ án chi tiết máy: Thiết kế hệ dẫn động băng tải (Đề số 2A)
Bạn đang xem bản rút gọn của tài liệu. Xem và tải ngay bản đầy đủ của tài liệu tại đây (610.07 KB, 48 trang )
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
KHOA: CƠ KHÍ
THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI
Đề số: 2A
PHẦN I : CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
I. CHỌN ĐỘNG CƠ
1. Xác định công suất cần thiết của động cơ
a.Công suất cần thiết Pct:
P ct = KW
Trong đó: P lv : công suất trên trục công tác
: hệ số tải trọng tương đương
: hiệu suất truyền động
Công suất trên trục công tác :
P lv = KW
F=3250N : Lực kéo băng tải
v=1,6m/s : Vận tốc băng tải
P lv = =5,2 KW
Hệ số tải trọng tương đương : β
=
Hiệu suất truyền động : η
η =
đ
br
³ol
k
= 0,96 : Hiệu suất bộ truyền đai để hở ( Tra bảng 23)
br= 0,96 : Hiệu suất bộ truyền bánh răng, để kín. ( Tra bảng 2
3)
ol= 0,99 : Hiệu suất của một cặp ổ lăn ( Tra b ảng 2
3)
x = 0,92 : Hiệu suất bộ truyền xích ( Tra b ảng 2
3)
đ
Giáo viên hướng dẫn : Nguyễn Minh Tuấn
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Văn Tiến _LỚP CĐTK7
1
Vậy hiệu suất của toàn bộ hệ thống :
= 0,96.0,96. 0,993.0.92 = 0,8227
Công suất cần thiết Pct bằng :
P ct = =
2. Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ :
Số vòng quay sơ bộ của động cơ là :
nSb= nlv.uht
Trong đó nlv : là số vòng quay của trục công tác
uht : là tỷ số truyền của toàn bộ hệ thống
Số vòng quay của trục công tác : nlv
nlv ==vòng/phút
với D=380mm : đường kính băng tải
Tỷ số truyền của toàn bộ hệ thống : uht
uht = uđubrux
Tra bảng 2.4/t21/q1 ta chọn : uđ = 4 ; ubr = 3 ; ux = 3.
Suy ra : uht = 4.3.3=36
Số vòng quay sơ bộ của động cơ là :
nSb= nlv.uht =80,42.36 = 2895,12 vòng/phút
3. Chọn động cơ :
Động cơ cần chọn làm việc ở chế độ dài với tải trọng va đập vừa nên
động cơ phải có Pđm Pct= 5,212KW
Nđc~ nsb= 2895,12
Theo bảng 1.1Phụ lục/234/q1.Ta chọn động cơ có số hiệu K132M2
có thông số kỹ thuật
+ Công suất định mức: Pđc= 5,5 (KW)
+ Tốc độ quay : nđc= 2900(v/p)
+ Khối lượng : m = 73kg
+ Hệ số quá tải : Tk/Tdn =2,2
+ Đường kính trục động cơ: D = 32mm.
II. Phân phối tỷ số truyền :
Với động cơ đã chọn , ta có : Pđc = 5.5 (KW)
nđc = 2900 v/p
Theo công thức tính tỷ số truyền ta có : = =
Mà ta có : uht = uđubrux
2
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
KHOA: CƠ KHÍ
Trong đó : uđ = 4: tỷ số truyền của bộ truyền đai thang
ubr = 3: tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng
=> ux = uht/(uđubr) =36,06/(4.3)=3,005
6. Tốc độ quay và công suất động cơ trên các trục :
Tốc độ quay trên trục động cơ : nđc = 2900 ( v/p)
Tốc độ quay trên trục I là:
Tốc độ quay trên trục II là:
Tốc độ quay trên trục công tác là:
Công suất trên trục động cơ là: Pđc = Pct = 5.212 KW
Công suất trên trục I là : PI = Pđc đ ol = 5,212.0,96.0,99=4,95 KW
Công suất trên trục II là : PII= PI br ol= 4,95.0,96.0,99 = 4,70 KW
Công suất trên trục công tác : P lv= PII x ol= 4,70.0,92.0,99 = 4,28
KW
7. Xác định momen xoắn trên các trục :
Momen xoắn trên trục động cơ là:
Momen xoắn trên trục I là :
Momen xoắn trên trục II là :
Momen xoắn trên trục công tác là :
Ta có bảng thông số sau :
Thông
Động cơ
số/Trục
uđ=4
P (KW)
5,212
n (v/ph)
2900
T (N.mm)
17163,66
I
ubr=3
II
Công tác
ux=3,005
4,95
725
65203,45
4,70
241,67
185728,47
4,28
80,42
508256,65
PHẦN II : TÍNH TOÁN CÁC BỘ TRUYỀN
I .Bộ truyền đai thang
1.Chọn loại đai :
a.Các thông số đầu vào :
Công suất trên trục chủ động ( trục bánh đai nhỏ ) : P 1= Pđc =5,212
KW
Giáo viên hướng dẫn : Nguyễn Minh Tuấn
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Văn Tiến _LỚP CĐTK7
3
Tốc độ quay của bánh đai nhỏ : n1=nđc =2900V/P
Momen xoắn trên trục chủ động : T1=Tđc =17163,66 Nmm
Tỷ số truyền : u1= uđ = 4
Số ca làm việc : 2 ca
Đặc tính làm việc : Va đập vừa
b.Chọn loại đat
Thiết kế bộ truyền đai gồm các bước :
– Chọn loại đai.
– Xác định kích thước và thông số các bộ truyền .
– Xác định các thông số của đai theo chỉ tiêu và khả năng kéo của
đai.
– Xác định lực căng dây đai và lực tác dụng lên trục.
Theo hình dạng tiết diện đai , phân ra : Đai dẹt ,đai thang ,đai
nhiều chêm và đai răng.
Với :
Công suất của bộ truyền đai : P1=5,212 KW
Số vòng quay trục chủ động : n1=2900V/P
– Theo hình 4.1/T59/q1 .Ta chọn tiết diện đai hình thang loại A.
Dựa vào bảng 4.13/T59/q1 .Ta chọn loại thang thường .Theo đó ,
thông số kích thước cơ bản của đai thang thường loại A như
sau :
Loại đai
A
Kích thước tiết diện đai (mm)
bt
b
h
y0
11
13
8
2,8
2.Xác định đường kính bánh đai :
a.Xác định đường kính bánh đai nhỏ :
Theo công thức (4.1)/t53/q1,đường kính bánh đai nhỏ được xác
định :
d1= ( 5,2...6,4). = (5,2....6,4).
= 134,13....165,09 mm
Theo bảng 4.21/t63/q1 chọn đường kính bánh đai nhỏ d1=160mm
theo tiêu chuẩn .
Vận tốc đai : v =
v < vmax = 25 (m/s) ( thỏa mãn )
4
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
KHOA: CƠ KHÍ
b.Xác định đường kính bánh đai lớn d2
Theo công thức (4.2)/t53/q1 ta có đường kính bánh đai lớn :
d2=uđ.d1.(1)
Trong đó : uđ = 4 : hiệu suất bộ truyền đai
Hệ số trượt bộ truyền đai = 0,02
d2= 4.160.(1 0,02) = 627,20 mm
Chọn theo tiêu chuẩn : d2=630 mm
Tỷ số truyền bộ truyền đai trong thực tế :
Sai số của tỷ số truyền :
(thoả mãn)
3.Xác định khoảng cách trục sơ bộ:
–Dựa vào bảng 4.14/t60/q1 ,ta có
Vậy ta có : a = 0,95. =0,95.630=598,5 mm
Chiều dài đai, theo công thức (4.4)/t54/q1 :
l = 2a+0,5.(
= 2.598,5 + 0,5.(630+160) + (630160)²/(4.598.5)
= 2345,66 mm
Tra bảng 4.13/t59/q1, chọn chiều dài đai theo tiêu chuẩn l= 2500 mm
– Nghiệm số vòng chạy của đai trong một giây ,theo công thức
(4.15)/t60/q1,ta có :
i =
Vậy ta có : i = 9,72 < =10
–Tính lại khoảng cách trục a:
(mm)
Trong đó : mm
Vậy khoảng cách trục thực : a = mm
4.Xác định góc ôm trên bánh nhỏ và bánh lớn:
Theo công thức 4.7/t54/q1 ,ta có :
Góc ôm Kiểm tra điều kiện : ( thỏa mãn )
5.Xác định số đai cần thiết z :
Theo công thức (416)/t60/q1 ta cã: z =
Giáo viên hướng dẫn : Nguyễn Minh Tuấn
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Văn Tiến _LỚP CĐTK7
5
: hệ số tải trọng động .Tra bảng 4.7/t55/q1,ta được =1,1
]: công suất cho phép .Tra bảng 4.19/t62/q1, ta được ]=4KW (với
v=24,3m/s và .
=>=, tra bảng 4.18/t61/q1, ta được
:Hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm
Ta có :
: Hệ số kể tới ảnh hưởng của chiều dài đai.
Tra bảng 4.19/t62/q1 với tiết diện đai loại A ta có
=>= ,tra bảng 4.16/t61/q1 ta được
: Hệ số kể tới ảnh hưởng của tỉ số truyền Tra bảng 4.17/t61/q1 v ới
u=4>3 =>
Vậy ta có sồ đai cần thiết là :
Z đai.
Lấy số đai z = 2 đai < 6 đai => thoả mãn.
6. Xác định chiều rộng, đường kính ngoài của bánh đai : B ,
Theo công thức (4.17) và bảng 4.21/t63/q1, ta có :
Chiều rộng bánh đai : B= (z –1).t + 2.e
Đường kính ngoài của bánh đai :
Tra bảng 4.21/t63/q1 ta có : =3,3 , t=15 ,e =10
Vậy : B = (2
160 +2.3,3 =166,6 mm
7.Xác định lực tác dụng lên trục :
– Lực căng trên một đai được xác định theo công thức 4.19/t63:
+
: Lực căng do lực li tâm sinh ra
Theo công thức 4.20/t64/q1 ,ta có :
Khối lượng 1m chiều dài đai .Tra bảng 4.22/t64/q1 ta được :=>
Vậy ta có :
–Lực tác dụng lên trục , công thức 4.21/t64/q1. Tacó :
= 2. = 2.166.2.sin = 611,22 N
.cosα = 611,22.cos80=106,14 N
.sinα = 611,22.sin80= 601,93 N
với α =là góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài
8.Bảng kết quả tính toán :
Thông số
Đai thang thường
Đường kính bánh đai nhỏ :
160mm
6
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
KHOA: CƠ KHÍ
Đường kính bánh đai nhỏ :
630mm
Chiều rộng bánh đai : B
35mm
Chiều dài đai : l
2500mm
Số đai : z
2 đai
Tiết diện đai : A
81
Khoảng cách trục : a
582,06mm
Góc ôm :
Lực căng ban đầu :
166N
Lực tác
dụng lên trục
106,14N
601,93N
II.Bộ truyền bánh răng côn răng thẳng :
1.Các thông số đầu vào :
– Đặc tính làm việc của bộ truyền : Va đập vừa
– Số ca làm việc : 2 ca
– Công suất trên trục chủ động :
– Số vòng quay trên trục chủ động : =
– Momen xoắn trên trục chủ động : =65203,45 Nmm
– Tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng :
2.X ác định ứng suất cho phép :
a. Chọn vật liệu:
Ta chọn vật liệu cho cặp bánh răng côn răng thẳng như sau :
+ Bánh nhỏ :
Giáo viên hướng dẫn : Nguyễn Minh Tuấn
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Văn Tiến _LỚP CĐTK7
7
Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn bề mặt HB =241285,
có =850(MPa); =580(MPa)
+ Bánh lớn :
Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn bề mặt HB=192240,
có =750(MPa); = 450(MPa)
b. Xác định ứng suất cho phép :
Tính sơ bộ ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép theo các
công thức 6.1a và 6.2a/t93/q1 ta có:
=
=
Trong đó :
; :lần lượt là ứng suất uốn và ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với
số chu kì cơ sở , trị số của chúng được tra ở bảng 6.2 /t94/q1.
s; s : Lần lượt là hệ số an toàn khi tính về uốn và tiếp xúc tra bảng 6.2
/t94/q1 .Ta có:
= 2.HB + 70 ; s=1,1
=1,8.HB ; s=1,75
Chọn độ rắn bánh nhỏ : HB=260 ; độ rắn bánh lớn : HB=250
Khi đó :
=2.260+70=590 MPa
=1,8.260=468 MPa
=2.250+70=570 MPa
=1,8.250=450 MPa
k: Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải , lấy k=1( tải trọng đặt một phía )
k;k: Hệ số tuổi thọ ,được xác định theo cônh thức 6.3và 6.4/t93/q1
;
ở đây:
; Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn :
8
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
KHOA: CƠ KHÍ
với HB <350 lấy
;:Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn và tiếp xúc
có =4.10 với tất cả các loại thép
=30.
;: số chu kỳ thay đổi ứng suất tương .
Vì bộ truyền làm việc ở chế độ tải trọng thay đổi nhiều bậc nên
theo các
Công thức 6.7và 6.8/t 93/q1 ta có:
N =60.c.
N=60.c.
Với c là số lần ăn khớp trong một vòng quay của bánh răng, c =1
n, t:Số vòng quay và thời gian làm việc ở chế độ thứ i
Ta có:
= 60 .1.(1.0,5+0,6.0,5) .725.24000=63,5>
= 60 .1.(1.0,5+0,6.0,5)..24000=21,16.107 >
= 60 .1.(1.0,5+0,6.0,5).725.24000 = 54,64.10>
Vậy:
=MPa
=MPa
Với bánh răng côn răng thẳng ta có:
=min(
;
)=518,18 MPa
Giáo viên hướng dẫn : Nguyễn Minh Tuấn
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Văn Tiến _LỚP CĐTK7
9
== 267,43MPa
=MPa
Ứng suất quá tải cho phép , theo các công thức 6.13 và 6.14/t 95/q1 ta
có:
[
] =2,8.
H max
ch
[
[
[ F]max= 0,8.
ch
]
H max1
]
=2,8.580 = 1624 Mpa ;
H max2
=2,8.450 = 1260 Mpa ;
[ F]max1= 0,8.580 = 464 Mpa ;
[ F]max2=0,8.450 = 360 Mpa ;
3.Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền :
a. Chiều dài côn ngoài :
Chiều dài côn ngoài của bánh chủ động được xác định theo công thức
6.52a/t112/q1 ta có:
Re= kR.
Trong đó:
Kr=0,5.kđ : Hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng,với
truyền động bánh răng côn răng thẳng làm bằng thép kđ=100(MPa)1/3
kr=0,5.100=50(MPa)1/3
u: Tỷ số truyền của hộp giảm tốc, u= 3,5
T1 – Momen xoắn trên trục dẫn T1= 652063,45 N.
kbe Hệ số chiều rộng vành răng kbe=b/Re=0,25 mm
kH Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng
vành răng, với:
tra bảng 6.21/t 113/q1 và trục lắp trên ổ đũa là
Ta được kH = 1,09
Re=mm
b.đường kính chia ngoài :
10
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
KHOA: CƠ KHÍ
Đường kính chia ngoài của bánh răng côn chủ động được xác định theo
công thức 6.52b/t 112/q1 :
de1=mm
4.Xác định các thông số ăn khớp :
Tra bảng 6.22/t 114/q1 ta được : z1p=19
Với HB <350 z1=1,6.z1p=1,6.19= 30,04 chọn 31 răng .
Đường kính trung bình và môđun trung bình của bánh răng côn nhỏ :
dm1= (1 0,5.kbe).de1= (1 0,5.0,25).78,70 = 68,86 mm
mtm= dm1/z1 = 68,86/31= 2,22 mm
Môđun vòng ngoài được xác định theo công thức 6.56/t 115/q1 :
mte= mtm/(1 0,5.kbe) = mm
Theo bảng 6.8/t99/q1 lấy giá trị tiêu chuẩn mte= 2,5mm do đó:
mtm= mte.(1 0,5.kbe) ==2,20 mm
z1 = dm1/mtm = lấy z1=31răng
z2= u1.z1 = 3.31 = 93 lấy z2 = 93 răng
Do đó tỷ số truyền thực tế : u1=z2/z1=93/31= 3
Góc côn chia :
1=arctg(z1/z2) =arctg(31/93) =
2=90 1=
Theo bảng 6.20/t112/q1 với z1= 31 ta chọn hệ số dịch chỉnh đều
x1= 0,31 ; x2= 0,31
Chiều dài côn ngoài :
Re= mm
Chiều rộng vành răng :
b == 122,54.0,25 =30,64 mm
lấy b = 31mm
Giáo viên hướng dẫn : Nguyễn Minh Tuấn
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Văn Tiến _LỚP CĐTK7
11
5.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc :
Theo công thức 6.58/t115/q1 ta có :
H
= zM.z .zH.
H
Trong đó:
ZM:Hệ số kể đến cơ tính của vật liệu làm bánh răng, theo bảng
6.5/t96/q1 ta có zM= 274 (MPA)1/3
z : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng , được xác định theo công
thức
z =
ở đây:
:Hệ số trùng khớp ngang ,được tính theo công thức :
= 1,88 3,2.(1/z1+1/z2) .cos m (víi
= 0)
m
= 1,883,2.(1/31+1/93) .cos(0) =1,74
z =
zH: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc,theo bảng 6.12/t106/q1ta
có zH=1,76
T1:Momen xoắn trên trục dẫn,T1= 65203,45 N.mm
kH:Hệ số tải trọng khi tính toán về tiếp xúc, được xác định theo công
thức 6.61/t116 /q1 : kH =kH .kH .kHV
kH :Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng
vành răng , kH =1,09
kH :Hệ số kể đến sự tập trung phân bố tải trọng không đều trên
giữa các răng kH =1
kHV:Hệ số xét đến ảnh hưởng của tải trọng động, tính theo công
thức
6.63/t116/q1
12
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
KHOA: CƠ KHÍ
kHV = 1 + H.b.dm1/(2.T1.kH .kH )
Trong đó:
H = H.g0.v.
Với v = m/s
H: Trị số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp ,theo
bảng 6.15/t107/q1 với dạng răng thẳng thì
H
=0,006
g0 :Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng
,theo bảng 6.16/t107/q1với cấp chính xác mức làm việc êm là 8 thì g0 =
56
H= 0,006.56.2,60. = 8,33<230 thoả mãn
Vậy kHV = 1+8,33.31.68,2/(2.65203,45.1.1,09) = 1,12
Do đó kH = 1.1,09.1,12 = 1,22
Với các trị số vừa tìm được , ta có :
H
= MPa
Theo CT 6.1 1 th×
H
=
.zR.zv.kxH
H sb
Trong đó:
zv: Hệ số kể đến ảnh hưởng của vận tốc vòng ,
với v = 2,60 m/s zv=1
zR: Hệ số xét đến độ nhám bề mặt ,với Ra=2,51,25
zR= 0,95
kxH: Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng ,
với da <7000(mm) kxH = 1
Ta thấy
H
H
= 518,18.0,95.1.1=492,27MPa
<
H
Vậy điều kiện tiếp xúc được đảm bảo.
Giáo viên hướng dẫn : Nguyễn Minh Tuấn
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Văn Tiến _LỚP CĐTK7
13
6.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn :
Theo công thức 6.65/t116/q1 ta có :
F1
= 2.T1.kF.Y .Y .YF/(0,85.b.mtm.dm1)
Trong đó :
kF: Hệ số tải trọng khi tính toán về uốn , theo công thức 6.67/t117/q1
kF=kF .kF .kFv
Với kF : Hệ số xét đến tập trung tải trọng không đều trên chiều
rộng
Vành răng ,theo bảng 6.21 1 ta được kF =1,17
kF : Hệ số xét đến tập trung tải trọng không đều giữa các răng¸
kF =1
kFv: Hệ số xét đến ảnh hưởng của tải trọng động xác định theo
công thức :
kFv=1+ F.b.dm1/(2.T1.kF .kF )
với F= F.g0.v.
theo bảng 6.15và 6.16/t 107/q1 ta có:
F = 0.016 ; g0 = 56
F = 0.016.56.2,60.= 22,21
kFv=1+22,21.31.68,2/(2.65203,45.1,17) = 1,31
Vậy kF = 1,17.1.1,31=1,53
Y =1/ =1/1,74=0,57
Y =1 /140 = 1
Với zv1=z1/cos( 1) = 31/ cos(18,43) =32,68
zv2=z2/cos( 2) = 74/cos(71,57) = 294,17
x1= 0,31 ; x2=0,31
Tra bảng 6.18/t109/q1ta có :
14
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
KHOA: CƠ KHÍ
YF1 = 3,78 ; YF2 = 3,60
Vậy
F1
F2
= MPa
=
F1
.(YF2/YF1) = 108,74.(3,60/3,78) = 103,56 MPa
Ta thấy
Vậy điều kiện bền uốn của cặp bánh răng côn được đảm bảo .
7.Kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải .
Theo công thức 6.48/t 110/q1ta có :
Hmax
Với
=
H
.
H max
= 490,77 MPa
H
kqt =
Hmax
= 490,77. = 601,07 MPa <
H max
= 1264 MPa
Theo công thức 6.49/t 110/q1 ta có:
Fmax
Fmax1
=
=
Fmax2
=
.kqt
F
F1
F max
.kqt= 108,74.1,5 = 163,11 MPa <
F2
.kqt= 103,56.1,5= 155,34 MPa <
F1 max
F2 maxs
Vậy độ bền quá tải của răng được thỏa mãn .
8.Các thông số của bộ truyền bánh răng côn :
Theo các công thức trong bảng 6.19/t 111/q1ta có :
Đường kính chia ngoài : de
de1= mte.z1 = 2,5.31 = 77,5 mm
de2= mte.z2 = 2,5.93 = 232,50 mm
Đường kính trung bình của bánh :
dm1=
dm2=
Chiều cao răng ngoài : he
he = 2.hte.mte + c
với mm
= 2.1.2,5 + 0,5 = 5,5 mm
Chiều cao đầu răng ngoài : hae
hae1= (hte + xn1.cos ).mte
= (1+0,3.1).2,5 = 3,25 mm
hae2= 2.hte.mte – hae1= 2.1.2,5 3,25 = 1,75 mm
Giáo viên hướng dẫn : Nguyễn Minh Tuấn
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Văn Tiến _LỚP CĐTK7
15
Chiều cao chân răng ngoài : hfe
hfe1=he hae1=5,5 3,25 = 2,25 mm
hfe2= he hae2 = 5,5 1,75 = 3,75 mm
Đường kính đỉnh răng ngoài : dae
dae1 = de1 + 2.hae1.cos 1= 77,5 + 2.3,25.cos() = 83,67 mm
dae2 = de2 + 2.hae2.cos 2= 232,50 + 2.1,75.cos() = 233,61mm
9. Xác định lực ăn khớp :
Lực vòng : ==1912,12 N
Lực hướng tâm : 1912,12. N
1912,12. N
Lực dọc trục : = 220,02 N ; = 660,26 N
16
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
KHOA: CƠ KHÍ
Bảng 2.4 Bảng thông số của bộ truyền bánh răng côn
Thông số
Trị số
Số răng bánh răng côn nhỏ
z1 = 31
Số răng bánh răng côn lớn
z2 = 93
Tỷ số truyền
ubr = 3
Chủ động: dm1 = 67,70 mm
Đường kính trung bình của bánh răng
Bị động: dm2 = 203,09 mm
Chủ động: de1 = 77,50 mm
Đường kính chia ngoài của bánh răng
Bị động: de2 = 232,50 mm
Chủ động: dae1 = 83,67 mm
Đường kính đỉnh răng ngoài của bánh răng
Bị động: dae2 = 233,61 mm
Chủ động: d1 = 18,43o
Góc côn chia của bánh răng
Bị động: d2 = 71,57o
Chiều cao răng ngoài
he = 5,5 mm
Chủ động: hae1 = 3,25 mm
Chiều cao đầu răng ngoài của bánh răng
Bị động: hae2 = 1,75 mm
Giáo viên hướng dẫn : Nguyễn Minh Tuấn
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Văn Tiến _LỚP CĐTK7
17
Chủ động: hfe1 = 2,25 mm
Chiều cao chân răng ngoài của bánh răng
Bị động: hfe2 = 3,75 mm
Mô đun vòng ngoài
mte = 2,5 mm
Chiều rộng vành răng
b = 31 mm
Góc nghiêng của răng
b = 0o
Hệ số dịch chỉnh
x1 = 0,31 mm
x2 = 0,31 mm
Lực tác dụng
=
=
III.Bộ truyền xích :
1.Số liệu ban đầu :
Công suất P = PII = 4,7 KW
n1 = nII = 241,67vg/ph
u = ux = 3,005
T ==185728,47 Nmm
Tải trọng va đập vừa
Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài α=8
Chọn loại xích :
18
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
KHOA: CƠ KHÍ
Ta chọn loại xích ống con lăn . Do vận tốc và công suất bộ truyền
không lớn , giá thành rẻ và có độ bền mòn cao.
2.Xác định các thông số của bộ truyền :
a. Tính số răng đĩa xích :
Theo bảng 5.4/t 80/q1 ứng với u = 3,005, ta chọn số răng của đĩa
xích nhỏ Z1 = 29 – 2.u = 29 – 2.3,005 = 22,99 răng. Theo bảng
5.4/t80/q1.Lấy tròn theo số lẻ =23 răng
Từ đó ta có số răng đĩa xích lớn : Z2 = u. Z1= 3,005.23 = 69,12 răng
Ta chọn Z2 = 70 răng < Zmax = 120 (răng) , thoả mãn
Kiểm nghiệm lại ux: ux =
b. Tính bước xích :
Ta xét điều kiện đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mỏi của bộ truyền xích
:
Theo CT 5.3/t81/q1: Pt = P . k . kz . kn ≤ [P]
Trong đó:
Pt ,P,[P] là công suất tính toán ,công suất cần truyền và công syất
cho phép.
Hệ số răng đĩa dẫn : kZ = 25/ Z1 = 25/23 =1,09
Hệ số vòng quay : kn = n01 / n1 = 200/ 241,67 = 0,83 với n01 =
200vg/ph
Theo công thức 5.4/t81/q1: Ta có hệ số điều kiện sử dụng xích :
k = ko . ka . kđc . kbt . kđ. kc
Ta có:
ko – hệ số xét đến cách bố trí bộ truyền, α=800 => ko =1,25
ka – hệ số chiều dài xích : chọn khoảng cách trục a 40.p
=>ka = 1
Giáo viên hướng dẫn : Nguyễn Minh Tuấn
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Văn Tiến _LỚP CĐTK7
19
Kđc – hệ số xét đến khả năng điều chỉnh: chọn kđc =1,25
kbt – hệ số xét đến điều kiện bôi trơn :Tra bảng 5.6/t82/q1, điều
kiện môi trường có bụi,chất lượng bôi trơn II chọn kbt = 1,3
kđ – hệ số tải trọng động : tải trọng va đập vừa, lấy kđ = 1,5
kc – hệ số kể đến chế độ làm việc : làm việc 2 ca ,chọn
kc=1,25
Vậy k = ko . ka . kđc . kbt . kđ. kc
= 1,25 . 1 . 1,25. 1,3. 1,5 . 1,25 = 3,81
Suy ra Pt = 4,7.3,81.1,09.0,83 =1 6,2 KW
Theo bảng 5.5/t81/q1 với n01 =200 vg/ ph, ta chọn bộ xích con lăn :
Bước xích p = 31,75 mm
Đường kính chốt
Chiều dài ống B =27,46mm
Công suất cho phép [P] = 19,3 => Pt < [P] thỏa mãn điều kiện bền
mòn ,đồng thời theo bảng 5.8/t 83/q1 thỏa mãn điều kiện p < pmax
c) Tính số mắt xích :
Tính sơ bộ khoảng cách trục :
a = 40 . p = 40 . 31,75 =1270 mm
Theo công thức 5.12/t 85/q1 :
xc = + + (II 21)
xc = + + = 127,9
Ta chọn số mắt xích là chẵn để hạn chế ứng suất lặp lại trên xích .
Chọn xc = 128 mắt.
d. Tính chính xác khoảng cách trục a:
Theo công thức 5.13/t 85/q1 ,ta có :
a = 0,25.p
Thay số ta tính được :
a = 0,25.31,75
a = 1271,63 mm
20
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
KHOA: CƠ KHÍ
Để xích không phải chịu lực căng quá lớn ta phải giảm khoảng cách
trục vừa tính được một lượng : a = ( 0,002…0,004). a
Chọn a = 0,004. a = 0,004 . 1271,63= 5,09 mm
a = a* a = 1271,63 – 5,09= 1266,54 mm
vậy lấy a = 1267 mm.
Kiểm nghiệm số lần va đập của bản lề đĩa xích trong một giây :
i = [i]
i =
Tra theo bảng 5.9/t 85/q1, ta có [i] = 25 thỏa mãn.
e. Tính kiểm nghiệm xích về độ bền :
Theo công thức 5.15/t80/q1, ta có:
s = ≥ [s]
Trong đó:
Q – tải trọng phá hỏng . Theo bảng 5.2/t78 ta lấy Q =88,5kN
Kđ – hệ số tải trọng động . Trương hợp tải trọng va vừa ,
chọn kđ = 1,2
Ft – lực vòng trên đĩa xích: Ft = 1000P/v
v vận tốc trên đĩa dẫn z1:
v =
v = = 2,94 m/s
Ft = = 1598,64 N
F0 Lực căng do bánh xích bị động sinh ra:
F0 = 9,81. kf. q. a
Trong đó kf là hệ số phụ thuộc vào độ võng f của xích và vị trí bộ
truyền:
Với: f = (0,01…0,02)a , ta lấy: f = 0,02.a = 0,02. 1267 = 25,34
mm
kf = 2, ứng với trường hợp bộ truyền nghiêng một góc trên
40o so với phương nằm ngang;
Giáo viên hướng dẫn : Nguyễn Minh Tuấn
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Văn Tiến _LỚP CĐTK7
21
q: khối lượng 1 mét xích. Tra bảng 5.2 trang 78 [1], ta có q =
3,8kg
F0 = 9,81.2. 3,8. 1
267= 94,46(N)
Fv Lực căng do lực ly tâm sinh ra khi làm việc:
Fv = q. v2
Fv = 3,8. (2,94)2 = 32,85 (N)
Từ đó, ta tính được: s = = 43,26
Theo bảng 5.10 /t86/q1, ta có: [s] = 8,5
s = 43,26 > [s] = 8,5 . Vậy bộ truyền xích đảm bảo đủ
bền.
f) Tính đường kính các đĩa xích:
Theo công thức 5.17/t86/q1, ta có:
Đường kính vòng chia d1 và d2:
d1 = = = 233,17 mm Ta lấy d1 = 234 mm
d2 = = = 707,68 mm Ta lấy d2 = 708 mm
Đường kính vòng đỉnh da1 và da2:
da1 = p[0,5 + cotg( /z1)] = 31,75. [0,5 + cotg(180o/23)] = 246,87
Ta lấy da1 =247 mm
da2 = p[0,5 + cotg( /z2)] = 31,75. [0,5 + cotg(180o/70)] = 722,84
Ta lấy da2 =723 mm
Đường kính vòng đáy(chân) răng df1 và df2:
df1 = d1 2r
Trong đó: r là bán kính đáy răng, được xác định theo công thức:
r = 0,5025.dl + 0,05
với dl = 19,05 mm , theo bảng 5. 2/t78/q1
r = 0,5025 . 19,05 + 0,05 = 9,62 mm
do đó: df1 = 234 2. 9,62 = 214,76 mm, ta lấy df1 = 215 mm
22
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
KHOA: CƠ KHÍ
df2 = 708 2. 9,62 = 688,76 mm , ta lấy df2 = 689 mm
Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc của đĩa xích:
ứng suất tiếp xúc
Trong đó: [
H
H
H
trên mặt răng đĩa xích phải nghiệm điều kiện:
= 0,47. [
H
]
] ứng suất tiếp xúc cho phép, theo bảng 5. 11/t 86/q1,
với vật liệu làm đĩa xích là thép 45 tôi cải thiện HB170 [
H
] =600MPa
Ft Lực vòng trên băng tải, Ft = 1598,64 N
Fvd Lực va đập trên m dãy xích (m = 1), tính theo công
thức:
Fvd = 13. 107. n1. p3. m
Fvd1 = 13. 107. 241,67. (31,75)3. 1 = 10,05 N
Hệ số phân phân bố không đều tải trọng cho các dãy, kd =
1 (xích 1 dãy)
Kđ Hệ số tải trọng động, Kd = 1,5 (tải trọng va đập vừa).
kr Hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích, phụ
thuộc vào z tra trang 87/q1, với z1 = 23 kr1 = 0,48
E = Mô đun đàn hồi , với E1, E2 lần lượt là mô đun đàn
hồi của vật liệu con lăn và răng đĩa xích, lấy E = 2,1. 105 Mpa;
A Diện tích chiếu của bản lề, mm2, theo bảng 5.
12/t87/q1,
ta có: A = 262 mm2;
Thay các số liệu trên vào công thức
ứng suất tiếp xúc
H1
ta tính được:
H
trên mặt răng đĩa xích 1:
H
= 0,47. =452,38Mpa
- ứng suất tiếp xúc
trên mặt răng đĩa xích 2:
H
Với: z2 = 70 kr2 = 0,22;
Fvd2 = 13. 107. n2. p3. m = 13. 107. 80,42. (31,75)3. 1 = 3,35N
Giáo viên hướng dẫn : Nguyễn Minh Tuấn
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Văn Tiến _LỚP CĐTK7
23
H2
= 0,47. = 305,84Mpa
Theo bảng 5.11/t 86 /q1ta chọn được [
Như vậy:
H1
H2
] = 600 MPa
H
= 452,38 MPa < [
= 305,84 MPa < [
] = 600 MPa ;
H
H
] = 600 MPa;
Ta có thể dùng vật liệu chế tạo đĩa xích là thép 45, phương pháp nhiệt
luyện là tôi cải thiện.
g. Xác định các lực tác dụng lên trục:
Lực căng trên bánh chủ động F1 và trên bánh bị động F2:
F1 = Ft + F2 ; F2 = F0 + Fv
Trong tính toán thực tế, ta có thể bỏ qua lực F0 và Fv nên F1 = Ft vì
vậy lực tác dụng lên trục được xác định theo công thức 5.20/t88/q1:
Frx = kx. Ft
Trong đó: kx Hệ số kể đến ảnh hưởng của trọng lượng xích; với
kx = 1,05 khi bộ truyền nằm ngang hoặc nghiêng một
góc α=40o
Ft Lực vòng trên băng tải, Ft = 1598,64 N
Vậy Frx = 1,05. 1598,64 = 1678,57 N
= 1678,57. = 291,48 N
Bảng các thông số
Thông số
Loại xích
Bước xích
Số mắt xích
Khoảng cách trục
Số răng đĩa xích
Vật liệu đĩa xích
24
Ký hiệu
p
Giá trị
Xích ống con lăn
31,75 mm
a
128
1267 mm
23
70
Thép 45 tôi cải thiện
Thép 45 tôi cải thiện
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
KHOA: CƠ KHÍ
Đường kính vòng chia
234
708
247 mm
Đường kính vòng đỉnh
Bán kính đáy
Đường kính chân răng đĩa xích
708 mm
r
9,62 mm
215 mm
689 mm
Lực tác dụng lên trục
291,48 N
1653,07 N
PHẦN III : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC
I.Chọn vật liệu :
Với hộp giảm tốc chịu tải trọng va đập vừa .Chọn vật liệu chế tạo
trục là thép 45 có ,tôi cải thiện. Ứng suất xoắn cho phép
.
II. Tính toán thiết kế trục :
1.Xác định sơ bộ đường kính trục.
Đường kính các trục thứ k trong hộp giảm tốc có thể được chọn
gần đúng theo công thức 10.9/t188/q1, sau:
d ≥
i
Giáo viên hướng dẫn : Nguyễn Minh Tuấn
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Văn Tiến _LỚP CĐTK7
25
