Đồ án chi tiết máy Thiết kế hệ dẫn động băng tải - Đề 2

Tính toán truyền động bánh răng côn răng thẳng: Thông số đầu vào :... ▪ KR– hệ số phụ thuộc vào vật liệu làm bánh răng và loại bánh răng: Đối với bánhrăng côn răng thẳng làm bằng thép =>

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI : ĐỀ 2

5 Số ca làm việc : soca=1 (ca)

6 Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài @=150(độ)

7 Đặc tính làm việc : Va đập nhẹ

I CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

1 Công suất làm việc

P = 1000 =F v 950.2,751000 = 2,709 (KW)

2 Hiệu suất hệ dẫn động

η = η η ηđ ηTrong đó,tra bảng B .

[1] ta được:

 Hiệu suất bộ truyền bánh răng : η = 0,96

 Hiệu suất bộ truyền đai : ηđ = 0,96

 Hiệu suất ổ lăn : η = 0,992

 Hiệu suất khớp nối : η = 1

 Tỉ số truyền bộ truyền đai: uđ=2,5

 Tỉ số truyền bộ truyền bánh răng: ubr=4

Chọn tỉ số truyền của hộp giảm tốc: ubr= 4

Tỉ số truyền cuả bộ truyền ngoài:uđ = = , = 2,57

Công suất trên trục công tác: Pct= Plv= 2,709 (KW)

Công suất trên trục II:

Moment xoắn trên trục động cơ:

II TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI DẸT:

Thông số yêu cầu:

Chọnd theo tiêu chuẩn theo bảng B , [1], ta đượcd = 160 (mm)

Kiểm tra về vận tốc đai:

= 11,89 (m/s)

Số vòng chạy của đai : i = = ,

δ – Chiều dày đai : Được xác định theo : tra bảng B .

[1] với loại đai vảicao su ta chọn được:( ) =

C – hệ số ảnh hưởng của lực ly tâm đến độ bám của đai trên bánh đai:

C = 1 - k (0,01.v -1), do sử dụng vải cao su nên k = 0,04

[2] theo chiều rộng đai b= 50 (mm), ta được B = 63 (mm)

6 Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục:

Lực căng ban đầu :F = σ δ.b = 1,6.3,75.50 = 300 (N)

Lực tác dụng lên trục : F = 2.F sin( ) = 2.300.sin( , ) = 596,6 (N)

7 Bảng tổng hợp các thông số của bộ truyền đai dẹt:

P = 3,012 (KW)

n = 1420(v/ph)

T =20256,76 (Nmm)

u = u = 2,54

β =30

Loại đai : đai vải cao su

III Tính toán truyền động bánh răng côn răng thẳng:

Thông số đầu vào :

0 lim

Y Y K K S

2 70 1,8

H

F

HB HB

lim1 1

2 70 2.245 70 560( ) 1,8 1,8.245 441( )

lim 2 2

2 70 2.230 70 530( ) 1,8 1,8.230 414( )

KHL,KFL– Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ

tải trọng của bộ truyền:

0 E

H

F

H m HL

HE

F m FL

F

N K

N N K

Ta có: NHE1> NHO1 => lấy NHE1= NHO1=> KHL1= 1

NHE2> NHO2 => lấy NHE2= NHO2 => KHL2= 1

NFE1> NFO1 => lấy NFE1= NFO1 => KFL1= 1

NFE2> NFO2 => lấy NFE2= NFO2 => KFL2= 1

Do vậy ta có:

0 lim1

1 0 lim 2

2 0 lim1

1 0 lim 2

1,1 441

1, 75 414

▪T1là mômen xoắn trên trục chủ động T1= TI=49473,57(N.mm)

▪[σH] - ứng suất tiếp xúc cho phép; [σH] = 481,82( MPa)

▪ KR– hệ số phụ thuộc vào vật liệu làm bánh răng và loại bánh răng: Đối với bánhrăng côn răng thẳng làm bằng thép => 1 3

KHβ, KFβ – Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng

khi tính về ứng suất tiếp xúc và uốn: Tra bảng 6.21[1]

R = K √u + 1 ( ) [ ] = 50.√4 + 1 , ( , ) ., , , =

145,2(mm)

4 Xác định các thông số ăn khớp

a Xác định mô đun vòng ngoài và vòng trung bìnhm ,m :

Đường kính vòng chia ngoài:

99 [1] chọnm theo tiêu chuẩn m =2,5(mm)

KHv= 1,06

KFv= 1,17Với cấp độ chính xác 8, khi đó cần gia công đạt độ nhámRa =1,25 0,63 (m) 

K , K – Hệ số phân bố không đều tải trọng trên các đôi răng khi tính về ứng

suất tiếp xúc, uốn :Do bộ truyền bánh răng là bánh răng côn răng thẳng nên

6 Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng

a.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

2 1

2 1

  H - ứng suất tiếp xúc cho phép     H   H .Z Z ZR V xH  481,82 (Mpa)

ZM–Hệ số xét đến cơ tính của vật liệu các bánh răng ăn khớp

Với hệ số trùng khớp ngang εα có thể tính gần đúng theo công thức:

Chiều rộng vành răng bK R be. e=0,25.145,2=36,3(mm) , lấyb = 36 (mm)

Thay vào ta được:

2 2

Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép ;

Ứng suất tiếp xúc cho phép[σH] được tính theo công thức

2 1

Do vậy bánh răng đảm bảo điều kiện bền về uốn.

c.Kiểm nghiệm về quá tải:

K K

- chiều cao răng ngoài h e 2, 2.m te  2, 2.2,5 5,5(  mm)

-chiều cao đầu răng ngoài :

(5, 5 3, 375) 2,125( ) (5, 5 1, 625) 3,875( )

n = 552,5(v/ph)

u= u = 4

L = 8000(gio)

Ta sử dụng khớp nối vòng đàn hồi để nối trục:

Ta chọn khớp theo điều kiện:

cf

t kn cf

188856, 26

42,85

II sb

T d



Tt– Mô men xoắn tính toán: Tt= k.T với:

k – Hệ số chế độ làm việc, phụ thuộc vào loại máy Tra bảng

 

16.1

2 58

2 68

B với điều kiện: 226627, 51( )

105( )

cf kn cf kn

1 3 0

34( ) 28( ) 14( )

4.1.2 Kiểm nghiệm khớp nối (theo 2 điều kiện)

a Kiểm nghiệm sức bền dập của vòng đàn hồi:

 

0 0 3

2 .

k T

Z D d l

  d - Ứng suất dập cho phép của vòng cao su Ta lấy   d   (2 4)MPa;

Do vậy, ứng suất dập sinh ra trên vùng đàn hồi:

 

0 0 3

2 2.1, 2.188856, 26

1,83( ) 6.105.14.28

3

0 0

0,1 .

k T l

d D Z

  u - Ứng suất cho phép của chốt Ta lấy   u  (60 80)  MPa;

Do vậy ứng suất sinh ra trên chốt:

 1

0 0

1, 2.188856, 26.34

44, 57( ) 0,1 0,1.14 105.6

t o

4.1.4 Các thông số cơ bản của nối trục vòng đàn hồi:

Mô men xoắn lớn nhất có thể truyền được cf

Chiều dài đoạn công xôn của chốt l1 34 (mm)

4.2.2 Xác định lực và sơ đồ phân bố lực tác dụng lên trục

a Xác định giá trị các lực tác dụng lên trục, bánh răng:

Lực tác dụng lên trục từ bộ truyền đai: Fd= 596,6(N)

d.Sơ đồ lực tác dụng lên trục I:

4.2.3 Xác định sơ bộ đường kính trục

- Với trục I:

 

3 1

0, 2.

I sb

T d



TI – Mô men xoắn danh nghĩa trên trục I: TI=49473,57(N.mm)

[τ] - Ứng suất xoắn cho phép [τ] = 15 ÷ 30 (MPa) với trục vào hộp giảm tốc

ta chọn [τ] = 15 (MPa)

3 1

0, 2.

II sb

T d





TII– Mô men xoắn danh nghĩa trên trục II: TII= 188856,26 (N.mm)

[τ] - Ứng suất xoắn cho phép [τ] = 15 ÷ 30 (MPa) với trục vào hộp giảm tốc

ta chọn [τ] = 30 (MPa)

3 2

4.2.4 Xác định sơ bộ khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực

a Xác định chiều rộng ổ lăn trên trục

Tra bảng 10.2 

1 189

Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực

Các kích thước khác liên quan đến chiều dài trục, chọn theo bảng 10.3 

1189

B

-Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp, hoặc khoảngcách giữa các chi tiết quay: k1=10 mm;

-Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp:k2=5 mm;

-Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ k3=15mm;

-Chiều cao nắp ổ và đầu bulông: hn=18mm

l2=44.500 l3=69.500 l4 =139.000

+Với d1sb=25 mm Ta chọn đường kính các đoạn trục:

-Tại tiết diện lắp bánh răng: d20=19mm

-Tại tiết diện lắp ổ lăn: d21=d22=20mm

-Tại tiết diện lắp khớp : d23 =21mm

+Chọn then:

Trên trục I then được lắp tại vị trí bánh răng (vị trí 1) và khớp nối (vị trí 4)

Tại tiết diện lắp khớp : l = 25 mm

Tại tiết diện lắp bánh răng: l =28 mm

4.5.2.Tính chi tiết trục II

Moomen xoắnT =T = 2

2 2

m t

d

F = 197894 (Nmm)Mômen uốn tổng và mômen tương đương Mj , Mtđj ứng với các tiết diện j đươc

M đ = 0,75 T = 0,75 0 = 171381,2 (Nmm)

Sơ đồ mômen lực tác dụng lên trục 2

-Đường kính trục tại các tiết diện tương ứng khi tính sơ bộ

Tại tiết diện lắp bánh răng: d21= 40 mm

Tai tiết diện lắp ổ lăn :d20= d22 =35 mm

Tại tiết diện lắp khớp nối: d23=34mm

Chiều sâurãnh then

Chiều dài then:

Tại tiết diện khớp nối :l = 36 mm

Tại tiết diện lắp bánh răng :l = 32 mm

+Kiểm nghiệm độ bền của then:

Chọn số then bằng 1 tại các vị trí lắp bánh răng và bộ truyền ngoài

a Tại tiết diện 2-1 (tiết diện lắp bánh răng)

-Kiểm tra độ bền dập trên mặt tiếp xúc giữa trục và then Chọn lt=(0,8…0,9)lm22=

σ =dl (h − t ) =2T 40.34 (8 − 5) = 97 MPa < 1002.197894

Kiểm nghiệm độ bền cắt: công thức (9.2):

τ =dl b =2T 2.19789440.34.12 = 24,25 MPa < [τ ]

b Tại tiết diện 2-3 (tiết diện lắp bộ truyền ngoài)

-Kiểm tra độ bền dập trên mặt tiếp xúc giữa trục và then Chọn

4.6.Kiểm nghiệm trục ( trục II) theo độ bền mỏi.

Với thép 45 có:  b  600MPa , 1  0 , 436  b  0 , 436 600  261 , 6MPa

MPa

728 , 151 6 , 261 58 , 0

d

t d bt d W

2

32

j

j

j j aj

d

t d t b d

M W

M

2

32

mj

W

T

2 2

j

d

t d bt d W

2

16

j

oj

j j aj

mj

d

t d bt d

T W

T

2

16

2

2

1 1

Chọn ổ bi đỡ chặn Chọn kết cấu ổ lăn theo khả năng tải động

Đường kính trục tại chỗ lắp ổ lăn : d= 20 mm

Tra phụ lục 2.11/262 với ổ cỡ trung ta chọn ổ bi đũa côn có kí hiệu 7304 có cácthông số sau :

d= 20mm ; D=52 mm;   11,17

C= 25 kN ; C0=16,6 kN

5.2.Chọn ổ lăn cho trục II

5.2.1.Chọn loại ổ lăn

Phản lực hướng tâm lên các ổ là :

+ phản lực hướng tâm tác dụng lên ổ lăn bên trái bánh răng

F = F +F = 516,62 + 457,29 = 689,93 N

+ phản lực hướng tâm tác dụng lên ổ lăn bên phải bánh răng

F = F + F = 1097 + 599,57 = 1250,16 N

Lực dọc trục: Fa1=142,48N

Chọn ổ đũa côn 1 dãy tra bảng P2.11 và dựa vào đường kính ngõng trục là

d=40mm ta chọn sơ bộ đũa côn cỡ trung

Tính và kiểm nghiệm khả năng tải trọng của ổ

Theo bảng 11.4 với ổ đũa đỡ chặn e 1,5.tan   1,5.tan12  0,32

Theo 11.7 lực dọc trục do lực hướng tâm sinh ra trên ổ

Tải quy ước Q = max(Q0 ,Q1)= 1124,3 N

5.2.7 Kiểm nghiệm ổ lăn theo khả năng tải động

Ta có: Cd  Q mL

Với :

m: bậc của đường cong mỏi, m=10/3 do tiếp xuc điểm ;

L: Tuổi thọ của ổ bi đỡ Với Lh= 8000 giờ

Tuổi thọ của ổ lăn:

L = Lh.n1.60.106= 8000 552,5 60 106= 265,2.10 ( vòng)

Thoả mãn điều kiện tải động.

5.2.8.Kiểm nghiệm theo khả năng tải tĩnh