Tài liệu đồ án chi tiết máy thiết kế hệ dẫn động băng tải đề 2

Đồ án chi tiết máy ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI : ĐỀ 2 THÔNG SỐ: 1. Lực kéo băng tải : F=950 (N) 2. Vận tốc băng tải : v=2,75(m/s) 3. Đường kính tang: D=380 (mm) 4. Thời hạn phục vụ: lh=8000 (h) 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 Sinh viên: Đỗ Đình Thọ GVHD: PGS. TS. Đỗ Văn Trường Page 1 Đồ án chi tiết máy 1. Công suất làm việc P = 2. Hiệu suất hệ dẫn động Trong đó,tra bảng B . F. v 950.2,75 = = 2,709 (KW) 1000 1000 η = η . η . ηđ . η [1] ta được:  Hiệu suất bộ truyền bánh răng : η  Hiệu suất bộ truyền đai :  Hiệu suất ổ lăn : η  Hiệu suất khớp nối : => η = η ( ) η ηđ = 0,96 = 0,992 = 1 = 0,96 . η . ηđ( ) . η =0,96.0,9923.0,96.1=0,907 3. Công suất cần thiết trên trục động cơ P 2,709 P = = = 2,99(KW) η 0,907 4. Số vòng quay trên trục công tác 60000. v 60000.2,75 n = = = 138,28(v/ph) π. D 3,14.380 5. Chọn tỉ số truyền sơ bộ u = uđ . u . Theo bảng B [1] chọn sơ bộ:  Tỉ số truyền bộ truyền đai: uđ=2,5  Tỉ số truyền bộ truyền bánh răng: ubr=4 =>usb = uđ. ubr=2,5.4=10 6. Số vòng quay sơ bộ trên trục động cơ n = n . u = 138,28.10 = 1382,8(v/ph) 7. Tính số vòng quay đồng bộ của động cơ Chọn nđ =1500(v/ph) Sinh viên: Đỗ Đình Thọ GVHD: PGS. TS. Đỗ Văn Trường Page 2 Đồ án chi tiết máy 8. Chọn động cơ Tra bảng phụ lục [1],chọn động cơ thỏa mãn: Ta được động cơ với các thông số sau: Kí hiệu động cơ: 4A100S4Y3 ⎧ Pđ = 3,0(KW) ⎨nđ = 1420(v/ph) ⎩ dđ = 28 (mm) 9. Phân phối tỉ số truyền Tỉ số truyền của hệ: u = đ = , nđ = nđ = 1500(v/ph) Pđ ≥ P = 2,99 (KW) = 10,27 Chọn tỉ số truyền của hộp giảm tốc: ubr= 4 Tỉ số truyền cuả bộ truyền ngoài: uđ = = , = 2,57 Vậy ta có: u = 10,27 u =4 uđ = 2,57 10. Tính các thông số trên trục Công suất trên trục công tác: Pct = Plv = 2,709 (KW) Công suất trên trục II: , PII = = = 2,731(KW) η .η , Công suất trên trục I: PI = = η , .η , . . , = 2,868(KW) Công suất trên trục động cơ: , Pđc = = = 3,012(KW) η .ηđ , . , Số vòng quay trên trục động cơ: nđc = 1420 (v/ph) Số vòng quay trên trục I: nđ 1420 n = = = 552,5(v/ph) uđ 2,57 Số vòng quay trên trục II: n 552,5 n = = = 138,1(v/ph) u 4 Số vòng quay trên trục công tác: n 138,1 n = = = 138,1(v/ph) u 1 Sinh viên: Đỗ Đình Thọ GVHD: PGS. TS. Đỗ Văn Trường Page 3 Đồ án chi tiết máy Moment xoắn trên trục động cơ: Pđ 3,012 Tđ = 9,55. 10 . = 9,55. 10 . = 20256,76(N. mm) nđ 1420 Moment xoắn trên trục I: TI =9,55. 10 . = 9,55. 10 . Moment xoắn trên trục II: , , P = 9,55. 10 n Moment xoắn trên trục công tác: P T = 9,55. 10 . = 9,55. 10 n 11. Lập bảng thông số T = 9,55. 10 . Thông số/Trục Động cơ uđ = 2,57 3,012 1420 20256,76 P(KW) n(v/ph) T(N.mm) = 49573,57(N.mm) . . 2,731 = 188856,26(N. mm) 138,1 2,709 = 187334,90(N. mm) 138,1 I II ubr = 4 2,868 552,5 49473,57 Công tác ukn=1 2,731 138,1 188856,26 2,709 138,1 187334,90 II. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI DẸT: Thông số yêu cầu: P = Pđ = 3,012 (KW) T = Tđ = 20256,76 (N.mm) n = nđ = 1420 (v/ph) u = uđ = 2,57 β = 150 (30 ) 1. Chọn loại đai: Đai vải cao su 2. Xác định đường kính bánh đai d = (5,2 ÷6,4) T = (5,2 ÷ 6,4) 20,256,76 = (141,75 ÷ 174,46) Chọn d theo tiêu chuẩn theo bảng B Kiểm tra về vận tốc đai: ν= = , . Sinh viên: Đỗ Đình Thọ . , [1], ta được d = 160 (mm) = 11,89 (m/s) GVHD: PGS. TS. Đỗ Văn Trường Page 4 Đồ án chi tiết máy Xác định d : d = u. d (1- ) = 160.2,57.(1-0,015) = 405,03 (mm), trong đó hệ số trượt ε = 0,01÷0,02, ta chọn ε = 0,015 . Theo bảng B [1] chọn d = 400 (mm) Tỷ số truyền thực tế : u = ( Sai lệch tỷ số truyền: Δu = , . 100% = , , = ) .( , ) = 2,54 .100% = 1,16% (thỏa mãn) 3. Xác định chiều dài đai và khoảng cách trục: Khoảng cách trục : a= (1,5 ÷ 2,0).( d + d ) = (1,5 ÷ 2,0).560 = (840 ÷ 1120) Chọn a= 1120(mm). Chiều dài đai: L = 2. a +π + ( . = 2.1120 + 3,14. + ( , . = 3132,06 (mm) Lấy L= 3132 (mm) Số vòng chạy của đai : i = = ) ) . = 3,8 (m/s) 4. Xác định góc ôm của bánh đai nhỏ = 180 - ( ) = = 180 - : ( ) 5. Xác định tiết diện đai và chiều rộng bánh đai: Diện tích đai : A= b.δ = F – Lực vòng : F = đ [σ ] . = 167,8 , trong đó: . , = , = 253,3 (N) . K đ – Hệ số tải trọng động : Tra bảng B [1] ta được K đ = 1,25 δ – Chiều dày đai : Được xác định theo cao su ta chọn được: ( ) Do vậy : δ ≤ d ( ) = = 160. . : tra bảng B [1] với loại đai vải . = 5,3 . Tra bảng B [1], ta dùng loại đai Ƌ-800 không có lớp lót, chiều dày đai δ = 3,75(mm), d = 140 (mm) Sinh viên: Đỗ Đình Thọ GVHD: PGS. TS. Đỗ Văn Trường Page 5 Đồ án chi tiết máy Ứng suất có ích cho phép: [σ ] = [σ ] . C C C , trong đó: [σ ] = k - , với k , k là hệ số phụ thuộc vào ứng suất căng ban đầu σ và loại đai. Do góc nghiêng của bộ truyền 60 ≥ β và định kì điều chỉnh khoảng cách trục → σ = 1,6 Mpa. . Tra bảng B [1] với σ = 1,6 Mpa, ta được k = 2,3, k = 9. [σ ] = k - = 2,3 – . , = 2,09 C – hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm α : C = 1- 0,003(180 - α ) = 1- 0,003(180- 167,8) = 0,96 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. → C = 1 - k (0,01.v -1) = 1- 0,04(0,01.11,89 - 1) = 0,98. C – hệ số kể đến vị trí của bộ truyền và phương pháp căng đai. Tra B với góc nghiêng của bộ truyền β = 30 , ta được C = 1. Do vậy: [σ ] = [σ ] . C C C = 2,09.0,96.0,98.1 = 1,97 Mpa. Chiều rộng đai; b=[ đ ]. = , . , . , . , . [1] = 42,88 (mm) Tra bảng B [1], ta được b= 50 (mm) Chiều rộng bánh đai B: Tra bảng B . [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( 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 Sinh viên: Đỗ Đình Thọ , ) = 596,6 (N) GVHD: PGS. TS. Đỗ Văn Trường Page 6 Thông số β = 30 Đồ án chi tiết máy Ký hiệu Giá trị Loại đai : đai vải cao su Đường kính bánh đai nhỏ d 160 (mm) 400 (mm) Chiều rộng đai d b 50 (mm) Chiều dày đai δ 3,75 (mm) Chiều rộng bánh đai B 63 (mm) Chiều dài đai L 3132 (mm) Khoảng cách trục a 1120 (mm) Góc ôm bánh đai nhỏ α 167,8 Đường kính bánh đai lớn F Lực căng ban đầu F Lực tác dụng lên trục 300 (N) 596,6 (N) III. Tính toán truyền động bánh răng côn răng thẳng: Thông số đầu vào : P = P = 2,868 (KW) T = T = 49473,57 (N.mm) n = n = 552,5 (v/ph) u=u =4 L = 8000 (gio) 1. Chọn vật liệu bánh răng Tra bảng B 6.1 [1] , ta chọn: 92 Vật liệu bánh răng lớn:  Nhãn hiệu thép: 45  Chế độ nhiệt luyện: Tôi cải thiện Sinh viên: Đỗ Đình Thọ GVHD: PGS. TS. Đỗ Văn Trường Page 7 Đồ án chi tiết máy  Độ rắn: HB = 192÷240 , ta chọn HB2=230  Giới hạn bền σb2=750 (MPa)  Giới hạn chảy σch2=450 (MPa) Vật liệu bánh răng nhỏ:  Nhãn hiệu thép: 45  Chế độ nhiệt luyện: Tôi cải thiện  Độ rắn: HB=241÷285, ta chọn HB1= 245  Giới hạn bền σb1=850 (MPa)  Giới hạn chảy σch1=580 (MPa) 2. Xác định ứng suất cho phép a. Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép:   H0 lim [  ]  Z R Z v K xH K HL  H SH  , trong đó:  0 [ ]   F lim Y Y K K R S xF FL  F SF Chọn sơ bộ:  Z R Z v K xH  1  YRYS K xF  1 SH, SF – Hệ số an toàn khi tính toán về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn: Tra bảng B 6.2 [1] với: 94  Bánh răng chủ động: SH1= 1,1; SF1= 1,75  Bánh răng bị động: SH2= 1,1; SF2= 1,75 0  H lim ,  F0 lim - Ứng suất tiếp xúc và uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở:  H0 lim  2 HB  70 =>  0  F lim  1,8 HB  0  2 HB1  70  2.245  70  560( MPa ) Bánh chủ động:  H0 lim1  F lim1  1,8 HB1  1,8.245  441( MPa ) 0  H lim 2  2 HB2  70  2.230  70  530( MPa ) Bánh bị động:  0  F lim 2  1,8 HB2  1,8.230  414( MPa ) tải KHL,KFL – Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ trọng của bộ truyền: Sinh viên: Đỗ Đình Thọ GVHD: PGS. TS. Đỗ Văn Trường Page 8   K HL  mH    K  mF  FL  NH 0 N HE Đồ án chi tiết máy , trong đó: NF 0 N FE mH, mF – Bậc của đường cong mỏi khi thử về ứng suất tiếp xúc. Do bánh răng có HB<350 => mH = 6 và mF = 6 NHO, NFO – Số chu kỳ thay đổi ứng suất khi thử về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn: 2,4  N HO  30.H HB  6  N HO  4.10 N N N = 30. H = 30. H = N , , = 30. 245 = 30. 230 = 4. 10 , , = 16,26. 10 = 13,97. 10 NHE, NFE – Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương: Do bộ truyền chịu tải trọng tĩnh => NHE= NFE= 60c.n.t∑ , trong đó: c – Số lần ăn khớp trong 1 vòng quay: c=1 n – Vận tốc vòng của bánh răng t∑ – tổng số thời gian làm việc của bánh răng N = N = 60. c. n . t = 60.1.552,5.8000 = 265,2. 10  , N = N = 60. c. n . t = 60. c. . t = 60.1. . 8000 = 66,3. 10 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:   H0 lim1 560 Z R Z v K xH K HL1  .1.1  509,10 MPa) [ H 1 ]  S 1,1 H1   0 530 .1.1  481,82( MPa) [ H 2 ]  H lim 2 Z R Z v K xH K HL 2  SH 2 1,1   0 [ ]   F lim1 Y Y K K  441 .1.1  252( MPa) R S xF FL1  F1 SF1 1, 75   F0 lim 2 414  [  ]  YRYS K xF K FL 2  .1.1  236,57( MPa)  F2 SF 2 1, 75  Do đây là bộ truyền bánh răng côn răng thẳng Sinh viên: Đỗ Đình Thọ GVHD: PGS. TS. Đỗ Văn Trường Page 9 Đồ án chi tiết máy =>  H  min( H 1 ,  H 2 )  481,82 (MPa) b.Ứng suất cho phép khi quá tải [ H ]max  2,8.max( ch1 ,  ch 2 )  2,8.580  1624( MPa)  [ F 1 ]max  0,8. ch1  0,8.580  464( MPa ) [ ]  0,8.  0,8.450  360( MPa ) ch 2  F 2 max 3.Xác định sơ bộ chiều dài côn ngoài: Với R = K √u + 1 ( ) [ ] ▪T1 là 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 bánh răng côn răng thẳng làm bằng thép => K R  50MPA1 3 U-Tỉ số truyền u=4 K be - => Hệ số chiều rộng vành răng : chọn sơ bộ K be  0, 25 K be .u 0, 25.4   0,57 2  K be 2  0, 25 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 B - 6.21 [1] với 113 K be .u  0,57 2  K be -Sơ đồ bố trí là sơ đồ I - HB <350 -Loại răng thẳng -Ta được K = 1,23 K = 1,47 Do vậy: Sinh viên: Đỗ Đình Thọ GVHD: PGS. TS. Đỗ Văn Trường Page 10 Đồ án chi tiết máy R = K √u + 1 ( 145,2(mm) ) [ ] = 50.√4 + 1. , .( , , . , ). . , = 4. Xác định các thông số ăn khớp. a. Xác định mô đun vòng ngoài và vòng trung bình m ,m : Đường kính vòng chia ngoài: Tra bảng B d = √ . = . √ , = 70,4(mm) 6.22 [1] với de1 =70,4 và tỉ số truyền là u=4 . ta được số răng Z p1  17 114 Ta có HB<350 => Z1=1,6.17=27.2 chọn Z1=27 Đường kính vòng trung bình và môdun trung bình dm1  (1  0,5.Kbe ).de1  (1  0,5.0, 25).70, 4  61,6 (mm) , mtm = dm1/Z1 = = 2,28(mm) Môdun vòng ngoài mte = m tm 2, 28  2, 6 (mm) = 1 – 0,5.K be  1 – 0,5.0, 25 6.8 [1] chọn m theo tiêu chuẩn m =2,5(mm) 99 Môdun vòng trung bình mtm  (1  0,5.Kbe )mte  (1  0,5.0, 25).2,5  2,19 (mm) Tra bảng B b. Xác định số răng : Z1  d m1 61, 6   28,12 chọn Z1 =28 mtm 2,19 Z 2  u.Z1  4.28  112 Suy ra tỉ số truyền thực tế : ΔU = u = Z 112 = =4 Z 28 u −u 4−4 . 100% = . 100% = 0% u 4 Vì U =0%< 4% , suy ra thoả mãn. Sinh viên: Đỗ Đình Thọ GVHD: PGS. TS. Đỗ Văn Trường Page 11 Đồ án chi tiết máy c. Xác định góc côn 1  arctg (25 / 100)  14, 04o  2  90  14,04  75,96 d. Xác định hệ số dịch chỉnh : Đối với bộ truyền bánh răng côn răng thẳng ta sử dụng chế độ dịch chỉnh đều: X1  X 2  0 Tra bảng B 6.20 [1] với Z1 =28 ; Ut =4 , ta được x =0,35 ; x =-x =-0,35 112 3.4.5 xác định đường kính trung bình và chiều dài côn ngoài : Đường kính trung bình d m1  mtm .Z1  2,19.28  61,32  mm   d m 2  mtm .Z 2  2,19.112  245, 28  mm  Chiều dài côn ngoài : Re  mte 2,5 . Z12  Z 2 2  282  1122  144,3 (mm) 2 2 5. Xác định các hệ số và một số thông số động học: Tỷ số truyền thực tế: ut= 4 Vận tốc trung bình của bánh răng: v= πd n 3,14.61,32.552,5 =  1,77 (m/s) 60000 60000 Với bánh răng trụ răng nghiêng và v = 1,77 (m/s) tra bảng . [1] ta đựoc cấp chính xác của vbộ truyền là: CCX=8. Tra phụ lục 2.3/250[1], với: + CCX=8 +HB<350 +v= 1,77(m/s) Nội suy tuyến tính ta được: KHv= 1,06 KFv= 1,17 Với cấp độ chính xác 8, khi đó cần gia công đạt độ nhámRa =1,25 ...0,63 (m)  Sinh viên: Đỗ Đình Thọ GVHD: PGS. TS. Đỗ Văn Trường Page 12 Đồ án chi tiết máy ZR = 1 HB<350 , v= 1,77(m/s) <5 m/s; suy ra ZV = 1. với dm2 = 245,28(mm)< 700mm suy ra KxH=1 Chọn YR= 1 YS= 1,08- 0,0695.ln(m)= 1,08-0,0695.ln(3)= 1,0036 Do d K ,K K H =1 ≈d =245,28(mm) <400 (mm) ⇒ K =1 – 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 K F =1 Hệ số tập trung tải trọng: K H = 1,23; K F =1,47 6. Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng. a.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn  H  Z M .Z H .Z . 2.T1.K H . u 2t  1 0,85b .ut .d m12  [ H ].  H  - ứng suất tiếp xúc cho phép  H    H .ZR .ZV .ZxH  481,82 (Mpa) ZM –Hệ số xét đến cơ tính của vật liệu các bánh răng ăn khớp Bảng 6.5-T96: ZM= 274[MPa]1/3. ZH –hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc tra bảng B 6.12 [1] Với x1+x2=0 và 106 = 0 ta được ZH=1.76 Zε-hệ số xét đến sự trùng khớp của hai bánh răng : Z  4   . 3 Sinh viên: Đỗ Đình Thọ GVHD: PGS. TS. Đỗ Văn Trường Page 13 Đồ án chi tiết máy Với hệ số trùng khớp ngang εα có thể tính gần đúng theo công thức: Suy ra: Z  ε = 1,88 − 3,2 1 1 + Z Z = 1,88 − 3,2 1 1 + 28 112 = 1,73 4   4  1, 73   0,87 3 3 KH –hệ số tải trọng khi tính toán tiếp xúc K H  K H  . K H  . K Hv . K =1,23.1.1,06=1.303 Chiều rộng vành răng b  Kbe .Re =0,25.145,2=36,3(mm) , lấy b = 36 (mm) Thay vào ta được:  H  274.1, 76.0,87. 2.49473,57.1,303. 42  1  450,89 (Mpa) 0,85.36.4.61,322 Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép ; Ứng suất tiếp xúc cho phép[σH] được tính theo công thức  H    H .100%  481,82  450,89 .100%  6, 4%  10% 481,82  H   Đủ bền và Thỏa mãn b. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn .  F1   F2  2.T1..K F .Y .Y .YF1 0,85.b .dm1.mtm  F1 YF2 YF1   F1   [ F2 ] [ F1 ],[ F 2 ] - Ứng suất uốn cho phép của bánh chủ động và bị động: [ F 1 ]  [ F 1 ].YRYS K xF  252.1.1, 0036.1  252( MPa)  [ F 2 ]  [ F 1 ].YRYS K xF  236,57.1.1, 0036.1  237( MPa) Sinh viên: Đỗ Đình Thọ GVHD: PGS. TS. Đỗ Văn Trường Page 14 Đồ án chi tiết máy trong đó Y = Hệ số kể đến độ nghiêng của răng: 1 1 = = 0,58 ε 1,73 Y  1 Do là bánh răng thẳng (hệ số kể đến độ nghiêng của răng). Y F1 , Y F2 - hệ số dạng răng của bánh 1 và 2 phụ thuộc vào số răng tương đương ZV 1  Z1 28   28,86 cos1 cos14,04 o ZV 2  Z2 112   461,67 cos 2 cos75,96 o .Tra bảng: B 6.18 1 ,với hệ số dịch chỉnh 109 x = 0,35 YF1= 3,56; YF2 = 3,98 KF - hệ số tải trọng khi tính về uốn. K F  K F  .K F  .K Fv . K =1.1,47.1,17= 1,72 Vậy:  F1  F2  2.T1 .K F .Y .Y .YF 1 bw .d w1 .m  2.1, 72.49473,57.0,58.1.3,56  72, 69 (Mpa) 36.61,32.2,19  F 1.YF 2 72, 69.3,98   81, 26 (MPa) YF 1 3,56 Do : F1=72,69< [F1] =252Mpa; F2=81,26 < [F2] = 237 Mpa Sinh viên: Đỗ Đình Thọ GVHD: PGS. TS. Đỗ Văn Trường Page 15 Đồ án chi tiết máy Do vậy bánh răng đảm bảo điều kiện bền về uốn. c.Kiểm nghiệm về quá tải:  Hmax   H K qt   H  max   Fmax1  K qt . F 1   F 1 max   Fmax2  K qt . F 2   F 2 max Kqt – Hệ số quá tải: K qt  Tmax Tmax   2, 2 T Tdn Do vậy:  Hmax   H K qt  481,82. 2, 2  714, 65( MPa )   H   1624( MPa ) max   Fmax1  K qt . F 1  2, 2.72, 69  159,92( MPa )   F 1 max  464( MPa )   Fmax2  K qt . F 2  2, 2.81, 26  178, 77( MPa )   F 2 max  360( MPa ) 7. Một vài thông số hình học của cặp bánh răng: - Đường kính vòng chia : d e1  mte .Z1  2,5.28  70(mm) d e 2  mte .Z 2  2,5.112  280(mm) - chiều cao răng ngoài he  2, 2.mte  2, 2.2,5  5,5(mm) -chiều cao đầu răng ngoài : hae1  (hte  X 1 )mte  (1  0,35).2,5  3,375(mm)  hae 2  (hte  X 2 )mte  (1  0,35).2,5  1, 625(mm) Chiều cao chân răng ngoài  h fe1  hte  hae1  (5, 5  3, 375)  2,125( mm)   h fe 2  hte  hae 2  (5, 5  1, 625)  3,875( mm) Đường kính đỉnh răng ngoài d ae1  d e1  2hae1.cos 1  70  2.3,375.cos14, 04  76,55  mm   d ae 2  d e 2  2hae 2 .cos 2  280  2.1, 625.cos75,96  280, 79  mm  8. Bảng tổng kết các thông số của bộ truyền bánh răng : P = 2,868(KW) T = 49473,57(N.mm) Sinh viên: Đỗ Đình Thọ GVHD: PGS. TS. Đỗ Văn Trường Page 16 n = 552,5(v/ph) Đồ án chi tiết máy u= u = 4 L = 8000(gio) Thông số Kí hiệu Giá trị Chiều dài côn ngoài Re 144,3 mm Môdun vòng ngoài mte 2,5 mm Chiều rộng vành răng b 36 mm Tỉ số truyền ut 4 Góc nghiêng của răng  0 Số răng của bánh răng Z1 28 Z2 112 Hệ số dịch chỉnh chiều X1 0,35 cao X2 -0,35 Đường kính vòng chia d e1 70 mm ngoài de2 280 mm 1 14,04 2 75,96 he 5,5 mm Góc côn chia Chiều cao răng ngoài Chiều cao đầu răng ngoài Chiều cao chân răng ngoài Đường kính đỉnh răng Sinh viên: Đỗ Đình Thọ h h 3,375 mm 1,625 mm h fe1 2,125 mm h fe 2 3,875 mm dea1 76,55 mm GVHD: PGS. TS. Đỗ Văn Trường Page 17 ngoài Đồ án chi tiết máy dea 2 280,79 mm PHẦN 4: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC 4.1 Tính toán khớp nối Thông số đầu vào: Mô men cần truyền: T = TII =188856,26 (N.mm) 4.1.1 Chọn khớp nối: Ta sử dụng khớp nối vòng đàn hồi để nối trục: Ta chọn khớp theo điều kiện: cf Tt  Tkn  cf  d t  d kn Trong đó: d sb  3 TII 188856, 26 3  42,85 (mm) 0, 2   0, 2.12 Tt – Mô men xoắn tính toán: Tt = k.T với: k – Hệ số chế độ làm việc, phụ thuộc vào loại máy. Tra bảng B 16.1  2 ta lấy k = 1,2 58 T – Mô men xoắn danh nghĩa trên trục: T = TII = 188856,26 (N.mm) Do vậy: Tt = k.T = 1,2.188856,26= 226627,51 (N.mm) Tra bảng B 16.10a  2 với điều kiện: 68 Tt  226627, 51( N .mm)  Tkncf  cf  d t  32( mm )  d kn Ta được các thông số khớp nối như sau: Tkncf  250( N .m )  cf  d kn  32( mm )  Z  6  D  105( mm )  0 Tra bảng B 16.10b  2 với: Tkncf  250( N .m ) ta được: 69 Sinh viên: Đỗ Đình Thọ GVHD: PGS. TS. Đỗ Văn Trường Page 18 l1  34( mm)  l3  28( mm)  d  14( mm)  0 Đồ án chi tiết máy 4.1.2 Kiểm nghiệm khớp nối (theo 2 điều kiện) a. Kiểm nghiệm sức bền dập của vòng đàn hồi: d  2.k .T   d  , trong đó: Z .D0 .d 0 .l3  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: d  2.k .T 2.1, 2.188856, 26   1,83( MPa )   d  Z .D0 .d 0 .l3 6.105.14.28 b. Điều kiện bền của chốt: u  k .T .l1   u  , trong đó: 0,1.d 03 .D0 .Z  u  - Ứng suất cho phép của chốt. Ta lấy  u   (60  80)MPa; Do vậy ứng suất sinh ra trên chốt: u  k .T .l1 1, 2.188856, 26.34   44,57( MPa )   u  3 0,1.d 0 .D0 .Z 0,1.143.105.6 4.1.3 Lực tác dụng lên trục Ta có: Fkn  (0,1  0,3) Ft ; lấy Fkn  0, 2Ft trong đó: Ft  2T 2.188856, 26   3597, 26( N ) Do 105 Fkn  0, 2Ft  0, 2.3597, 26  719, 45( N ) 4.1.4 Các thông số cơ bản của nối trục vòng đàn hồi: Thông số Mô men xoắn lớn nhất có thể truyền được Đường kính lớn nhất có thể của trục nối Số chốt Đường kính vòng tâm chốt Chiều dài phần tử đàn hồi Chiều dài đoạn công xôn của chốt Đường kính của chốt đàn hồi Sinh viên: Đỗ Đình Thọ Ký hiệu Giá trị Tkncf 250 (N.m) cf d kn 32 (mm) Z 6 D0 105 (mm) l3 28 (mm) l1 34 (mm) d0 14 (mm) GVHD: PGS. TS. Đỗ Văn Trường Page 19 Đồ án chi tiết máy 4.2. Thiết kế trục 4.2.1 Chọn vật liệu Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 có σb = 600 MPa, ứng suất xoắn cho phép [τ] = 12 ÷ 30 Mpa. 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) Lực tác dụng lên trục từ khớp nối: Fkn = 719,45 (N) Lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng: 2TI 2.49473, 57   1613, 62 (N) - Lực vòng: Ft1  Ft 2  d m1 61, 32 - Lực hướng tâm Fa1  Fr 2  Ft1.tan  .sin 1  1613, 62.tan 20.sin14, 04  142, 48( N ) - Lực dọc trục Fr1  Fa 2  Ft1.tan  .cos1  1613, 62.tan 20.cos  569, 76( N ) b. Sơ đồ phân bố lực chung: x y z Fd.sin@ Fr1 Ft2 Fa1 Fr2 Fd. cos@ Ft1 Fa2 Fk c. Sơ đồ bố trí chung Sinh viên: Đỗ Đình Thọ GVHD: PGS. TS. Đỗ Văn Trường Page 20