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

Đồ Án Chi Tiết Máy Đề số 3371: Thiết kế hệ dẫn động băng tải PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN - Thông số đầu vào: + Lực kéo xích tải: F = 2870 (N) + Vận tốc băng tải: v = 1,93 (m/s) + Đường kính tang: D = 270 (mm) + Đặc tính làm việc: Va đập vừa. I. Chọn Động Cơ 1.1. Công suất yêu cầu của động cơ: 2. p ct Pyc   Pct: Công suất trên trục công tác. F .v 2870.1,93 Pct   5,54 ( kW) 1000 1000 η: Hiệu suất hệ dẫn động: η = ηbr.η3ol.ηx..ηkn Trong đó : ηol là hiệu suất của ổ lăn η br là hiệu suất của bộ truyền bánh răng ηx là hiệu suất của bộ truyền xích ηkn là hiệu suất của khớp nối Tra bảng B  2.31 ta có : ηol = 0,99; ηbr = 0,97; ηx= 0,92; ηk = 0,99  η = η3ol.ηbr.ηx..ηkn = 0,97.(0,99)3. 0,92.0,99 = 0,86 => Pyc= 2.Pct  = 2.5,54 12,92 ( kW) 0,86 1.2. Xác định số vòng quay trên trục công tác : 60000.v 60000.1,93 n   136,52 v / ph  ct  .D 3,14.270 Số vòng quay sơ bộ của động cơ. nsb = nct.usb 1.3 Chọn tỉ số truyền sơ bộ: usb = ux.ubr Theo bảng B  2.4 1 ta chọn sơ bộ : + Tỉ số truyền xích: ux = 2,5 GVHD: Trịnh Đồng Tính SVTK: Trần Minh Tân. Lớp: KTCK 4 – K55 1 Đồ Án Chi Tiết Máy Đề số 3371: Thiết kế hệ dẫn động băng tải + Tỉ số truyền bộ truyền bánh răng : ubr = 3  usb = 2,5.3 = 7,5 1.4.Số vòng quay sơ bộ của động cơ. nsb = nct.usb => nsb = nct.usb = 136,52.7,5= 1023,9 ( v/ph) Số vòng quay đồng bộ của động cơ: Chọn ndb = 1000 ( v/ph) 1.5. Chọn động cơ: - Tra bảng ở phụ lục tài liệu p1.3 [1], chọn động cơ thỏa mãn + ndb ~ nsb = 970 ( v/ph) + Pdc  Pyc = 12,92 ( kW) - Ta được động cơ với thông số sau : + Ký hiệu động cơ : 4A160M6Y3 + Pcfdc = 15,0( kW) + ndc = 970 ( v/ph) + cosφ = 0,86 II. Phân phối tỉ số truyền : 2.1. Xác định tỉ số truyền uc của hệ thống : n 970 - Tỉ số truyền của hệ : uc = ndc 136,52 7,11 ct 2.2. Phân phối tỉ số truyền cho các bộ truyền : - Tỉ số truyền của bộ truyền trong: ubr = uc ubr  7,11 2,37 3 Vậy ta có : + uc = 7,11 + ubr = 3 + ux = 2,37 III. Tính các thông số trên trục : 3.1. Tính công suất trên các trục : GVHD: Trịnh Đồng Tính SVTK: Trần Minh Tân. Lớp: KTCK 4 – K55 2 Đồ Án Chi Tiết Máy Đề số 3371: Thiết kế hệ dẫn động băng tải F .v 2870.1,93 - Công suất trên trục công tác : Pct 1000  1000 5,54 ( kW) - Công suất trên trục II : PII  - Công suất trên trục I : PI  Pct  2.5,54 12,16(kW) ηol . ηx 0,99.0,92 PII  12,16 12,67(kW) ηol . ηbr 0,99.0,97 PI  12,67 12,92(kW)  - Công suất trên trục động cơ: P đc ηol . ηk 0,99.0,99  3.2.Tính số vòng quay: - Số vòng quay của động cơ: nđc 970(vg / ph) - Số vòng quay trên trục I : nI = - Số vòng quay trên trục II : ndc 970 970(vg/ph) 1 u kn nI   nII - Số vòng quay trên trục công tác: u br 970 323,33(vg / ph) 3   nII  323,3 136,52(vg / ph) n ct ux 2,37 3.3.Tính momen trên trục: - Momen xoắn trên trục động cơ : T đc  9,55.10 6. P  n đc 6 đc  9,55.10 .12,92 127233( N .mm) 970 - Momen xoắn trên trục I : TI  9,55.106.P I nI  9,55.106.12,67 124701( N .mm) 970 - Momen xoắn trên trục II : T II  9,55.10 6. P II n II  9,55.106.12,16 179626( N .mm) 2.323,33 Momen xoắn trên trục công tác : T ct  9,55.106 .P ct 9,55.106.5,54  387477( N .mm)  136,62 n ct GVHD: Trịnh Đồng Tính SVTK: Trần Minh Tân. Lớp: KTCK 4 – K55 3 Đồ Án Chi Tiết Máy Đề số 3371: Thiết kế hệ dẫn động băng tải 3.4. Bảng thông số: Trục Động cơ I II ukn = 1 Thông số P ( kW) n ( v/ph) T( Nmm) 12,92 970 127233 ubr = 3 12,67 970 124701 Công tác ux = 2,37 12,16 323,33 176926 5,54 136,52 387477 PHẦN II : TÍNH TOÁN THIẾT KẾCÁC BỘ TRUYỀN I. Tính toán thiết kế bộ truyền xích: - Thông số yêu cầu : + P1 = Ptruc 2 12,16  6,08 kW  2 2 + n1 = ntruc2 = 323,3 ( v/ph ) + u = ux = 2,37 GVHD: Trịnh Đồng Tính SVTK: Trần Minh Tân. Lớp: KTCK 4 – K55 4 Đồ Án Chi Tiết Máy + β = 45o Đề số 3371: Thiết kế hệ dẫn động băng tải + làm việc 1 ca, va đập vừa 1.1. Chọn loại xích : Chọn loại xích ống con lăn vì hệ dẫn động có tải nhỏ và vận tốc thấp. 1.2. Chọn số răng đĩa xích : Theo bảng (5.4)[1] với u =2,5 chon Z1 = 25 => số răng trên đĩa xích lớn là: Z2 = u.Z1 =2,37.25 = 59,25→ chọn Z2 = 59 1.3. Xác định bước xích : Theo CT (5.3)[1]. Ta có công suất tính toán : Pt=P.k.kz.kn Điều kiện đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mòn Pt < [P] Z01 25 + Hệ số răng : kz = Z  25 1 1 + Hệ số vòng quay : kn = n 01 n1  400 323,3 1,24 + k = ko.ka.kdc.kbt.kd.kc Tra bảng (5.6). [1] ko : hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền. với β = 450 → ko=1 ka : hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích, chọn a = 40 → ka=1 kđc : hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích, → kđc=1 kđ: hệ số kể đến tải trọng va đập nhẹ, →kđ=1,2 kc: hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền, →kc=1 (số ca =1) kbt : hệ số ảnh hưởng bôi trơn , → kbt = 1 => k = ko.ka.kdc.kbt.kd.kc = 1.1.1.1.1,2.1 = 1,2 Có Pt = P.k.kz.kn ( kW) Vậy Pt= 6,18.1,2.1.1,24=9,03( kW ) Tra bảng B  5.51 với no1 = 400 ( v/ph ) chọn bộ truyền xích 1 dãy có bước xích 25,4 mm. thoả mãn điều kiện bền mòn. Pt < [P] = 19,0kW Theo bảng B  5.81 P < Pmax GVHD: Trịnh Đồng Tính SVTK: Trần Minh Tân. Lớp: KTCK 4 – K55 5 Đồ Án Chi Tiết Máy Đề số 3371: Thiết kế hệ dẫn động băng tải 1.4. Xác định khoảng cách trục và số mắt xích: - Chọn sơ bộ : a = ( 30 ÷ 50 ) pbx = 40.25,4= 1016 ( mm ) - Số mắt xích : CT (5.12)   Z  Z 2 .p Z Z 2.a 1 bx 1 2 x   2 2 p 2 4.π a bx 2 . 1016 25  59 59  25 2 .25,4 x   122,73 2 25,4 4.π 2 .1016 → chọn số mắt xích chẵn là : xc = 124 - Tính lại khoảng cách trục Theo 5.13 ta có a* = 0,25pbx. {xc – 0,5.(Z2 + Z1) + 2  xc  0,5 z 2  z1  2  2  z 2  z1      }   59  25    3,14  => a* = 0,25.25,4 {124 – 0,5.(59+ 25) + 124  0,5 59  25  2  2 2 } = 1032,24 (mm) - Để xích không quá căng thì cần giảm a một lượng: ∆a= 0,003. a*= 0,003.1032,24 = 3,1 mm  lấy a = 1029,14 (mm) - Số lần va đập cho phép của xích tra được tính theo công thức (5.14)[1] Z .n i  1 1  i  15.x  25.323,3 4,35 <  i  =30 theo bảng (5.9) 1 15.124 1.5.Tính kiểm nghiệm xích về độ bền: Q Theo (5.15) S  K .F  F  F  S v o d t Theo bảng( 5.2) 1 tải trọng phá hỏng Q= 56700 {N} và khối lượng 1m xích q=2,6(kg) Kđ=1,7 hệ số tải trọng động v z1 . p.n1 25.25,4.323,3  3,42(m / s ) 60000 60000 GVHD: Trịnh Đồng Tính SVTK: Trần Minh Tân. Lớp: KTCK 4 – K55 6 Đồ Án Chi Tiết Máy Đề số 3371: Thiết kế hệ dẫn động băng tải 1000.P 1000.6,08 Ft   1777,23( N ) v 3,42 Fv = q.v2 = 2,6.(3,42)2 =30,44(N) Fo=9,81.kf.q.a Kf: hệ số phụ thuộc độ võng của xích và vị trí bộ truyền: chọn kf=4  Fo= 9,81.4.2,6.1,029= 104,99 (N) 56700 Do đó S 1,7.1777,23  104,99  30,44 17,96 Vậy s >  s  =9,3 bộ truyền xích đảm bảo đủ bền 1.6.Đường kính đĩa xích theo công thức d  (5.17)[1] 1 d2  p sin  p sin   z2  z1 25,4 sin 3,14 25,4 sin 3,14 202,66 mm 25 477,24 mm 59   3,14     d a1  p 0,5  cot g     25,4.0,5  cot g    213,76 mm  z1     25      3,14     d a2  p 0,5  cot g     25,4.0,5  cot g    489,27 mm z  2    59    d f1 d1  2r 202,66  2.8,03 186,60 mm d f 21 d1  2r 489,27  2.8,03 461,19 mm Với r=0,5025.d1 +0,05 = 0,5025.15,88+ 0,05 = 8,03 mm d1 tra bảng 5.2 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích theo công thức (5.18)[1]  H 0,47 k r . Ft . K đ  Fvđ  E   H   A.k d  Fvđ : lực va đập trên m dãy xích theo công thức Fvđ = 13.10-7n1.p3m = 13.10-7.323,3.25,43 .1 = 6,89 N z1= 25  kr = 0,36 (hệ số phụ  Z) A = 180 mm2 diện tích chiếu mặt tựa của bản lề bóng (5.12) 1 GVHD: Trịnh Đồng Tính SVTK: Trần Minh Tân. Lớp: KTCK 4 – K55 7 Đồ Án Chi Tiết Máy Đề số 3371: Thiết kế hệ dẫn động băng tải E = 2.E1. E2 (E1+E2) = 2,1.105MPa – Mô đum đàn hồi Kđ = 1,2 tải trọng va đập nhẹ, kd = 1 xích dãy 1   H1 0,47. 0,36.1777,23.1,2  6,89. 2,1.10 5 445,54 (Mpa) 180.1 Vậy khi dùng thép 45 tôi, ram đạt độ rắn bề mặt HRC 50 có ứng suất tiếp xúc cho phép là   H  =800 MPa đảm được độ bền tiếp xúc cho răng đĩa 1 Tương tự ta xác định được:  H 2    H  (với cùng vật liệu và nhiệt luyện) 1.7 Xác định lực tác dụng lên trục Lực căn trên bánh chủ động và bị động F1 =Ft + F2 ; F2 =Fo + Fv Ft = 1777,23 N – Lực vòng Fv = q.v2 = 30,45 N- Lực căng do lực ly tâm sinh ra Tra bảng( 5.2) 1 có q = 2,6 kg Fo = 77,86 N – lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra  F2 = 104,99+ 30,45 = 135,44 N F1 = 1777,23 + 135,44 = 1912,67 N Trong tính toán thực tế có thể bỏ qua Fo và Ft và lực tác dụng lên trục được tính theo công thức( 5.20) 1 : Fr = Kx . Ft kx = 1,05 hệ số kể đến trọng lượng bộ xích, bộ truyền nghiêng một góc >400  Fr = 1,05.1777,23= 1886,09 N. 1.8.Tổng hợp các thông số của bộ truyền xích: Thông số 1. Loại xích Kí hiệu ------- 2. Bước xích Giá trị Xích ống con lăn p 25,4(mm) x 4. Chiều dài xích L 3149,6 (mm) 5. Khoảng cách trục a 1029,14(mm) 3. Số mắt xích 124 6. Số răng đĩa xích nhỏ 25 7. Số răng đĩa xích lớn GVHD: Trịnh Đồng Tính Z2 59 SVTK: Trần Minh Tân. Lớp: KTCK 4 – K55 8 Đồ Án Chi Tiết Máy Đề số 3371: Thiết kế hệ dẫn động băng tải 8. Vật liệu đĩa xích ---- Thép C45 9. Đường kính vòng chia đĩa xích nhỏ d1 202,66 (mm) 10. Đường kính vòng chia đĩa xích lớn d2 477,24(mm) 11. Đường kính vòng đỉnh đĩa xích nhỏ da1 2123,76(mm) 12. Đường kính vòng đỉnh đĩa xích lớn da2 489,27(mm) 13. Bán kính đáy r 8,03(mm) 14. Đường kính chân răng đĩa xích nhỏ 186,60mm) 15. Đường kính chân răng đĩa xích lớn 461,19(mm) 16. Lực tác dụng dọc trục 1866,09 (N) II: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CÔN THẲNG : p1 = 12,67 (kw) n1 = 970 (v/phút) u=3 Thời gian sử dụng lh = 11000 (giờ) 2.1.Chọn vật liệu Vì không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế, ta chọn bộ truyển bánh răng côn răng thẳng quay 1 chiều với vật liệu hai bánh răng là như nhau, theo bảng( 6.1) 1 Chọn vật liệu đối với bánh răng nhỏ thép 40XH tôi cải thiện đạt độ rắn HB  241 có ϭ b 800 MPa, 1 ϭ ch1 600 MPa Bánh răng lớn chọn tương tự HB ≥ 241; ϭ b 800 MPa, ϭ ch 600 MPa 2 2 2.2.Xác định ứng suất cho phép Ứng suất tiếp xúc cho phép   H  và ứng suất uốn cho phép   F   h       H0 lim SH  F0lim SF .z r .z v .k XH .k HL . y r . y s .k XF .k FC .k FL Chọn sơ bộ zk.xv.kXH = 1; yk.ys.kXF = 1 GVHD: Trịnh Đồng Tính SVTK: Trần Minh Tân. Lớp: KTCK 4 – K55 9 Đồ Án Chi Tiết Máy         H0  F0 lim SF lim SH Đề số 3371: Thiết kế hệ dẫn động băng tải .k HL .k FC .k FL Theo bảng (6.2 )  2 ta có với thép 40 XH tôi cải tiến đạt HB 180 ÷ 350 MPa  H0 lim  F0 lim 2 HB  70 ; SH = 1,1 1,8 HB ; SF = 1,75 Chọn HB1 = 280Mpa; HB2 =265Mpa + Bánh răng chủ động :  H0 lim 1  F0 lim 1 2.280  70 630 1,8.280 504 + Bánh răng bị động :  H0 lim 2  F0 lim 2 2.265  70 600 1,8.265 477 - KFC hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải. Đặt tải một phía - K HL ; K FL : hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền. + + K K HL mH FL mF N N N N HO 1 HE 1 FO 1 FE 1 Với 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 và NFO : số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc và ứng suất uốn. 2,4 + N HO1 30H HB1 30. 220 2,4 2,24.107 2,4 1,96.107 2,4 + N HO 30H HB 30. 265 2 2 + NF01 = NF02 = 4.106 do bánh răng làm vật liệu thép.  N HE ; N FE : số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đuơng. Khi bộ truyền chịu tải trọng tĩnh: GVHD: Trịnh Đồng Tính SVTK: Trần Minh Tân. Lớp: KTCK 4 – K55 10 Đồ Án Chi Tiết Máy Đề số 3371: Thiết kế hệ dẫn động băng tải N HE  N FE 60.c.n.t + c: số lần ăn khớp trong 1 vòng quay + n: số vòng quay trong 1 phút + t: tổng số giờ làm việc của bánh răng. → N HE1  N FE1 60.c.n1.Lh 60.1.970.11000 0,6402.109 N HE2 N FE2 60.c.n 2 .L h 60.1.237,5.15500 0,16.109 Ta có : NHE > NHO , NFE > NFO => KHL1 = 1, KHL2 = 1; KFL1 =1, KFL2 =1 Do vậy  0   630 σ H1   σ Hlim1 .1.1 572,72 MPa  .Z r .Z v .K XH .K HL1  S 1,1    H1 0     600 σ H2   σ Hlim2 .1.1 545,45 MPa  .Z r .Z v .K XH .K HL2  S 1,1    H2    σ0    504,0 σ  FLim1 .Y .Y K .K  .1.1 288 MPa  R XF F1  S S FL1 1,75 F1     σ0  σ  FLim2 F2  S F2     477 .1.1 272,57 MPa  .YR .YSK XF .K FL2  1,75   Do vậy với bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng thì lấy [σH] = [σH2] =545,45(Mpa) 2.3) Xác định chiều dài bánh răng côn ngoài : theo công thức (6.52a)[1] Rc  K R . u 2  1.3 1  K T1 K H 2  be  K be u   H   Với bộ truyền răng thẳng bằng thép kR = 0,5.kd kd = 100 Mpa1/3  KR = 0,5.100 = 50 Mpa1/3 kHβ : Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng trên chiều rộng vành bánh răng con tra bảng (6.21) 1 Kbe : hệ số chiểu rộng vành răng Kbe = b (0,25 ÷ 0,3) chọn Kbe = 0,25 Re Với U12 = Uh = 3 T1 : Mô men xoắn trên trục bánh răng chủ động Nmm  H  : Ứng suất tiếp xúc cho phép Mpa Theo bảng (6.21) 1 với GVHD: Trịnh Đồng Tính SVTK: Trần Minh Tân. Lớp: KTCK 4 – K55 11 Đồ Án Chi Tiết Máy K be .u 0,25.3  0,43 2  K be 2  0,25 Đề số 3371: Thiết kế hệ dẫn động băng tải Ta chọn trục bánh răng côn lắp trên ổ đũa sơ đồ I, HB < 350 ta được KHβ = 1,13; T1 = 124701 Nmm  Re 50. 32  1.3  124701.1,13 149,3 mm 1  0,250,25.3 545,45 2  2.4. Xác định các thông số ăn khớp - Số răng bánh nhỏ Dường kính vòng chia ngoài ; 2.Re de1  1 u 2  2.149,3 1  32 94,43 mm Do đó tra bảng (6.22)[1] ta được z1p = 19 Với HB < 350, z1 = 1,6.z1p = 1,6.19 = 30,4  chọn z1 = 30 Tính đường kính trung bình và mô đun trung bình theo công thức (6.44) và (6.55) 1 dm1 = (1-0,5 Kbe)de1 = (1-0,5.0,25).94,43 = 82,62mm mtm  d m1 82,62  2,75 mm z1 30 Mô đum vòng ngoài, với bánh răng côn răng thẳng theo công thức (6.56)[1] mte  mtm 2,75  3,14 mm 1  0,5K be  1  0,5.0,25 Theo bảng (6.8)[1] lấy theo tiêu chuẩn mte = 3 do đó ta tính lại mtm = mte.(1- 0,5.Kbe) = 3.(1 -0,5.0,25) = 2,63 mm Z1 = d m1 82,62  31,4 lấy Z1 = 31 răng mtm 2,63 Số răng bánh lớn Z2 = U. Z1 = 3.31,4 = 94,2 lấy Z2 = 94 răng Do đó tỉ số truyền Um = Z 2 94  3,03 Z1 31  Z1 Góc côn chia: δ1 =arctg   Z2  31  = arctg   =18,250  94   δ2 = 900 - δ1 = 900 – 118,250 = 71,750 Theo bảng (6.20)[1] với Z1 =31 chọn hệ số dịch chỉnh đều GVHD: Trịnh Đồng Tính SVTK: Trần Minh Tân. Lớp: KTCK 4 – K55 12 Đồ Án Chi Tiết Máy x1 = 0,31; x2 = -0,31 Đề số 3371: Thiết kế hệ dẫn động băng tải Đường kính trung bình của bánh nhỏ dm1 = Z1. mtm = 31.2,63 = 81,53 mm Chiều dài côn ngoài Re = 0,5.mte. Z1 2  Z 2 2 = 0,5.3 312  94 2 = 148,47mm 2.5. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc Ứng suất tiếp xúc xuất hiên trên bề mặt răng theo CT (6.58)[1] C. Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng: Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: σ H Z M .Z H .Z ε 2.T .K H . U 2  1 1 m σ H 2 0,85.b .d m .U 1   + ZM: hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp tra bảng B(6.5)[1]→ ZM = 274MPa1/3 + ZH: hệ số kể đến hình dạng tiếp xúc: Với xt = x1 + x2 = 0 ; ZH = 1,76 vì β = 0 + Z : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng. Theo CT(6.59a) [1] 4   3 Zε = εα. Hệ số trùng khớp ngang theo (6.60) [1]   1 ε α 1,88  3,2   => Z  1 Zε =   1  1   1 .cosβ m 1,88  3,2   .1 1,74  Z   31 94    2  4  1,74 0,87 3 - kH: hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc theo CT(6.61) [1] kH = kHα. kHβ .kHv - Với bánh răng côn răng thẳng KHα = 1: KHβ = 1,13 tra bảng (6.21) [1] - KHv Hệ số tải trọng động tính theo CT(6.63)[1]  H .bd m KHv =1+ 2T1 .K H .K H b =Kbe.Re = 0,25.148,47 = 37,12 mm d m1 .U  1 νH = δH.go.v. U vận tốc v tính theo CT (6.22) [1] d m1 n1 3,14.81,53.970 v=  4,14m / s. 60000 60000 1 GVHD: Trịnh Đồng Tính SVTK: Trần Minh Tân. Lớp: KTCK 4 – K55 13 Đồ Án Chi Tiết Máy Đề số 3371: Thiết kế hệ dẫn động băng tải Chọ cấp chính xác theo vận tốc vòng bảng (6.13) [1] chọn cấp chính xác = 7 δH là hệ số xét đến ảnh hương của sai số ăn khớp tra theo bảng (6.15) [1] với HB<350 δH = 0,006 go là trị số của hệ xét đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng tra bảng (6.16) [1] => go =47 81,53. 3  1 12,17 3 Theo CT (6.64) [1] νH = 0,006.47.4,14. 12,17.37,12.81,53 KHv = 1  2.124701.1,13.1 1,13 => KH = 1.1,13.1,13 = 1,28 Thay vào CT (6.58) [1] σ H 274.1,76.0,87 2.124701.1,28. 32  1 σ H 0,85.37,12 .81,532.3   = 530,87 Mpa Theo (6.1)và (6.1a) [1] ta có [σH] = [σH].Zv.ZR.KXH Trong đó v =4,14 < 5m/s => ZV = 1. Ra = 2,5 ÷ 1,25 μm; ZR = 0,95 da < 700mm => KXH = 1 [σH] = 545,45.1.0,95.1 =518,18 Mpa Như vậy σH > [σH] nhưng chênh lệch nhỏ. Do đó có thể tăng chiều rộng vành răng: 2 2  H   530,87    b = 37,12.  37,12. 518,18  38,96 Lấy b =40 mm     H   2.6. Kiểm nghiệm răng theo độ bền uốn: 2.T .K .Yε .Y .Y 1 F β F 1 σ + σ F1  F1 0,85.(b .d .m ) m 1 1 tm  +σ F2   Y F   . 2   F1 Y F  2  F 1 b 40  0,27 Re 148,47 Kbe = K be .u 0,27.3  0,47 Tỉ số 2  K be 2  0,27 Tra bảng (6.21) [1] được KFβ = 1,25 KFα = 1 mtm = mnm =2,63 mô đun pháp tuyến b = 40 mm chiều rộng vành răng dm1 = 81,53 mm đường kính trung bình của bánh chủ động 1 1 Yε   0,57 hệ số kể đến sự trùng khớp của răng ε α 1,74 Yβ: hệ số kể đến độ nghiêng của răng Y 1 hệ số kể đến độ nghiêng của răng β KF hệ số tải trọng khi tính về uốn KF = KFβ.KFα.KFv  F .b.d m1 KFv = 1+ 2T1 .K F .K F Theo (6.64) [1] GVHD: Trịnh Đồng Tính SVTK: Trần Minh Tân. Lớp: KTCK 4 – K55 14 Đồ Án Chi Tiết Máy Đề số 3371: Thiết kế hệ dẫn động băng tải d m1  u  1 81,53 3  1 0,016.47.4,14. 32,46 u 3 δF = 0,016 tra bảng (6.15) go= 47 (6.16) [1] νF = δF.go.v.  KFv = 1+ 32,46.40.81,53 1,34 2.124701.1,25.1  KF = 1,25.1.1,34 = 1,675 Tra bảng B  6.181 với x1 = 0,31 , x2 = - 0,31 → YF1 = 3,57 và YF2 = 3,53 Thay các giá trị vừa tính được vào(6.65)  σF  1 2.T1.K F .Yε .Y .YF β 1 σF  2 0,85.b.m .d tm m1  2.124701.1,675.0,57.1.3,57 117,83(MPa) 0,85.40.2,63.81,375 σ F .YF 1 2 117,83.3,53 120,47(MPa) Y 3,57 F 1     Vậy σ F1 117,83  σ F1 480(MPa) , σ F 2 120,47  σ F2 480(MPa) Như vậy điều kiện bền uốn được đảm bảo 2.7.Kiểm nghiệm răng về quá tải: Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải , với hệ số quá tải Ktq = Tm 2,0 T1 Kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại và ứng suất uốn cực đại  H Max σ H . k qt 530,87. 2,0 750,76(MPa)  σ H  Max 1680(MP a) σF σ F k qt 117,83.2,0 235,66( MPa ) σ F  480(MP a) 1Max 1  1  Max σ F2 Max σ k 120,47.2,0 240,94( MPa ) σ F  480(MP a) F2 qt  2  Max 2.8. Một số thông số hình học của cặp bánh răng Bảng tổng kết các thông số bộ truyền bánh răng . Thông số Chiều dài côn ngoài Chiều rộng vành răng Chiều dài côn trung bình Đường kính chia ngoài Góc côn chia Chiều cao răng ngoài Ký hiệu Re b Rm de Giá trị 148,47 mm 40mm Rm = Re – 0,5b =128,47 mm de1 = mte.Z1= 93mm δ de2 =mte.Z2 = 282mm δ1=18,25o he δ2 = 71,75o he =2.htemte + c với hte = cosβm; c = 0,2.mte => he = 6,6mm GVHD: Trịnh Đồng Tính SVTK: Trần Minh Tân. Lớp: KTCK 4 – K55 15 Đồ Án Chi Tiết Máy Đề số 3371: Thiết kế hệ dẫn động băng tải Chiều cao đầu răng ngoài hae hae1 = (hte + xn1cosβm)mte với xn1 = 0,31=> hae1 = 3,93mm Chiều cao chân răng ngoài Đường kính đỉnh răng ngoài hfe hae2 =2hte.mte– hae1= 2,07mm hfe1 = he- hae1 = 2,67mm dae hfe2 = 4,53 mm dae1 = de1 + 2hae1.cosδ1 dae1 = 100,46mm dm dae2 = 283,3mm dm1 = mtm.Z1 =81,53mm Môđun vòng trung bình mtm dm2 = 246,75mm mtm=mte(1-0,5.Kbe) =2,63 mm Môđun pháp trung bình mnm Đường kính trung bình PHẦN III : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC I. Tính chọn khớp nối 1.1. Chọn khớp nối: - Ta sử dụng khớp nối đàn hồi để nối trục - Thiết kế chọn khớp thường dựa vào momen xoắn tính toán Tt : Tt ≤ [T] + T: momen xoắn danh nghĩa hay momen xoắn trên trục cần nối, T=127233Nmm + K: hệ số chế độ làm việc, phụ thuộc vào loại máy công tác, tra bảng B(16.1)  2 , chọn k= 1,5(máy nén công tác băng tải) T = Tdc = 127233Nmm = 127,23Nm → Tt = k.T = 1,5.77187,62 = 190850( N.mm). Động cơ là 4A160M6Y3, tra bảng (p1.7) [1] ta được đường kính trục động cơ là: ddc = 48 mm Với điều kiện Tt = 127,23≤ Tbảng và ddc = 48 ≤ dbảng tra bảng (16.10a) [2] ta chọn [T] = +[T] = 500 ( N.m ) + dbảng = 50 ( mm ) n ≤ [nmax] = 3600 Kích thước cơ bản của nối trục đàn hồi d = 50, D =170, dm =95, L = 175, l =110, d1 = 90, Do =130, Z =8, nmax = 3600, B = 5, B1 = 70, l1 = 30, D3 = 28, l2 = 32 Tra bảng B(16.10b)  2 với điều kiện[T] = 500 ( N.mm ) ta được kích thước cơ bản của vòng đàn hồi : dc = 14, d1 = M10, D2 = 20, l = 62, l1 = 34, l2 = 15, l3 = 28, h = 1,5 1.2. Kiểm nghiệm khớp nối: GVHD: Trịnh Đồng Tính SVTK: Trần Minh Tân. Lớp: KTCK 4 – K55 16 Đồ Án Chi Tiết Máy Đề số 3371: Thiết kế hệ dẫn động băng tải 1.2.1. Kiểm nghiệm theo điều kiện bền dập: σ đ    2.k.T 2.1,5.127233  0,94 MPa   σ = 4 Mpa đ Z.Do d c .l 8.130.14.28 3 Thỏa mãn điều kiện. 1.2.2. Kiểm nghiệm điều kiện sức bền của chốt σu  k.T.l o  σ u  0,1.D o d 3 .Z c - [σ u ] : ứng suất uốn cho phép của chốt. Chọn  σ u  60 80Mpa lo = l1 +  σu  l2 15 = 34 + = 41,5 2 2 k.T.l o 1,5.127233.41,5  27,75  σ u  thỏa mãn điều kiện. 3.8 0,1.Do d 3 .Z 0,1.130.14 c 1.3. Lực tác dụng lên trục: 2.T 2.127233 1957,43 N  Ft = D  130 0 Fx12 = Fkn = 0,2.Ft = 0,2.1957,43= 391,49 ( N ) II. Tính Toán Thiết Kế Trục A Tính toán và thiết kế trục I 2.1 Chọn vật liệu: Vật liệu dùng để chế tạo trục cần có sức bền cao , ít nhạy cảm với tập trung ứng suất, có thể nhiệt luyện, hoá nhiệt luyện được và dễ gia công. - Vì tải trọng trung bình nên có thể chọn Vật liệu làm trục chọn là thép 45 tôi cải thiện có σb =850Mpa, [σ] = 55Mpa 2.2. Sơ đồ phân bố lực tác dụng: GVHD: Trịnh Đồng Tính SVTK: Trần Minh Tân. Lớp: KTCK 4 – K55 17 Đồ Án Chi Tiết Máy Đề số 3371: Thiết kế hệ dẫn động băng tải 2.3. Xác định các lực tác dụng lên trục: 2T1 Lực tác dụng từ bộ truyền bánh răng côn răng thẳng tác dụng lên trục 1, trục 2 Ft1 = Ft2 = d = m1 2.124701 3059,03 (N) 81,53 Fr Fa Ft . 0 0 1 2 1 tgα.cosδ1=3059,03.tg20 .cos18,25 =1057,37(N) Fa Fr Ft .tg .sin 3059,03.tg20o sin 18,25o 348,71(N) 1 1 2 1 (α = 20o góc ăn khớp đối với bánh răng côn răng thẳng) Lực tác dụng từ bộ truyền xích Do góc nghiêng đường nối tâm của hai đĩa xích là 45o nên lực Ft của bộ truyền xích được phân tích thành các thành phần là Fx22 và Fy22; Fx24 và Fy24 Với Fx là Fr22 đã tính ở phần 2 thiết kế bộ truyền ngoài. Fx = Fr22 =1866,09 (N) Với Fx22 = Fx24 = Fx. sin α =1866,09 . sin 450 =1319,52(N) Fy22 =Fy24 = Fx.cosα = 1866,09 . cos 450 = 1319,52(N) 2.4. Tính sơ bộ đường kính trục: Theo (10.9) [1] ta có đường kính trục d 3 T 0,2.  Trong đó: T: momen xoắn Nmm GVHD: Trịnh Đồng Tính SVTK: Trần Minh Tân. Lớp: KTCK 4 – K55 18 Đồ Án Chi Tiết Máy Đề số 3371: Thiết kế hệ dẫn động băng tải [τ] :ứng suất xoắn cho phép Mpa. [τ] = 15÷ 30 (Mpa)  d  d sb1 sb2 3 TI 124701 3 29,21(mm) 0,2.[ ] 0,2.25 3 TII 359252 3 41,57(mm) 0,2.[ ] 0,2.25 sb1 → Chọn d sb2 = 30 ( mm ) và d = 45 ( mm ) - Từ đường kính d tra bảng (10.2) với d1 = 30(mm) và d2 = 45 (mm). Ta có chiều rộng ổ lăn trên các trục b01 = 19 (mm) và b02 =25 (mm) 2.5. Xác định trục I: - Chiều dài mayơ bánh nửa khớp nối: lm= (1,4÷ 2,5).d đối với nối trục vòng đàn hồi lm12= (1,4÷2,5) d1 = (1,4÷2,5)30 = 42÷75 mm, chọn lm12 = 55 mm - Chiều dài mayơ bánh răng côn lm= (1,2÷ 1,4).d lm13 = (1,2÷ 1,4).d1 = (1,2÷ 1,4).30 = 36÷42 mm, chọn lm13 =40 mm lm23 = (1,2÷ 1,4).d2 = (1,2÷ 1,4).45 = 54÷ 63 mm, chọn lm23 =55 mm - Chiều dài mayơ đĩa xích lm= (1,2÷ 1,5).d lm22 = lm24 = (1,2÷ 1,5)d2= (1,2÷ 1,5) 45 = 54 ÷67,5mm chọn lm22 = lm24 = 60mm Các kích thước liên quan đến chiều dài trục, chọn khoảng cách từ mặt cạnh chi tiết đến thành trong của hộp k1 = 12, khoảng cách từ mặt cạnh ổ đến thành trong của hộp k2 =10, khoảng cách từ mặt cạnh chi tiết quay đến nắp ổ k3 = 15 Chiều cao nắp ổ và đầu bulông hn = 18 lcki : khoảng côngxôn trên trục thứ k tính từ chi tiết thứ i ở ngoài hộp giảm tốc đến gối đỡ lcki = 0,5.(lm12 +bo)+ k3 + hn lc12 = 0,5.(lm12 +bo1)+ k3 + hn = 0,5.(55 + 19)+ 15+ 18 = 70 mm lc22 = lc24 = 0,5.(lm22 +bo2)+ k3 + hn = 0,5.(60 + 25)+ 15+ 18 = 75,5mm lci : chiều rộng răng thứ i trên trục k : b13 = b23 =39 mm GVHD: Trịnh Đồng Tính SVTK: Trần Minh Tân. Lớp: KTCK 4 – K55 19 Đồ Án Chi Tiết Máy * Trục thứ 1 Đề số 3371: Thiết kế hệ dẫn động băng tải l12 = lc12 = 70 mm l11 = (2,5÷3)d1 = (2,5÷3)30 = 75÷90 => chọn l11 = 85mm l13 = l11 + k1 + k2 + lm13 + 0,5(b01 – b13cosδ1) = 85 + 12 + 10 + 40 + 0,5(19 – 39. cos18,25o) = 137,98 mm chọn l13 = 138 mm * Trục thứ 2 l21 = lm22 + lm23 + b0 + 3k1 + 2k2 = 60 + 55 + 25 + 3.12 + 2.10 = 196 mm l22 = k1 + k2 + lm23 + 0,5(b02 – b23cosδ2) = 12 + 10 + 55 + 0,5(25 – 39.cos71,75o) =83,23 mm chọn l22= 84mm l23 = dm1 + k1 + k2 + 0,5b02 = 81,53+15+10+0,5.25=110mm (*)Đối với trục 1 dựa vào sơ đồ phân tích lực ta có hệ phương trình : Trường hợp 1 khớp nối hướng theo chiều dương trục x:  Fx12  Fx10  Fx11  Fx13 0  F  F  F 0  y10 y11 y13  Fx12 .lc12  Fx11 .l11  Fx13 .l13 0   F .l  F .l  F d m1 0  y11 11 y13 13 a1 2 Thay số vào ta được  391,49  Fx10  Fx11  3059,03 0  F  F  1057,37 0  y10 y11  391,49.75,5  Fx11 .85  3059,03.138 0   F .85  1057,37.138  348,71. 81,53 0  y11 2  Fx10 2646,62 N  F 5314,16 N  x11  F 492,06 N  y10  Fy11 1549,43N  Với trường hợp 2 khớp nối quay chiều ngược lại ta tính được: GVHD: Trịnh Đồng Tính SVTK: Trần Minh Tân. Lớp: KTCK 4 – K55 20