Bảng các thông số và kích thức bộ truyền cấp nhanh bánh răng trụ răng nghiêng:...14 2.5.. Bảng các thông số và kích thức bộ truyền cấp nhanh bánh răng trụ răng thẳng:...17 3.3.. LỜI MỞ Đ
TÍNH TOÁN CHỌN ĐỘNG CƠ
Dữ liệu thiết kế
- Đường kính tang D (mm): 300 mm
- Thời hạn phục vụ 5 năm
- Sai số cho phép về tỉ số truyền i = (2 ÷3)%
- Băng tải làm việc một chiều, Số ca làm việc là 2 ca, tải trọng thay đổi không đáng kể, mỗi năm làm việc 300 ngày.
Chọn động cơ
Công suất trên trục công tác của băng tải: × 𝐹
Hiệu suất chung của hệ thống truyền động: (Trang bảng 2.3 trang 19 sách trịnh chất) η𝐹ℎ= ηk.η𝐹𝐹 3.η𝐹𝐹 hη= 1.0,99 3 0,94.0,97= 0,87
Hiệu suất của các thành phần trong hệ thống truyền động rất quan trọng Cụ thể, hiệu suất của bộ truyền khớp nối đạt 1, trong khi hộp giảm tốc bánh răng trụ nghiêng có hiệu suất là 0,96 Ổ lăn cho thấy hiệu suất cao với giá trị 0,99, và bộ truyền bánh răng trụ răng hở có hiệu suất là 0,94 Những chỉ số này phản ánh hiệu quả hoạt động của từng bộ phận trong hệ thống.
Công suất cần thiết của động cơ:
Xác định số vòng quay sơ bộ :
Số vòng quay làm việc :
Với : V = 0.8 m/s là vận tốc băng tải
D = 300 mm là đường kính băng tải
Sơ bộ số vòng quay của động cơ
- Chọn tỉ số truyền sơ bộ: uch = u uh br = (3 ÷ 5).(3 ÷ 5) = (9÷ 25)
- Số vòng quay sơ bộ: nsb = uch N = (9lv ÷ 25).50,92 = (458 ÷ 1273) (Vg/ph)
=> Ta chọn n = 900 (Vg/ph) sb
1.2.2 Chọn động cơ và tính lại tỉ số truyền chung:
Theo điều kiện 𝐹𝐹𝐹 = 900 vòng/phút và 𝐹𝐹𝐹 = 6,4 (KW), dựa vào bảng phụ lục thiết kế dẫn động cơ khí (bảng P1.3/trang 237), có thể chọn được động cơ với các thông số kỹ thuật phù hợp.
Kiểu động cơ Công suất Kw
Yêu cầu chọn động cơ:
Pđc > P , 6,45 > 6,4=> động cơ thỏa mản điều kiện ct
1.3.Phân phối tỷ số truyền:
- Tính tỷ số truyền thực của hệ thống:
- Chọn tỷ số truyền hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng:
Tính hiệu suất bánh răng của hộp giảm tốc:
Số vòng quay trên các trục: n dc = 968 (v/p) n 1 = n = 968 (v/p) dc n 1 968 n 2 = = = 203 (v/p)
1.4 Công suất trên từng trục:
Momen xoắn trên các trục(N.mm)
Tính các thông số trên trục
Thông số Động cơ Trục I Trục II Trục công
Tỷ số truyền u Ukn=1 U = 4,75hs U = 4 br
Số vòng quay n, vòng/phút
Bảng 1.1: Thông số động cơ, tỷ số truyền và moment
CHƯƠNG 2: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN NGOÀI: (THIẾT KẾ BÁNH RĂNG THẲNG HỞ)
Do không có yêu cầu đặc biệt về tải trọng của hệ thống, chúng ta sẽ chọn vật liệu cho bánh răng dựa trên chế độ tải trọng trung bình Công suất hộp giảm tốc không cao, vì vậy H1 sẽ lớn hơn hoặc bằng H2 cộng với khoảng (10÷15) HB.
Vật liệu Giới hạn bền b, MPa
Giới hạn bền ch, MPa Độ cứng HB
Bảng 3.1: Vật liệu độ cứng bánh răng
2.2 Xác định các lực và kiểm nghiệm bánh răng:
Xác định ứng suất cho phép theo công thức 6.33 trang 249, ta có:
: giới hạn mỏi tiếp xúc tương ứng với số chu kỳ cơ sở tra bảng , trang 249:
Bảng thông số của động cơ
Thông số Động cơ Trục I Trục II Trục công
Tỷ số truyền u Ukn=1 U = 4,75hs U = 4 br
Số vòng quay n, vòng/phút
Bảng 1.1: Thông số động cơ, tỷ số truyền và moment
TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN NGOÀI: (THIẾT KẾ BÁNH RĂNG THẲNG HỞ)
Chọn vật liệu
Do không có yêu cầu đặc biệt về tải trọng của hệ thống và công suất hộp giảm tốc không cao, chúng ta sẽ chọn vật liệu cho bánh răng dựa trên chế độ tải trọng trung bình Cụ thể, H1 phải lớn hơn hoặc bằng H2 cộng với khoảng từ 10 đến 15 HB.
Vật liệu Giới hạn bền b, MPa
Giới hạn bền ch, MPa Độ cứng HB
Bảng 3.1: Vật liệu độ cứng bánh răng
Xác định các lực và kiểm nghiệm bánh răng
Xác định ứng suất cho phép theo công thức 6.33 trang 249, ta có:
: giới hạn mỏi tiếp xúc tương ứng với số chu kỳ cơ sở tra bảng , trang 249:
Hệ số an toàn tiếp xúc bảng 6.13,Tr 249.
-Hệ số an toàn uốn:
+ni, ti, Ti là số vòng quay, thời gian làm việc tính bằng giờ và mômen xoắn trong chế độ làm việc thứ i.
+ Tmax là mômen xoắn lớn nhất trong các mômen xoắn Ti
Theo công thức 6.38 trang 251, ta có:
= 5 năm tuổi thọ tính bằng năm.
;; là hệ số sử dụng bộ truyền trong 1 năm và 1 ngày.
= 566 ( Chu kì) số kỳ làm việc cơ sở trang 249.
(phụ thuộc vào độ rắn bề mặt tùy vào phương pháp nhiệt luyện cho trong bảng 6.13)
- bậc đường cong mỏi, có giá trị bằng 6
Sơ bộ xác định ứng suất tiếp xúc trang 249. Ứng suất tiếp xúc cho phép: Ứng suất uốn cho phép:
- Ứng suất uốn được tính theo công thức 6.47 trang 253:
Giới hạn mỏi uốn 𝐹𝐹𝐹𝐹𝐹𝐹 được xác định dựa trên số chu kỳ cơ sở, phụ thuộc vào độ rắn bề mặt và phương pháp nhiệt luyện Thông tin chi tiết có thể tra cứu trong bảng 6.13, trang 249.
+ S = 1,5 ÷ 2,2 𝐹 là hệ số an toàn trung bình, tra theo bảng 6.13: S = 1,75 F
+ K là hệ số xét đến ảnh hưởng khi quay hai chiều đến độ bền mỏi, chọn K = 1 (quay 1 FC FC chiều)
+ K là hệ số tuổi thọ, được xác định theo công thức: trang 253 FL
• mF là số mũ; Khi độ rắn của răng H ≤ 350HB và đối với bánh răng được mài mặt lượn chân răng thì m = 6, khi đó 2 ≥ K F FL ≥ 1
• NFO là số chu kỳ cơ sở, thông thường lấy N = 5.10 đối với tất cả các loại thép.FO 6
• NFE là số chu kỳ làm việc tương đương
Khi làm việc với chế độ tải trọng thay đổi nhiều bậc N theo chỉ số mũ m của đường congFE F mỏi, có thể tính theo công thức 6.49, Trang 254 như sau:
Tính toán bộ truyền bánh răng nghiêng:
Tính theo độ bền tiếp xúc [[[[[[[[[[[[[[[𝐹] = 482,73 )(((((((((((((( (
Chọn hệ số chiều rộng vành răng 𝐹𝐹𝐹 theo tiêu chuẩn
-𝐹𝐹𝐹 là hệ số chiều rộng vành răng 𝐹𝐹𝐹 được chọn theo bảng 6.6, trang 97 [3]: do bánh răng nằm đối xứng các ổ trục nên 𝐹𝐹𝐹 = 0,3 ÷ 0.5, chọn 𝐹𝐹𝐹 = 0,3
𝐹𝐹𝐹 = 1,07 Hệ số tập trung tải trọng 𝐹 = 1,19 𝐹𝐹
K a = 43 (Chọn theo bảng 6.5 [TL1] đối với răng nghiêng)
Khoảng cách trục được tính theo công thức 6.15a, trang 96 do là bánh răng trụ răng nghiêng:
Tra bảng 6.5, trang 96 , ta có K = 43 vì bánh răng nghiêng a
Theo tiêu chuẩn chọn a = 315 (mm) w
Môđun m được tính theo công thức 6.68a, trang 260 m (0,01÷ 0,02)))))))))))))) ) 𝐹1 = (0,01÷ 0,02).311 = (3,11 ÷
Tính số răng
Chọn 𝐹1 = 28 răng - Số răng bánh Lớn:
Tính lại tỉ số truyền
Xác định cách kích thước của bộ truyền:
- Các công thức xác định các kích thước của bộ truyền theo bảng
• Đường kính vòng chân răng
- Góc profin gốc Theo TCVN 1065-71
Tính vận tốc và chọn cấp chính xác:
Vận tốc bánh răng được tính theo công thức:
Tra bảng 6.3, trang 106, bánh răng trụ thẳng chọn v ≤ 5 m/s, chọn cấp chính xác 8
Với cấp chính xác động học là 8 chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8 cần gia → → công đạt độ nhám :
Với đường kính d < 700 mm, hệ số xét đến ảnh hưởng kích thước bánh răng K = 1a xH
Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của bánh răng là quá trình quan trọng nhằm đảm bảo ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng của bộ truyền đáp ứng các yêu cầu kỹ thuật Theo công thức 6.33, được trình bày trên trang 105, cần phải xác định các điều kiện cần thiết để đảm bảo tuổi thọ và hiệu suất hoạt động của bánh răng.
Hệ số ZM là yếu tố phản ánh tính chất vật liệu của các bánh răng ăn khớp, với cả hai cặp vật liệu đều được làm từ thép Theo bảng 6.5, trang 96 [1], giá trị Z được xác định là 274 MPa Dựa vào công thức 6.34 trên trang 105 [1], chúng ta có thể tính toán giá trị M.
- 𝐹𝐹 là hệ số kể đến tổng chiều dài răng tiếp xúc ( công thức 6.36a, trang 105)
- Xét cơ tính vật liệu:
Hệ số ZM là yếu tố quan trọng trong thiết kế bánh răng, phản ánh tính chất vật liệu của các bánh răng ăn khớp, đặc biệt khi cả hai cặp vật liệu đều được làm bằng thép Theo bảng 6.5, trang 96 [1], giá trị Z được xác định là 274 MPa M.
� �� là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng tra bảng 6.7, trang 98 [1]: 𝐹𝐹𝐹 = � 𝐹 = 1,07 Ứng suất tiếp xúc cho phép:
2.4.Bảng các thông số và kích thước bộ truyền cấp nhanh bánh răng trụ răng nghiêng:
Chiều rộng vành răng b = 94,5, b = 98,5 mm w1 w2
Số răng bánh răng Z = 28 răng 1
X2 = 0 Đường kính vòng chia d = 112 mm 1 d2 = 520 mm Đường kính đỉnh răng d = 120 mm a1 da2 = 528 mm Đường kính chân răng d = 102 mm f1 df2 = 510 mm Bảng: Thông số bánh răng
2.5 Vẽ bánh răng trụ nghiêng bằng inventor:
Hình chiếu bằng cạnh của bánh răng:
Vẽ bánh răng trụ nghiêng bằng inventor
Hình chiếu bằng cạnh của bánh răng:
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI CẤP CHẬM
Vẽ bánh răng trụ thẳng bằng inventor
Đồ án môn học Thiết kế Chi tiết máy
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC, KHỚP NỐI, CHỌN THEN VÀ Ổ LĂN
Tính toán thiết kế trục 2
Chọn Đường kính sơ bộ các đoạn trục:
- Tại vị trí bánh răng 𝐹0 = 55 , 0 = 25
- Chiều dài mayo của bánh răng trục II:
- Tại vị trí ổ lăn d = 45 mm
- Chiều dài mayo của bánh răng 2:
Khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực:
Theo [3] ta chọn: AD = 90 mm, AC = CB ` mm Phân tích các lực tác dụng :
Trang 44 Đồ án môn học Thiết kế Chi tiết máy
Tại vị trí bánh răng: 𝐹 =DX 𝐹𝐹𝐹𝐹 30 = 864,65 30 = 748,8
𝐹𝐹𝐹 = 𝐹𝐹𝐹𝐹 30 = 864,65 30 = 432,32 Các kích thước liên quan đến chiều dài trục: k1= 15 : ℎả á ặ ú ủ ℎ ế ế àộℎặ ữ á ℎả á ặ ú ủ ℎ ế ế àℎ ừ đ ℎ ℎ ℎ ộ ℎặ ữ á chi tiết quay
𝐹2 = 10 : ℎả á ặ úế à ủộℎả á ặ úế à ủộℎả á ặ úế à ủộℎả á ặ úℎả á ặ úế à ủộℎả á ặ úế à ủộℎả á ặ úế à ủộℎả á ặ úế à ủộℎả á ặ úế à ủộℎả á ặ úế à ủộℎả á ặ úế à ủộℎả á ặ úế à ủộℎả á ặ úế à ủộℎả á ặ úế à ủộℎả á ặ úế à ủộℎ ừ ổ đ ℎ ℎế à ủ ộ ℎ 𝐹3 = 15 : ℎả á ặ úℎả á ặ úℎả á ặ úℎả á ặ úℎả á ặ úℎả á ặ úℎả á ặ úℎả á ặ úℎả á ặ úℎả á ặ úℎả á ặ úℎả á ặ úℎả á ặ úℎả á ặ úℎả á ặ úℎ ừ đ ổ
Tính phản lực tại các gối tựa:
𝐹 =𝐹𝐹 𝐹𝐹 + 𝐹𝐹 − 𝐹2 = 812,398 + 902,94 − 587,30 = 1128,038 Đồ án môn học Thiết kế Chi tiết máy
Trang 46 Đồ án môn học Thiết kế Chi tiết máy Đồ án môn học Thiết kế Chi tiết máy
Trang 48 Đồ án môn học Thiết kế Chi tiết máy Đồ án môn học Thiết kế Chi tiết máy
Trang 50 Đồ án môn học Thiết kế Chi tiết máy Đồ án môn học Thiết kế Chi tiết máy
Trang 52 Đồ án môn học Thiết kế Chi tiết máy Đồ án môn học Thiết kế Chi tiết máy
Kiểm nghiệm điều kiện bền dập và bền cắt đối với then bằng:
Với các tiết diện trục dùng mối ghép then cần tiến hành kiểm nghiệm mối ghép và độ bền dập và độ bền cắt theo công thức sau:
Trong đó [[[[[[[[[[[[[[[𝐹 ứ ấ ậ ℎ é ả ứ ấ ậ ℎ é ả ứ ấ ậ ℎ é ả ứ ấ ậ ℎ é ả ứ ấ ậ ℎ é ả ứ ấ ậ ℎ é ả ứ ấ ậ ℎ é ả ứ ấ ậ ℎ é ả ứ ấ ậ ℎ é ả ứ ấ ậ ℎ é ả ứ ấ ậ ℎ é ả ứ ấ ậ ℎ é ả] = 100 ứ ấ ậ ℎ é ả ứ ấ ậ ℎ é ả ứ ấ ậ ℎ é ảℎ 9.5 [1] và cho phép lớn hơn giá trị cho phép 5% và 𝐹𝐹 = 40 ÷ 60 là ứng suất cắt cho phép Bảng kiểm nghiệm then:
Trang 54 Đồ án môn học Thiết kế Chi tiết máy
Kiểm nghiệm theo hệ số an toàn:
- Vật liệu trục: thép C45, tôi cải thiện
Hệ số xét đến ảnh hưởng tập trung tải trọng: , 𝐹𝐹 𝐹𝐹
Tra bảng 10.8 [3] Ta có: 𝐹𝐹 = 2,05 ; 𝐹 = 1,9 Hệ số tăng bền bề mặt: Β = 1,7 tra bảng theo 10.4 tài liệu [3] ứng với trường hợp phun bi
- Hệ số xét đến ảnh hưởng của ứng suất trung bình:
Trong đó: W= 0,11111111111111 1 3 ; = 𝐹0 0,22222222222222 2 3 Khi trục đặc
Bảng kiểm nghiệm hệ số an toàn s:
Hệ số an toàn cho phép nằm trong khoảng 1.5 đến 2.5 Khi hệ số an toàn đạt từ 2.5 đến 3, không cần tiến hành kiểm nghiệm độ cứng Đây là nội dung quan trọng trong đồ án môn học Thiết kế Chi tiết máy.
𝐹, 𝐹 Là hệ số kích thước tra trong bảng 10.3 [3]
, Là hệ số an toàn xét riêng cho ứng suất uốn và ứng suất xoắn:
Khi đó hệ số an toàn cho trục là:
𝐹 ,𝐹 𝐹 Là biên độ của ứng suất tính theo:
Các then đều thỏa mãn điều kiện bền dập và bền cắt
Vậy điều kiện chốt được thỏa
Trang 56 Đồ án môn học Thiết kế Chi tiết máy
TÍNH TOÁN CHỌN Ổ
4.4.1 Trục 1: Đường kính võng trục: d = 25mm
Khi đó tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ B:
Ta có lực tác dụng dọc trục tại: 𝐹𝐹1 = 241,86 Là khá lớn so với 𝐹𝐹 ( ó 𝐹/////////////// 𝐹 241,86/271,04 = 0,89 > 0,3) => Ta chọn ổ bi đỡ chặn 1 dãy
Ta chọn loại cỡ đặc biệt nhẹ với C= 11800 N,𝐹0 = 629 à = 120 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 ֯ Ta có
𝐹 248,458 − 94,864 = 153,594 ê ℎ ảê ℎ ả Đồ án môn học Thiết kế Chi tiết máy
Ta chọn ổ theo ổ bên phải vì tải trọng tác dụng lớn hơn
Với: V = 1 ứng với vòng trong quay
Xin lỗi, nhưng nội dung bạn cung cấp không rõ ràng và có vẻ như bị lỗi Vui lòng cung cấp lại văn bản hoặc thông tin cụ thể hơn để tôi có thể giúp bạn viết lại thành một đoạn văn mạch lạc và tuân thủ các quy tắc SEO.
Tuổi thọ của ổ được xác định theo công thức (7.11) ( trang 118 của sách nguyên lý chi tiết máy)
Khả năng tải động tính toán:
Theo [1] ta tiến hành chọn ổ lăn theo
𝐹𝐹 Với C là giá trị tải trọng động của ổ tra trong phụ lục P2.8 [1]
Khi đótuổi thọ chính xác của ổ là:
Tuổi thọ ổ tính bằng giờ:
Kí hiệu ổ d (mm) D (mm) B (mm) r (mm) C, KN
36105 25 47 12 1 11,8 6,29 Đồ án môn học Thiết kế Chi tiết máy
Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ:
Chọn một trong hai giá trị lớn nhất
0 8 8 8 8 8 8 8 8 8 = 709,8 Ta chọn ổ bị dỡ một dãy
Vì 𝐹 >𝐹𝐹 𝐹𝐹 nên ta tính toán chọn ổ theo ổ A là ổ chịu lực lớn hơn
Với: V =1 ứng với vòng quay
𝐹𝐹= 1 hệ số xét đến ảnh hưởng nhiệt độ đến tuổi thọ ổ
𝐹𝐹 = 1 hệ số xét đến ảnh hưởng đặc tính tải trọng đến tuổi thọ ổ
Thời gian làm việc tính bằng triệu vòng quay: triệu vòng quay
Khả năng tải động tính toán:
Theo [1] ta tiến hành chọn ổ lăn theo 𝐹