Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí

Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nội dung không thể thiếu trong chương trình đào tạo kỹ sư cơ khí đặc biệt là đối với kỹ sư nghành chế tạo máy. Đồ án môn học Chi tiết máy là môn học giúp cho sinh viên có thể hệ thống hoá lại các kiến thức của các môn học như: Chi tiết máy, Sức bền vật liệu, Dung sai, Chế tạo phôi, Vẽ kỹ thuật .... đồng thời giúp sinh viên làm quen dần với công việc thiết kế và làm đồ án chuẩn bị cho việc thiết kế đồ án tốt nghiệp sau này.

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI Lời nói đầu Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nội dung không thể thiếu trong chương trình đào tạo kỹ sư cơ khí đặc biệt là đối với kỹ sư nghành chế tạo máy. Đồ án môn học Chi tiết máy là môn học giúp cho sinh viên có thể hệ thống hoá lại các kiến thức của các môn học như: Chi tiết máy, Sức bền vật liệu, Dung sai, Chế tạo phôi, Vẽ kỹ thuật đồng thời giúp sinh viên làm quen dần với công việc thiết kế và làm đồ án chuẩn bị cho việc thiết kế đồ án tốt nghiệp sau này. Nhiệm vụ được giao là thiết kế hệ dẫn động băng tải gồm có hộp giảm tốc bánh răng và bộ truyền xích. Hệ được dẫn động bằng động cơ điện thông qua khớp nối tới hộp giảm tốc và sẽ truyền chuyển động tới băng tải. Trong quá trình tính toán và thiết kế các chi tiết máy cho hộp giảm tốc em đã sử dụng và tra cứu các tài liệu sau: - Tập 1 và 2 Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí của PGS.TS-Trịnh Chất và PGS.TS-Lê Văn Uyển. - Tập 1 và 2 chi tiết máy của GS.TS-Nguyễn Trọng Hiệp. - Dung sai và lắp ghép của GS.TS Ninh Đức Tốn. Do lần đầu tiên làm quen thiết kế với khối lượng kiến thức tổng hợp còn có những mảng chưa nắm vững cho nên dù đã rất cố gắng tham khảo các tài liệu và bài giảng của các môn có liên quan song bài làm của em không thể tránh được những sai sót. Em rất mong được sự hướng dẫn và chỉ bảo thêm của các thầy trong bộ môn để em cũng cố và hiểu sâu hơn , nắm vững hơn về những kiến thức đã học hỏi được. Cuối cùng em xin chân thành cảm ơn các thầy trong bộ môn, đặc biệt là thầy Ngô Văn Quyết đã trược tiếp hướng dẫn, chỉ bảo cho em hoàn thành tốt nhiệm vụ được giao . Một lần nữa em xin chân thành cảm ơn ! -----------------------------------@---------------------------------- 1 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI Phần I:Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền I.1. Chọn động cơ I.1.1.Xác định công suất cần thiết của động cơ Công suất cần thiết trên băng tảI là : = P lv P bt = 45,4 1000 78,0.5700 1000 . == vF (KW) Mô men tác dụng lên trục tang quay của băng tảI là: 1011750 2 355.5700 2 . 1 ==== DF TT bt (KW) Hệ dẫn động làm việc với tải trọng thay đổi theo chu kỳ.Do đó công suất tính toán P t sẽ được tính bởi công suất tương đương P tđ Mô men tương đương trên băng tảI : = T tdbt 81,936073 4,06,0 4,0.6,0 . 8,0 2 1 2 1 = + + =         ∑ ll ll T hh hh ck ii t t T T (Nmm) Công suất tương đương P tđ được xác định bằng công thức: P tđbt = 12,4 .55,9 42.81,936073 .55,9 . 1010 66 5 == n T tdbt (KW) Trong đó: n 5 là số vòng quay của trục tang quay của băng tải: = n lv = n 5 42 355. 78,0.60000 . .60000 = Π = Π D v (vg/ph) Theo CT2.9[1],hiệu suất hệ dẫn động η : Theo sơ đồ đề bài thì : η = η m ổ . η k bánh răng . η khớp nối .η xich . m : Số cặp ổ (m =4); k : Số cặp bánh răng (k = 2),Tra bảng 2.3[1], ta được các hiệu suất: η ổ = 0,9925 η br = 0,97, η k = 1, η x = 0,93 (bộ truyền xích để hở ) Suy ra: η = 0,9925 4 . 0,97 2 . 1.0,93 = 0,85 Công suất tương đương trên trục động cơ là: 85,4 85,0 12,4 === η P P tdbt tddc (KW) I.1.2.Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ. Theo bảng 2.4, chọn tỉ số của hộp giảm tốc đồng trục bánh răng trụ là 16 = u h , truyền động xích (bộ truyền ngoài) là →= 2 u x tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống là: 2 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI 322.16. === uuu xht Số vòng quay sơ bộ của động cơ n sb : (Theo 2.18[1]) n sbđc = n lv . u sb = 42.42 =1344 vg/ph Chọn số vòng quay sơ bộ của động cơ là n đb = 1500vg/ph. Quy cách động cơ phải thỏa mãn đồng thời : P đc ≥ P tddc , n đc ≈ n sb và dn K mm T T T T ≤ 4,1 = T Tmm Theo bảng phụ lục P 1.1[1], với P tddc =4,85 kw và n đb =1500 vg/ph ,ta chọn được kiểu động cơ là : K132M4 Các thông số kĩ thuật của động cơ như sau : P đc = 5,5 kW ; phvgn dc /.1445 = ; 2 = Tdn Tk Vậy động cơ K132M4 phù hợp với yêu cầu thiết kế. Theo bảng phụ lục P1.4[1] có : d dc =32 (mm) I.2. PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN Tỉ số truyền của hệ dẫn động : 4,34 42 1445 === n n u lv dc t (theo CT 3.23[1] ) Chọn u xích = 2 ⇒ u hộp = = 2 4,34 17,2 Theo tiêu chuẩn kích thước nhỏ gọn chọn u hộp =16 Ta có : 21 .uuu h = Trong đó : u 1 : Tỉ số truyền cấp nhanh u 2 : Tỉ số truyền cấp chậm Trong hộp giảm tốc đồng trục ta chọn u 1 = u 2 ⇒ 416 21 ==== uuu h Tính lại giá trị u xích theo u 1 và u 2 trong hộp giảm tốc u xích = = u u h t 15,2 4.4 4,34 = Kết luận : u h = 16 ; u 1 = 4; u 2 =4 ; u xích =2,15 3 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI -Xác định công xuất, momen và số vòng quay trên các trục. Tính công suất, mô men, số vòng quay trên các trục (I, II, III ) của hệ dẫn động. Công suất trên các trục : n lv = 39 (vg/ph). P III = ηη xÝchGH lv P = 93,0.9925,0 45,4 = 4,82 (kW) ; P II = ηη brEF III P = 97,0.9925,0 82,4 = 5,01 (kW) ; P I = ηη brCD II P = 97,0.9925,0 01,5 =5,20 (kW) ; Số vòng quay trên các trục: n I = n đc =1445(vg/ph) n II = n I /u 1 = 1445/4 = 361,25 (v/ph) n III = n II /u 2 = 361,25/4= 90,31(v/ph) Mô men trên các trục : T I = 9,55. 10 6 . n P I I = 9,55.10 6 . 1445 20,5 = 34366,78(Nmm). T II = 9,55. 10 6 . 10.55,9 = n P II II 6 . 25,361 01,5 = 132444,29 (Nmm). T III = 9,55. 10 6 . 10.55,9 = n P III III 6 . 92,509699 31,90 82,4 = (Nmm). 48,36349 1445 5,5 55,9 55,9 1010 66 === n P T dc dc dc (Nmm). Ta lập được bảng kết quả tính toán sau: 4 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI Trục Thông số Động cơ I II III Trục ct P (KW) 5,5 5,2 5,01 4,82 4,45 U 1 4 4 2,15 n(vg/p) 1445 1445 361,25 90,31 42 T (Nmm) 36349,48 34366,78 132444,29 509699,92 1011750 5 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI Bảng 1 PHẦN II : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN II.1. TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH Công suất tại trục chủ động P 1x =P III = 4,82 kw Số vòng quay của trục chủ động n 1x =n 3 =90,31 v/ph Tỉ số truyền u x = 2,15 Đường tâm của các đĩa xích làm với phương nằm ngang góc 30 0 Làm việc 2 ca, tải trọng va đập nhẹ II.1.1. Chọn loại xích Vì tải trọng nhỏ, vận tốc thấp, dùng xích con lăn II.1.2. Xác định các thông số của xích và bộ truyền Xuất phát từ công thức thực nghiệm Z 1 = 29 – 2u ≥ 19 = 29 – 2.2,15 = 24,7 .Lấy Z 1 = 25 Do đó số răng đĩa xích lớn Z 2 =uz 1 = 25.2,15 = 53,75. chọn Z 2 = 55 <120=Z max Dạng hỏng chủ yếu và nguy hiểm nhất của xích là mòn, do đó ta tính xích theo độ bền mòn. Theo CT5.3[1], Công suất tính toán P tx = P 1x .k. k z .k n ≤ [ P 0 ] Trong đó, với z 1 = 25, k z =z 01 /z 1 = 25/25 = 1 ; với n 01 = 50 v/ph, k n =n 01 /n 1x = 50/90,31 = 0,55 Hệ số sử dụng K= k 0 k a k đc k đ k c k bt =1.1.1.1.1,25.1,3 = 1,625 ; Theo bảng 5.6[1] ta có; K 0 =1( đường tâm các đĩa xích làm với đường nằm nằm ngang góc < 40 0 ) K a =1 (chọn a = 40p) K đc =1 (điều chỉnh bằng một trong hai đĩa xích ) K đ =1(tải trọng làm việc êm ) K c =1,25 (làm việc 2 ca ) K bt = 1,3 (môi trường có bụi, chất lượng bôi trơn II ) Như vậy ; P tx = 4,82.1,625.1.0,55 = 4,31 kw Theo bảng 5.5[1] với n 0 = 50 vg/ph, chọn bộ truyền xích 1 dãy có bước xích p = 31,75 mm thoả mãn điều kiện mòn; P tx < [ P 0 ] =5,83 kW đồng thời theo bảng5.8[1], P tx < P max. . Khoảng cách trục a w34 = 40p =40. 31,75 =1270 mm; Theo CT5.12[1] số mắt xích sẽ là: 6 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI x= 0,5(z 1 +z 2 )+2a w34 /p +(z 2 -z 1 ) 2 p/(4π 2 a w34 ) = 0,5 (25+55) +2.1270.31,75 +(55-25) 2 /(4π 2 1270) =120,6 .Lấy giá trị chẵn x c =120 và tính lại khoảng cách trục theo công thức; a= 0,25p{x-0,5(z 1 +z 2 ) + [ ] 2 12 2 21 /)(2)](5,0[ π zzzzx −−+− } = 0,25.31,75 {120- 0,5(25+55)+ {[120- 0,5( 25+55)] 2 - 2(55-25) 2 /π 2 } 1/2 }=1260,887 ( mm) Để xích không quá căng giảm a một lượng ∆a w34 =(0,002-0,004 )a w34 =2,52…5,04 mm. Vởy ta lấy khoảng cách trục là a w34 =1256 mm. -Số lần va đập của xích; i = z 1 n 1x /15x = 25.90,31 /(15.120)=1,25 <[i] =25 II.1.3. Kiểm nghiệm xích về độ bền Để đảm bảo xích không bị phá huỷ do quá tải hệ số an toàn s phảI thoả mãn điều kiện; (theo ct5.15[1]) s = Q x / (k đ F tx +F 0x +F vx ) ≥ [s] _theo bảng 5.2[1], tải trọng phá hỏng Q x =88500 N =108000N, khối lượng 1 mét xích q=3,8 kg; - K đ =1,2 (hệ số tải trọng động ,với chế độ làm việc trung bình , T mm =1,4 T 1 ); - v x =Z 1 p n 1x /60000 =25.31,75.90,31/60000 =1,19 m/s. - F tx =1000 P 1x /v x =1000 .4,82 / 1,19 = 4050,42N. - F vx = qv 2 = 5,8.1,19 2 = 5,38 N. - F 0x =9,81k f q a w34 = 9,81.4.3,8.1,256 = 187,28N; trong đó :k f = 4(bộ truyền nghiêng 1 góc 35 0 ). Do đó: s = 88500/(1,2.4050,42 +187,28 +5,38) = 17,51 Theo bảng 5.10[1] ,ta có [s] =8,2.Vậy s > [s] : bộ truyền xích đảm bảo đủ bền. II.1.4. Đường kính đĩa xích: Theo ct5.17[1] và bảng 13.4[1]: d 1x =p/sin(π /z 1 ) =31,75 /sin(π /25) = 253,324mm d 2x = p/ sin(π/z 2 ) = 31,75/sin(π/55) = 556,151 mm d a1x = p [0.5 +cotg(π/z 1 ) ] = 267,202 mm d a2x = p [0,5 +cotg(π/z 2 ) ] = 571,119 mm d f1x = d 1x - 2r = 253,324-2.9,6226 = 234,079 mm d f2x = d 2x – 2r =556,151-2.9,6226 =536,906 mm với : r = 0,5025d l +0,05 = 0,5025.19,05 +0,05 =9,6226 mm và d l =19,05 (bảng 5.2). II.1.5.Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích Theo công thức: σ Hx = 0,47[k r ( F tx K đ +F vđx_ ) E/ (A x k d ) ] 1/2 ≤ [σ Hx ] 7 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI trong đó với z 1 =25, k r1 =0,42 ; z 2 =55, k r2 =0,23 ; E =2,1.10 5 MPa ; A x =262 mm 2 (bảng 5.12[1] ) ; k d =1 (xích 1 dãy ), Lực va đập trên xích tính theo công thức; F vđx1 =13.10 -7 n 1x p 3 1 = 13.10 -7 .90,31.31,75 3 .1 =3,75 N F vđx2 =13.10 -7 n 2x p 3 1 = 13.10 -7 .42.31,75 3 .1 =1,75 N Do đó; σ Hx1 = 0,47.[0,42.(4050,42.1 +3,75)2,1.10 5 /(262.1) ] 1/2 = 549,08 MPa đĩa xích 2: x2 = Z 2 p n 2x /60000 =55.31,75.42/60000 =1,22 m/s Từ đó: F tx2 =1000 P 2x /v x2 =1000 .4,45 / 1,22 = 3647,54 N σ Hx2 = 0,47.[0,23.(3647,54.1 +1,75)2,1.10 5 /(262.1) ] 1/2 = 385,5 MPa Như vậy dùng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB210 sẽ đạt ứng suất cho phép [σ H ] =600MPa, đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho răng đĩa 1 và đĩa 2. I.1.5. Xác định lực tác dụng lên trục F rx = k x F t = 1,15.4050,42 = 4657,98 N Trong đó: k x =1,15 –hệ số xét đến trọng lượng của xích tác dụng lên trục (ở đây bộ truyền nghiêng 35 0 so với phương ngang). Sơ đồ lực tác dụng lên trục:(Hình1) 0 x y z x F rx 3 5 ° Hình1 II.2. TÍNH BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRONG HỘP GIẢM TỐC II.2.1.Tính toán bộ truyền cấp chậm (bánh trụ răng thẳng). II.2.1.1.Chọn vật liệu. Theo bảng 6.1[1] chọn: Bánh nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241 ÷ 285 có: σ b3 = 850 MPa ;σ ch3 = 580 MPa. Chọn HB 3 = 250 (HB) Bánh lớn : Thép 45, tôi cải thiện đạt đọ rắn HB 192 .240 có: σ b4 = 750 MPa ;σ ch4 = 450 MPa. Chọn HB 4 = 245 (HB) 8 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI II.2.1.2. Xác định ứng suất cho phép. -ứng suất tiếp xúc cho phép: [ ] ( ) HLxHVRHHH KKZZS ° = lim σσ ; Chọn sơ bộ Z R Z V K xH = 1 ⇒ [ ] HHLHH SK ° = lim σσ S H : Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc, S H =1,1. ° limH σ : ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở; ° limH σ = 2.HB + 70 ⇒ σ ° H lim1 = 570 MPa; σ ° H lim2 = 560 MPa; K HL = H m HEHO NN m H : Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc,với m H = 6. N HO : Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc. N HO = 30. H 4,2 HB H HB : độ rắn Brinen. 7 3 10.7,1250.30 == HO N 74,2 4 10.6,1245.30 == HO N N HE : Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương. ( ) CKiiiiHE ttTTtncN /./ 60 3 1 ∑∑= c: Số lần ăn khớp trong một vòng quay. T 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. ( ) ckiiiHE ttTTtncN /./ 60 3 133 ∑∑= ( ) 7 3 733 3 10.6,110.11,234,0.)8,0(6,0.1.13250.25,361.1.60 =>=+= HOHE NN ( ) 7 4 733 4 10.39,110.79,54,0.)8,0(6,0.1.13250.31,90.1.60 =>=+= HOHE NN => lấy N HE =N HO để tính => K HL3 = K HL4 =1 ⇒[σ H ] 3 = MPa1,509 1,1 1.560 = ; [σ H ] 4 = MPa8,481 1,1 1.530 = Vì bộ truyền là bộ truyền bánh trụ răng thẳng nên : [ ] [ ] [ ] ( ) MPa HHH 8,481,min 43 == σσσ - ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải của mỗi bánh răng: Theo ct6.13[1]: Bánh 3: [σ H ] 3max =2,8 σ ch3 =2,8.580 = 1624 Mpa Bánh 4: [σ H ] 4max =2,8 σ ch4 =2,8.450 = 1260 Mpa Vậy ta chọn [σ H ] max =1260 Mpa - ứng suất uốn cho phép: 9 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI [ ] ( ) FCFLxFSRFFF KKKYYS ° = lim σσ Chọn sơ bộ:Y R .Y S .K XF =1 => [σ F ] =(σ ° F lim /S F ).K FC .K FL Tra bảng 6.2[1]: σ ° F lim = 1,8.HB ; S F =1,75 ; => σ ° F lim3 = 1,8.245 = 441MPa. σ ° F lim4 = 1,8.230 = 414 MPa. K FC : hệ số xét đến ảnh hưởng của đặt tải.Với tải trọng một phía => K FC =1 K FL : hệ số tuổi thọ. K FL = F m FEFO NN m F : Bậc của đường cong mỏi khi thử về uốn, với m F = 6. N FO : Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn. N FO = 4. 6 10 vì vật liệu là thép 45, N EE : Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương. ( ) cki m iiiFE ttTTtncN F /./ 60 1 ∑∑= c : Số lần ăn khớp trong một vòng quay. T 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. ( ) 6766 3 10.410.24,204,0.)8,0(6,0.1.13250.25,361.1.60 =>=+= FOFE NN ( ) 6766 4 10.410.06,54,0.)8,0(6,0.1.13250.31,90.1.60 =>=+= FOFE NN Ta có : N FE > N FO => để tính toán lấy N FE =N FO => K FL3 = K FL4 =1 Thay vào công thức trên ta được: [σ F3 ]=441.1.1/1,75 =252 MPa [σ F4 ]= 414.1.1 / 1,75 = 236,5 MPa, Ứng suất uốn cho phép khi quá tải: [σ F3 ] max = 0,8σ ch3 = 0,8.580= 464MPa; [σ F4 ] max = 0,8σ ch4 = 0,8.450 = 360MPa; II.2.1.3. Xác định sơ bộ khoảng cách trục: Theo ct6.15a[1]: a w23 = K a (u 2 +1) [ ] 3 2 2 3 . baH H u KT ψσ β Với: T 3 : Mômen xoắn trên trục bánh chủ động của cấp chậm, (Nmm) ; T 3 = 132444,29 (Nmm) K a : hệ số phụ thuộc vào loại răng và vật liệu cặp bánh răng ; Theo bảng 6.5[1],với bánh răng thẳng K a =49,5 10 [...]... MÁY THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI Hình2 Độ lớn các lực: Ft13=Ft22=2T1/dw1=2.34366,78/72 =954,63 N Fr13=Fr22= Ft13.tgαtw12 =954,63.tg200=347,46 N Ft23=Ft32=2T2/dw3=2.132444,29/72 =3679,01 N Fr23=Fr32= Ft23tgαtw34=3679,01.tg(18052’) =1257,22 N PHẦNIII TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC III.1.Chọn khớp nối Loại nối trục đàn hồi Theo 16.1[2] ta có mô men xoắn tính toán: Tt=k.Tđc ; k_ hệ số chế độ làm việc ,hệ dẫn động. .. 1 ⇒ [σ H ] = σ H lim K HL S H SH : Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc, SH =1,1 ° σ H lim : ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở; 14 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI ° σ H lim = 2.HB + 70 ⇒ σ°H lim1 = 450 MPa; σ°H lim2 = 410 MPa; KHL= mH N HO N HE mH: Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc,với mH = 6 NHO: Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc NHO = 30... 2 sin 2αtw34 2 sin (2.18 0 52') = = 1,81 - Zε : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng; Zε = (4 − ε α ) = 3 ( 4 −1,74) 3 =0,87 - KH : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc; KH = KHβ.KHVKHα Tra bảng 6.7[1]: KHβ = 1,11 Với bánh răng thẳng: KHα=1 Vận tốc vòng bánh dẫn : v = π d w3 n3 60000 12 = π 72.361,25 60000 = 1,36 (m/s) ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI Theo bảng 6.13[1] Chọn cấp chính... THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI Hình9 - Tính các mômen: Mx32 = Y3E.l32 = 622,16.78,5 = 48839,56 Nmm Mx3G = Frxsin350(l33 - l31) = 4657,98sin350(230,5 - 157) = 196370,69 Nmm My32 = X3E.l32 = 3625,79.78,5 = 284624,52 Nmm My3G = Frx.cos350(l33 - l31) =4657,98.cos350.(230,5 - 157) 30 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI = 280445,87 Nmm - Mômen uốn tổng tại các tiết diện Theo ct 10.15 tính mômen... ; SF =1,75 ; => σ°F lim1 = 1,8.190 =342 MPa σ°F lim2 = 1,8.170 = 306 MPa KFC: hệ số xét đến ảnh hưởng của đặt tải.Với tải trọng một phía => KFC=1 15 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI KFL: hệ số tuổi thọ KFL= mF N FO N FE mF: Bậc của đường cong mỏi khi thử về uốn, với mF = 6 NFO: Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn NFO = 4 10 6 vì vật liệu là thép 45, NEE: Số chu kì thay... [1] : 17 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI ν H = δ H g o v1 a w12 180 = 0,006.56.54 = 12,17 u1 4 Trong đó theo bảng 6.15[1] => δH =0,006 K Hv = 1 + ν H bw12 d w1 2.T1 K Hβ K Hα =1 + 12,17.54.72 = 1,64 2.34366,78.1,08.1 ⇒ KH = 1,08.1.1,64 = 1,77 Thay các giá trị vừa tính được vào ct6.33[1] : σH = 274.1,76 0,86 2.34366,78.1,77.( 4 +1) = 305,67 (MPa) 54.4.72 2 Tính chính xác ứng suất tiếp... 0,5)+(- 0,0124) =- 0,5124 Theo CT6.26[1] ,hệ số dịch chỉnh của bánh 3 và bánh 4 là : x3 =0,5[xt – (z4-z3)y/zt] =0,5[- 0,5124- (116-29).(- 0,5)/145] =- 0,11 x4 =- 0,5124- (-0,11) = - 0,4 Theo CT6.27[1] , góc ăn khớp : 11 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI - - Cosαtw34 =mzt.cosα/(2aw23) =2,5.145.cos200 /(2.180) =0,95 => αtw34 = 18052’ Như vậy,thông số cơ bản của bộ truyền cấp chậm : - Đường... Trục I: TI=34366,78 Nmm ; [τ1] =14MPa => d1 ≥ 3 34366,78 = 23,067 0,2.14 21 (mm) ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI • Trục II : TII=132444,29 Nmm ; => d2 ≥ 3 [τ2] =18 MPa 132444,29 = 33,26 0,2.18 (mm) • Trục III :TIII=509699,92 Nmm, [τ3] =20 MPa => d3 ≥ 3 509699,92 = 50,32 0,2.20 (mm) Động cơ K132M4 có đường kính trục dđc=32 (mm),ta có thể chọn sơ bộ đường kính các đoạn trục I,II và III... Hình7 26 (2) (3) (4)  Y3G = 4551,01N   Y3E = − 622,16 N ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI - Tính các mômen: Mx13 = Y1A.l13 = 173,73.64,5 = 11177,85 Nmm My1A = Fkx.l12 = 190,93.64,5 = 12314,99 Nmm My13 = Ft13.l13/2 + My13/2 =954,63.64,5/2+12314,99/2=34944,31 Nmm - Mômen uốn tổng tại các tiết diện Theo ct 10.15 tính mômen uốn tổng tại các tiết diện trên trục : 2 M 1 j = M x1 j + M y1 j... 0,1.63 d 13 = 3 48740,47 = 19,78 ≈ 20mm 0,1.63 d1 A = 3 32209,71 =17,23 ≈18mm 0,1.63 Xuất phát từ yêu cầu công nghệ và độ bền ta chọn đường kính các đoạn trục như sau: d12 = 32 mm d13 = 38 mm d1A = d1B = 35 mm III.2.5.2 Trục II 27 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI Hình8 - Tính các mômen: Mx23 = Y2D.(l21 - l23) = 1021,79.(324-245,5) = 80132,02 Nmm Mx22 = Y2c.l22 = 582,89.64,5 = 37596,41