thiết kế hệ thống dẫn động băng tải

... suất động a) Công suất làm việc trục băng tải: Plv==8,075(Kw) (TL1-CT2.11) b) Công suất tương đương trục băng tải = = (TL2-CT3.10) = =6,98 (KW) c) Hiệu suất toàn hệ thống dẫn động băng tải η=... cần thiết động điện; Pct= ==8,21 (KW) (TL2-CT3.11) e) Số vòng quay trục tang băng tải làm việc; nlv===36,3 (vòng/phút) V: vận tốc băng tải , D : đường kính băng tải , f) Số vòng quay sơ động. ..TÌM HIỂU HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI CHƯƠNG 1: XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN BỐ TỶ SỐ TRUYỀN…………………………………………………………………… I II III Chọn động ……………………………………………………… Phân

TRƯỜNG ĐẠI HỌC NÔNG LÂM TP.HCM KHOA CƠ KHÍ CÔNG NGHỆ ĐỒ ÁN CHI TIẾTMÁY ĐỀ TÀI : THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI. Trang 1 TÌM HIỂU HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI CHƯƠNG 1: XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN BỐ TỶ SỐ TRUYỀN…………………………………………………………………… 4 I. II. III. Chọn động cơ. ………………………………………………………. 4 Phân phối tỷ số truyền. ………………………………………………. 5 Xác định các thông số và lực tác dụng. ………………………………. 6 CHƯƠNG 2 : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY: I. II. Tính toán thiết kế bộ truyền đai thang………………………………… 8 Tính toán thiết kế bộ truyền trong hộp giảm tốc bánh răng hai căp côntrụ…………... ………………………………………………………. 12 A. Tính bộ truyền bánh răng côn răng thẳng…………………………… 14 B. Tính bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng…………………………….19 CHƯƠNG 3 : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC………………………………24 I. II. Sơ đồ lực tác dụng lên các bộ truyền và giá tri lực tác dụng. 1. Giá tri lực tác dụng. …………………………………………….25 2. Sơ đồ lực tác dụng lên các bộ truyền. …………………………. 27 3. Bản vẽ phác thảo hộp giảm tốc………………………………….28 Tính toán thiết kế trục….………………………………………………29 1. Thiết kế trục I ….………………………………………………..29 2. Thiết kế trục II….………………………………………………..35 3. Thiết kế trục III….……………………………………………….41 CHƯƠNG 4: CHỌN THEN….…………………………………………………46 I. Chọn then trên trục I…….…………………………………………………47 II. Chọn then trên trục II...….…………………………………………………48 III.Chọn then trên trục III.….………………………………….………………49 CHƯƠNG 5: CHỌN Ổ LĂN.………………………………….………………..53 I. II. III. Trục I………………..………………………………….……………….53 Trục II...……………..………………………………….……………….56 Trục III..……………..………………………………….……………….58 CHƯƠNG 6: NỐI TRỤC ĐÀN HỒI………………………….………………...61 CHƯƠNG 7: THIẾT KẾ VÕ HỘP………………………….…………………62 2 I. II. Võ Hộp Giảm Tốc……..………………………………….………………..62 Các chi tiết phụ…………..………………………………….…………...…65 CHƯƠNG 8: CHỌN DẦU BÔI TRƠN………………………….…………...…69 CHƯƠNG 9: BẢNG DUNG SAI LẮP GHÉP. ………………….…………...…69 TÀI LIỆU THAM KHẢO: 1. TRỊNH CHẤT –LÊ VĂN UYỂN.TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ (Tập 1 và 2). Nhà Xuất Bản Giáo Dục Việt Nam. (TL1). 2. NGUYỄN HỮU LỘC-CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY.Nhà Xuất Bản Đại Học Quốc Gia TP Hồ Chí Minh. (TL2) 3. TRẦN HỮU QUẾ-ĐẶNG VĂN CỪ-NGUYỄN VĂN TUẤN.VẼ KĨ THUẬT CƠ KHÍ.Nhà Xuất Bản Giáo Dục.(Tập 1 và Tập 2).(TL5)  Các trang web:  doantotnghiep.vn  thietkemay.com… CHƯƠNG 2: XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐÔNG CƠ 3 VÀ PHÂN BỐ TỶ SỐ TRUYỀN. I. Xác định công suất của động cơ. a) Công suất làm việc của trục băng tải: Plv==8,075(Kw). (TL1-CT2.11) b) Công suất tương đương của trục băng tải. = = (TL2-CT3.10) = =6,98 (KW) c) Hiệu suất toàn bộ hệ thống dẫn động băng tải. η= (TL1-CT2.11). TRA BẢNG 3.3 TL2 ta có: • = 0,96: Hiệu suất của bộ truyền đai (để hở). • =0,96: : Hiệu suất của bộ truyền bánh răng côn (che kín). • = 0,97: Hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ (che kín). • = 0,99: Hiệu suất của cặp ổ lăn. • = 0,99: Hiệu suất của khớp nối. Suy ra: η =0,96. 0,96.0,97.= 0,85. d) Công suất cần thiết của động cơ điện; Pct= ==8,21 (KW) (TL2-CT3.11) e) Số vòng quay trục tang băng tải khi làm việc; nlv===36,3 (vòng/phút) V: vận tốc băng tải , D : đường kính băng tải , f) Số vòng quay sơ bộ của động cơ. nsb= nlv.ut (TL1-CT2.18) • Ut : tỷ số truyền của toàn bộ hệ thống dẫn động. • mà Ut=Uh. Uđ Uh =8: tỷ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng côn- trụ. Uđ =3,25: tỷ số truyền của bộ truyền đai. Tra bảng 2.4 TL1 ta được :Uh= 8, Uđ= 3,25 Suy ra : nsb =36,3.8.3,25=943,8(vòng/phút) Chọn động cơ thỏa điều kiện: 4 Dựa vào bảng P1.3[TL1] ta chọn động cơ : 4A160S6Y3 có công suất Pđc=11 (KW) và số vòng quay đồng bộ nđb=1000 (vòng/phút). Thông số kĩ thuật của động cơ : 4A160S6Y3 (bảng P1.3TL1) Kiểu động cơ 4A160S6Y3 II. Công suất Vận tốc quay KW Vòng/phút 11 970 η% cosφ 0,86 Phân phối tỉ số truyền của động cơ. Tỉ số truyền chung: uch= =26,72 Chọn uđ=3,25 ,ta có: 86 2,0 1,2 (TL1-CT3.23)với uch=uđ.uh Uh=8,22 mà: uh=u1.u2 (u1,u2 là tỉ số truyền của cấp nhanh (bánh răng côn) và cấp chậm (bánh răng trụ). - Đối với hợp giảm tốc bánh răng côn trụ 2 cấp ta chọn: Kbe=0,3, Ψbd2=1,2, [K01]=[K02], Ck=1,1. λk ===12,9 λk. Ck3 =12,9.1,13=17,1. Theo hình 3.21-TL1với Uh=8,22: tìm được u1=2,7 suy ra u2 ==3,04. Ta tính lại uđ===3,25. III. Xác định các thông số và lực tác dụng: a) Số vòng quay trên các trục nđc=970(vòng/phút) ( CT Trang49-TL1) Số vòng quay trên trục I: nI = = 298 (vòng/phút). Số vòng quay trên trục II: nII = = = 110 (vòng/phút). Số vòng quay trên trục III: nIII = = = 36 (vòng/phút). 5 a) Công suất trên các trục. ( CT Trang49-TL1) =6,98 (KW) Công suất trên trục III: Công suất trên trục II: Công suất trên trục I: PIII = = =7,12 (kW) PII = = = 7,41 (kW) PI = = = 7,8 (kW) Công suất trên trục Động cơ: Pđc = = =8,21 (kW ) TRA BẢNG 3.3 TL2 ta có:= 0,96,=0,96,= 0,97,= 0,99, = 0,99. b) Momen xoắn trên các trục. T = 9,55.N.MM) , =1,2,3. - Ti: Mômen xoắn trên các trục. - Pi: công suất trên các trục. - ni: Số vòng trên các trục.  Trục động cơ: Tđc =9,55.=9,55.=108298,97 (N.mm).  Trục I: TI = 9,55.=9,55.=249966,44(N.mm).  Trục II: TII = 9,55.=9,55.=643322,73 (N.mm).  Trục III: TIII = 9,55.=9,55.=1888777,78 (N.mm).  Trục công tác : Tct=9,55.9,55.=1836336,09 (N.mm). Từ những kết quả tính toán trên ta có bảng thông số sau: Trục Động cơ Trục I Trục II Trục III Công suất (kW) 8,21 7,8 7,41 7,12 6,98 Số vòng quay 970 298 110 36 36 Thông số 6 Trục công tác (vòng/phút) Tỉ số truyền Momen xoắn (N.mm) 3,25 108298,9 7 2,7 249966,4 4 3,04 643322,7 3 1 1888777,78 1836336,09 CHƯƠNG 2 : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY. I. Tính toán thiết kế bộ truyền đai thang. 1. Chọn loại đai và tiết diện đai: =8,21(kW),=970(vòng/phút),= 3,25. Theo hình 4.22-TL2 với công suất =8,21(kW) và số vòng quay=970 (vòng/phút) ta chọn đai loại B. Ta chọn loại đai B với := 14mm; = 17mm; h=10,5mm; =4mm; A = 138,= 140-280mm. 2. Thông số của bộ truyền đai: a) Đường kính bánh đai nhỏ: = 1,2= 1,2.140 = 168mm ( bảng 4.3-TL2) () Ta chọn đường kính tiêu chuẩn : = 180 mm (Theo bảng 4.13 TL1) b) Vận tốc của đai: = = = 9,14(m/s) Vận tốc đai nhỏ hơn vận tốc cho phép: =25 (m/s) c) Đường kính bánh đai lớn: = .(1 –) =3,25.180.(1- 0,01) = 579,15mm (TL1- CT4.2) với là hệ số trượt tương đối. () Ta chọn đường kính tiêu chuẩn =560mm (TL1-bảng 4.21) d) Tỉ số truyền thực tế của bộ truyền đai là: ut = = = 3,14. Sai lệch so với giá trị chọn trước là : ∆u= ( ut) / =(3,25-3,14)/3,14=3,38% Chọn độ rắn =285 MPa. - Bánh bị dẩn: Thép 45 tôi cải thiện, đạt độ rắn HB192÷240; = 750 MPa, =450 MPa=>Chọn độ rắn =240 MPa. 2. Xác định số chu kì làm việc cơ sở. =30= 30.=2,34. (chu kì) (CT6.5 TL1) =30= 30.=1,55. (chu kì) 10 = = 4. (chu kỳ) ; số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở đối với tất cả các loại thép. 3. Số chu kì làm việc tương đương xác định theo sơ đồ tải trọng thay đổi: = (CT6.7- TL1) =(chu kì).  = = =12,6. (chu kì) Theo công thức ta có: = (CT6.8 -TL1) ==24,9.(chu kì)  = = =9,2.(chu kì). Vì , , , nên ta có hệ số tuổi thọ: == = = 1. Trong đó : • , lần lược là mômen xoắn,số vòng quay, và tổng số giờ làm việc ở chế độ I của bánh răng côn. • c=1 là số lần ăn khớp của răng trong mỏi vòng quay của bánh răng. • =6 tra bảng 6.4TL1. 4. Chọn giới hạn mỏi tiếp xúc và mỏi uốn: Ta có := 2HB + 70 :giới hạn mỏi tiếp xúc. - = 1,8HB. giới hạn mỏi uốn. = 2 + 70 = 2.285 + 70 = 640MPa = 2 + 70 = 2.260 + 70 = 550MPa. = 1,8= 1,8.285 = 513MPa. = 1,8= 1,8.240 = 432MPa (Tra bảng 6.13- TL2). . 5. Ứng suất tiếp xúc cho phép. Ta có: = .(6.33 TL2). Với =1,1 tra bảng 6.2-TL1 = . =640.0,9. = 523,6MPa = . =550.0,9. = 450MPa Ta chọn = 450 MPa làm ứng suất cho phép khi tính toán. 6. Ứng suất uốn cho phép. Ta có: = . (CT6.2a TL1) 11 Với số an toàn bảng 6.13-TL2 = . = 513. = 293,1MPa = 1:hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải,vì quay một chiều. = . = 432. = 246,9MPa Ứng suất cho phép khi tính toán : A. Tính      - = =246,9MPa bộ truyền bánh răng côn răng thẳng: a) Chọn hệ số chiều rộng vành răng: Ψbe=0,285. Giả sử trục bánh răng côn nằm trên ổ bi đở chặn, sơ đồ I, HB me= de1/ Z1=135,88/35=3,88 Chọn me=4(mm) Tính lại tỉ số truyền U1=Z2/Z1=94/35=2,68 Sai lệch ∆u=[(2,7-2,68).100]/2.7= 0,74% nằm trong khoảng cho phép ( ZH=1,76.  CT 6.59a-TL1 Zϵ=/3 =/3=0,865 hệ số trùng khớp ngang (CT6.60-TL1) 1,754  KHβ. KHα.K Hv • Bánh răng côn răng thẳng => KHα=1. • KHβ=1,14: hệ số tải trọng tính. vH= δH.v.go. (CT6.64-TL1). =0,006.1,87.73. =10,52 Tra bảng 6.15 và 6.16- TL1 => δH=0,006, go=73 13  K Hv=1+ vH.b. =1+ 10,52.57,17.120,05/(2.249966,44.1,14.1)=0,127  1,14.1.0,127=0,145.  =ZM.ZH.Zϵ. =274.1,76.0,865. = 234,5 MPa  Ψbe.u1/(2- Ψbe)=0,285.2,68/(2-0,285)=0,445 tra bảng 6.21 TL1 => K Fβ=1,29. V F= δF.v.go. (CT6.64-TL1). =0,016.1,87.73. =28,04 m/s • Với δF=0,016 tra bảng 6.15-TL1, go=73 bảng 6.16-TL1, Bánh răng côn răng thẳng => KHα=1.  K Fv=1+ vF.b. = 1 +28,04.57,17.73.120,05/(2.24996,44.1,29.1) =0,298  KFβ. KFα.K Fv = 1,29.1.0,298=0,384 Với răng thẳng Y β=1, 1,754 số trùng khớp ngang (CT6.60-TL1)  Y ϵ=1/1,754=0.57 - zv1=Z1/cos δ1=35/cos20,46=37,36 - zv2=Z2/cos δ2=94/cos69,54=268,9 - X1 =0,03144, X2=-0,03144  Y F1=3,47 +13,2/ zv1 -27,9x1/ zv1 +0,092X12(CT6.60-TL1) =3,47 +13,2/37,36 14 =3,82  Y F2=3,47 +13,2/ zv2 -27,9x2/ zv2 +0,092X22=3,47 +13,2/268,9 =3,52  =2T1.K F .Y ϵ.Y β.Y F1/(0,85.b. mm.) 2.249966,44. 0,384.0,57.1. 3,82/(0,85.57,17.3,43.120,05) 20,89 (MPa)  =. Y F2/ Y F 20,89.3,52/3,82 19,25 MPa j) Kiểm nghiệm răng về quá tải: Kqt=Tmax/T=2 =.=234,5.=331,6 MPa < 450 MPa Theo CT6.49-TL1: = Kqt=20,89.2=41,78 MPa < = 293,1MPa = Kqt=19,25.2=38,5 MPa < = 246,9 MPa - Tính lại giá trị úng suất uốn tại chân răng theo CT6.118-TL2: = Y F1.Ft1. K F/(0,85.b. mm)= 3,82. 4164,37. 0,384/(0,85.57,17.3,43) 36,65 MPa Chọn độ rắn =285 MPa. Bánh bị dẩn: Thép 40 tôi cải thiện, đạt độ rắn HB192÷240; = 750 MPa, =450 MPa=>Chọn độ rắn =240 MPa. = 523,6 MPa , = 450MPa =0,45.(+)=0,45.( 523,6+450)=438,12 MPa. =450 MPa. Nên ta chọn 450 MPa. Tính khoảng cách trục : ( CT6.90-TL2) = =245,48 mm Với : = 43MPa1/3 hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng răng nghiêng, Tra bảng 6.5-TK1 . - Theo bảng 6.7TL1 => =1,08 - T2=643322,73 Nmm - 450 MPa aw=250 mm. 3. Môđun răng m=(0,01÷0,02). aw =(0,01÷0,02).250=2,5÷5mm bảng 6.8 TL1 ta chọn m =4mm 4. Chọn số răng Theo điều kiện thì :8o20o 2. aw. cos20o / [m .(u2+1)] ≤2. aw. cos8o / [m.(u2+1)] 2. 250.. cos20o / [4 .(3,04+1)] ≤≤2. 250. Cos8o / [4 .(3,04+1)]  29,07≤≤30,63 17   5. - Ta chọn z1 =30 răng Z2=z1.u2=30.3,04=91,2 => chọn z2 =91 răng. Tính lại tỉ số truyền u2=z2/z1=91/30=3,03 Sai lệch ∆u=[(3,04-3,03).100]/3.04= 0,33% nên nằm tronh khoảng cho phép. Góc nghiêng răng: =14,7 o Thông số hình học của bánh răng trụ răng nghiêng: Đường kính vòng chia : - Đường kính vòng đỉnh : - Đường kính vòng đáy: - Bề rộng răng: chọn +5=105 mm. - Vận tốc vòng bánh răng:  Theo bảng 6.3.TL2 ta chọn cấp chính xác 9 với vgh=6m/s Chọn hệ số dịch chỉnh: X1=-X2=0 6. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: (CT6.33-TL1) Với : ZM=274Mpa1/3 theo bảng 6.5 TL1. 18 Theo bảng 6.12 TL1: X1+X2=0 => ZH=1,71. là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng. ϵα=[1,88-3,2(1/Z1+1/Z2 )].cosβ hệ số trùng khớp ngang (CT6.60-TL1) =[1,88-3,2(1/30+1/91 )].cos14,7 = 1,68 - là hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc. Theo CT 6.61-TL1 + =1,08( tính ở trên) - Đường kính vòng lăn bánh nhỏ dw1= (mm) Vận tốc vòng : V < 4m/s tra bảng 6.13-TL1 chọn cấp chính xác động học là 9  = 1,13, . - (CT6.23TL2) Với Tra bảng 6.15 và 6.16- TL1 => δH=0,006, go=82 - m/s 19 Thay số : = MPa < =438,12 MPa => điều kiện tiếp xúc được đảm bảo. 7. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn: (CT6.43-TL1) (CT6.44-TL1) - T2 =643322,73 Nmm mô men xoắn trên bánh chủ động. - Theo bảng 6.7TL1  Tra bảng 6.14 và 6.15 -TL1 cấp chính xác 9 => , - =100mm: chiều rộng vành răng,mm - 124,07 mm: đường kính vòng lăn bánh chủ động => Ta có - Số răng tương đương : Zv1 =Z1/cos3 =30/cos314,7 =33,15 Zv2 =Z2/cos3 =91/cos314,7 = 100,55 20 tra bảng 6.18TL1 ta có : = -x2 =0  Ứng suất uốn : với Zv1 = 33 ,Zv2 =100 và hệ số dịch chỉnh x1   độ bền uốn được thỏa mãn. 7. Kiểm nghiệm răng về quá tải Ta có hệ số quá tải : kqt=Tmax/T=2 Theo CT6.49[1]/108: Như vậy răng thỏa mãn điều kiện về quá tải. Thông số hình học Kế quả Khoảng cách trục aw = 250mm Môđun pháp m = 4 mm Chiều rộng vành răng bw2 = 100 mm bw1 =105 mm Tỉ số truyền u2 = 3,03 m/s β = 14,7 0 Góc nghiêng của răng Số răng bánh răng Z1 = 30 , Z2 = 91 Hệ số dịch chỉnh x1 = x2 = 0 Đường kính chia d1 = 124,07mm ; d2 = 376mm Đường kính đỉnh răng da1 = 132,06mm; da2 = 384mm Đường kính đáy răng df1 = 114,06mm; df2 = 366mm 21 CHƯƠNG III:Tính toán thiết kế trục Chọn vật liệu Chọn vật liệu chế tạo trục là thép C45 tôi cải thiện. • Tính sơ bộ đường kính trục Ta có : (CT10.9-TL1) - T là momen xoắn, Nmm, T1=249966,44Nmm, T2=643322,73Nmm, T3=1888777,78Nmm. - [τ] là ứng suất xoắn cho phép, Mpa [τ]=(15÷30) Chọn [τ] = 15 Mpa. - Trục 1: chọn d1= 45(mm) (mm) Tra bảng 10.2TL1, chiều rộng ổ lăn b01 = 25(mm) - Trục 2 : Chọn d2 = 60(mm) Tra bảng 10.2TL1 chọn chiều rộng ổ lăn b02 = 31(mm) 22 - Trục 3 : Chọn d3 = 90(mm) Tra bảng 10.2TL1 chọn b03 = 41(mm) • Khoảng cách giữa các gói đỡ và điểm đặt: - Chiều dài mayơ bánh đai : (CT10.10TL1) lm12 =(1,2…1,5).d1 =(1,2…1,5).45 =54…67,5(mm) Chọn lm12 = 60mm - Chiều dài mayơ bánh răng côn nhỏ: lm13=(1,2…1,4).d1 =(1,2…1,4).45=54…63(mm) Chọn lm13 = 55 mm - Chiều dài mayơ bánh răng côn lớn: l =(1,2…1,4).d =(1,2…1,4).60 =72…84 (mm) Chọn l = 75mm - Chiều dài mayơ bánh răng nghiêng nhỏ: lm22=(1,2…1,5).d2 = (1,2…1,5).60 = 72…90(mm) Chọn lm22 = 80mm - Chiều dài mayơ bánh răng nghiêng lớn: lm32 =(1,2…1,5).d3 = (1,2…1,5).90 = 108…135 (mm) Chọn lm32 = 120mm - Chiều rộng mayơ nửa khớp nối, đối với nói trục vòng đàn hồi : l = (1,4…2,5). d3= (1,4…2,5).90 =126…225 (mm) Chọn lm33 = 130mm. Tra bảng 10.3TL1 => k1 = 8 là ; k2 = 5, k3 =10, hn=15 • Khoảng cách giữa các điểm đặt lực và chiều dài các đoạn trục: Trục 1: Theo bảng 10.4 TL1 ta có: - l11 Chọn l11 = 120mm. - lc12 là khoảng cách côngsôn. mm 23 CT.10.14-TL1 hn = 15 mm là chiều cao nắp ổ và đầu bulông.  lc12 = 0,5(55+25)+ 15 +10=65mm  l12 = -lc12 = -65(mm) - l13 = l11 + k1 + k2 + lm13 +0,5(b01 – b13.cosδ1) với b13 = bw =57,17(mm) là chiều rộng vành răng côn => l13 = 120 +8 +5+ 55 + 0,5(25 – 57,17cos20,46) = 174mm Trục 2: - - Trục 3: I. -l32=0.5(lm32+b03)+20=0.5(120+41)+20=101mm l33=l31+lc33=220+110,5=331mm Giá trị các lực tác dụng lên bộ truyền đai  Giá trị các lực tác dụng lên bộ truyền đai = 3..sin(2) =3.621.Sin(/2) =1781,6N (CT 4.25.TL2)  Giá trị các lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng côn: (CT6.102÷6.104-TL2) - Lực vòng bánh dẫn: Ft1=2.T1/ dm1=2. 249966,44/120,05=4164,37 (N) - Lực hướng tâm bánh dẫn Fr1= Ft1. tgα.cos =4164,37.tg20.cos20,46=1420,09(N) - Lực dọc trục bánh dẫn:Fa1= Ft1. tgα.sin δ1=4164,37.tg20.sin20,46 24 =529,82 (N) Với bánh bị dẫn lực tác dụng có hướng ngược lại, do đó: Fa2= Fr1, Fr2= Fa1, Ft2= Ft1.  Giá trị các lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng: II. SƠ ĐỒ ĐẶT LỰC III. BẨN VẼ PHÁT THẢO 25 26 27 Tính toán thiết kế trục I 68 120 59 Z X Y Frd RBy 1 A Fr1 RCy 2 B 3 C 1 Ma1 z D y 3 2 121148,8 51984 31801 A B D Ft1 RCx 2 A Bi?u d? Mx (Nmm) C RBx 3 C B D z x 3 2 245712 A C B D 0 + Bi?u d? My (Nmm) 249966,44 28 Ø35H7/k6 Ø40k6 Ø40k6 Bi?u d? Mômen xo?n (Nmm) Ø35k6 I. Với: Frd=1781,6(N) Ft1=4164,4 (N) Fr1=1420,1(N) Fa1 =529,8(N) T1=249966,44 (N), Ma1=Fa1.dm1/2=31801(Nmm) - Trong mặt phẳng yz,PTCB mômen:  ∑=0  == 843,7N  ∑FkY = 0 =0 =1781,6 - 843,7 +1420,1=2358N Vẽ biểu đồ mômen với Mômen uốn tại các mặt cắt nguy hiểm:  Mặt cắt 1-1: Xét cân bằng bên trái: M1x=-.z1 , (0[...]... lăn bánh chủ động => Ta có - Số răng tương đương : Zv1 =Z1/cos3 =30/cos314,7 =33,15 Zv2 =Z2/cos3 =91/cos314,7 = 100,55 20 tra bảng 6.18TL1 ta có : = -x2 =0  Ứng suất uốn : với Zv1 = 33 ,Zv2 =100 và hệ số dịch chỉnh x1   độ bền uốn được thỏa mãn 7 Kiểm nghiệm răng về quá tải Ta có hệ số quá tải : kqt=Tmax/T=2 Theo CT6.49[1]/108: Như vậy răng thỏa mãn điều kiện về quá tải Thông số hình học Kế quả Khoảng... 6.3.TL2 ta chọn cấp chính xác 9 với vgh=6m/s Chọn hệ số dịch chỉnh: X1=-X2=0 6 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: (CT6.33-TL1) Với : ZM=274Mpa1/3 theo bảng 6.5 TL1 18 Theo bảng 6.12 TL1: X1+X2=0 => ZH=1,71 là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng ϵα=[1,88-3,2(1/Z1+1/Z2 )].cosβ hệ số trùng khớp ngang (CT6.60-TL1) =[1,88-3,2(1/30+1/91 )].cos14,7 = 1,68 - là hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc Theo CT 6.61-TL1... an toàn bảng 6.13-TL2 = = 513 = 293,1MPa = 1 :hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải, vì quay một chiều = = 432 = 246,9MPa Ứng suất cho phép khi tính toán : A Tính      - = =246,9MPa bộ truyền bánh răng côn răng thẳng: a) Chọn hệ số chiều rộng vành răng: Ψbe=0,285 Giả sử trục bánh răng côn nằm trên ổ bi đở chặn, sơ đồ I, HB ZH=1,76  CT 6.59a-TL1 Zϵ=/3 =/3=0,865 hệ số trùng khớp ngang (CT6.60-TL1) 1,754  KHβ KHα.K Hv • Bánh răng côn răng thẳng => KHα=1 • KHβ=1,14: hệ số tải trọng tính vH= δH.v.go (CT6.64-TL1) =0,006.1,87.73...  Giá trị các lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng côn: (CT6.102÷6.104-TL2) - Lực vòng bánh dẫn: Ft1=2.T1/ dm1=2 249966,44/120,05=4164,37 (N) - Lực hướng tâm bánh dẫn Fr1= Ft1 tgα.cos =4164,37.tg20.cos20,46=1420,09(N) - Lực dọc trục bánh dẫn: Fa1= Ft1 tgα.sin δ1=4164,37.tg20.sin20,46 24 =529,82 (N) Với bánh bị dẫn lực tác dụng có hướng ngược lại, do đó: Fa2= Fr1, Fr2= Fa1, Ft2= Ft1  Giá trị các lực... Kiểm nghiêm về độ bền mỏi Với là hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp tại tiết diện j hệ số an toàn xét riêng ứng suất tiếp tiếp tại tiết diện j Giới hạn mỏi uốn : Giới hạn mỏi xoắn: Ta có max = Trục quay=> u = min =- max => Trục làm việc 1 chiều => 31 => k , k :hệ số tập trung ứng suất thực tế ,bảng 10.12 TL1 vì có rãnh then, dao phay ngón ta có: k = 1,76; k = 1,54 hệ số ảnh hưởng kích thước trục,... răng,mm b1=57,17 Vận tốc vòng,m/s 1,87 B Thiết kế bộ truyền cấp chậm bánh răng trụ răng nghiêng T2=643322,73 Nmm P2= 7,41 kW 16 1 -  2 nII=110vòng/phút u2 =3,04 Chọn vật liệu: chọn vật liệu cấp chậm giống như đối với cấp nhanh, thép C45 tôi cải thiện: Chọn vật liệu nhóm I có độ rắn HB350 do hộp giảm tốc bánh răng côn-trụ hai cấp làm việc ở công suất trung bình: Bánh dẫn: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn... =105 mm Tỉ số truyền u2 = 3,03 m/s β = 14,7 0 Góc nghiêng của răng Số răng bánh răng Z1 = 30 , Z2 = 91 Hệ số dịch chỉnh x1 = x2 = 0 Đường kính chia d1 = 124,07mm ; d2 = 376mm Đường kính đỉnh răng da1 = 132,06mm; da2 = 384mm Đường kính đáy răng df1 = 114,06mm; df2 = 366mm 21 CHƯƠNG III:Tính toán thiết kế trục Chọn vật liệu Chọn vật liệu chế tạo trục là thép C45 tôi cải thiện • Tính sơ bộ đường kính trục... quá tải: Kqt=Tmax/T=2 =.=234,5.=331,6 MPa < 450 MPa Theo CT6.49-TL1: = Kqt=20,89.2=41,78 MPa < = 293,1MPa = Kqt=19,25.2=38,5 MPa < = 246,9 MPa - Tính lại giá trị úng suất uốn tại chân răng theo CT6.118-TL2: = Y F1.Ft1 K F/(0,85.b mm)= 3,82 4164,37 0,384/(0,85.57,17.3,43) 36,65 MPa δH=0,006, go=82 - m/s 19 Thay số : = MPa < =438,12 MPa => điều kiện tiếp xúc được đảm bảo 7 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn: (CT6.43-TL1) (CT6.44-TL1) - T2 =643322,73 Nmm mô men xoắn trên bánh chủ động - Theo bảng 6.7TL1  Tra bảng 6.14 và 6.15 -TL1 cấp chính xác