Đồ án cơ sở thiết kế máy

`I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN1.1 Chọn động cơ - Công suất làm việc trên trục tang quay trục máy công tác Theo công thức 2.11 Tập 1 TTTKHDDCK trang 20 P lv=F... PHẦN II: TÍNH

`I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

1.1 Chọn động cơ

- Công suất làm việc trên trục tang quay (trục máy công tác)

Theo công thức 2.11 Tập 1 TTTKHDDCK trang 20

P lv=F V

1000=

8250 0,35

1000 =2,88 KwTrong đó:

F=8250 Lực kéo băng tải

V=0,35 m/s Vận tốc băng tải

- Công suất tương đương

P t đ=P lv β

β: hệ số xét đến sự thay đổi tải trọng không đều

Theo công thức 2.14 Tập 1 “Tính toán hệ dẫn động cơ khí” (TTHĐCK) trang 20

P t đ=P lv β =2,88.0,77=2,22 Kw

- Công suất cần thiết trên trục động cơ

Theo công thức 2.8 Tập 1 TTTKHDĐCK trang 20

P ct=P t đ

η

η: hiệu suất truyền động

Theo công thức 2.9 Tập 1 TTTKHDĐCK trang 20

η1, η 2 , η 3,…là hiệu suất của các bộ truyền

Theo đề bài thì:

η=η ol3.η br η x η d.η k

Tra bảng 2.3 tài liệu [I]

η ol=0,99 hiệu suất một cặp ổ lăn

η br=0,97 hiệu suất một cặp bánh răng

η x=0,92 hiệu suất bộ truyền xích

η d=0,95 hiệu suất bộ truyền đai

η k=1 hiệu suất khớp nối

- Số vòng quay trên trục tang quay ( trục máy công tác )

Theo công thức 2.16 Tập 1 TTTKHDDCK trang 20

n lv=60000.V

πDD =

60000.0,353,14.200 =33,44 (

v

p h)

Trong đó:

V=0,35 m/s vận tốc băng tải

D=200 mm đường kính trục tang quay

- u t tỉ số truyền toàn bộ của hệ dẫn động

Theo công thức 2.15 Tập 1 TTTKHDDCK trang 21

- Số vòng quay sơ bộ của động cơ

Theo công thức 2.18 Tập 1 TTTKHDDCK trang 21

Vận tốc quay n(v/ph)

n đ c=1420 số vòng quay của động cơ đã chọn v/ph

n lv=33,44 số vòng quay của trục tang quay (trục máy công tác ) v/ph

- Phân tỉ số truyền của hệ dẫn động cho các bộ truyền

1.3 Tính số vòng quay trên các trục

Trục động cơ

n đ c=1420 (v/ph)

Trục I

1.4 Tính công suất trên các trục

Công suất trên trục công tác

P I= P II

η ol η br=

2,410,97=2,53 kwTrục động cơ

P đ c=P I

η d=

2,53

0,95=2,66 kw

1.5 Tính momen xoắn trên các trục

Theo công thức sau Tập 1 TTTKHDDCK trang 49

PHẦN II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI

2.1 Tính toán thiết kế bộ truyền đai thang

Vì P>2 KW nên chọn bộ truyền đai thang

2.1.1 Chọn lọai đai và tiết diện đai

- Các thông số của động cơ và tỉ số truyền của bộ đai

Đườngkình bánhđai nhỏ

d1

(mm)

Chiều dàigiới hạn l(mm)

Hình vẽ dưới đây thể hiện kích thước mặt cắt ngang của dây đai

13 11

400

2.1.2 Xác định các thông số của bộ truyền đai

a-Tính đường kính bánh đai

Dựa vào bảng 4.13 tập I ta thấy rằng d1 thuộc trong khoảng (100-200)

Theo dãy tiêu chuẩn bảng 4.21 trang 63 tài liệu [I] chọn theo tiêu chuẩn d2=450 mm

- Chọn ε=0,02 đối với đai thang ( hệ số trượt trang 53 sách tập I)

d-Chiều dài đai sơ bộ l

Theo công thức 4.4 tài liệu [I] trang 54

Theo dãy tiêu chuẩn bảng 4.13 tài liệu [I] trang 59 chọn l = 1800mm

f- Xác định khoảng cách trục

Từ chiều dài đai tiêu chuẩn cần tính chính xác khoảng cách trục a theo công thức 4.6tài liệu [I] trang 54

0,55(d1+d2)+h ≤ a ≤2 (d1+d2)

0,55(d1+d2)+h=0,55 (160+450 )+8=343,5 mm

2(d1+d2)=2 (160+450)=1220 mm

¿>¿a = 394,50 mm thỏa mãn điều kiện

h- Góc ôm α1 xác định theo công thức 4.7 tài liệu [I] trang 54với điều kiện

Góc α1=1380>1200 thỏa mãn điều kiện

i- Đường kính ngoài của bánh đai tính theo công thức 4.18 tài liệu [I]

z= P1k đ

[P0]c α c l c u c z

Trong đó:

- P1=3 kwcông suất trên bánh đai chủ động

- Tra bảng 4.19 tài liệu [I] trang 62

[P0]=2,34 kw công suất cho phép

- Tra bảng 4.7 tài liệu [I] trang 55

k đ=1,1 hệ số tải trọng động

- Tra bảng 4.15 tài liệu [I] trang 61

c α= 1-0,0025(180-α1)=1-0,0025(180-138)=0,895

hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm α1

- Tra bảng 4.16 tài liệu [I] trang 61

Ta có

1800

1,051700

o

l

c l=1hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai

- Tra bảng 4.17 tài liệu [I] trang 6

Do u=3 nên ta có

c u=1,14 hệ số kể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền

- Tra bảng 4.18 tài liệu [I] trang 61

 

1, 282,34

trọng cho các dây đai

z= P1k đ

[P0]c α c l c u c z=

3.1,12,34.0,895 1 1,14 1=1,38 đ ai

2.1.4 Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục

- Lực căng ban đầu được xác định theo công thức 4.19 tài liệu [I]

F0=780 P1k đ

v c α z +F v

Trong đó:

F v lực căng do ly tâm sinh ra

Theo công thức 4.20 tài liệu [I]

Vậy lực căng ban đầu

F0=780 P1k đ

v c α z +F v= 780.3 1,1

11,89.0,895 2+14,84=135,64 NLực tác dụng lên trục tính theo công thức 4.21 tài liệu [I]

B t

Đường kính ngoài của banh đai nhỏ da1 (mm) 166,6

Đường kính ngoài của banh đai lớn da2 (mm) 456,6

- Do bộ truyền không lớn nên ta chọn loại xích này

2.2.2 Xác định các thông số của bộ truyền xích

Điều kiện đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mòn của bộ truyền xích

Theo công thức 5.3 tài liệu [I]

P t=P k k z k n ≤[P]

Trog đó:

P tcông suất tính toán kw

P công suất cần thiết kw

−k o hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền

−k bt hệ số kể đến ảnh hưởng bôi trơn

k bt=1,3 môi trường làm việc có bụi

Theo bảng 5.5 tài liệu [I] n01=200 v / p h chọn bộ truyền xích 1 dãy

có bước xích p = 25,4 thỏa mãn điều kiện bền mỏi

2 +

(81−23)2.25,4

4 3,142.1016 ¿134,13Lấy số mắt xích chẵn: x=134

Tính lại khoảng cách trục theo công thức 5.13 tài liệu [I]

Trong đó : [i] số lần va đập cho phép trong 1 giây

Tra bảng 5.9 tài liệu [I] vì bước xích p= 25,4 mm nên ta chọn được [i] =30 lần va đập

F v lực căng do lực ly tâm gây ra N

F v=q v2

q là khối lượng một m xích (m là dãy xích ở đây m = 1)

tra bảng 5.2 tài liệu [I] q = 2,6 kg

vậy Fv=2,6 1,142=3,37 N

F o lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra N

Theo công thức 5.16 tài liệu [I]

Suy ra

k đ F t+F o+F v=

567001.2131,5+56,11+3,37=25,87>[s] = 8,2

d f 2=d2−2 r =655−2.8,03=638,94 mm

c h ọ n d f 2=639 mm

Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích

Theo công thức 5.18 tài liệu [I]

σ =0,47√k r(F t k đ+F vđ)E

A k d

≤[σ H]

Trong đó:

[σ H] ứng suất tiếp xúc cho phép MPa ( Tra bảng 5.11)

Chọn vật liệu làm bánh răng là thép 45 tôi cải thiện độ cứng HB 170

[σ H]=600 MPa

F t lực vòng N

F t=2114,03 N

F v đ lực va đập trên m dãy xích (ở đây m=1)

Theo công thức 5.19 tài liệu [I]

E moodum đàn hồi MPa

E1.E2 moodun đàn hồi của vật liệu con lăn và đĩa xích

F2=F o+F vTrong thực tế tính toán có thể bỏ qua F v F o nên F1=F t

Vậy lực tác dụng lên trục được xác định theo công thức

F r=k x F t

Trong đó:

k x hệ số kể đến ảnh hưởng của trọng lượng xích( trang 88 sách tập I)

Khi bộ truyền nằm ngang hoặc nghiêng 1 góc lớn hơn 400

k x=1,05vì α=450

>400

F t=2596,5 N lực vòng trên đĩa xích

F r=k x F t=1,05.2114,03=2219,73 N

Bảng tổng hợp số liệu về bộ truyền xích.

Bước xích p 25,4 mm

Số mắt xích X 134Khoảng cách trục a 1011,23 mm

Số răng đĩa xích Z1

Z2

2381Vật liệu đĩa xích Thép 45 tôi cải thiện

Thép 45 tôi cải thiệnĐường kính vòng

Đường kính chânrăng đĩa xích

df1

df2

171 mm

639 mmLực tác dụng lên

trục

Fr 2238,075 N

Phần III-Thiết kế bộ truyền trong bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng 3.1.Chọn vật liệu:

Theo bảng 6.1 tài liệu [I] ta chọn như sau:

+ Bánh nhỏ: chọn vật liệu thép 45 tôi cải thiện có độ cứng, giới hạn bền, giới hạn bền chảy như sau:

Ta thấy rằng H1 H2 +(10…15) HB

3.2.Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép [σ H], ứng suất uấn cho phép [σ F]

Theo công thức 6.1a và 6.2a tài liệu [I] :

K xH hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng

Y R hệ số xét đến độ nhám mặt lượn chân răng

Y s hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất

σ Hlim ứng suất tiếp xúc cho phép

σ Flim ứng suất uốn cho phép

S H,S F hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn

Tra bảng 6.2 tài liệu [I] ta có;

Bánh lớn:

N HO 2=30 HHB 22.4 =30 2002,4=0,99 107

N FO số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn, đối với các loại thếp thì:

N FO=4.106

N HE , N FE số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương

Theo công thức 6.7 tài liệu (I)

N HE=60 c ∑ ( M i

M max)3 n i t i

Trong đó: M i ,n i , t i lần lượt là mômen xoắn, số vòng quay và tổng số giờ làm việc ở chế

độ I của bánh răng đang xét

Vì N FE 2=5,3.107

>N FO 2=4.106

nên N FE 2=N FO 2

Vậy K FL1=1, K FL2=1

Trong đó: M i ,n i , t i lần lượt là mômen xoắn, số vòng quay và tổng số giờ làm việc

Theo công thức 6.1a tài liệu [I] :

+ Ứng suất tiếp xúc cho phép

[σ H]=425,87 MPa

+ Ứng suất uốn cho phép

[σ F 1]=249 MPa

3.3.xác định thông số cơ bản của bộ truyền

Xác định sơ bộ khoảng cách trục a w, Theo công thức 6.15a tài liệu [I] :

T1 momen xoắn trên trục bánh chủ động Nmm,T1=51081,40 Nmm

[σ H] ứng suất tiếp xúc cho phép, [σ H]=425,87 MPa

bw=a w ψ ba=125.0,4=50mm

3.4 Xác định các thông số ăn khớp.

- Xác định môđum theo công thức 6.17 tài liệu [I]:

m=(0,01 ÷ 0,02) a w=(0,01 ÷ 0,02).125=1,25 ÷2,5

Theo bảng 6.8 tài liệu [I]: chọn m = 2

- Xác định số răng z1, z2, góc nghiêng β hệ số dịch chỉnh x, theo công thức 6.18 tài liệu [I]:

cosβ = m(z1+z2)

2 a w =

2(24+ 96)2.107 =0,96

⟹ β=16,26 (thoả mãn điều kiện

β=8 … … 20 (đ ố i v ớ ir ă ng ng hi ê ng) trang103 t ậ p I¿

- Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc, theo công thức 6.33 tài liệu [I]:

ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc

Đối với bánh răng nhiêng không dịch chỉnh theo công thức bảng 6.11

α t w=α t=actg(cosβ tgα )=actg(tg 200,96)=20,76

Theo công thức 6.35 tài liệu [I], theo TCVN 1065_71 α=20( trang 104)

K H hệ số tải trọng khi tính toán tiếp xúc theo công thức 6.39 tài liệu [I],

dw 1=2 a w

u+1=

2.125

4 +1 =50Đường kính vòng lăn bánh răng to

K Hv hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, theo công thức 6.41 tài liệu [I],

K Hv=1+ v H b w d w 1

2 T1K Hβ k Hα

=1+ 1,01.50 502.51081,40 1,05 1,13=1,02

K H=K Hβ K Hα K Hv=1,13.1,05 1,02=1,21

σ H=z M z H z ε√2 T1K H (u+1)

b w u d w 12 =274.1,70 0,78 √2.51081,40 1,21 ( 4+1)

50.4 50 50 =403,95Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép

- Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Đảm bảo độ bền uốn cho răng phải thỏa mãn điều kiện sau, theo công thức 6.43 tài liệu [I]:

Y F 1 ,Y F 2 hệ số dạng răng của bành 1 và bánh 2 phụ thuộc vào số răng tương đương và hệ

số dịch chỉnh,tra bảng 6.18 với:

z v 1= z1

cosβ3=

240,963=27,13

z v 2= z2

cosβ3=

960,963=108,51

Chọn bánh răng không dịch chỉnh

tra bảng 6.18 tài liệu [I] trang 109: Y F 1=3,39 ;YF 2=3,52

K F hệ số tải trọng khi tính toán uốn, K F=K Fβ K Fα K Fv

Với K Fβ hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính

về uốn, tra bảng 6.7 tài liệu [I]: K Fβ=1,11

K Fα hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp tính

về uốn, với v = 1,24 cấp chính xác 9 tra bảng 6.14 tài liệu [I]: K Fα=1,37

K Fv hệ số kể đến tait trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn, theo công thức 6.46 tài liệu [I]:

Vậy

K Fv=1+ v F b w d w 1

2 T1K Fβ k Fα=1+

2,59.50 502.51081,40 1,1.1,37=1,03theo công thức 6.45 tài liệu [I]:

K F=K Fβ K Fα K Fv=1,1.1,37 1,03=1,55

Thay các giá trị vừa tính được vào công thức 6.43 tài liệu [I]:

σ F 1=2 T1K F Y ε Y β Y F 1

d w 1 b w m =

2.51081,40.1,55 0,61 0,88.3,39

50.50 2 =57,63 MPaThay các giá trị vừa tính được vào công thức 6.44 tài liệu [I]:

σ F 2=σ F 1 Y F 2

Y F 1 =

57,63.3,523,39 =59,84 MPaXác định chính xác ứng suất uốn cho phép

[σ F 1¿

]=[σ F 1].Y s Y R K XF

Y R=1 hệ số xét đến độ nhám của mặt lượn chân răng

Y s hệ số xét đến độ nhạy cảm của vật liệu đối với tập trung ứng suất

- Kiểm nghiệm răng về quá tải

Kiểm nghiệm răng quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại và ứng suất uốn cực đại theo công thức 6.48 tài liệu [I]:

σ Hmax=σ H √k qt=425,87√1,4=503,89 ≤[σ H]max=1624 MPa

theo công thức 6.48 tài liệu [I]:

σ F 1 max=σ F 1 k qt=57,63.1,4=80,682<[σ F 1]max=464 MPa

σ F 2 max=σ F 2 k qt=59,84.1,4=83,776<[σ F 2]max=360 MPa

Theo các công thức trong bảng 6.11 tài liệu [I], ta tính được:

- Đường kính vòng chia:

Bánh răng nhỏ: d =m z1

=2.24=50 mm

Bánh răng lớn: d2=m z2

cosβ=

2.960,96=200 mm

- Đường kính đỉnh răng:

y=aw/m - 0.5(z1 +z2)= 125/2 - 0,5.(24+96)=2,5

y hệ số dịch chỉnh tâm

ky=100y/(z1+ z2) = 100.2,5/(24+96)= 2,08

Tra bảng 16.10a ta được kx = 0,032

Trong đó kx, ky hệ số dung trong tính toán của bánh răng hiệu chỉnh

F t2

F t1

+

Thông số lực ăn khớp của bộ truyền bánh răng nghiêng:

-Lực tác dụng lên bánh răng nghiêng nhỏ

+Lực vòng:

Ft1= 1

1

.2