ĐỒ ÁN MÔN HỌC CƠ HỌC MÁY: THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ BỘ TRUYỀN XÍCH

PHẦN 1: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN Thiết kế hệ dẫn động băng tải Lực kéo băng tải : F = 8000 ( N ) Vận tốc băng tải: v = 1,45 ( ms ) Đường kính tăng quay: D = 320 ( mm ) Bộ truyền: Xích Thời gian phục vụ: Lh = 23400 ( giờ ) Góc nghiêng đường lối tâm bộ truyền ngoài: β = 40° Đặc tính làm việc: êm Công suất làm việc : Plv = = 8000.1,451000 = 11,6 ( kw ) =Pct Hiệu suất hệ dẫn động : η = (ηbr)n. ( ηol )m .( ηđ(x) )k .( ηkn )h Trong đó : Số cặp bánh răng ăn khớp : n = 2 Số cặp ổ lăn : m = 4 Số bộ truyền đai : k = 1 Số khớp nối : h = 1 Tra bảng B ta được : Hiệu suất bộ truyền bánh răng : ηbr = 0,97 Hiệu suất bộ truyền đai ( xích ) : ηđ(x) = 0,96 Hiệu suất ổ lăn : ηol = 0,9992 Hiệu suất khớp nối : ηkn = 1 η =(0,97)2 . ( 0,992 )4.0,96.1 = 0,8747 Công suất cần thiết trên trục động cơ : Pyc = =11,60,8747= 13,26 ( kw ) Số vòng quay trên trục công tác : nlv = = 60000.1,45(π.320)= 86,58 ( vph ) đối với hệ dẫn động băng tải Chọn sơ bộ tỷ số truyền Usb = Uđ(x).Uh Trong đó, tra bảng B ta được : Tỷ số truyền bộ truyền đai ( xích ) : Uđ(x) = ( 2…5 ) Tỷ số truyền hộp giảm tốc : Uh= ( 8…40 ) Chọn Uh = 8 Ux = 2 Usb = Ux.Uh = 2.8 = 16 Số vòng quay sơ bộ trên trục động cơ : nsb = nlv. Usb = 86,58.16 = 1385,28 ( vph ) Tính số vòng quay đồng bộ của động cơ : Tra bảng Chọn ntsb= 1460 ( vph ) sao cho gần với nsb nhất Chọn động cơ : Tra bảng phụ lục trong tài liệu ,chọn động cơ : = = 1460 ( vph ) Pyc = 18,5 ( kw ) Ta chọn được động cơ với các thông số sau : KH : 4A160M4Y3 = 18,5 ( kw ) nđc = 1460 (vph ) dđc = 40 (mm)

Hoàng Gia Thái MSSV 1421040507 Tuyển Khoáng B-K59 ĐỒ ÁN MÔN HỌC : CƠ HỌC MÁY THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ BỘ TRUYỀN XÍCH Đề số 09-Phương án 02 -Sinh viên : Hoàng Gia Thái Lớp MSV : Tuyển Khoáng B K59 : 1421040507 Giảng Viên HD : Nguyễn Duy Chỉnh PHẦN 1: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN Thiết kế hệ dẫn động băng tải - Lực kéo băng tải : F = 8000 ( N ) Vận tốc băng tải: v = 1,45 ( m/s ) pg Hoàng Gia Thái MSSV 1421040507 Tuyển Khoáng B-K59 Đường kính tăng quay: D = 320 ( mm ) Bộ truyền: Xích Thời gian phục vụ: Lh = 23400 ( ) Góc nghiêng đường lối tâm truyền ngoài: β = 40 Đặc tính làm việc: êm Công suất làm việc : Plv = F v 1000 = = 11,6 ( kw ) =Pct Hiệu suất hệ dẫn động : η = (ηbr)n ( ηol )m ( ηđ(x) )k ( ηkn )h Trong : - Số cặp bánh ăn khớp : n = - Số cặp ổ lăn : m = - Số truyền đai : k = - Số khớp nối : h = Tra bảng B 2.3 [ 1] 19 ta : - Hiệu suất truyền bánh : ηbr = 0,97 - Hiệu suất truyền đai ( xích ) : ηđ(x) = 0,96 - Hiệu suất ổ lăn : ηol = 0,9992 - Hiệu suất khớp nối : ηkn = η =(0,97)2 ( 0,992 )4.0,96.1 = 0,8747 Công suất cần thiết trục động : Pyc = Plv η = = 13,26 ( kw ) Số vòng quay trục công tác : pg Hoàng Gia Thái MSSV 1421040507 Tuyển Khoáng B-K59 nlv = 60000.ν π D = = 86,58 ( v/ph ) hệ dẫn động băng tải Chọn sơ tỷ số truyền Usb = Uđ(x).Uh Trong đó, tra bảng B 2.4 [ 1] 21 ta : - Tỷ số truyền truyền đai ( xích ) : Uđ(x) = ( 2…5 ) - Tỷ số truyền hộp giảm tốc : Uh = ( 8…40 ) Chọn Uh = → Ux = Usb = Ux.Uh = 2.8 = 16 Số vòng quay sơ trục động : nsb = nlv Usb = 86,58.16 = 1385,28 ( v/ph ) Tính số vòng quay đồng động : Tra bảng Chọn ntsb = 1460 ( v/ph ) cho gần với nsb Chọn động : Tra bảng phụ lục tài liệu b ndb = Pdccf ≥ t ndn [ 1] ,chọn động : = 1460 ( v/ph ) Pyc = 18,5 ( kw ) Ta chọn động với thông số sau : KH : 4A160M4Y3 Pdccf pg = 18,5 ( kw ) Hoàng Gia Thái MSSV 1421040507 Tuyển Khoáng B-K59 nđc = 1460 (v/ph ) dđc = 40 (mm) Phân phối tỷ số truyền : Tỷ số truyền hệ: U = nđc nlv = = 16,863 Chọn tỉ số truyền hộp giảm tốc: Uh =8 Tỷ số truyền truyền ngoài: Uđ(x) = U Uh = = 2,107 Ta có uh = u1.u2 u1 cấp nhanh , u2 cấp chậm Tra bảng B 3.1 [ 1] 43 ta có uh = => u1 = 3,3 , u2 = 2,42 Tất tỷ số truyền phải phù hợp với giá trị bảng B Vậy ta có : U = 16,863 Uh = Uđ(x) = 2,107 10 Tính thông số trục: Công suất trục công tác: Pct = Plv = 11,6 ( kw ) Công suất trục khác: PIII = = = 11,69 ( kw ) PII = = = 12,14 ( kw ) PI == = 12,61 ( kw ) Công suất trục động cơ: pg 2.4 [ 1] 21 Hoàng Gia Thái MSSV 1421040507 Tuyển Khoáng B-K59 Pđc == = 13,135 ( kw ) Số vòng quay trục động cơ: nđc = 1460 (v/ph) ndc ud ( kn ) Số vòng quay trục I: n1 = Số vòng quay trục II: n2 = = = 692,928 ( v/ph ) n1 u1 Số vòng quay trục III: n3 = n2 u2 = = 209,978( v/ph ) = = 86,76 ( v/ph ) Số vòng quay trục công tác: nct = = = 86,76 ( v/ph ) Mômen xoắn trục động cơ: Mđc = 9,55.106 Pdc ndc = 9,55.106 = 85917,29 ( N.mm ) Mômen xoắn trục I: MI = 9,55.106 PI nI Mômen xoắn trục II: MII = 9,55.106 Mômen xoắn trục III:MIII = 9,55.106 = 9,55.106 = 173792,22 ( N.mm ) PII nII PIII nIII = 9,55.106 = 552138,79( N.mm ) = 9,55.106.=1286762,33( N.mm ) Mômen xoắn trục công tác: Mct=9,55.106 (N.mm) 11Lập bảng thông số : pg Pct nct = 9,55.106 =1276855,69 Hoàng Gia Thái MSSV 1421040507 Tuyển Khoáng B-K59 Trục Thông số Động U I II III Công tác 2,107 3,3 2,42 P ( kw ) 13,135 12,61 12,14 11,69 11,6 n ( v/ph ) 1460 692,928 209,078 86,76 86,76 173792,22 552138,79 1286762,33 1276855,69 1460 M (N.mm) 85917,29 PHẦN 2: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI I Tính toán thiết kế truyền xích Thông số đầu vào : P = Pđc = 18,5 ( kw ) MI = Mđc = 85917,29 ( N.mm ) n1 = nđc = 1460 ( vg/ph ) u = ux = 2,107 β = 40° Chọn loại xích: Chọn loại xích ống lăn Chọn đĩa đĩa xích Z1 ≥ = 29-2u = 29-2.2,107 = 24,786 19 (thỏa mãn) chọn Z1 = 25 Z2 =u × Z1 × = 2,107 25 = 52,675 ≤ Z max = 140 ( thỏa mãn ) chọn Xác định bước xích Bước xích p tra bảng B[1] với điều kiện pg Pt ≤ [ P ] Z2 = 53 Hoàng Gia Thái MSSV 1421040507 Tuyển Khoáng B-K59 Pt Ta có công thức tính toán: =P.k.kz.kn Pt ≤ [ P ] Điều kiện đảm bảo tiêu độ bền mòn Chọn truyền thí nghiệm truyền xích tiêu chuẩn, có số vận tốc vòng đĩa xích nhỏ là: (Z01 = 25; n01 = 1600 Chú ý chọn n01 gần với n1 nhất) kz = Hệ số răng: Z 01 Z1 = =1 Hệ số vòng quay: kn = = = 1,096 k0 ka kdc kbt k d kc k= Ở đây: k0 ka :Hệ số ảnh hưởng vị trí truyền: tra bảng B với β=40o ,ta kdc kd kc ka =1 :Hệ số ảnh hưởng việc điều chỉnh lực căng xích Tra bảng Bta :Hệ số ảnh hưởng bôi trơn Tra bảng Bta :Hệ số tải động Tra bảng B ta kd kbt kdc =1 =1 =1 :Hệ số kể đến chế độ làm việc truyền Tra bảng Bvới số ca làm việc là: ca ta pg =1 :Hệ số ảnh hưởng khoảng cách trục chiều dài xích: chọn a = (30÷50) (lấy a = 40) tra bảng B, ta kbt k0 kc =1,25 Hoàng Gia Thái MSSV 1421040507 Tuyển Khoáng B-K59 ⇒ k = k0 ka k dc kbt kd kc =1.1.1.1.1.1,25=1,25 Công suất cần truyền P=18,5 ⇒ Pt = P.k k z kn =18,5.1,25.1.1,096 = 25,345 Tra bảng B[1] với điều kiện: ta được: -Bước xích: p= 25,4(mm) -Đường kính chốt: dc = 7,95(mm) -Chiều dài ống: B= 22,61(mm) -Công suất cho phép: [ P] = 43,8(kW) 4.Xác định khoảng cách trục số mắt xích: Chọn sơ bộ: a × × = 40 p= 40 25,4= 1016(mm) Số mắt xích: X = + = 120,56 x Chọn số mắt xích số chẵn: =122 Tính lại khoảng cách trục: p Z + Z2 Z + Z2    Z − Z1  a = x − + x− ÷ − 2 ÷ 4 2    π   2 *     =] = 1029,589 Để xích tải không căng cần giảm pg a lượng: Hoàng Gia Thái MSSV 1421040507 Tuyển Khoáng B-K59 ∆a a* = 0,003 = 0,003.1029,589= 3,088767(mm) Do đó: a = a* − ∆a = 1029,587 - 3,088767= 1026,498233(mm) Số lần va đập xích u: Tra bảng B 5.9 [ 1] 85 lần va đập cho phép xích i= = ≤ [ i] với loại xích ống lăn, bước xích p= 25,4(mm) [ i] =30 =30 (thỏa mãn) 5.Kiểm tra nghiệm xich độ bền: s= Q ≥ [ s] kd Ft + F0 + Fv Q-Tải trọng phá hỏng,tra bảng B 5.2 [ 1] 78 với p=25,4(mm) ta + Q= 56700(N) + Khối lượng mét xích:q= 2,6(kg) Kd -Hệ số tải động: + Chế độ làm việc trung bình + Chế độ làm việc nặng: Kd + Chế độ làm việc nặng: pg ⇒ Kd =1,2 (lấy) =1,7 Kd =2,0 ⇒ Số Hoàng Gia Thái MSSV 1421040507 Tuyển Khoáng B-K59 Ft -Lực vòng: V = = (vg/ph) Ft= = = 1197,33(N) Fv -Lực căng lực ly tâm gây ra: Fv= q.v2= 2,6.15,4512= 620,7(N) F0 -Lực căng trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra: F0 = 9,81.k f q.a = 9,81.2,6.1,0345.2= 52,772 kf Trong đó: [ s] [ s] -Hệ số phụ thuộc độ võng xích: -Hệ số an toàn cho phép,tra bảng B =16,3 S= Do vậy: s = 30,307 ≥ [ s] =16,3 (thỏa mãn) 6.Xác định thông số đĩa xích: Đường kính vòng chia: Đường kính đỉnh răng: Bán kính đáy: pg 10 5.10 [ 1] 86 với p=25,4 ; n1 =1460 ,ta Hoàng Gia Thái MSSV 1421040507 Tuyển Khoáng B-K59 r = 0, 5025.d + 0, 05 = 0,5025.15,88 + 0, 05 ' ' d =8,0297 với =15.88(bảng B 5.2 [ 1] 78 ) Đường kính chân răng: Kiểm nghiệm đĩa xích chế độ bền tiếp xúc: =0,47 = 353,627 (MPa) Trong đó: Kd -hệ số tải động, có kd =1 A-Diện tích chiều lề ,tra bảng B mm với p=25,4(mm),ta A=180 kr kr 5.12 [ 1] 87 -Hệ số ảnh hưởng số đĩa xích,tra bảng trang 87 [ 1] với Z1 =25,ta =0,395 kd -Hệ số phân bố tải không dãy,nếu sử dụng dãy Fvd = 13.10−7.n1 p m = 13.10−7 kd =1 25, 43 1460 .1= 31,102 (N) (Lực va đập m dãy) E-Modul đàn hồi: E= thép pg 11 E1.E2 = 2,1.105 ( MPa) E1 + E2 E1 = E2 = 2,1.105 ( MPa ) :cả đĩa xích làm Hoàng Gia Thái MSSV 1421040507 Tuyển Khoáng B-K59 5.11 [ 1] 86 Do đó:Tra bảng B ta chọn vật liệu đĩa xích Thép 45 Tôi cải thiện đạt độ cứng HB 170 có ứng suất tiếp cho phép 7.Xác định lực tác dụng lên trục: Fr = k x Ft = 1,05.1197,33= 1257,1965 Trong đó: kx -hệ số kể đến trọng lượng xích:với 8.Tổng hợp thông số truyền: P= 18,5 (kW) M1 = 85917,29 (N.mm) n1 = 1460 (vg/ph) u = 2,107 pg 12 β > 400 ta kx =1,05 Hoàng Gia Thái MSSV 1421040507 Tuyển Khoáng B-K59 Thông số Loại xích Kí hiệu p Đơn vị Giá trị Xích ống lăn (mm) (mm) 25,4 120 Chiều dài xích Khoảng cách trục L (mm) (mm) 1034,47 Số đĩa xích nhỏ Z1 25 Số đĩa xích lớn Z2 53 Vật liệu đĩa xích Đường kính vòng chia đĩa xích nhỏ Thép 45 d1 (mm) 202,65 Đường kính vòng chia đĩa xích lớn d2 (mm) 428,76 Đường kính vòng đỉnh đĩa xích nhỏ d a1 (mm) 213,76 Đường kính vòng đỉnh đĩa xích lớn da (mm) 428,006 Bán kính đáy r Đường kính chân đĩa xích nhỏ df1 (mm) (mm) 8,0297 186,0956 Đường kính chân đĩa xích lớn df2 (mm) 412,7006 Lực tác dụng lên trục Fr (N) 1257,1965 Bước xích Số mắt xích x a Phần : Tính Toán Thiết Kế Bộ Truyền Trong I Tính toán thiết kế truyền bánh trụ nghiêng cặp bánh thứ Thông số đầu vào: P = P1 = 12,61 ( kW ) M = M1 = 173792,22 ( N.mm ) n = n1 = 692,928 u = ubr = 3,3 Lh = 23400 (h) pg 13 Hoàng Gia Thái MSSV 1421040507 Tuyển Khoáng B-K59 Chọn vật liệu làm bánh : Tra bảng B, ta chọn: Vật liệu bánh lớn: - Nhãn hiệu thép: Thép 45 - Chế độ nhiệt luyện : Tôi cải thiện - Độ rắn: HB = 192 240; ta chọn HB2 = 230 - Giới hạn bền: = 750 ( Mpa ) - Giới hạn chảy: = 450 ( Mpa ) Vật liệu bánh nhỏ: - Nhãn hiệu thép: Thép 45 - Chế độ nhiệt luyện : Tôi cải thiện - Độ rắn: HB = 241 285; ta chọn HB1 = 245 - Giới hạn bền: = 850 ( Mpa ) - Giới hạn chảy: = 580 ( Mpa ) Chú ý: Chọn vật liệu hai bánh phải vật liệu nhóm I : HB 350 nên chọn HB1 = HB2 + 10 15 2.Xác định ứng suất cho phép: a Ứng suất tiếp xúc uốn cho phép: = ZRZVKXHKHL = YRYSKXFKFL Trong đó: Chọn sơ : ZRZVKXH = YRYSKXF = SH , SF – Hệ số an toàn tính ứng suất tiếp xúc ứng suất uốn , tra bảng B với - Bánh chủ động: SH1 = 1,1 ; SF1 = 1,75 pg 14 Hoàng Gia Thái MSSV 1421040507 Tuyển Khoáng B-K59 - Bánh bị động: SH2 = 1,1 ; SF2 = 1,75 ; - Ứng suất tiếp xúc uốn cho phép ứng với số chu kỳ sở: = 2HB + 70 = 1,8HB => Bánh chủ động = 2HB1 + 70 = 2.245 + 70 = 560 ( MPa ) = 1,8HB1 = 1,8.245 = 441 ( MPa ) Bánh bị động = 2HB2 + 70 = 2.230 +70 = 530 ( MPa ) = 1,8HB2 = 1,8.230 = 414 ( MPa ) KHL , KFL – Hệ số tuổi thọ, xét đến thời gian phục vụ chế tài tải trọng truyền KHL = KFL = Trong đó: mH, mF – Bậc đường cong mỏi khử ứng suất ứng tiếp xúc Do bánh có HB 350 nên => mH = mF = NHO ; NFO – Số chu kỳ thay đổi ứng suất khử ứng suất tiếp xúc ứng suất uốn NHO = 30 NFO = Do tất loại thép NFO = nên : NHO1 = 30 = 30.2452,4 = 16259974,4 NHO2 = 30 = 30.2302,4 = 13972305,13 NFO1 = NFO2 = NHE ; NFE – Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương 3.Xác định sơ khoảng cách trục: aw = Ka( u +1 ) với: Ka – Hệ số phụ thuộc vật liệu làm bánh cặp bánh răng, tra bảng B => Ka = 43 Mpa1/3 M1 – Mômen xoắn trục chủ động: M1 = 173792,22 ( N.mm ) – Ứng suất tiếp xúc cho phép: = ( Mpa ) = ZRZVKXHKHL1 = = 509,1 ( MPa ) = ZRZVKXHKHL2 = = 481,8 ( MPa ) =>= 495,45(MPa) pg 15 Hoàng Gia Thái MSSV 1421040507 Tuyển Khoáng B-K59 u – Tỷ số truyền: u = 3,3 = – Hệ số, với bw hệ số chiều rộng vành răng, tra bảng B Ta có = 0,3 ; – Hệ số kể đến phân bố không tải trọng chiều rộng vành tính tiếp xúc uốn Tra bảng B ( sơ đồ ) xác định = 0,5.(u+1) = 0,5.0,3.(3,3+1)=0,645 ta được: = 1,03 , = 1,08 => = 43(3,3 +1) = 166,98 ( mm ), làm tròn đến số nguyên gần => = 167 Xác định thông số ăn khớp: a Môđul: m = (0,01 0,02)aw = ( 1,72 3,44 )(mm ) Tra bảng B chọn m theo tiêu chuẩn m = (mm ) b Xác định số răng: Chọn sơ = 14 => cos = 0,970296 Z1 = = = 25,122 chọn Z1 gần với giá trị tính nhất, phải > 17 => Z1 = 26 Z2 = u.Z1 = 3,3.26 = 85,8 , chọn Z2 = 86 Tỷ số truyền thực tế: Ut = = = 3,31 Sai lệch tỷ số truyền: u = 100 = = 0,3% < 4% => thỏa mãn, sai chọn lại Z1 Z2 c Xác định góc nghiêng răng: Cos = = = 1,00598; ý phải nằm khoảng 820 => = arccos(cos) = 12,38 d Xác định góc ăn khớp: => = = arctag = arctag Xác định hệ số thông số động học: Tỷ số truyền thực tế: = 3,31 Đường kính vòng lăn cặp bánh răng: = = = 77,494 ( mm ) = - = 2.167 – 77,494 = 256,506 ( mm ) Vận tốc vòng bánh răng: V = = = 2, 81( m/s ) Tra bảng B với bánh trụ nghiêng v = 2,81 ta cấp xác truyền : CCX = pg 16 Hoàng Gia Thái MSSV 1421040507 Tuyển Khoáng B-K59 Tra phục lục PL với - CCX = - Răng nghiêng - HB < 350 - v = 2,81 ( m/s ) Nội suy tuyến tính ta được: KHv = 1,03 KFv = 1,07 Từ thông tin trang 91 92 ta chọn: Ra = 2,5 1,25 => ZR = 0,95 HB < 350 Có v ( m/s ) Zv = da2 = dw2 = 264,186 ( mm ) < 700 ( m/s ) => KXH = hệ số xét đến ảnh hưởng kích thước bánh rang Chọn YR = – Hệ số ảnh hưởng độ nhám bề mặt chân Ys = 1,08 – 0,0695.ln(m) = 1,08 – 0,0695.ln(3) = 1,004 hệ số xét đến độ nhậy vật liệu tập trung ứng suất , với m – môđun, tính mm Do da2 dw2 = 264,186 ( mm ) 700 ( mm )=>KxF = hệ số xét đến ảnh hưởng kích thước bánh đến độ bền uốn Hệ số tập trung tải trọng: = 1,03 = 1,08 , –Hệ số phân bố không tải trọng đôi tính ứng suất tiếp xúc , uốn : Do truyền bánh trụ thẳng => , = KHv,KFv- hệ số tải trọng động vùng ăn khớp tính ứng suất tiếp xúc, uốn: KHv=1,03 KFv=1,07 Kiểm nghiệm truyền bánh răng: a Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc: = ZMZHZ - Ứng suất tiếp xúc cho phép ZM – Hệ số kể đến tính vật liệu bánh ăn khớp , tra bảng B pg 17 Hoàng Gia Thái MSSV 1421040507 Tuyển Khoáng B-K59 ta có ZM = 274 Mpa1/3 ZH – Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc: ZH = = = 1,753 Z – Hệ số trùng khớp răng, phụ thuộc vào hệ số trùng khớp ngang hệ số trùng khớp dọc : Hệ số trùng khớp ngang: 1,88 – 3,2 = 1,88 - 3,2 = 1,794 Hệ số trùng khớp dọc: = = = 1,14>1 Ta có nên: = = = 0,84 KH - Hệ số tải trọng tính tiếp xúc: KH = = 1.1,03.1,03 = 1,0609 bw - Chiều rộng vành răng: bw = = 0,3.167 = 50,1 Thay vào ta được: = 274.1,753.0,84 = 453,028 ( MPa ) Tính xác = ZvZRKxH = 495,45.1.0,95.1 = 470,67 Kiểm tra: Ta có≤ ==3,748%≤10% =>chấp nhận, sai=>quá thừa bền, phải giảm ψba giảm aw b Kiểm nghiệm độ bền uốn = = - Ứng suất uốn cho phép bánh chủ động bị động KF - Hệ số tải trọng tính uốn: pg 18 Hoàng Gia Thái MSSV 1421040507 Tuyển Khoáng B-K59 KF = = 1.1,08.1,07 = 1,1556 - Hệ số kể đến trùng khớp răng: = = = 0,557 - Hệ số kể đến độ nghiêng cuả răng: = - = - = 0,9116 - Hệ số dạng răng, phụ thuộc vào số tương đương: = = = 92,289 = = = 27,9 Tra bảng B với: = 27,9 x1 = = 92,289 x2 = Ta được: YF1 = 3,8 YF2 = 3,6 Thay vào ta được: = = = 66,54 ( MPa ) = 252 = = = 63,037 ( MPa ) = 236,5 (MPa) Với [σF ] = σ F lim K FL K FC SF Nếu => thỏa mãn, sai tăng m tính lại c Kiểm nghiệm tải: = = 446,907 = 599,589 ( MPa ) = 2,8.min(; ) =2,8 = 2,8.450 = 1260 ( MPa ) = = 1,8.66,54 = 119,772 ( MPa ) = 0,8 = 0,8.580 = 464 ( MPa ) = = 1,8.63,037= 113,4666 ( MPa ) = 0,8 = 0,8.450 = 360 ( MPa ) Nếu => thỏa mãn sai chọn lại vật liệu tính lại Ở Kqt hệ số tải: Kqt = = 1,8 Một vài thông số hình học cặp bánh răng; Đường kính vòng chia: d1 = = = 77,53( mm ) d2 = = = 256,46 ( mm ) pg 19 Hoàng Gia Thái MSSV 1421040507 Tuyển Khoáng B-K59 Khoảng cách trục chia: a = 0,5( d1 + d2 ) = 0,5( 77,63 + 256,46 ) = 167 ( mm ) Đường kính đỉnh răng: da1 = d1 + 2m = 77,53 + 2.3 = 79,83 ( mm ) da2 = d2 + 2m = 256,46 + 2.3 = 258,76 ( mm ) Đường kính đáy răng: df1 = d1 - 2,5m = 77,63 - 2,5.3 = 70,13 ( mm ) df2 = d2 - 2,5m = 256,46 - 2,5.3 = 248,96 ( mm ) Đường kính vòng sở: db1 = d1cos = 77,63.cos20 = 72,94 ( mm ) db2 = d2cos = 256,46.cos20 = 240,99 ( mm ) Góc profin gốc = 20 Bảng tổng hợp thông số truyền bánh răng: P = P1=12,61 ( kW ) M = M1 = 173792,22 ( kW ) n = n1 = 692,928 (vg/ph) u = ubr = 3,3 Lh = 23400 (h) Thông số Khoảng cách trục chia Khoảng cách trục Số Đường kính vòng chia Đường kính vòng lăn Đường kính vòng đỉnh Đường kính vòng sở Hệ số dịch chỉnh pg 20 Kí hiệu A aw Z1 Z2 d1 d2 dw1 dw2 da1 da2 db1 db2 x1 x2 Đơn vị ( mm ) ( mm ) ( mm ) ( mm ) ( mm ) ( mm ) ( mm ) ( mm ) ( mm ) ( mm ) Giá trị 166,98 167 26 86 79,86 264,14 77,494 256,506 85,86 270,14 75,044 248,21 0 Hoàng Gia Thái MSSV 1421040507 Tuyển Khoáng B-K59 Góc Profin gốc Góc Profin rang Góc ăn khớp Hệ số trùng khớp ngang Hệ số trùng khớp dọc Môđun pháp Góc nghiêng độ độ độ M ( mm ) độ 20o 20o 20,43 1,794 0,14 12,38o PHẦN 4: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC, CHỌN Ổ LĂN KHỚP NỐI I, Tính toán thiết kế trục 1, Chọn vật liệu làm trục: Chọn thép 45 cải thiện để chế tạo trục 2, Xác định lực sơ đồ phân bố lực tác dụng lên trục: a, Sơ đồ phân bố lực: - Đặt hệ trục tọa độ Oxyz : Vẽ tách sơ đồ cấu: Xác định chiều quay trục, lực điểm đặt lực tác dụng lên trục, bánh răng: b, Xác định giá trị lực tác dụng lên trục, bánh răng: - - Với truyền bánh nghiêng: Cặp bánh thứ Ft1 = Ft2 = = = 4485,3 (N) Fr1 = Fr2 = = = 1710,51 (N) Fa1 = Fa2 = Ft1.tg β = 4485,3.tg() = 984,51 (N) Với truyền bánh nghiêng cặp bánh thứ Ft3 = Ft4 = = 8277,32 (N) Fr3 = Fr4 = = = 3221,05 (N) Fa3 = Fa4 = Ft3.tg β = 8277,32.tg() = 2176,14 (N) 3, Thiết kế trục: a, Tính sơ đường kính trục chiều rộng ổ lăn tương ứng: pg 21 Hoàng Gia Thái MSSV 1421040507 Tuyển Khoáng B-K59 dsb1 = = = 38,69 (mm) dsb2 = = = 47,97 (mm) dsb3= = = 59,85 (mm) [τ]= (15÷30)MPa; trục nên dùng [τ] với giá trị nhỏ; trục nên dùng với giá trị lớn Chọn d1= 40mm; d2= 50mm ; d3= 60mm 5) (làm tròn đến hàng đơn vị số b, Xác định khoảng cách gối đỡ điểm đặt lực - - Xác định chiều rộng ổ lăn trục Tra bảng BChọn chiều rộng ổ lăn trục: bo1=23mm; bo2= 27mm; b03=33mm Xác định khoảng cách : Vẽ sơ bố trí phần tử hệ dẫn động từ tính khoảng cách gối đỡ va điểm đặt lực + khoảng cách cạnh chi tiết quay đến thành hộp : k1=10mm + khoảng cách cạnh ổ đến thành tring hộp k2= 10mm + khoảng cách cạnh chi tiết quay đến lắp ổ k3= 10mm + ( Trên truc II ) Chiều dài may bánh trụ nghiêng lm22=lm23=(1,2÷1,5)d2=(1,2÷1,5)=(60÷75) (mm) ⇒ Chọn lm22= 60mm; lm23=70 mm + (Trên trục 1) Chiều dài may bánh trụ nghiêng Lm14=(1,2÷1,5)d1= (1,2÷1,5).40= (48÷60) (mm) ⇒ l14= lc14= 0,5.(lm14+bo1)+k1+hn= 0,5.(50+23)+10+15=61,5 (mm) Chọn l14= 65mm + Chiều dài đoạn trục (II) l22= 0,5.(lm22+bo2)+k1+k2= 0,5.(60+27)+10+10=63,5 (mm) Chọn l22= 65mm l23= l22+0,5.(lm22+lm23)+k1= 65+0,5.(60+70)+10= 140 (mm) Chọn l23= 140mm pg 22 Hoàng Gia Thái MSSV 1421040507 Tuyển Khoáng B-K59 l21= lm22+lm23+3k1+2k2+bo2= 60+70+3.10+2.10+27= 207 (mm) Chọn l21= 210 (mm) Tính kiểm nghiệm trục chọn then a Xác định phản lực ( hình lớn : phản lực ) 3.1: Trục I ( Vẽ hình phản lực ) Tính phản lực gối đỡ : + ΣΜAY= Pđy.65 + Pr1.65 – RCy.(145+65)= Pđ.Sin(50).65+ Pr1.65 – RCy (145+65)=0 = 1257,1965.65.Sin(50) + 1813,03.65 - 210 RCy 210 RCy = 1257,1965.65.Sin(50) + 1813,03.65 RCy = 1257,1965.65.Sin(50) + 1813,03.65 / 210 ⇒ Vậy RCy= 859,268 (N) ⇒ Chiều hình vẽ • + Chiếu lên Oy ⇒ Pđ.sin50o – Pr1 + RCy + RAy =0 ⇒ RAy = -Pđ.sin(50o )+ Pr1 - RCy = -1257,1965.sin(50) + 1813,03 – 859,268 = -9,306 (N) + ΣΜAZ= Pđ.cos(50o).65 + P1.65 – RCZ.210=0 =1257,1965.cos(50).65 + 4754,12.65 - RCZ.210 = ⇒ RCZ = 1721,64 (N) + Chiếu lên Oz: ⇒ RCZ –P1 + Pđ.cos(50o )+ RAZ = ⇒ RAZ = 2302,809 (N) + Mặt cắt A có : MuzA= Pđ.cos50o.65= 1257,1965.cos(50).65= 52527,17 (Nmm) MuyA= Pđ.sin50o.65= 1257,1965.sin(50).65= 62599,44 (Nmm) + Mặt cắt B có : pg 23 Hoàng Gia Thái MSSV 1421040507 Tuyển Khoáng B-K59 MuzB= RCZ.145= 1721,64.145=249637,8 (Nmm) MuyB= RCy.145= 859,268.145= 124593,86 (Nmm) ( Biểu đồ momen trục I) Thấy B tiết diện nguy hiểm nhất: MuB= = = 279002,97(Nmm) Mtđ==(Nmm)   pg 24 d = = 36,91 (mm) ( Tra bảng 10.5[1] tìm [) Chọn d=37mm ( làm tương tự với trục )