Tài liệu Thiết kế hệ dẫn động băng tải

Trường ĐHSPKT Hưng Yên Khoa Cơ khí Đồ án Cơ sở thiết kế máy Lời nói đầu Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là yêu cầu không thể thiếu đối với một kỹ sư ngành cơ khí, nhằm cung cấp các kiến thức cơ sở về máy và kết cấu máy. Thông qua đồ án môn học Cơ Sở Thiết Kế Máy, mỗi sinh viên được hệ thống lại các kiến thức đó học nhằm tính toán thiết kế chi tiết máy theo các chỉ tiêu chủ yếu về khả năng làm việc; thiết kế kết cấu chi tiết máy, vỏ khung và bệ máy; chọn cấp chính xác, lắp ghép và phương pháp trình bày bản vẽ, trong đó cung cấp nhiều số liệu mới về phương pháp tính, về dung sai lắp ghép và các số liệu tra cứu khác. Trong học phần cơ sở thiết kế máy, nhằm củng cố kiến thức cho sinh viên, em đã được giao đề tài:THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI Với sự hướng dẫn tận tình của giảng viên Nguyễn Văn Huyến .Nhiệm vụ của em là thiết kế hệ dẫn động băng tải gồm có bộ truyền đai, hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng và bộ truyền xích. Hệ được dẫn động bằng động cơ điện thông qua khớp nối, qua bộ truyền đai, hộp giảm tốc và bộ truyền xích để truyền động đến băng tải. Với một khối lượng kiến thức tổng hợp lớn, và có nhiều phần em chưa nắm vững, dù đã tham khảo các tài liệu song khi thực hiện đồ án, trong tính toán không thể tránh được những thiếu sót.Em mong được sự góp ý và giúp đỡ của các thầy cô giáo và bạn bè. Em xin chân thành cảm ơn các thầy cô giáo trong Khoa Cơ Khí, đặc biệt là thầy Nguyễn Văn Huyến đã hướng dẫn tận tình và cho em nhiều ý kiến quý báu cho việc hoàn thành đồ án môn học này. Hưng Yên, tháng 04 năm 2018 Sinh viên GVHD : Nguyễn Văn Huyến Trường ĐHSPKT Hưng Yên Khoa Cơ khí Đồ án Cơ sở thiết kế máy Mục lục Bản thuyết minh đồ án gồm những phần chính sau: - Phần I : Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền. - Phần II : Tính toán bộ truyền ngoài : Tính toán bộ truyền đai : Tính toán bộ truyền bánh răng : Tính toán bộ truyền xích - Phần III : Tính toán và chọn ổ chục : Tính toán và chọn then : Tính chọn ổ trục. : Chọn khớp nối. : Bôi trơn ăn khớp và bôi trơn ổ trục. - Phần IV: Thiết kế vỏ hộp và các chi tiết máy khác. - Phần V : Xây dựng bản vẽ lắp và chọn kiểu lắp ghép. Chú thích: Tài liệu [1] : Tính toán thiết kế dẫn động cơ khí tập 1 Tài liệu [2] : Tính toán thiết kế dẫn động cơ khí tập 2 Tài liệu [3] : Hướng dẫn đồ án cơ sở thiết kế máy GVHD : Nguyễn Văn Huyến Trường ĐHSPKT Hưng Yên Khoa Cơ khí Đồ án Cơ sở thiết kế máy PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN 1.1 Chọn động cơ - Công suất làm việc trên trục tang quay (trục máy công tác) Theo công thức 2.11 tài liệu [I] Plv = F . V 2000.1,2 = =2,4 ( Kw) 1000 1000 Trong đó: F=2000N Lực kéo băng tải V=1,2m/s Vận tốc băng tải - Công suất tương đương Pt đ =P lv . β β: hệ số xét đến sự thay đổi tải trọng không đều _Do động cơ hoạt động trong trường hợp làm việc dài hạn để đảm bảo động cơ hoạt động tốt thì: Với β= √( T max 2 t m T 1 2 t 1 T 2 2 t 2 . + . + . là hệ số tương tương T1 t ck T 1 t ck T 1 t ck ) ( ) ( ) Theo biểu đồ ta có : T max = 1,4T t m = 2s T 1= T T 2 = 0,8T t 1 = 14400s t 2 = 14400st ck = 28800s Do tm quá nhỏ nên chúng ta có thể bỏ qua Thay số liệu vào biểu thức trên ta tính được hệ số tương đương: √( β= T 2 14400 0,8 T 2 14400 . + . = 0,905 T 28800 T 28800 ) ( ) Suy ra ; Ptđ =Plv . β=2,4.0,905=2,17 ( Kw) - Công suất cần thiết trên trục động cơ Theo công thức 2.8 tài liệu [I] Pct = Pt đ η η: hiệu suất truyền động GVHD : Nguyễn Văn Huyến Trường ĐHSPKT Hưng Yên Khoa Cơ khí Đồ án Cơ sở thiết kế máy Theo công thức 2.9 tài liệu [I] η=η1 η2 η3 … … η1 , η2 , η3,… là hiệu suất của các bộ truyền Theo đề bài thì: 3 η=ηol ηbr ηx ηd Trang bảng 2.3 tài liệu [I] η ol =0,992hiệu suất một cặp ổ lăn ηbr =0,98 hiệu suất một cặp bánh răng η x =0,92hiệu suất bộ truyền xích ηd =0,96 hiệu suất bộ truyền đai η k =0,99hiệu suất của khớp Vậy η=ηol ηbr ηx ηd =0,992 .0,98 . 0,92 . 0,96 .=0,845 Công suất cần thiết trên trục 3 3 động cơ Pct = Ptđ 2,17 = =2,57( Kw ) η 0,845 - Số vòng quay trên trục tang quay ( trục máy công tác ) Theo công thức 2.16 tài liệu [I] nlv = 60000.V 60000.1,2 v = =76,43( ) πD π .300 ph Trong đó: V=1,2 m/s Vận tốc băng tải D=300 mm Đường kính trục tang quay - ut tỉ số truyền toàn bộ của hệ dẫn động Theo công thức 2.15 tài liệu [I] u sb =u1 u 2 u3 … .. u1 u2 u 3 …là tỉ số truyền của từng bộ phận Theo đề bài thì: u sb =ud ubr u x Tra bảng 2.4 tài liệu [I] ud =3,15tỉ số truyền động đai ubr =4 số truyền động bánh răng u x =2,9 số truyền động xích u sb =ud ubr u x =3,15 . 4 . 2,9=36,54 - Số vòng quay sơ bộ của động cơ Theo công thức 2.18 tài liệu [I] GVHD : Nguyễn Văn Huyến Trường ĐHSPKT Hưng Yên Khoa Cơ khí Đồ án Cơ sở thiết kế máy n sb=nlv u sb=76,43 .36,54=2792,75( v ) ph - Chọn động cơ Pđc ≥ Pct =2,57(kw) n đ c ≈ nsb=2792,75 ( v ) ph T k T mm ≥ =1,4 T dn T 1 Bảng thông số động cơ 1.2 Kiểu động cơ Công Vận tốc suất p quay n (kw) (v/ph) Cosφ 4A90L2Y3 3,0 0,88 2838 η% I max I dn Tk T dn 84,5 2,2 2,0 Phân phối tỷ số truyền - Tỉ số truyền ut của hệ dẫn động Theo công thức 3.23 tài liệu [I] uh t = nđ c 2838 = =37,13 nlv 76,43 Trong đó: n đ c =2838 số vòng quay của động cơ đã chọn v/ph nlv =76,43 vòng quay của trục tang quay (trục máy công tác ) v/ph - Phân tỉ số truyền của hệ dẫn động cho các bộ truyền uh t =uđ ubr ux Tra bảng 2.4 tài liệu [I] Chọn uđ =3,15 , ubr =4 ux= uht 37,13 = =2,96 u br u d 4.3,15 GVHD : Nguyễn Văn Huyến Trường ĐHSPKT Hưng Yên Khoa Cơ khí 1.3 Đồ án Cơ sở thiết kế máy Tính số vòng quay trên các trục Trục động cơ n đ c =2838 Trục I nI= nđ c 2838 v = =900,95( ) uđ 3,15 ph Trục II n II = nI 900,95 v = =225,24 ( ) ubr 4 ph Trục tang công tác nlv = 1.4 n II 225,24 v = =76,09( ) ux 2,96 ph Tính công suất trên các trục -Pđc=Pct= 2,57 kW - PI = Pđc .ηd.ηol =2,57.0,96.0,992 = 2,45kW - PII = PI .ηbr.ηol =2,45.0,98.0,992=2,38kW - = 1.5 = 2,38.(0,992)2. 0,92 =2,15 kW . Tính momen xoắn trên các trục Theo công thức sau trang 49 tài liệu [I] 6 9,55.10 . Pi T i= ni Trục động cơ : Pd 2,57 n 6 2838 Tđc = 0 = 9,55.10 . = 8648,17(Nmm) Trục 1: PI 2,54 TI = 9,55.106 nI =9,55.106 . 900,95 = 26923,8(Nmm) Trục 2: GVHD : Nguyễn Văn Huyến Trường ĐHSPKT Hưng Yên Khoa Cơ khí Đồ án Cơ sở thiết kế máy PII 2,38 6 nII 6 225,24 TII = 9,55.10 = 9,55.10 . = 100910,14(Nmm) Trục làm việc: P lv 2,15 Tlv = 9,55.106. n = 9,55.106 . 76,09 =269844,92(Nmm) lv Bảng kết quả tính toán: Trục Động cơ I II III Thông số U Uđ=3,15 Ubr=4 Ux=2,96 P (KW) 2,57 2,54 2,38 n 2838 900,95 225,24 8648,17 26923,8 100910,14 (v/p) T (Nmm) 2,15 76,09 269844,9 2 Phần II: THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN GVHD : Nguyễn Văn Huyến Trường ĐHSPKT Hưng Yên Khoa Cơ khí Đồ án Cơ sở thiết kế máy A–TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI I. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG 1.1 Chọn loại đai và tiết diện đai - Các thông số của động cơ tính toán: ndc = 2922 (vòng/phút) ; Pdc =2,57 kW ; Căn cứ vào hình 4.1 trang 59[1]- Chọn loại tiết diện đai thang thường loại A trong bảng 4.13 trang 59[1]. Theo đó, thông số kích thước cơ bản của đai được cho trong bảng sau: Kích thước tiết diện Loại đai Hình thang thường Ký hiệu A bt 11 B 13 h y0 8 2,8 Diện tích tiết diện A (mm2) Đường kính bánh đai nhỏ d1 (mm) Chiều dài giới hạn l (mm) 81 100 – 200 560 - 4000 Hình vẽ dưới đây thể hiện kích thước mặt cắt ngang của dây đai: 13 8 2,8 11 400 Kích thước mặt cắt ngang của dây đai thang GVHD : Nguyễn Văn Huyến Trường ĐHSPKT Hưng Yên Khoa Cơ khí Đồ án Cơ sở thiết kế máy 1.2. Xác định thông số bộ truyền đai a. Chọn đường kính bánh đai * Theo bảng 4.13 và đường kính được khuyên dùng chọn d1=140mm - Tính vận tốc đai: π . d 1 .n1 v = 60000 (c.t trang 60 [1]) Thay số ta được: v= π .140 . 2838 = 20,79 (m/s) 60000 Như vậy vận tốc đai tính toán nhỏ hơn vận tốc đai cho phép vmax = 25 m/s (đối với loại đai thang). Tính đường kính bánh đai lớn: Theo công thức: d2 = d1. uđ/ (1 Ta chọn ε ) ε = 0,01 ( (c.t 4.2 trang 53 [1]) ε - hệ số trượt đai), thay số ta có: d2 = 140. 3,15 / (1 - 0,01) = 445,45 (mm) Tra bảng (4-21) trang 63 chọn d2 theo tiêu chuẩn: d2= 450 mm Tỷ số truyền thực tế: d2 450 utt = d 1.(1−ɛ ) = 140. (1−0,01) = 3,25 Kiểm nghiệm sai lệch tỷ số truyền: Δu = b. Chọn khoảng cách trục sơ bộ Theo bảng 4.14 [I] chọn khoảng cách trục dựa theo tỷ số truyền uđ và đường kính bánh đai d2: uđ = 3,15 a =1 d2 utt −u đ  a=1. d2 = 1. 3,25−3,15 .100% = .100% = 3,17% <4% 3,15 uđ 450 = 450 mm Vậy d1, d2 đã chọn thỏa mãn. GVHD : Nguyễn Văn Huyến Kiểm tra điều kiện của asb : Trường ĐHSPKT Hưng Yên Khoa Cơ khí Đồ án Cơ sở thiết kế máy 0,55(d1 + d2) + h  a 2(d1 + d2) 0,55(d1 + d2) + h = 0,55(140+450) + 8= 332,5 2(d1 + d2) = 2(140+ 450 ) = 1180  a sb thỏa mãn điều kiện c. Tính chiều dài đai Theo CT 4.4 [I] Từ khoảng cách trục a đã chọn, ta có chiều dài đai: π ( d 1+ d 2 ) ( d 2−d 1) l=2 a+ + 2 4. a = 2.450+ 2 2 3,14.(140+450) ( 450−140 ) + =1879,7 (mm) 2 4.450 Theo bảng 4.13 [I] chọn chiều dài tiêu chuẩn l =2240 mm =2,24 m Nghiệm số vòng chạy của đai trong 1 giây: Theo CT 4.15 [I] v 21,1 i= = =9,42< imax =10 ( thỏa mãn điềều kiện ) l 2,24 d. Khoảng cách trục Tính lại khoảng cách trục aw theo chiều dài tiêu chuẩn l = 2240 mm Theo CT 4.6 [I] : =>a= 2 2 λ+ √ ( λ −8 Δ ) 4 Trong đó: λ=l− Δ= π . ( d1 +d 2 ) 3,14. ( 140+ 450 ) =2240− =1313,7(mm) 2 2 d 2−d 1 450−140 = =155(mm) 2 2 GVHD : Nguyễn Văn Huyến Trường ĐHSPKT Hưng Yên Khoa Cơ khí =>a= Đồ án Cơ sở thiết kế máy λ+ √ ( λ 2−8 Δ 2) 1313,7+ √1313,72−8.1552 = =638 ( mm )(thỏa mãn 4 4 Theo CT 4.7[I] 0 α 1=180 − α 2= 180o + ( d2 −d 1 ) .57 0 a =180 0− ( d 2 −d 1 ). 57o a ( 450−140 ) . 570 =1520 18 ' 638 ( 450−140 ) 57 0 2070 47 ' = 1800 + = 638 1>min = 120o thoả mãn điều kiện 1.3. Xác định số đai z Số đai z được xác định theo công thức: P .K 1 d z = [ P 0 ] .C α . Cl . Cu . C z (c.t 4.16 - trang 60[1]) Trong đó: + P1 - Công suất trên trục bánh đai chủ động PI = Pđc = 2,57kW. + Kđ - Hệ số tải trọng ứng với trường hợp tải êm, làm việc 1 ca (Bảng 4. 7 trang 55 [1]), ta chọn Kđ =1,1 + - Tra bảng 4.19 tài liệu [I]-Trang 62 với d 1=140 mm : Ta có v = 25 m/s =>[ P0 ] =3,75 KW - c α :hệ sốố kể đềốn ảnh hưởng của góc ốm α 1: Tra bảng 4.10- trang 57 Ta có α 1= 1500 18 ' thì c α =0,91 - Tra bảng 4.16 tài liệu [I]- Trang 61: l Với l 0 = 1700mm ; l = 2240mm => l = 1,32 0 l Với l =1,2 thì c l=1 ,04 0 GVHD : Nguyễn Văn Huyến Trường ĐHSPKT Hưng Yên Khoa Cơ khí Đồ án Cơ sở thiết kế máy l =1,4 thì c l=1,07 l0 =>c l=¿ 1,07 - hệ sốố kể đềốn ảnh hưởng của chiềều dài đai. - Tra bảng 4.17 tài liệu [I]- trang 61 : Ta c ó : cu =1,14- hệ sốố kể đềốn ảnh hưởng của tỉ sốố truyềền . -Tra bảng 4.18 trang 61: P 2,57 Với z = P = 3,75 = 0,68 , áp dụng cống thức nội suy : 0  Cz= 1(Hệ sốố kể đềốn ảnh hưởng của sự phân bốố khống đềều tải trọng cho các dãy đai) Với các thống sốố đã tính được ở trền, thay vào cống thức 4.16 tài li ệu [I]trang 60 ta được : z= P1 k đ 2,57.1,1 = =0,68 (đai) [ P0 ] c α c l c u c z 3,75 . 0,91 .1,07 . 1,14 . 1 Ta chọn z = 1 (đai). * Xác định chiều rộng bánh đai: Chiều rộng của bánh đai được xác định theo công thức: B = (z - 1)t + 2e (c.t 4.21 trang 63[1]) Tra bảng 4. 21 - trang 63[1], ta có: t = 15 mm ; e = 10 mm ; h0 = 3,3 mm Vậy: B = (z - 1)t +2e=(1-1)15 + 2.10 =20 mm * Đường kính ngoài của bánh đai được xác định theo công thức: da = d + 2h0 (c.t 4.18 trang 63[1])  - Đường kính ngoài của bánh đai nhỏ là: da1 = d1 + 2h0 = 140 +2.3,3 =146,6 (mm)  - Đường kính ngoài của bánh đai lớn là: da2 = d2 + 2h0 = 450 + 2.3,3 = 456,6 (mm) Từ bảng 4.21 trang 63 ta được da1=140 (mm) GVHD : Nguyễn Văn Huyến Trường ĐHSPKT Hưng Yên Khoa Cơ khí Đồ án Cơ sở thiết kế máy Da2=450 (mm) 1.4. Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục * Xác định lực căng ban đầu: áp dụng công thức tính lực căng trên 1 đai: F o= 780 P đc . K đ vđ . C α . z +F v Fv :Lực căng do lực li tâm sinh ra. Định kì điềều chỉnh lực căng nền ta có: Fv = qm . v 2 đ Với qm - Khối lượng 1 mét chiều dài đai, tra bảng 4. 22 - trang 64 [1], ta có: qm = 0,105kg/m. Vận tốc vòng: v=20,79(m/s) 2 2 F v =q m v =0,105 . 20,79 =45,38 N F 0= 780. P1 . k đ 780 .2,57. 1,1 + F v= + 45,38=161,93 (N) v . cα . z 20,79 .0,91 . 1 * Lực tác dụng lên trục động cơ : Fr = 2Fo.z.sin(α1/2) (công thức 4.21-T64 ) = 2 . 161,93 . 1. sin(1520 18' /2) = 313,04 (N) Bảng thông số của bộ truyền đai GVHD : Nguyễn Văn Huyến Trường ĐHSPKT Hưng Yên Khoa Cơ khí Đồ án Cơ sở thiết kế máy Đường kính bánh đai nhỏ d1(mm) 140 Đường kính bánh đai lớn d2 (mm) 450 Khoảng cách trục a (mm) 638 Bề rộng của bánh đai B(mm) 20 Góc ôm trên bánh đai nhỏ α1 152 18' Chiều dài đai l(mm) 2240 Số đai z Lực căng ban đầu Fo (N) 1 Lực tác dụng lên trục Fr (N) 0 161,93 313,04 II. Bộ truyền xích. 1. Chọn loại xích: - Đặc tính làm việc: êm - Số ca : 1 - Góc nghiêng đường nối tâm: α =30o -Tỉ số truyền: ux = 2,96 -Công suất, số vòng quay, moomen xoắn trục chuyển động: P1 = PII = 2,38(kW); n1 = nII = 225,24(v/p) Do bộ truyền tải không lớn nên ta chọn loại xích con lăn. Loại xích này chế tạo đơn giản, giá thành rẻ, có độ bền mòn cao. 2. Xác định số răng đĩa xích. z1 = 29 – 2.ux= 29 – 2. 2,96= 23,08 Dựa vào bảng 5.4 – tr.80 – TTTKHDDCK tập 1, với loại xích con lăn → z1 = 25 răng Từ số răng của đĩa nhỏ ta tính được số răng của đĩa lớn: z2 = ux.z1 = 2,94.25 = 73,5 ≤ zmax= 120mm GVHD : Nguyễn Văn Huyến Trường ĐHSPKT Hưng Yên Khoa Cơ khí Đồ án Cơ sở thiết kế máy Chọn z2 = 75 răng 3. Xác định bước xích p. Bước xích p được xác định từ chỉ tiêu về độ bền mòn của bản lề. Nó phải thỏa mãn điều kiện: Pt = P.k.kz.kn ≤ [ P] Trong đó: + Pt – Công suất tính toán + P – Công suất cần truyền. P = 2,38kW + [P] – Công suất cho phép + kz – Hệ số răng. kz = 25/z1 = 25/25 = 1 + kn – Hệ số số vòng quay  Theo bảng 5. 5 [I], với n2= 225,24 v/p => chọn n01 = 400 v/p,  kn - Hệ số vòng quay; kn = n01 n2 400 = 225,24 = 1,77 + k được tính dựa vào công thức: k = ko.ka.kđc.kbt.kđ.kc Trong đó: + ko – Hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền. ko = 1 +ka – Hệ số kể tới ảnh hưởng của khoảng cách trục và chiều dài xích. ka = 1 +kđc – Hệ số kể tới ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích.kđc =1 +kbt – Hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn. kbt = 1,3 +kđ – Hệ số tải trọng động, kể tới tính chất của tải trọng. kđ = 1 +kc – Hệ số kể đến chế độ làm việc của tải trọng. kc = 1 → k = 1.1.1.1,3.1.1 = 1,3 → Pt =2,38. 1,3.1. 1,72= 5,321 kW Theo bảng 5.5 – tr.81 – TTTKHDDCK tập 1 với n01 = 400 v/p, chọn bộ truyền xích con lăn có bước xích p = 25,4 mm Thỏa mãn điều kiện bền mòn : Pt< [P] = 19 kW 4. Xác định khoảng cách trục, số mắt xích. - Tính sơ bộ khoảng cách trục: a = 40.p = 40.25,4 = 1016mm GVHD : Nguyễn Văn Huyến Trường ĐHSPKT Hưng Yên Khoa Cơ khí Đồ án Cơ sở thiết kế máy - Tính số mắt xích theo công thức 5.12-tr 85-TTTKHDĐCK tập 1, ta có: xc= 2a/p + (z1 + z2)/2 + (z2 – z1)2.p/(4 π 2.a) = 2.1016/25,4 + (25 + 75)/2 + (25– 75)2.25,4/(4 π 2.1016) = 131,58 → Lấy số mắt xích chẵn xc = 140 - Tính chính xác lại khoảng cách trục: √ a = 0,25p{ xc – 0,5(z2 + z1) + [ x c −0,5. ( z 2+ z 1 ) ]2 −2.[ 2 z 2−z 1 ] } π = 0,25.25,4.{ 140– 0,5(75 + 25)+√ ¿ ¿} = 1124,82 mm Để xích không chịu lực căng quá lớn khoảng cách trục cần giảm Δ a = (0,002 ¿ 0,004)a. Lấy Δ a = 0,004.a= 0,004.1124,82= 4,49mm → a =1124,82– 4,49 = 1120,33 mm - Kiểm nghiệm số lần va đập của bản lề đĩa xích trong một giây : z1 . n1 25 .225,24 i = 15 x = 15 .140 = 2,68 c Theo bảng 5.19 i = 2,68< [i] = 30, thỏa mãn số lần va đập cho phép của xích. 5. Đường kính đĩa xích. - Đường kính vòng chia của đĩa xích được xác định: d1 = p/sin( π /z1) = 25,4/sin( π /25) = 202,65 mm d2 = p/sin( π /z2) = 25,4/sin( π /75) = 606,55 mm - Đường kính vòng đỉnh da1 và da2 da1 = p[0,5 + cotg( π /z1)] = 25,4[0,5 + cotg( π /25)] =213,76 mm da2 = p[0,5 + cotg( π /z2)] = 25,4[0,5 + cotg( π /75)] = 618,72 mm - Đường kính vòng đáy(chân) răng df1 và df2 Ta có : r – bán kính đáy răng r = 0,5025.d1 +0,05 = 0,5025.15,88+0,05 = 8,03 mm (với d1 tra ở bảng 5.2tr78-TTTKHDĐCK tập1) df1 = d1 – 2r =202,65– 2.8,03 = 186,59 mm df2 = d2 – 2r = 606,55– 2.8,03 = 590,49 mm 6. Kiểm nghiệm xích về độ bền. a. Kiểm nghiệm theo hệ số an toàn s Với các bộ truyền xích bị quá tải lớn khi mở máy hoặc thường xuyên chịu tải trọng va đập trong quá trình làm việc, ta cần kiểm nghiệm về quá tải theo hệ số an toàn: GVHD : Nguyễn Văn Huyến Trường ĐHSPKT Hưng Yên Khoa Cơ khí Đồ án Cơ sở thiết kế máy Q s = k .F +F +F đ t o v Trong đó: + Q – Tải trọng phá hỏng, theo bảng 5.2 – tr.78 – TTTKHDDCK tập 1 ta có Q = 56,7 kN = 56700 N. Khối lượng một mét xích q12,6 kg + kđ – Hệ số tải trọng động. kđ = 1 Vận tốc trên vành đĩa dẫn z1: z1 . p . n 25.25,4 .225,24 = = 2,38 m/s 60000 60000 1000. P 1000.2,38 + Ft– Lực vòng. Ft = v = 2,38 = 1000N v= + Fv – Lực căng do lực li tâm sinh ra. Fv = q.v2 = 2,6. 2,382 = 14,72 N + Fo – Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra. Fo = 9,81.kf.q.a kf = 1, ứng với trường hợp bộ truyền nghiêng một góc nhỏ hơn 40oso với phương nằm ngang →Fo = 9,81.1.2,6. 1120,33.10−3 = 28,57 N Q 56700 k . F +F + F d t 0 v = 1. 1000+28,57+14,72 =54,34≥ [s] s= Theo bảng 5.10 với n01 = 400 v/p, [s] = 9,3. Vậy bộ truyền xích đảm bảo đủ bền. b. Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích. - Ta có: √ σ H = 0,47. k r . ( Ft . K đ + F vđ ) . E ≤ [σ H ] A . kd Trong đó: + Ft– Lực vòng. Ft =1000N +Fvđ – Lực va đập trên m dãy xích (m=1) Fvd1 = 13.10-7n2.p3.m = 13.10-7.225,24.25,43.1 = 4,79 N Fvd2 = 13.10-7nc/t.p3.m = 13.10-7.76,09.25,43.1 = 1,62 N + kd – Hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy. Kd = 1 + Kđ– Hệ số tải trọng động, Kđ = 1,1 vừa +kr – Hệ số kể tới ảnh hưởng của số răng đĩa xích kr1 = 0,42 kr2 = 0,21 2. E 1 . E2 + E – Môđun đàn hồi. E = E + E với E1 và E2 lần lượt là môđun đàn hồi của 1 2 vật liệu con lăn và răng đĩa. Chọn E = 2,1.105 MPa GVHD : Nguyễn Văn Huyến Trường ĐHSPKT Hưng Yên Khoa Cơ khí Đồ án Cơ sở thiết kế máy +A – Diện tích chiếu của bản lề Dựa vào bảng 5.12 – tr.87 ta chọn được A =180 mm2(với xíchcon lăn một dãy ) 5 σ H 1 = 0,47. 0,42. ( 1000 .1+ 4,79 ) .2,1. 10 √ 180 5 σ H 2 = 0,47. 0,21. ( 1000.1+1,62 ) .2,1 . 10 180 √ = 329,78MPa = 232,82 Mpa, Theo bảng 5.11- tr86 – TTTKHDĐCK tập1ta chọn được [H] = 550 Mpa Như vậy: H1 = 329,78MPa < [H] =550 MPa ; H2 = 232,82MPa < [H] = 550 MPa; Ta có thể dùng vật liệu chế tạo đĩa xích là thép 45, phương pháp nhiệt luyện là thấm tôi cải thiện 7. Tính lực tác dụng lên trục. Lực căng trên bánh chủ động F1 và trên bánh bị động F2: F1 = F t + F 2 ; F 2 = F 0 + F v Trong tính toán thực tế, ta có thể bỏ qua lực F0 và Fv nên F1 = Ft vì vậylực tác dụng lên trục được xác định theo công thức(5.20) -tr 88 sách TTTKHDĐCK tập 1:Fr = kx.Ft Với kx = 1,15 do bộ truyền nằm nghiêng một góc dưới400 Ft : Là lực vòng; Ft =1000N  Fr = 1,15.1000= 1150 N 8. Bảng thông số bộ truyền xích. Thông số Loại xích Bước xích Số mắt xích Khoảng cách trục GVHD : Nguyễn Văn Huyến Kí hiệu p xc a Giá trị Xích ống con lăn 25,4 mm 140 1120,33 mm Trường ĐHSPKT Hưng Yên Khoa Cơ khí Đồ án Cơ sở thiết kế máy Số răng đĩa xích Vật liệu đĩa xích Đường kính vòng chia Đường kính vòng đỉnh Đường kính chân răng đĩa xích Bán kính đáy răng Lực tác dụng lên trục z1 z2 d1 d2 da1 da2 df1 df2 r Fr 25 75 Thép 45 tôi cải thiện 202,65mm 606,55mm 213,76mm 618,72mm 186,59mm 590,49mm 8,03 mm 1150 N III. Bộ truyền bánh răng. * Thông số đầu vào: - Đặc tính làm việc : vừa - Số ca: 1 ca - Thời gian phục vụ: Lh = 25000 giờ - Góc nghiêng: 300 - Tỷ số truyền: ubr = 4 - Công suất P1= 5,6; momen xoắn T1= 57654,16Nmm; số vòng quay trục chủ động n1=927,6(v/p) 1. Chọn vật liệu. - Đối với hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng một cấp chịu công suất nhỏ, ta chỉ cần chọn loại vật liệu nhóm I. Vật liệu nhóm I là loại vật liệu có độ rắn HB ≤ 350, bánh răng được thường hóa hoặc tôi cải thiện. Nhờ có độ rắn thấp nên có thể cắt răng chính xác sau khi nhiệt luyện, đồng thời bộ truyền có khả năng chạy mòn. Bên cạnh đó, cần chú ý rằng để tăng khả năng ăn mòn của răng nên nhiệt luyện bánh răng lớn đạt độ rắn thấp hơn bánh răng nhỏ từ 10 đến 15 đơn vị. HB1 ≥ HB2 + (10…15)HB GVHD : Nguyễn Văn Huyến Trường ĐHSPKT Hưng Yên Khoa Cơ khí Đồ án Cơ sở thiết kế máy Theo bảng 6.1 – tr 92 – TTTKHĐCK tập 1, ta chọn : + Bánh răng nhỏ (bánh răng 1): Thép 45 tôi cải thiện Độ rắn: HB = (241…285) Giới hạn bền: b1 = 850 MPa Giới hạn chảy: ch1 = 580 MPa Chọn độ rắn của bánh răng nhỏ : HB1 = 241 + Bánh răng lớn (bánh răng 2): Thép 40 tôi cải thiện Độ rắn: HB = (192…228) Giới hạn bền: b2 = 700 MPa Giới hạn chảy: ch2 = 400 MPa Chọn độ rắn của bánh răng lớn: HB2 = 226 2. Xác định ứng suất cho phép. - Ứng suất tiếp xúc cho phép [σH] và ứng suất uốn cho phép [σF] được tính theo công thức: [σH] = (σoHlim/SH).ZR.Zv.KxH.KHL [σF] = (σoFlim/SH).YR.YS.KxF.KFC.KFL Trong đó: + ZR – Hệ số xét tới độ nhám của bề mặt răng làm việc. + ZC – Hệ số xét tới ảnh hưởng của vận tốc vòng. + KxH – Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng. + YR – Hệ số xét tới ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng. + YS – Hệ số xét tới độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất. + KxF – Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng độ bền uốn. Trong bước tính toán thiết kế sơ bộ lấy ZR.ZV.KxH = 1 và YR.YS.KxF = 1, do đó các công thức trên trở thành: GVHD : Nguyễn Văn Huyến