Đồ Án môn học thiết kế kỹ thuật Đề tài thiết kế hệ thống dẫn Động băng tải 2

Vũ Công Hòa ĐỎ AN MON HOC THIET KE KY THUAT Đề tài: Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải Phương án: 3 Hệ thống dẫn động băng tải bao gồm: Hình 4 1 Động cơ điện 3 pha không đồng bộ; 2 Nố

Trang 1

SVTH: Ngô Chí Dũng GVHD: PGS.TS Vũ Công Hòa

DAI HOC QUOC GIA THÀNH PHỎ HỎ CHÍ MINH

TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA KHOA KHOA HỌC ỨNG DỤNG

BỘ MÔN CƠ KỸ THUẬT

s

eo

DO AN MON HOC THIET KE KY THUAT

DE TAI: THIET KE HE THONG DAN DONG BANG TAI

GHVD: PGS TS VU CONG HOA SVTH: NGO CHi DUNG MSSYV: 2012865 LOP: KU20COT

Thành phố Hồ Chí Minh — Năm 2023

Trang 2

ĐỎ AN MON HOC THIET KE KY THUAT

Đề tài: Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải

Phương án: 3

Hệ thống dẫn động băng tải bao gồm: (Hình 4)

(1) Động cơ điện 3 pha không đồng bộ; (2) Nối trục vòng đàn hồi; (3) Hộp giám tốc bánh răng trụ hai câp khai triển; (4) Bộ truyền xích ông con lăn; (5) Bộ phân công tác — Băng tải

Thời gian phục vụ, L (năm): L = 9 (năm)

Quay một chiều, làm việc hai ca, tải va đập nhẹ:

( 1 năm làm việc 300 ngày, l ca làm việc 8 giờ )

Chế độ tải: (T¡ =T, tị = 36 giây): (T› = 0.8T, t = L5 giây)

Trang 3

Trang 4

MỤC LỤC

Trang 5

DANH MỤC HÏÌNH ẢNH

Trang 6

MUC LUC BANG BIEU

Trang 7

CHÚ THÍCH KÍ HIỆU

Trang 8

LỜI NÓI ĐẦU Trong cuộc sống ngày nay, chúng ta rất dễ dàng bắt gặp hệ thông dẫn động băng tái trong mọi lĩnh vực như xây dựng, chế biến thực pham, van chuyén hang hoa, Tur đó, ta thay được tầm quan trọng của hệ thông dẫn động băng tải là cực kì to lớn Vì vậy, đồ án thiết

kế kỹ thuật giúp sinh viên bước đầu làm quen với hệ thông truyền động này

Đồ án thiết kế kỹ thuật là một phần quan trọng trong chương trình đảo tạo ngành Cơ Kỹ Thuật, nhằm cung cấp cho sinh viên kiến thức nền tảng về kết cầu máy Mặt khác, còn giúp sinh viên hệ thống hóa kiến thức các môn đã học như Thiết kế kỹ thuật, Vẽ kỹ thuật,

Co hoc vat ran bién dang, Vat liệu kỹ thuật, nhằm đưa ra góc nhìn tông quan về thiết

kế kỹ thuật Thông qua quá trình làm đồ án, sinh viên còn được cải thiện cũng như nâng cao kỹ năng sử dụng phần mềm AutoCad, điều này rất cần thiết cho công việc của bản thân sau này

Em xin gửi lời cảm ơn chân thành đến các thầy cô và bạn bè trong Khoa Khoa học Ứng dụng và đặc biệt là thầy Vũ Công Hòa đã hỗ trợ, hướng dẫn tận tình trong quá trình thực hiện đồ án này

Trang 9

CHƯƠNG 1: GIỚI THIỆU ĐỎ ÁN 1.1 - Giới thiệu hệ thống dẫn động băng tải

Hệ thống dẫn động băng tải là một thiết bị xử lí vật liệu cơ khí di chuyên hàng hóa, vật tư từ nơi này đến nơi khác trong một đường dẫn xác định trước bằng cách sử dụng công suất từ một động cơ truyền động cho băng tải di chuyên thông qua một hộp giảm tốc

đề điều chỉnh vận tốc cho phù hợp Với mục đích là biến chuyền động quay của trục tang trồng băng tải thành chuyển động tịnh tiễn của băng tải để di chuyển sản phâm hoặc di chuyền sản phẩm ra khỏi dây chuyền để tiễn hành khâu đóng gói Câu tạo của hệ thống

A

gom:

- _ Động cơ điện: Cung cấp công suất cho hệ thông hoạt động

Động cơ không đẳng bộ vượng

có nhiệm vụ đàn hồi, giảm chan, giup truc so cap hoạt động êm hơn, trục sơ cấp sẽ

có thời gian tăng tốc đề bằng với tốc độ của trục động cơ

Trang 10

- _ Hộp giảm tốc: Thay đối tỷ số truyền từ trục động cơ đến trục tang trồng đề băng tải

có được vận tốc thích hợp

Hình 1.3 Hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp khai triển

- _ Bộ truyền xích ống con lăn: Dùng để nối trục tang trồng băng tải giúp băng tải di chuyên

Má xích ngoài

Má xích trong

Hình 1.4 Cầu tạo xích ống con lăn

- Bang tải: Trục băng tải chuyển động quay làm băng tải chuyên động tịnh tiền theo một chiều xác định để di chuyển sản phẩm Băng tải đặc biệt hữu ích trong các ứng dụng liên quan đến việc vận chuyển từ vật liệu nhẹ đến vật liệu nặng hoặc cong kênh Hệ thống băng tải cho phép vận chuyển nhanh chóng và hiệu quá đối với nhiều loại vật liệu

Hình 1.5 Bang tải

Trang 11

1.2 Nguyên lý hoạt động

Hệ thống dẫn động băng tải sử dụng động cơ (1) làm nguồn cung cấp công suất cho hệ thống hoạt động, qua nồi trục đàn hồi (2) tới trục sơ cấp của hộp giảm tốc (3) tại hộp giảm tốc sẽ có nhiệm vụ thay đổi momen xoắn cũng như vận tốc quay đề có được momen quay, vận tốc thích hợp tại đầu ra hộp giảm tốc là trục thứ cấp, công suất tiếp tục được truyền đến bộ truyền xích ống con lăn (4) làm quay trục tang trong bang tải từ đó làm cho băng tai (5) di chuyền tịnh tiền, tại đó sẽ giúp ta đưa sản phẩm ra khỏi dây chuyên

Hình 1.7 Băng tải xích vận Hình 1.8 Băng tải xích vận

Trang 12

CHUONG 2: CHON DONG CO VA PHAN PHOI TY SO TRUYEN 2.1 Công suất cần thiết của động cơ

Dựa vào công thức 3.4 trang 94 tài liệu [1], taxac dinh được công suất làm việc — công suất trên trục tang:

_ Fw 8000x0.9

1000 1000 Trong do:

F là lực vòng trên băng tải, NV

v là van toc xich tai, m/s

Fula céng suat trén dia xich, kW

Hiệu suất của bộ truyền của hệ thống trên được xác định:

1 =n, XN, Xn Xng XN,

Trong do:

he hiệu suất bộ truyền xích

?!2 hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ cấp nhanh

"3 hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ cấp chậm

4~ hiệu suất bộ cặp ô lăn

'!; hiệu suất khớp đàn hồi

Theo bang 2.3 trang 19 tai liéu [2], ta chon dugc các giá trị hiệu suất như sau:

Từ đó, ta xác định được hiệu suất của bộ truyền:

Trang 13

hy > ty so truyén cla HGT hai cap

Us =34 tỷ số truyền của bộ truyền xích

(Chọn theo bảng 2.4 trang 2[ tài liệu [2])

Số vòng quay sơ bộ của động cơ:

Trang 14

=25

to A a AK x ^ 1A u

Hộp giảm tôc, tỷ sô truyền chon sơ bộ là: ”#

Phân phối tỷ số truyền trong hộp giảm tốc:

Ta chọn: (Hộp giảm tốc bánh rang trụ 2 cấp khai triền,

2.3 Các thông số kỹ thuật của hệ thống truyền động

2.3.1 Công suất trên các trục

Trang 15

"1 hiệu suất bộ truyền xích

?!z hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ cấp nhanh

'!3 hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ cấp chậm

?4- hiệu suất bộ cặp ô lăn

"Is hiệu suất khớp đàn hồi

Trang 16

Trang 17

CHƯƠNG 3: THIET KE CAC BỘ TRUYEN HO

3.1 Số liệu ban đầu

Điều kiện làm việc + Tải trong va đập nhẹ

- Làm việc hai ca

+ Quay một chiều

3.2 Tính toán lựa chọn xích

3.2.1 Chọn số răng đĩa xích

Với tỉ số truyền Ú =3.45 Dựa vào mục 5.2.1 trang 80 tai liéu [2] ta chon dugc:

Ta chon “là số lẻ (nên chọn số răng đĩa xích là số lẻ để xích mòn đều), chọn được 2=2

Số răng đĩa lớn (đĩa bị tải); 2 "U32 =3⁄4924 =828

Sai lệch tỉ số truyền: 3.45 (Chon “va “2hop lí)

Trang 18

Tụ số vòng quay của đĩa nhỏ của bộ truyền thí nghiệm ứng với công suất cho

phép Chọn “bó giá trị lớn hơn liền kể so voi ™

chiêu dài trục và bước xích chọn sơ là

K,=1 _ Hệ số xét đến ảnh hưởng của cách bồ trí loại truyền, bộ truyền nằm ngang

K„ =1 Hệ số xét đến ảnh hưởng của khả năng điều chính lực căng của xích, trục điều chỉnh được

K, =Ì-Ä_ Hệ số xét đến điều kiện bôi trơn, môi trường làm việc có bụi.

Trang 19

K„ =1⁄25 Hệ số xét đến chế độ làm việc, làm việc 2 ca

Vậy, ta tính được: K =K&,, K¿-K,K, =12x134x1x13x1.25 =1

Trang 20

Kiểm nghiệm: Í “[ thỏa

Vậy số lần va đập của xích trong một giây: ƒ =1.3110

3.3 Tính toán kiểm nghiệm

3.3.1 Kiểm nghiệm bước xích

Kiểm tra số vòng quay tới hạn của bộ truyền xích, ta tiên hành tra bang 5.8 [2]

Bước xích giới hạn lớn nhất LP,] với số vòng quay tới hạn là 300 vòng/ phút là:

LP.]„„ =50.8 mm Dựa (heo bảng 5.3 trang 201 tài liệu [1] với số vòng quay của bánh xích nhỏ

n =116.2813 vip áp lực cho phép trong bản lề xích LP,] là Lp,1=29 MPa

Bước xích giới hạn nhỏ nhất:

Trang 21

„ =60034|— = 600.9) TOOL 98 = 35,1428 mm 8h =6005 TIBK, CÓ 23X1162813x20x1

[P.1 ,„ =50.8mm> p =38.1 mm>[p,] „ =35.1428 mm

mn

Ta có:

3.3.2 Kiểm nghiệm hệ số an toàn

n =116.2813 wip là số vòng quay đĩa xích dẫn (vòng/phú0)

p, =38.1 HỶ 1à bước xích của bộ truyền (mm)

2, =23 là số răng của đĩa xích dẫn

Vậy phương pháo bôi trơn nhỏ giọt là phù hợp theo bảng 35.7 trang 82 tài liệu [2] voi diéu kiện V<4%S,

Tính lực vòng có ích trên bánh xích:

F _1000f; _1000x7.992 _ 4705.8823 N

Trong đó:

P,=7.992 kW là công cuất của truc dia xich dan (kW)

v=1.6983 NYS Ja van tốc trung bình cua xich (m/s)

Lực căng F¿ do lực lï tâm sinh ra:

F„ =q,V? =5.5x1.6983” =15.8632 N Trong đó:

Trang 22

Fn = 5.9 kơm,,, khối lượng I mét xích, được tra từ bảng 5.2 trang 78 tài liệu [2]

Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra Fo

Ø là gia tốc trọng trường, lẫy g = 9.81 m/s”

8 là chiều dài đoạn xích tự do, thường lấy bằng khoảng cách trục (tính theo mứt)

Hệ số an toàn tính theo công thức:

Q la tai trong pha huy cho phép cua xich, tra bang 5.2 trang 78 tai liéu [2]

h là lực căng trên nhánh căng, h =KR,

Fy là lực căng ban đầu của xích, bằng trọng lượng nhánh xích tự do

K,=12 là hệ số tải trọng động, tải trọng va đập nhẹ

Hệ số an toàn cho phép [s] ta tra bảng 5 10 trang 86 tài liệu [2J với bước xích

p, =38.1 TH và số vòng quay n =116.2813 vip la [s] = 8.5

Ta có giá trị của hệ số an toàn s =20.6185 > [s] =8.5

Như vậy điều kiện hệ số an toàn được thỏa (An toàn khi quá tải)

3.3.3 Kiểm nghiệm áp lực trong bản lề xích

Diện tích của bản lề xích tính theo công thức:

A =0.28x«p” =0.28x38 = 406.4508 (mrf)

Trang 23

_F, _ 4705.8823

Ap lực trong bản lễ xích tính theo công thức: " A 406.4508

Ta có Bà =1L578(N/m) <[p,] =29 (N/myỶ)

Như vậy điều kiện áp lực trong bản lề xích được thỏa

3.3.4 Kiểm tra độ bê tiếp xúc

ơ,, =0.47 HH hé slo, Theo công thức (5.18) trang 87 tài liệu [2|, ta có: rd

K„ =1 hệ số phân bồ tải trọng không đều cho các dãy

K;=12 hệ số tải trọng động, tải va đập nhẹ

kK =0.444 | hệ số kẻ đến ảnh hưởng số răng của đĩa xích (có sử dụng phép nội suy tuyến tính, ang 87 tài liệu [2])

Mô đun đàn hồi với Eị, E; lần lượt là mô đun đàn hồi của vật liệu con lăn và răng đĩa, vì

con lăn và răng đĩa đều là kim loại nên mô đun đàn hồi của chúng không có sự chênh lệch nhiều

Trang 24

Vậy độ bền tiếp xúc được thỏa

® - Dường kính vòng dinh (theo céng thitc 5.2 trang 191 tai liéu [1])

Trang 25

¢ Dwong kinh con lan (tra tee bang 5.2 trang 78 tai liéu [2]): q =22.23 mm

Bán kính đáy (từ trang 89 tài liệu [2]):” 020259, + 0.0 =11.220 mm

® - Dường kính vòng đáy (/ữ trang 39 tài liệu [2)):

Bánh dẫn: d, =d,- 2r =279.8042- 2x11.2206 = 257.363 mm

Banh bj dam: Gs =o” 2 =10068817- 211.2206= 984.3905 mm

® Đường kính vành đĩa:

Bảng 3.1 Các thông số bộ truyền xích ống con lăn một dãy

Đường mong Sim Vong kính vẻ d 279.8042 mm 1006.8317 mm

Trang 26

Trang 27

CHƯƠNG 4: THIẾT KẺ CÁC BÁNH RẰNG

4.1 Số liệu ban đầu

4.1.1 Thông số ban đầu

Cặp bánh răng chập cấp nhanh:

h, =P, =8.756

- Công suất truyền đến: (kW)

- Số vòng quay của động cơ: Hạ, =7 (vòng/phút)

T, =28704.9811

- Mômen xoắn trên trục I: (N.mm)

- Tỉ số truyền; ⁄2 —#„ =5.7008

- Thời gian phục vụ: # =2 (năm)

- Số ngày làm việc/năm: K,, =300 (ngay)

- Số ca làm việc trong ngày: 2 ca, mỗi ca 8 tiếng

l„ =2XK,„ X24XK, xL„ =2 x8 x300 x9 =43200 ,

(giờ) Cặp bánh răng chập cấp chậm:

4.1.2 Chọn vật liệu và ứng suất cho phép

a Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép Or |

Tra bang 6.2 trang 94 tai liéu [2]:

Banh dan | Banh bi dan

Trang 28

Nror = >10" (chu ky)

Khi bộ truyền làm việc với chế độ tải trọng thay đối nhiều bậc:

Trong do:

1~ mômen xoắn trong chế độ làm việc thứ 1

Tuy” mômen xoắn lớn nhất trong các mômen Tì

Mi” số vòng quay trong chế độ làm việc thứ ¡

Í.” thời gian làm việc tính bằng giờ trong chế độ làm việc thứ ¡

c =l~ số lần ăn khớp trong một vòng quay

i =]

Do tai trọng không thay đôi theo chu ki Trax

N ye —60X1X lx 36 + 1X l x290743200 =7.54x10?

9 Nur — Nie _J 3x0 =1.32 x10°

Uy 5.7008 (Chu ki) Khi bộ truyền làm việc với chế độ tải trọng thay đổi theo bậc:

Tự

nt va

7 Nạ„ =60c>| —"

max

Trang 29

Khi độ rắn của răng # <350/Ø và đối với bánh răng được mài mặt lượn chân răng thi

Hệ số tuổi thọ được xác định theo công thức:

Kin =” Nho

HE Trong đó:

Nug 36 chu kỳ làm việc tương đương

Nao 7 sô chu kỳ làm việc cơ sở

tụ bậc đường cong mỏi, có giá trị bằng 6

Do Ẩmi® Ẩm Măgy > No;

Toản bộ số chu kỳ làm việc tương đương đều lớn hơn số chu kỳ làm việc cơ sở nên ta có

hệ số tuôi thọ Kim =K„¿ =1 (theo trang 94 tài liệu [2j)

Giá trị Ấz không được lớn hơn 2.4 để đảm bảo điều kiện không có biến dạng dẻo bề mặt răng khi làm việc

Ơyy,„ =2HB +70 Ơ„,„¡ =2HB +70 =2 X50 +70 =570(Á/Pa) Oinim? =2 HB, +70 =2 X235 +70 =540( MPa) Ứng suất tiếp xúc cho phép sơ bộ của từng bánh răng được xác định theo công thức:

Šr ~ hệ số an toàn có giá trị theo bảng 6.2 rang 94 tài liệu [2]

Với bánh răng trụ răng nghiêng ta chọn:

'ơy| =(J0.53Á[ ơm | +| ơz¿|]Ì =[0.5x(466.36” + 441.82?) =454.2557(MPa)

Trang 30

Giá trị oy | phải thỏa điều kiện:

<

lợy vn <lơn| <1.25| o, 441.82

<454.2557 <552.28 (thỏa)

b Xác định ứng suất uốn cho phép

Giới hạn mỏi uốn tương ứng với chu kỳ cơ sở được chọn phụ thuộc vào độ rắn bề mặt, phụ thuộc vào phương pháp nhiệt luyện, ta tra theo bang 3.5 tai liéu [3] va chon:

Ơnm,„¡ =L.8H5, =I.8x250 =450(/72) Obrimy =1.8HB, =1.8 235 =423(MPa)

Hệ số tuổi thọ được xác định theo công thức:

Trong đó: Mp bậc đường cong mỏi, có gia tri bang 6

Số chu kỳ cơ sở:

_ 6 Neg =5 x10 (chu ky)

Nin =5xI 0° (chu ky)

Số chu kỳ làm việc tương đương:

FE2Q tr =1.32 x10°

„ 5.7008

(Chu kì) Mgm > Ngạp Nggy > Nga;

Toản bộ số chu kỳ làm việc tương đương đều lớn hơn số chu kỳ làm việc cơ sở nên ta có

Trang 31

Ứng suất uốn cho phép sơ bộ của từng bánh răng:

Sp =L.75- hệ số an toàn có giá trị theo bang 6.2 trang 94 tai liéu [2]

Bang 4 Bảng ứng suất cho phép của động cơ:

Ơjm,;„¡ =2 X250 +70 =570 (MPa) Ơjm,„; =2 X235 +70 =540 (MPa) Ơn; =1.8HB =1.8x250 =450 (MPa) Ơn =l.8HB, =l.8x235 =423 (MPa)

Trang 32

Ta suy ra gia tn You dựa vào công thức (6.16) trang 97 tài liệu [2]:

1,„ =0.530„ +1}, „ =L.1187

Hệ số tập trung tải trọng Kp , dựa vào Yoo tra bảng 6.7 trang 98 tai liéu [2]

Kug =1.15; K gp =1.32

b Khoang cach truc

Khoảng cách trục “» (công thức 6 16a trang 96 tài liệu [2]):

1 XK ip

a, =K,„ứn; + Ù› 2

oy | XU XY ba

— 1⁄3 Dựa theo bảng 6.5 trang 96 tài liệu [2], tra được K, =43 (MPa va

K„ =67.5 (MPa'?),

Với Xs*Ã 2 là hệ số phụ thuộc vào vật liệu

28767.98 111.15

a„ =43 (5.7008 +1) 3 454.2557? x5.7008 X0.315 : =128.7800(mm)

Theo tiéu chuan (trang 99 tai liệu [2]), chon “» =125 (mm)

4.2.2 Xác định thông số cơ bản của bộ truyền

Trang 33

18.47 =z 217.53 z,=18 „

Ta tinh lại tỉ số truyền thực: 4

Sai số tương đối tỉ số truyền:

c Các thông số của bộ truyền bánh răng

Bảng 5 Thông số kết qua tính toán bánh răng trụ cấp nhanh

Khoả oang cach truc chia ach hi a, _m(z, +2) =125 (mm)

2cos 8 Đường ương Kinh kính vòng vong chia chỉ 7 = 2x18 „ =36.8852 (mm)

d yy =d,+ 2m =217.1147 (mm) Duong kinh day rang đại =đ,- 2.5m =31.8852 (mm)

đ,; =d, - 2.5m =208.1147 (mm)

Chiều rộng vành răng:

Trang 34

Dua theo bang 6.13 trang 106 tdi liéu [2], ta chon cấp chính xác của bộ truyền là 8

e Xác định các giá trị lực tác dụng lên bộ truyền

Điểm đặt lực trùng với điểm đặt của vận tốc dài tức thời của vòng trung bình tại vị trí ăn khớp Lực pháp tuyên năm trong mặt phăng pháp tuyên và được phân tích thành ba thành phân lực:

Trang 35

Trong đó:

Ù; chiều rộng vành răng bánh bị dẫn (mm)

đa =1 đường kính vòng lăn bánh dẫn (mm)

1 monent xoắn trên bánh dẫn (Nmm)

Kup “LS | hệ số tập trung tải trọng theo chiều rộng vành răng (tính theo độ bền

tiệp xúc) tra bảng 6.7 trang 98 tai liéu [2]

Kg =1.095 | hệ số phân bồ tải trọng giữa các răng (tính theo độ bèn tiếp xúc) tra

bang 6.11 trang 241 tài liệu [1] (Kết hợp nội suy)

Km hệ số tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp

Oy =0.002 hệ số ảnh hưởng của sai số ăn khớp, tra bảng 6.8 trang 240 tài liệu [1]

8, =56 | ảnh hưởng của các sai lệch các bước răng bánh | va banh 2, tra bang

6.10 tai liéu [1]

V- van tốc vòng bánh răng

K„=l+ v,b,d,, ~14 8.8332 x40 36.8852 —1 1338 2TK,gKp„ 2 x28764.9811xI.32 x1.2822 Với:

Kopp 132 | hệ số tập trung tải trọng theo chiều rộng vành răng (tính theo độ bền

uốn) tra bảng 6.4 tài liệu [1]

Kp, =1.2822 | hệ số phân bồ tải trọng giữa các răng (tính theo độ bền uốn) tra

bang 6.14 trang 107 tài liệu [2] (kết hợp nội suy)

ø Tính toán kiểm nghiệm giá trị ứng suất tiếp xúc

Trang 36

Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:

Z —2T4Q'4 _) _ hệ số ảnh hưởng đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp, trị số

duoc tra bang 6.5 trang 96 tai liéu [2]

Za hệ số ảnh hưởng đến hình dạng bề mặt tiếp xúc:

Oh, =Apy = acta]

Bo góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở:

Trang 37

h Tính toán kiểm nghiệm giá trị ứng suất tiếp xúc

Ứng suất tiếp xúc cho phép theo:

SH ~ hé số an toàn cé gia tri theo bang 6.2 trang 92 tai liéu [2]

Kuz ~ hệ số tuổi tho

ZR hé sé xét dén anh hưởng của độ nhám bẻ mặt

R, =1.25+2.5 (um) gy Za =0.99

4, hệ số ảnh hưởng vận tốc vong: Khi #8 $350 thi

Z, =0.85v°! =0.85 x5.6143"" =1.01

Ấ¡ hệ số xét đến điều kiện bôi trơn, thông thường chọn “: =!

Kun hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răng:

K,, = 105- 4 = 10s- 168832 ~1 9229

Từ ứng suất tiếp xúc cho phép tìm được ta có:

ơ, =478 (MPa)< |ơ„, | =495.3777 (MPa)

Vậy điều kiện tiếp xúc được thỏa Tuy nhiên, bộ truyền này dư bền, điều này dẫn đến việc tăng chi phí không cân thiết

Trang 38

¡ Tính toán kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Đối với bộ truyền bôi trơn không tốt (bộ truyền đề hở) ta tính theo độ bền mỏi uốn dé tránh gãy răng Đê đảm bảo độ bên mỏi uôn cho răng, ứng suât uôn sinh ra tại chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép

ơ — HOARE oO _OnY es

b,d,m : Ỳ; 1 Trong đó:

T, =28764.9811 (Nom) _ momen xoắn trên bánh chủ động

5 - hệ sô kê đên độ nghiêng của bánh răng: 140 140

Yea Yee - hệ số dang rang cua banh I và bánh 2:

Trang 39

Ta cor 21 < (0p 1] =257.14 (MPa), 0, <lo, 2] =241.71 (MPa)

K,, XY, XY, XY, xK,.„

_ 0 [o¢ ] =p tin, X 5 Ứng suất uốn cho phép:

K¿- _ hệ số xét đến ảnh hưởng khi quay hai chiều đến độ bền mỏi

Keo = hi quay | chiều

Trang 40

K,,,xY,„ XY, XY, XK ee -423x 1x1x1.041.03x1 _ 258.9243 (MPa)

Ứng suất uốn tính toán:

Ta eb: OF 1 “1558.3624 (MPa) < [ơ, ¡| =275.45 (MPa)

Vậy độ bền uốn được thỏa

j Tính toán kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải

Giới hạn chảy của Thép 40CT tôi cải thiện tra bảng 6 Ì trang 92 tài liệu [2]:

Tiêu đề	Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải
Tác giả	Ngô Chí Dũng
Người hướng dẫn	PGS.TS. Vũ Công Hòa
Trường học	Trường Đại học Bách khoa, Đại học Quốc gia Thành phố Hồ Chí Minh
Chuyên ngành	Cơ Kỹ Thuật
Thể loại	Đồ án môn học
Năm xuất bản	2023
Thành phố	Thành phố Hồ Chí Minh

Định dạng
Số trang	112
Dung lượng	8,36 MB