Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải (phương án số 15)

Đồ án Chi Tiết Máy Huỳnh Thiện Tính G0902801 MỤC LỤC ĐỒ ÁN MÔN HỌC .1 PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN .3 PHẦN II: TÍNH TỐN THIẾT KẾ CÁC CHI MÁY D.1.Chọn vật liệu : .27 1)Chọn vật liệu trục ứng suất cho phép [] .27 2)Xác định nối trục vòng đàn hồi: .28 D.2.Tính tốn thiết kế trục: 29 1)Tính sơ trục: 29 2)Xác định khoảng cách gối đỡ điểm đặt lực: 29 3)Tải trọng tác dụng lên trục : 31 CHỌN VÀ KIỂM TRA NỐI TRỤC ĐÀN HỒI 51 THIẾT KẾ VỎ HỘP 52 CÁC CHI TIẾT PHỤ KHÁC 54 PHẦN III:CHỌN DUNG SAI LẮP GHÉP 56 PHẦN IV: TÀI LIỆU THAM KHẢO 57 ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY Sinh viên thực hiện: Huỳnh Thiện Tính Ngành đào tạo: Ơ tơ – Máy Động Lực Giáo viên hướng dẫn: Dương Đăng Danh Ngày hoàn thành: MSSV: G0902801 Ký tên: Ngày bảo vệ: Đề số 2: THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẨN ĐỘNG BĂNG TẢI Phương án số 15 Đồ án Chi Tiết Máy Huỳnh Thiện Tính G0902801 Hệ thống dẫn động băng tải gồm: 1- Động điện pha không đồng bộ; 2- Nối trục đàn hồi; 3- Hộp giảm tốc bánh trụ hai cấp khai triển; 4- Bộ truyền xích ống lăn; 5- Băng tải Số liệu thiết kế: Lực vòng băng tải F = 9000 (N) Vận tốc băng tải 0,8 v(m/s) Đường kính tang dẫn 500 D(mm) Thời gian phục vụ L(năm) Quay chiều, làm việc ca, tải va đập nhẹ (1 năm làm việc 300 ngày, ca làm việc giờ) Chế độ tải: t1 = 45 s; t2 = 44 s; T1 = T; T2 = 0,7T Yêu cầu: 01 thuyết minh 01 vẽ lắp A0 01 vẽ chi tiết Nội dung thuyết minh: Xác định công suất động phân bố tỉ số truyền cho hệ thống truyền động Tính tốn thiết kế chi tiết máy: a Tính tốn truyền hở (đai, xích bánh răng) b Tính truyền hộp giảm tốc (bánh răng, trục vít ) c Vẽ sơ đồ lực tác dụng lên truyền tính giá trị lực Đồ án Chi Tiết Máy d e f Huỳnh Thiện Tính G0902801 Tính tốn thiết kế trục then Chọn ổ lăn nối trục Chọn thân máy, bulông chi tiết phụ khác Chọn dung sai lắp ghép Tài liệu tham khảo PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN I CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN: Hiệu suất truyền động: η = ηkn η η x ηol2 br ηkn= 0,99 : Hiệu suất khớp nối ηbr= 0,98 : Hiệu suất truyền bánh ηx= 0,96 : Hiệu suất truyền xích ηol= 0,99 : Hiệu suất truyền cặp ổ lăn  η = 0,831 Xác định công suất động cơ: Ptd= Pmax  T1   T2   ÷ t1 +  ÷ t2 T  T  t1 + t2 Đồ án Chi Tiết Máy Huỳnh Thiện Tính G0902801 F v 9000.9,8 = = 7,2 (kw) 1000 1000 12.45 + (0, 7) 44  Ptd = 7,2 = 6,227 (kw) 45 + 44 Mà Pmax = - Công suất cần thiết trục động Pct= - Pt 7, = ≈ 7,49 (kW) η 0,831 Xác định số vòng quay sơ động Số vịng quay trục cơng tác nlv = 60000.v 60000.0,8 = ≈ 30,558 (vòng/phút) π D π 500 Tỷ số truyền uch = uh.ux Chọn: uh = tỷ số truyền hộp giảm tốc cấp ux = tỷ số truyền truyền xích  uch = = 24 - Số vòng quay sơ động cơ: nsb = nlv.nch = 30,558 24 = 733,392 (v/p) Chọn động Pdc = 11 (kw), n = 730 (v/p) Dựa vào bảng P1.3 trang 236 sách “ Tính Tốn Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí Tập Một” “Trịnh Chất Lê Văn Uyển” ta chọn động “4A160M8Y3 ”có cơng suất 11 KW số vịng quay trục 730 ( Vòng/Phút ) II PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN TRONG HỘP GIẢM TỐC CẤP: Tỷ số truyền: Tỷ số truyền chung hệ thống: 730 = 23,889 30,558 Đối với hộp giảm tốc u1 = 3,3; u2 = 2, 42 chọn từ bảng 3.1 trang 43 sách “ Tính uch = Tốn Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí Tập Một” “Trịnh Chất Lê Văn Uyển” ux = uch 23,889 = = 2,986 uh Tính tốn cơng suất trục P3 = Pmax = 7, 2(kw) P 7, P2 = = = 7,99 (kw) ηolη x 0,99.0,96 Đồ án Chi Tiết Máy Huỳnh Thiện Tính G0902801 P2 7,99 = = 8,24 (kw) ηolηbr 0,99.0,98 P 8, 24 P1 = = = 8,49 (kw) ηolηbr 0,99.0,98 P 8, 49 Pdc = = = 8,66 (kw) ηolη kn 0,99.0,99 P1 = Tính số vịng quay trục ndc = 730 (v/p) n1 = ndc = 730 (v/p) n1 730 = = 221,212 (v/p) u1 3,3 n2 221, 212 n3 = = = 91,4 (v/p) u2 2, 42 n3 91, = = 30,47 (v/p) n4 = u3 n2 = Tính moment xoắn trục 8, 49 ≈ 111068 (Nmm) 730 9, 237 ≈ 361732 (Nmm) T2= 9.55 106 = 9.55 106 221, 212 7,992 ≈ 835050 (Nmm) T3= 9.55 106 = 9.55 106 91, P4 7, ≈ 2256868 (Nmm) T4= 9.55 106 = 9.55 106 n4 30, 47 Pdc 11 ≈ 143904 (Nmm) Tdc = 9.55 106 = 9.55 106 ndc 730 T1= 9.55 106 = 9.55 106 Động Công suất (kW) Tỉ số truyền Sốvòng quay n (vòng/phút) Moment xoắn T (Nmm) Trục 8,66 Trục 8,49 Trục 8,24 3,3 Trục băng tải 7,99 2,42 7,2 730 730 221 91 30 143904 111068 361732 835050 2256868 Đồ án Chi Tiết Máy Huỳnh Thiện Tính G0902801 PHẦN II: TÍNH TỐN THIẾT KẾ CÁC CHI MÁY A TÍNH TỐN BỘ TRUYỀN XÍCH: Số liệu tính tốn: Cơng suất 7,99 kW Số vòng quay bánh dẫn 91 v/p Tỉ số truyền Điều kiện làm việc - Quay chiều, làm việc ca - Tải va đập nhẹ, bôi trơn nhỏ giọt - Trục đĩa xích điều chỉnh Tính tốn thiết kế: 1) Chọn loại xích ống lăn dãy: 2) Số đĩa xích dẫn: Z1 = 29 – 2.ux = 29 – 2.3 = 23 > 19  Z2 = ux.Z1 = 3.23 = 69  Chọn Z2 = 92 < Zmax = 120 ( theo công thức (5.1) trang 80 [I] ) Đồ án Chi Tiết Máy Huỳnh Thiện Tính G0902801 3) Hệ số điều kiện sử dụng xích: Theo cơng thức (5.4) trang 81 [I] K = K0.Ka.Kđc.Kbt.Kđ Kc K0 = Hệ số kể đến ảnh hưởng bố trí truyền nằm ngang Ka = Hệ số kể đến khoảng cách trục với a = ( 30÷50)p Kđc = Hệ số ảnh hưởng khả điều chỉnh lực căng xích Kbt = Hệ số kể đến ảnh hưởng bôi trơn Kđ = Hệ số tải trọng động ứng với tải va đập nhẹ Kc = 1,25 Hệ số làm việc ứng với làm việc ca Nên K = 1,25 Ta có hệ số vịng quay K n = n01 50 = = 0,55 n1 91 Với n 01 = 50 tra từ bảng 5.5 trang 81 [I] Và hệ số đĩa xích: K z = 25 25 = = 1, 09 Z1 23 Hệ số xét đến dãy xích ứng với xích dãy: kx = 4) Cơng suất tính tốn: Pt = K K n K z P 1, 25.0,55.1, 09.7,99 = = 5,99(kW ) Kx Theo bảng 5.5 trang 81 [ I ] ứng với công suất cho phép [P] > Pt Số vòng quay thực nghiệm n01= 20 (v/p) nên bước xích pc= 38,1(mm) 5) Kiểm tra số vịng quay tới hạn: ứng với bước xích pc=38,1 mm Tra từ bảng 5.8 trang 83 [I] ta có ntới hạn = 500 (v/p) > nbộ truyền = 91 (v/p) Ta thấy bước xích vừa chọn thỏa mãn 6) Kiểm nghiệm bước xích: theo cơng thức 5.26 trang 183 ”sách Cơ Sở Thiết Kế Máy – Nguyễn Hữu Lộc” pc ≥ 600 P.K Z1.n1[ Po].K x Tra bảng 5.3 trang 181 [III] , ta chọn [P0] = 29 ( MPa ) Suy pc ≥ 600 7,99.1, 25 = 30,88(mm) 23.91.35 Nên bước xích chọn pc=38,1 mm thỏa mãn điều kiện 7) Tính tốn thơng số truyền xích vừa chọn : o Vận tốc trung bình xích : v= n1 pc Z1 91.38,1.23 = = 1,329( m / s ) 60000 60000 Đồ án Chi Tiết Máy Huỳnh Thiện Tính G0902801 o Lực vịng có ích : Ft = 1000.P 1000.7,99 = = 6012( N ) v 1,329 o Chọn khỏang cách trục sơ : Theo công thức 5.11 trang 84 [I] , a = (30 50) pc Nên chọn a = 40.pc = 40.38,1 = 1524 (mm) o Số mắt xích : ( theo cơng thức 5.12 trang 85 [I]) 2 2a Z1 + Z  Z − Z1  pc 23 + 69  69 − 23  X= + + + ÷ = 2.40 + ÷ = 127,34( mm) pc 2  2π  a  2π  40 Ta chọn X = 128 mắt xích o Chiều dài xích : ( theo cơng thức 5.8 trang 175 [III]) Ta có L = X.pc = 128.38,1= 4876,8 (mm) Ta tính khỏang cách trục xác (theo công thức 5.13 trang 85 [I]) 2  Z1 + Z Z1 + Z    Z − Z1    a = pc 0, 25 X − + X − ÷ − 8 ÷ 2     2π     2  23 + 69 23 + 69    69 − 23    a = 38,1.0, 25 128 − + 128 − ÷ − 8 ÷ = 1536, 786mm 2  2π        Và để truyền xích làm việc bình thường ta giảm khỏang cách trục xuống đọan ∆a = (0, 002 ÷ 0, 004)a Do ta có khỏang cách trục tính tóan : a = 1536, 786.(1 − 0, 003) = 1532( mm) o Lực tác dụng lên trục : Frx= Km Ft = 1,15.6012 = 6913,8 (N) Theo công thức 5.20 trang 88 [I] Km=1,15 hệ số trọng lượng xích ứng với truyền xích nằm ngang o Đường kính vịng chia đĩa xích : ( theo công thức 5.17 trang 86 [I] )  Bánh dẫn : d1 = pc 38,1 = = 280(mm) π π sin( ) sin( ) Z1 23  Bánh bị dẫn : d2 = pc 38,1 = = 837(mm) π π sin( ) sin( ) Z2 69 1) Kiểm nghiệm số lần xích va đập giây : Theo công thức 5.14 bảng 5.9 trang 85 [I], ta có : Đồ án Chi Tiết Máy i= Huỳnh Thiện Tính G0902801 Z1.n1 23.91 = = 1, 09 < [i ] = 20 ( thỏa điều kiện ) 15 X 15.128 2) Kiểm tra xích theo hệ số an tịan : Theo cơng thức 5.15 trang 85 [I] , ta có : Q s= ≥ [ s] kđ Ft + Fv + F0 Trong : o Q = 127 kN – tải trọng phá hủy cho phép xích ( tra bảng 5.2 trang 78 [I] ) o Ft = 6012 N - lực nhánh căng , kd ; o Fv = qm.v2 = 5,5.1,3292 = 9,7(N) Với qm = 5,5 (kg/m) – khối lượng 1m xích ( tra bảng 5.2 trang 78 [I] ) o F0 - lực căng ban đầu F0 = Kf a qm g = x 1,532 x 5,5 x 9,81= 495,95 (N) (Theo công thức 5.16 trang 85 [I] ) Với Kf = hệ số phụ thuộc độ võng xích xích nằm ngang o [s] = 8,5 – hệ số an tòan cho phép (tra bảng 5.10 trang 86 [I]) Q 127000 = = 19, 49 ≥ [ s ] = 8,5 Suy s = kđ Ft + Fv + F0 6012 + 9,7 + 495,95  Thỏa điều kiện B TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ BÁNH RĂNG CỦA HỘP GIẢM TỐC: Số liệu thiết kế: Chế độ tải T1=T T2=0,7T t1=45s Điều kiện làm việc t2=44s - Quay chiều , làm viêc ca - năm làm việc 300 ngày,1 ca làm việc - Tải va đập nhẹ Tính tốn thiết kế: B.1 CHỌN VẬT LIỆU VÀ TÍNH ỨNG SUẤT CHO PHÉP: 1) Chọn vật liệu: Do khơng có u cầu đặc biệt theo quan điểm thống hóa thiết kế, theo bảng 6.1 trang 92 [1], chọn vật liệu cấp bánh sau: Đồ án Chi Tiết Máy Huỳnh Thiện Tính G0902801 Thép 45 tơi cải thiện σbI = 850 Mpa Bánh lớn Thép 45 cải thiện σbII = 750MPa Phân tỉ số truyền Uh = 8, ta u1 =3,3; u2 =2,42 2) Xác định ứng suất tiếp xúc: − Chọn độ rắn bánh nhỏ: HBI = 250 − Chọn độ rắn bánh lớn: HBII = 240 Theo bảng 6.2 trang 94 [I]: σ H0 lim = HB + 70 S H = 1,1 Bánh nhỏ Độ rắn HBI = 241 ÷ 285 σchI = 580MPa Độ rắn HBII = 192 ÷ 240 σch = 450 MPa S F = 1, 75 σ F0 lim = 1,8 HB Bánh nhỏ: σ Ho lim1 = 2.250 + 70 = 570 ( MPa) σ Fo lim1 = 1,8.250 = 450 ( MPa) Bánh lớn: σ Ho lim = 2.240 + 70 = 550( MPa ) σ Fo lim = 1,8.240 = 432( MPa) 3) Số chu kỳ làm việc sở: Theo công thức 6.5 trang 93 [I] ta có: N HO = 30 H 2,4 HB N HO1 = 30.2502,4 = 1,7.107 ( chu kỳ ) N HO2 = 30.2402,4 = 1,55.107 4) Số chu kỳ làm việc tương đương: Theo công thức 6.7 trang 93 [I] ta có: N HE Ti m2H = 60c.∑ ( ) ni ti Tmax Trong đó: mH = bậc đường cong mỏi Lh = 300 x x x = 43200 c =1: số lần khớp vòng quay Suy ra: N HEi  T 3 45  0, 7T 3 44  = 60.c.ni Lh  ÷ +  ÷   T  89  T  89  10 Đồ án Chi Tiết Máy Huỳnh Thiện Tính G0902801 44   45 N FE1 = 60.1.730.43200  + 0, ÷ = 10, 668.108 (chu ky ) 89   89 44   45 N FE = 60.1.221.43200  + 0, ÷ = 3, 23.108 (chu ky ) 89   89 44   45 N FE = 60.1.91, 4.43200  + 0, 76 ÷ = 1,33.108 (chu ky ) 89   89 Và NFO = 4.106 ( tất loại thép) Nên NFE1 > NFO suy KFL1 = NFE2 > NFO suy KFL2 = Bộ truyền quay chiều nên KFC = Theo công thức 6.2a trang 93 [1], ta có: σ o K K [ σ F ] = F lim FL FC SF 450.1.1 = 257,1( MPa ) [ σ F1 ] = 1, 75 432.1.1 = 271,5 ( MPa ) [σF2] = 1,75 Theo công thức 6.14 trang 96 [I], ưng suất tải cho phép: [ σ H ] max = 2,8σ ch = 2,8.450 = 1260 MPa [ σ F1 ] max = 0,8σ ch1 = 0,8.580 = 464 MPa [ σ F ] max = 0,8σ ch = 0,8.450 = 360 MPa B.2 TÍNH TỐN CẤP CHẬM BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG THẲNG: 1) Số liệu: T3 = 361732 Nmm 2) Xác định sơ khoảng cách trục: Theo công thức 6.15a trang 96 [I], ta có: T3 K H β aw = K a ( u2 + 1) [ σ H ] u2 ψ ba Với T2 = 361732 Nmm Ψba = 0,4 (Bảng 6.6 trang 97 [1]) Ψbd = 0,53 Ψba.(u+1) = 0,53.0,4.(2,42+1) = 0,725 Ka = 49,5 (Bảng 6.5 trang 96 [1] với bánh thẳng) KHβ = 1,02 (Bảng 6.7 trang 98 [1]) 12 Đồ án Chi Tiết Máy ⇒ aw = 49,5 ( 2, 42 + 1) Huỳnh Thiện Tính G0902801 361732.1, 02 = 210, 04( mm) 445,52.2, 42.0, Chọn aw = 210 mm 3) Xác định thông số ăn khớp:  Modun: Ta có: m = (0,01 ÷ 0,02).aw = 2,1 ÷ 4,2 Theo quan điểm thống hóa thiết kế ta chọn m = 2,5  Số răng: 2.aw 2.210 Z1 = = = 49,12 m2 ( u2 + 1) 2,5 ( 2, 42 + 1) Chọn Z1 = 49 Z2 = Z1.u2 = 49.2,42 = 118,58 Chọn Z2 = 119 4) Tỉ số truyền thực: u2 m = Z 119 = = 2, 42 Z1 49 Sai lệch so với trước: 0% 5) Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc:  Ứng suất tiếp xúc bề mặt làm việc: σ H = Z M Z H Zε 2T2 K H ( u2 m + 1) bwu2 m d w2 Theo bảng 6.5 trang 96 [1] với vật liệu thép – thép ta có : Zm = 274 (MPa)1/3 : hệ số kể đến tính vật liệu bánh ăn khớp ZH : hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc ZH = 2.cos βb sin ( 2aw ) βb = Do tg β b = cos α t tg β β = αt : góc profin αtw : góc ăn khớp Theo TCVN1065 – 71 α = 200 13 Đồ án Chi Tiết Máy  tgα α t = α tw = acrtg   cos β ⇒ ZH = Huỳnh Thiện Tính G0902801  0 ÷ = acrtg ( tg 20 ) = 20  cos 00 = 1, 764 sin 2.20 Zε :hệ số kể đến trùng khớp bánh Chiều rộng vành : bw =aw.ψba = 210.0,3 = 63 Hệ số trùng khớp dọc: εβ = bw sin β = 0< π m Vì εβ < nên: Zε = − εα   1     ε α = 1,88 − 3,  + ÷ cos β = 1,88 − 3,  + ÷ cos = 1, 788  49 119     Z1 Z    ⇒ Zε = − 1, 788 = 0,859 KH : hệ số tải trọng tính tiếp xúc K H = K H β K H α K Hv KHβ : hệ số kể đến phân bố không tải trọng chiều rộng Từ bảng 6.7 trang 98 [I] : KHβ = 1,03 Theo công thức 6.40 trang 106 [I] ta có vận tốc vịng : π d w3 n2 6.104 Đường kính vịng lăn bánh nhỏ: v= d w3 = 2.aw 2.210 = = 122,8 mm (theo công thức bảng 6.11 trang 104 [I] ) u2 m + 2, 42 + π 122,8.221 = 1, 41 ( m / s ) 6.104 Từ bảng 6.13 trang 106 [1] với v < ta chọn cấp xác ⇒v= 14 Đồ án Chi Tiết Máy Huỳnh Thiện Tính G0902801 Từ bảng 6.14 trang 107 [1] ta chọn trị số hệ số phân bố không tải trọng cho đôi đồng thời ăn khớp: KHα = 1,13 KFα = 1,37 KHV : hệ số kể đến tải trọng động xuất vùng ăn khớp K HV = + vH bw3 d w3 2.T2 K H β K Hα vH = δ H g o v aw u2 m Theo bảng 6.15 , 6.16 trang 107 [1]: δH =0,006 : hệ số kể đến ảnh hưởng sai số ăn khớp go = 73 : hệ số kể đến ảnh hưỏng sai lệch bước ⇒ vH = 0, 006.73.1, 41 210 = 5, 753 2, 42 3, 753.105.122,8 = 1, 057 2.361732.1, 03.1,13 ⇒ K H = 1, 03.1,13.1, 057 = 1, 23 ⇒ K HV = +  Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng: σ H = Z M Z H Zε 2T2 K H ( u2 m + 1) 2.361731.1, 23 ( 2, 42 + 1) = 274.1, 764.0,859 = 455, 43MPa bwu2 m d w3 63.2, 42.128,82 Ta thấy σH < [σH ]=1260 MPa nên thoả điều kiện tiếp xúc 6) Kiểm nghiệm độ bền uốn : Theo công thức 6.43 trang 108 [I] : σ F = 2.YF T2 K F β K FV K Fα Yε Yβ d w3 bw3 m2 Hệ số dạng YF: Số tương đương Z3 = 49 cos3 β Z4 Zv = = 119 cos3 β Zv3 = 15 Đồ án Chi Tiết Máy Huỳnh Thiện Tính G0902801 Từ bảng 6.18 trang 109 [1] ta có: Đối với bánh dẫn: YF3 = 3,65 Đối với bánh bị dẫn: YF4 = 3,6 Từ bảng 6.7 trang 98 [1] (sơ đồ 5):  KFβ = 1,08 Từ bảmg 6.14 trang 107 [1] ta có KFα = 1,37 Từ bảng 6.15, 6.16 trang 107 [1] ta có: δF = 0,016 go = 73 Yε - hệ số kể đến trùng khớp : Yε = 1 = = 0, ε α 1, 788 Yβ - hệ số kể đến độ nghiêng : Yβ = − β = 1− = 140 Với vF = δ F g v aw 210 = 0, 006.73.1,14 = 4, 65 u2 m 2, 42 v b d 4, 65.105.122,8 F w w3  K Fv = + 2.T K K = + 2.361732.1, 08.1,37 = Fβ Fα  σ F3 = 2.3, 65.361732.1, 08.1,37.1.0, 6.1 = 121, ( MPa ) 122,8.63.2,5 Ta thấy σF3 < [σF3 ] (thoả) Và σ F = σ F YF 3, = 72, 72 = 71, 72 ( MPa ) YF 3, 65  σF4 < [σ F4 ] Vậy bánh thoả điều kiện độ bền uốn 7) Các thơng số hình học truyền: Khoảng cách trục aw = 210 mm Modun m = 2,5 16 Đồ án Chi Tiết Máy Huỳnh Thiện Tính G0902801 Chiều rộng vành bw = 63 mm Tỉ số truyền thực u2 = 2,42 Góc nghiêng β =0 Số bánh Z3 =49 ; Z4 = 119 Hệ số dịch chỉnh x1 =0 ; x2 = Đường kính vịng chia d3 = Z m = 49.2,5 = 122,5 mm d = Z m = 119.2,5 = 297,5 mm Đường kính vịng đỉnh d a = d3 + 2.mn = 122,5 + 2.2,5 = 127,5 mm d a = d + 2.mn = 297.5 + 2.2,5 = 302,5mm Đường kính vịng đáy d f = d3 − 2,5.mn = 122,5 − 2,5.2,5 = 116, 25 mm d f = d − 2,5.mn = 297,5 − 2,5.2,5 = 291, 25 mm 8) Giá trị lực: Bánh dẫn cấp chậm : • Lực vịng: Ft = 2.T2 2.361732 = = 5891, ( N ) d w3 122,8 • Lực hướng tâm: tgα tw tg 200 Fr = Ft = 5891, = 13180 ( N ) cos β cos 00 B.3 TÍNH TOÁN CẤP NHANH BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG: 1) Số liệu: Công suất P = 8,49 kW Số vòng quay bánh dẫn n1=730 v/p Moment xoắn TI = 111068 Nmm Tỷ số truyền uI = 3,3 Tuổi thọ L = năm 17 Đồ án Chi Tiết Máy Huỳnh Thiện Tính G0902801 Chọn vật liệu chế tạo bánh giống cấp chậm 2) Xác định sơ khoảng cách trục: Theo công thức 6.15a trang 96 [I] ta có: aw = K a ( u1 + 1) Với T1.K H β [σH ] u1.ψ ba T2 = 111068 Nmm Ψba = 0,3 (Bảng 6.6 trang 97 [1]) Ψbd = 0,53 Ψba.(u+1) = 0,53.0,3.(3,3+1) = 0,68 Ka = 49,5 (Bảng 6.5 trang 96 [1] với bánh thẳng) KHβ = 1,07 (Bảng 6.7 trang 98 [1]) ⇒ aw = 49,5.(3,3 + 1) 111068.1, 07 = 180(mm) 445,52.3,3.0,3 Chọn aw =180 mm 3) Xác định thơng số ăn khớp: Modun góc nghiêng răng: Ta có: m = (0,01÷0,02)aw = 1,8 ÷ 3,6 Theo quan điểm thong hóa thiết kế ta chọn m = 2,5 (mm) Đối với bánh nghiêng 20 ≥ β ≥ 2aw cos β 2aw cos β m ax m ( u1 + 1) cos80 ≥ ≥ Z1 ≤ m ( u1 + 1) mn Z1 ( u + 1) ≥ cos 200 2aw ⇒ 2aw cos80 2a cos 200 ≥ Z1 ≥ w mn ( u + 1) mn ( u + 1) ⇒ 2.180.cos80 2.180.cos 200 ≥ Z1 ≥ 2,5 ( 3,3 + 1) 2,5 ( 3,3 + 1) ⇒ 33,16 ≥ Z1 ≥ 31 Chọn Z1 = 32 (răng) Z2 =Z1 u1 = 32.3,3 = 105,6 , chọn Z2=106 (răng) Số tương đương : Zt = Z1 + Z2 = 32+106 = 138(răng) 18 Đồ án Chi Tiết Máy Cos β = Huỳnh Thiện Tính G0902801  m.Z t m.Z t => β = arc cos  2.aw  2.aw   2,5.138  ÷ = arc cos  ÷ = 16, 2.180    4) Tỉ số truyền thực: u1m = Z 106 = = 3,3125 Z1 32 Sai lệch so với trước: 3,3125 − 3,3 100% = 0, 038% 3,3 5) Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc: Theo công thức 6.33 trang 105 [I] , ta có: Ứng suất tiếp xúc bề mặt làm việc σ H = Z M Z H Zε 2TI K H ( u1m + 1) bwu1m d w21 Trong : ZM - hệ số kể đến tính vật liệu bánh ăn khớp Theo bảng 6.5 trang 96 [I] với vật liệu thép – thép ta có : ZM = 274 (MPa)1/3 ZH - hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc Theo công thức 6.34 trang 105 [I] ta có : Z H = 2.cos βb sin ( 2α tw ) Ở : tg βb = cos α t tg β (công thức 6.35 trang 105 [I]) Với αt : góc profin αtw : góc ăn khớp Theo TCVN1065 – 71 , α = 200 (từ bảng 6.11 trang 104 [I] )  tg 200   tgα  α t = α tw = acrtg  = 20,80 ÷ = acrtg  ÷  cos β   cos16,  0  βb = arctg [ cos α t tg β ] = arctg cos(20,8 ).tg (16, )  = 15,57 Nên ZH = 2.cos15,57 = 1, sin(2.20,80 ) Zε - hệ số kể đến trùng khớp bánh Chiều rộng vành : (theo công thức trang 108 [I]) 19 Đồ án Chi Tiết Máy Huỳnh Thiện Tính G0902801 bw = aw.ψba = 180 0,3 = 54 (mm) Hệ số trùng khớp dọc: (theo công thức 6.37 trang 105 [I] ) εβ = bw sin β 54.sin(16, 60 ) = = 1,96 π m π 2,5 εα Vì εβ > nên Zε =  (theo công thức 6.36c trang 105 [I])  1     + ÷ cos β = 1,88 − 3,  + ÷ cos16, = 1, 76  32 106     Z1 Z   Với ε α = 1,88 − 3,   (theo công thức 6.38b trang 105 [I] ) Suy ra: Zε = = 0, 75 1, 76 KH - hệ số tải trọng tính tiếp xúc Theo cơng thức 6.39 trang 106 [I] , ta có : K H = K H β K H α K Hv Trong : Theo cơng thức 6.40 trang 106 [I],ta có vận tốc vịng v = Đường kính vòng lăn bánh nhỏ : d w1 = π d w1.nI 6.10 2.aw 2.180 = = 84(mm) u1m + 3,3125 + (theo công thức bảng 6.11 trang 104 [I] ) Nên v = π 84.730 = 3, ( m / s ) 6.104 Từ bảng 6.13 trang 106 [I] với v < ta chọn cấp xác Từ bảng 6.14 trang 107 [I] ta chọn trị số hệ số phân bố không tải trọng cho đôi đồng thời ăn khớp: KHα = 1,16 KFα = 1,40 KHV - hệ số kể đến tải trọng động xuất vùng ăn khớp Theo công thức 6.41 trang 107 [I] , ta có : K HV = + vH bw1.d w1 2.TI K H β K H α 20 Đồ án Chi Tiết Máy Trong : vH = δ H g o v Huỳnh Thiện Tính G0902801 aw (theo công thức 6.42 trang 107 [I] ) u1m Theo bảng 6.15 , 6.16 trang 107 [I]: δH =0,002 : hệ số kể đến ảnh hưởng sai số ăn khớp go = 73 : hệ số kể đến ảnh hưỏng sai lệch bước  vH = 0, 002.73.3,  K HV = + 180 = 3, 3,3125 3, 01.54.84 = 1, 05 2.111068.1, 07.1,16  K H = 1, 07.1,16.1, 05 = 1,3 Vậy ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng: σ H = Z M Z H Zε 2TI K H ( u1m + 1) 2.111068.1,3 ( 3,3125 + 1) = 274.1, 7.0, 75 = 347( MPa) bwu1m d w21 54.3,3125.842 Xác định xác ứng suất tiếp xúc: [σH ] = σ Ho lim Z R ZV K XH K HV SH  Với v = 3,2 m/s HB≤350 => ZV = 0,85.v0,1= 0,95  Cấp xác động học Do đó: ZR =0,95 _ Hệ số xét đến độ nhám mặt làm việc Với da < 700 mm  KxH = : hệ số xét đến ảnh hưởng kích thước bánh  [ σ H ] = σ Ho lim Zv.Zr.K XH = 550.0,95.0,95.1 = 496,375( MPa) Vì σH < [σH ] nên bánh thiết kế thoả điều kiện tiếp xúc 6) Kiểm nghiệm độ bền uốn: Theo công thức 6.43 trang 108 [I] : σ F = 2.YF TI K F β K FV K Fα Yε Yβ d w1.bw1.m KFβ =1,17 Bảng 6.7 trang 98 [I] (sơ đồ 3)với ψbd =0,68 KFα = 1,4 Bảng 6.14 trang 107 [I] cấp xác 9, v< m/s 21 Đồ án Chi Tiết Máy Huỳnh Thiện Tính G0902801 δF = 0,006 Bảng 6.15 trang 107 [I] nghiêng go = 73 Bảng 6.16 trang 107 [I] cấp xác m< 3,55 Với vF = δ F g v aw 180 = 0, 006.73.3, = 10,33(m / s ) u1m 3,3125 vF bw1.d w1 10,33.54.84 = 1+ = 1,3 2.TI K F β K Fα 2.111068.1,17.1,  K Fv = +  K F = K F β K Fα K Fv = 1,17.1, 4.1,3 = 2,1 Yε - hệ số kể đến trùng khớp : Yε = 1 = = 0,57 ε α 1, 76 Yβ - hệ số kể đến độ nghiêng : Yβ = − β 16, = 1− = 0,88 140 140 YF1 , YF2 : hệ số dạng bánh 1, Số tương đương : ZV = ZV = Z1 32 = = 36,36 3 cos β cos ( 16, 60 ) Z2 106 = = 120, 44 cos β cos3 ( 16, 60 ) => ZV = 36 ZV = 120 (răng) Từ bảng 6.18 trang 109 [I] ta có: Đối với bánh dẫn: YF1 = 3,7 Đối với bánh bị dẫn: YF2 = 3,6 2.3, 7.111068.1,17.1,3.1, 4.0,57.0,88 = 77, ( MPa ) 84.54.2,5 Y 3, = σ F F = 77, = 79,55 ( MPa ) YF 3,  σ F1 =  σF2  σ F1 < [ σ F1 ] σ F d a4  1 H = 282 − 13 − 10 = 118 > 303 = 101 (thỏa điều kiện bôi trơn) Tải FULL (57 trang): https://bit.ly/3rcEUzG Dự phòng: fb.com/TaiHo123doc.net C SƠ ĐỒ LỰC TÁC DỤNG VÀ GIÁ TRỊ CÁC LỰC TÁC DỤNG LÊN CÁC BỘ TRUYỀN 1) Lực tác dụng lên bánh răng: Các lực truyền bánh trụ nghiêng: • Cấp nhanh: 25 Đồ án Chi Tiết Máy Huỳnh Thiện Tính G0902801 2T1 Ft = d w1 = 2.111068 84 = 2644( N ) tg 20,80 Fr = = 2644 = 1048 ( N ) cos β cos16, 60 Ft tgα Ta có: Fa1 = Ft1.tgβ = 2644 tg 16, 60 = 775 ( N ) Ft = Ft = 2644( N ) Fr = Fr = 1048( N ) Fa = Fa1 = 775( N ) • Cấp chậm: 2T2 Ft = Ta có: d w3 Fr = = 2.361732 122, Ft tgα tw cos β = = 5891, 4( N ) 5891, 4.tg 20 cos 0 = 2144( N ) Ft = Ft = 5891, 4( N ) Fr = Fr = 2144( N ) • Lực truyền xích gây nên: Frx= Km Ftx = 1,15.6012=6913,8(N) Theo công thức 5.20 trang 88 [I] Km=1,15 hệ số trọng lượng xích ứng với truyền xích nằm ngang Truc 1: M = Fa1.d w1 = 775.84 = 32550( Nmm) 2 • • Trục 2: M = Fa2 d w = Ft2 d w1.u = M 3,3 = 107415( Nmm) 2 Bảng tổng hợp giá trị lực moment: Trục I Trục II Trục III Fa BR1 BR2 BR3 BR4 775 775 0 3828699 26 ... ống lăn; 5- Băng tải Số liệu thiết kế: Lực vòng băng tải F = 9000 (N) Vận tốc băng tải 0,8 v(m/s) Đường kính tang dẫn 500 D(mm) Thời gian phục vụ L(năm) Quay chiều, làm việc ca, tải va đập nhẹ... ngang Ka = Hệ số kể đến khoảng cách trục với a = ( 30÷50)p Kđc = Hệ số ảnh hưởng khả điều chỉnh lực căng xích Kbt = Hệ số kể đến ảnh hưởng bôi trơn Kđ = Hệ số tải trọng động ứng với tải va đập nhẹ... TỐC CẤP: Tỷ số truyền: Tỷ số truyền chung hệ thống: 730 = 23,889 30,558 Đối với hộp giảm tốc u1 = 3,3; u2 = 2, 42 chọn từ bảng 3.1 trang 43 sách “ Tính uch = Tốn Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí Tập