Tài liệu Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải

Trường ĐHSPKT Hưng yên Khoa Khoa học cơ bản Đồ án môn học chi tiết máy TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN KHOA KHOA HỌC CƠ BẢN ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY ĐỀ TÀI : THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI (hộp giảm tốc 2 cấp tốc độ) Giáo viên hướng dẫn : Lớp NGUYỄN TIỀN PHONG. : CKK4LC Hưng yên ngày 18 - 5 - 2007 GVHD : Nguyễn Tiền Phong 1 Trường ĐHSPKT Hưng yên Khoa Khoa học cơ bản Đồ án môn học chi tiết máy Nhận xét , đánh giá của giáo viên hướng dẫn : …………………………………………………………………………………………… …………………………………………………………………………………………… …………………………………………………………………………………………… …………………………………………………………………………………………… …………………………………………………………………………………………… …………………………………………………………………………………………… …………………………………………………………………………………………… …………………………………………………………………………………………… …………………………………………………………………………………………… …………………………………………………………. Hưng Yên, ngày tháng năm 2007 Giáo viên hướng dẫn: NGUYỄN TIỀN PHONG GVHD : Nguyễn Tiền Phong 2 Trường ĐHSPKT Hưng yên Khoa Khoa học cơ bản Đồ án môn học chi tiết máy LỜI NÓI ĐẦU Đất nước ta đang trên con đường công nghiệp hoá và hiện đại hoá đất nước ,hiện nay mỗi bước chúng ta đi đều gắn liền với thành tựu khoa học kỹ thuật của nhân loại. Cuộc cách mạng khoa học kỹ thuật đã và đang làm cuộc sống của chúng ta ngày càng trở nên tốt hơn, trong cuộc cách mạng này con người không thể thiếu đi máy móc bởi vì nó chính là “con tim”. Mọi lúc mọi nơi kiến thức khoa học luôn là hành trang giúp mỗi con người chúng ta tự tin bước vào cuộc sống. Là sinh viên, ai cũng vậy luôn luôn theo đuổi một mục tiêu cho riêng mình, tiếp thu vốn tri thức của nhân loại, không ngừng học tập để nâng cao trình độ tích luỹ tiềm năng góp phần phục vụ lợi ích của mình, gia đình và toàn xã hội. Giới tri thức ngày nay lại càng phải năng động hơn nữa, rèn đức luyện tài phục vụ sự nghiệp công nghiệp hoá và hiện đại hoá đất nước. Trong thời gian qua em đã được giao đề tài “ thiết kế hệ thống dẫn động băng tải “,sau khi nhận đề tài với sự chỉ bảo tận tình của thầy Nguyễn Tiền Phong, cũng như các thầy trong khoa và các bạn đồng nghiệp, em đã hoàn thành xong đề tài.Tuy nhiên trong quá trình hoàn thiện đề tài không thể tránh khỏi những thiếu xót, vậy mong quý thầy cô cùng các bạn đóng góp thêm ý kiến, chỉ dẫn, để đề tài của em được hoàn thiện hơn. Em xin trân thành cảm ơn! TRƯỜNG ĐHSP KT HƯNG YÊN Ngày 18 tháng 05 năm 2007 Sinh viên: GVHD : Nguyễn Tiền Phong 3 Trường ĐHSPKT Hưng yên Khoa Khoa học cơ bản Đồ án môn học chi tiết máy MỤC LỤC Bản thuyết minh đồ án gồm những phần chính sau:  PHẦN 1 :Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền  PHẦN 2 :Tính toán bộ truyền đai  PHẦN 3 : Tính toán bộ truyền bánh răng  PHẦN 4 : Tính toán trục và then  PHẦN 5 : Thiết kế gối đỡ trục  PHẦN 6 : Cấu tạo vỏ hộp và các chi tiết khác  PHẦN 7 : Nối trục  PHẦN 8 : Bôi trơn hộp giảm tốc.  GVHD : Nguyễn Tiền Phong 4 Trường ĐHSPKT Hưng yên Khoa Khoa học cơ bản Đồ án môn học chi tiết máy ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 54 (Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải) 1. §éng c¬ 4.Nèi trôc 3. Hép gi¶m tèc 5. B¨ng t¶i 2. Bé truyÒn ®ai thang Sè LiÖu cho tríc: 1 2 3 4 5 6 Lùc kÐo b¨ng t¶i VËn tèc b¨ng t¶i §êng kÝnh b¨ng t¶i Thêi gian phôc vô Gãc nghiªng cña ®ai so víi ph¬ng ngang §Æc tÝnh lµm viÖc: ªm F V D Th  7800 0.75 320 18000 60 N m/s mm Giê ®é Khèi lîng thiÕt kÕ 1 2 3 01 B¶n vÏ l¾p hép gi¶m tèc trªn phÇn mÒm Autocad 01 B¶n vÏ chÕ t¹o chi tiÕt: Bắnh răng 1 01 B¶n thuyÕt minh PHẦN 1 : CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN GVHD : Nguyễn Tiền Phong 5 Trường ĐHSPKT Hưng yên Khoa Khoa học cơ bản 1.Công suất cần thiết : Gọi : Ta có Đồ án môn học chi tiết máy N .công suất tính toán trên trục máy công tác (kw). Nct. Công suất cần thiết trên trục động cơ ( kw).  .hiệu suất đông cơ. FV  F 7800 N với  V 0,75 m / s. 1000 7800 0,75 5,85(k w) = 1000 N= Vậy công suất cần thiết trên trục máy công tác là 5,85 kw N Áp dụng công thức Nct =  .với  1  22  34  4 . Trong đó     .Tra bảng 2-1 (thiết kế chi tiết máy): là hiệu suất các bộ truyền và ổ: 1 0,96 .hiệu suất bộ truyền đai  2 = 0,97 .hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ  3 = 0,995.hiệu suất của một cặp ổ lăn.  4 = 1.hiệu suất của khớp nối 1,  2, 3, 4 5,85 Nct = 0,96 0,97 2 0,995 4 1 6,607 (kW). Vậy công suất cần thiết trên trục động cơ là Nct = 6,607 kw. 2.Tính số vòng quay trên trục của tang: Ta có nt = 60 10 3 V  D với nt: tốc độ quay của trục tang, V=0,75m/s , D = 320 mm.  nt = 3 60 10 0,75 3,14 320 = 44,78 (v/p) 3.Chọn số vòng quay sơ bộ của động cơ Từ bảng 2-2,chọn sơ bộ tỷ số truyền của hộp giảm tốc 2 cấp ta có số vòng quay sơ bộ của động cơ. Áp dụng công thức : nsb = nt .ihgt.iđ Trong đó iđ : tỷ số truyền của bộ truyền đai thang,chọn sơ bộ iđ = 3. ihgt : tỷ số truyền của hộp giảm tốc,chọn sơ bộ ihgt = 20  nsb = 44,78.20.3 =2686,8 (v/p). 4.Chọn động cơ. Do động cơ làm việc êm, ở chế độ dài với tải trọng không đổi nên cần chọn Nđm  Nct =6,607 Kw và thỏa mãn : nđm  nsb = 2686.8 (v/p) ( Với Nđm , nđm : là công suất định mức và số vòng quay định mức của đ/cơ ) GVHD : Nguyễn Tiền Phong 6 Trường ĐHSPKT Hưng yên Đồ án môn học Khoa Khoa học cơ bản chi tiết máy Theo bảng 2P ta chọn động cơ có số hiệu A 02 -51 – 2 có thông số kỹ thuật như sau: -công suất : Nđm = 7,5(kw) -số vòng quay: nđc = 2910 (v/p) 5.Phân phối tỷ số truyền Với động cơ đã chọn như trên ,theo công thức tính tỷ số truyền ta có : ic = N dm 2910 = 44,78 = 64,98 nt Trong đó: ic : ihgt: iđ : tỷ số truyền chung. Với: ic = ihgt.iđ tỷ số truyền của hộp giảm tốc tỷ số truyền của bộ truyền đai i 64,98 c chọn ihgt = 20 ( bảng 2-2),  iđ = i  20 = 3,249~ 3,25 hgt Khi phân phối tỷ số truyền cho hộp giảm tốc ,do yêu cầu bôi trơn ta có thể tính theo công thức kinh nghiệm sau: inh = (1,2 1,3 ).i ch . 2 Mà: ihgt= inh .ich = (1,2 1,3 )i ch .Trong đó : inh : tỷ số truyền cấp nhanh của hộp giảm tốc ich : tỷ số truyền cấp chậm của hộp giảm tốc  ich  i hgt 1,25  20 4 1,25  inh  20 5 . 4 Như vậy ta phân phối tỷ số truyền như sau:  Tỷ số bộ truyền đai : iđ = 3,25  Tỷ số truyền cấp nhanh của hộp giảm tốc inh = 5  Tỷ số truyền cấp chậm của hộp giảm tốc ich = 4 6.Tính toán tốc độ quay, mô men, công suất trên các trục: a).Số vòng quay:  Trục 1 : n1 = nđc/iđ = 2910/3,25 = 895,38 (v/p)  Trục 2 : n2 = n1/5 = 895,38/5 = 179,08 (v/p)  Trục 3 : n3 = n2/4 = 179,08/4 = 44,77 (v/p). b).Công suất động cơ trên các trục:  Trục 1: N1 = Nct 1 3 6,607 0,96 0,995 6,311 (kw)  Trục 2: N2 = N 1  3  2 6,311 0,995 0,97 6,091 (kw)  Trục 3: N3 = N2  3  2 = 6,091 0,995 0,97 = 5,878 (kw). c).Xác định mô men xoắn trên các trục : N 6,607 N 6,311 6 6 ct  Mđc = 9,55.10  n 9,55 10  2910 21682 (N.mm) dc 6 6 1  M1 = 9,55.10  n 9,55 10 895,38 67312 (N.mm). 1 GVHD : Nguyễn Tiền Phong 7 Trường ĐHSPKT Hưng yên Khoa Khoa học cơ bản Đồ án môn học chi tiết máy N 6,091 N 5,878 6 6 2  M2 = 9,55.10  n 9,55 10 179,08 324822 (N.mm). 2 6 6 3  M3 = 9,55.10  n 9,55 10 44,77  1253851(N.mm). 3 N 5,85 6 6 4  M4 (mô men của trục công tác) = 9,55.10  n 9,55 10 44,77  4 1247878(N.mm). Bảng 1 Trục Thông số Công suất N (KW) tỷ số tryền i Động cơ I II III Công tác 6,607 6,311 6,091 5,878 5,85 3,25 Vận tốc vòng n (v/p) Mô men (Nmm) 5 4 1 2910 895,38 179,08 44,77 21682 67312 324822 1253851 PHẦN 2 : TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN ĐAI (Hệ dẫn động băng tải dùng bộ truyền đai thang) 1.Tóm tắt . -công suất cần truyền Nct = 6,603 (kw) -tốc độ quay của bánh đai nhỏ nđ1 = nđc = 2910 (v/p) -tỷ số truyền iđ = 3,25 -góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài 60 độ -đặc tính làm việc êm 2.Chọn loại đai. a).xác định đường kính bánh đai nhỏ D1: Áp dụng công thức 5-18 ta có: Vd = n1 . . D1  V max =(30 35)m/s 60.1000 GVHD : Nguyễn Tiền Phong 8 Trường ĐHSPKT Hưng yên Khoa Khoa học cơ bản  D1  Đồ án môn học chi tiết máy 35.60.1000 2910.3,14 = 229 mm. Theo bảng 5-14 chọn được D1 = 220 mm. Kiểm nghiệm vận tốc : Vd = n1 D1  2910 220 3,14 = = 33,5 (m/s) < Vmax 60 10 3 60 103 b).Xác định đường kính bánh đai lớn D2: Theo công thức 5-4 ta có D 2 = iđ D1 (1   ) .Trong đó  là hệ số trượt bộ truyền đai thang lấy  = 0,02.  D2 220 3,25 (1  0,02) = 700,7 (mm). Lấy theo bảng 5-14 Chọn sơ bộ D2=710(mm). Số vòng quay thực của trục bị dẫn : n 2 = (1   ) ndc   Kiểm nghiệm :  n   n nằm D1 220 883,65 (v/p). = (1  0,02) 2910  D2 710 1 1  n1  n2  100 0 0  895,38  883,65  100 0 0 1,31 0 0 n 895,38 trong dung sai cho phép <5 0 0 C).Xác định tiết diện đai. Với đường kính bánh đai nhỏ D1= 220 mm,vận tốc đai là 33,5 (m/s) và Nct = 6,603 ta chọn loại đai theo bảng 5-14 : chọn loại đai B với các thông số kỹ thuật như sau: ao= 14; h = 10,5; a = 17; h0 = 4,1; F = 138. 3.Chọn sơ bộ khoảng cách trục A. Khoảng cách trục A phải thoả mãn điều kiện sau: O,55(D1 + D2 ) + h  A 2( D1  D2 ) (điều kiện 5-19) Trong đó : h - chiều cao của tiết diện đai. Có thể chọn A theo tỷ số truyền i và đường kính bánh đai D1(5-16). Với i=3,25 ; chọn A = D2 =710 mm. 4.Tính chiều dài đai L theo khoảng cách sơ bộ A. Theo công thức 5-1 ta có : 3,14 ( D2  D1 ) 2  (710  220)  (710  220) 2 / 4.710 ( D  D )  L = 2A + = 2 710  2 1 2 2 4A L = 2964,6 (mm). Theo bảng 5-12 chọn chiều dài tiêu chuẩn L = 3550 mm.  Kiểm nghiệm số vòng chạy của đai trong 1 s: GVHD : Nguyễn Tiền Phong 9 Trường ĐHSPKT Hưng yên Khoa Khoa học cơ bản Ta có U = Đồ án môn học chi tiết máy v 33,5  9,436( m / s ) U max 10( m / s ) L 3,55 5.Xác định khoảng cách trục A theo L = 3550 (mm). Theo công thức 5-2 : A = 2 L   ( D2  D1 )   2L   (D 2  D1 ) 2  _ 8( D2  D1 ) 2 8 Thay số ta được A = 1015,4 (mm). Kiểm nghiệm điều kiện 5-19 thấy thoả mãn.  Khoảng cách nhỏ nhất cần thiết để mắc đai: Amin= A - 0,015L = 962,15 (mm).  Khoảng cách lớn nhất,cần thiết để tạo lực căng: Amax = A+0,03L = 1122 (mm) 6.Tính góc ôm. Theo công thức 5-3 :  180 0  D2  D1 710  220 57 0 180 0  57 0 152,5 0 . A 1015,4 Như vậy:  >  0 120 0 .Thỏa mãn diều kiện 7.Xác định số đai cần thiết : số đai z được xác định theo điều kiện tránh xảy ra trượt trơn giữa đai và bánh đai. Chọn  0 = 1,2 N/mm 2 ,là ứng suất ban đầu. Áp dụng công thức 5-22 ta có: 1000 N Z V   .c .c .c .F . p 0 t  v   p 0 1,74 C 0,92 Cv 0,6 Ct 0,8 F 138 Tra bảng ta được : ứng suất có ích cho phép bảng 5-17 hệ số ảnh hưởng góc ôm bảng 5-18 hệ số ảnh hưởng vận tốc bảng 5-19 hệ số ảnh hưởng chế độ tải trọng bảng 5-6 diện tích tiết diện đai Với N = 6,603 công suất cần thiết và V 33,5m / s Thay số ta được : Z 1,859. Chọn Z = 2 8. Định kích thước chủ yếu của đai:  Chiều rộng bánh đai : Theo công thức 5-23 :B = (z – 1)t +2s. Theo bảng 10-3 có : t = 20; s = 12,5 GVHD : Nguyễn Tiền Phong 10 Trường ĐHSPKT Hưng yên Khoa Khoa học cơ bản  B = (2-1)20 +2.12,5 = 45 (mm). Đồ án môn học chi tiết máy  Đường kính ngoài của bánh đai : Theo công thức 5-24 ta có:  Với bánh dẫn Dn1 = D1 + 2h0 = 220 +2.5 =230 (mm)  Với bánh bị dẫn Dn2 = D2 + 2h0 = 710 + 2.5 = 720 (mm). 9.Tính lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục .  Lực căng ban đầu với mỗi đai :theo công thức 5-25 ta có S0 =  0 .F =1,2 .138 = 165,6 (N).  Lực tác dụng lên trục :Theo công thức 5-26 ta có R = 3S0.Z.sin 1 152,5 3.165,6.2. sin 965 (N). 2 2 Vậy ta có bảng sau thể hiện các thông số bộ truyền đai: Bảng 2 :các thông số bộ truyền đai thang Thông số G trị Đường kính bánh đai D1=220(mm); D2=710(mm) Chiều rộng bánh đai B=45(mm) Số đai Z=2 Chiều dài đai L=3550(mm) khoảng cách trục A=1015,4(mm) Góc ôm  152,5 độ Đường kính ngoài bánh đai Dn1=230(mm); Dn2=720(mm) Lực tác dụng lên trục R=965 (N) GVHD : Nguyễn Tiền Phong 11 Trường ĐHSPKT Hưng yên Khoa Khoa học cơ bản Đồ án môn học chi tiết máy PHẦN 3 .TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG A.TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG THẲNG 1.Chọn vật liệu. Do hộp giảm tốc 2 cấp chịu tải trọng trung bình ,tải trọng không thay đổi nên chọn vật liệu làm bánh răng có độ rắn bề mặt răng HB < 350. Đồng thời để tăng khả năng chạy mòn của răng chọn độ rắn bánh răng nhỏ lớn hơn độ rắn bánh răng lớn khoảng 25 – 50 HB. HB1 = HB2 + (25 50) HB  Bánh răng nhỏ thép 45 thường hoá với các thông số kỹ thuật như sau: (giả thiết đường kính phôi từ 100 đến 300 mm) - Giới hạn bền kéo :  bk 580 N / mm 2 - Giới hạn chảy :  ch 290 N / mm 2 - Độ rắn HB : HB = 170 ÷ 220. Chọn HB1 = 200. GVHD : Nguyễn Tiền Phong 12 Trường ĐHSPKT Hưng yên Đồ án môn học Khoa Khoa học cơ bản chi tiết máy  Bánh răng lớn thép 35 thường hoá với các thông số như sau : (giả thiết đường kính phôi từ 300 đến 500 mm ) -Giới hạn bền kéo :  bk 480 N / mm 2 Giới hạn chảy :  ch240 N / mm 2 Độ rắn HB : HB = 140 – 190 .Chọn HB2 = 160. 2.Xác định ứng suất tiếp xúc , ứng suất uốn cho phép. Theo công thức 3-3 :số chu kỳ làm việc tương đương của bánh răng Ntđ = 60.u.n.Th Trong đó : - n: số vòng quay trong một phút của bánh răng . - u: số lần ăn khớp của bánh răng khi quay một vòng , u = 1. - Th: tổng số thời gian làm việc = 18000h.  Số chu kỳ làm việc tương đương của bánh nhỏ : Nt1 = 60.U.Th.n1 = 60.1.18000.895,38 = 96,7.10 7 .  Số chu kỳ làm việc tương đương của bánh lớn: Nt2 = 60.U.Th.n2 = 60.1.18000.179,08 = 19,34.10 7 . Theo bảng 3-9 ta chọn số chu kỳ cơ sở N0 = 10 7 . Ntđ1 > N0 , Ntđ2 > N0. xúc k , 1; k ,, 1 . Như vậy theo công thức 3-2 thì hệ số chu kỳ ứng suất tiếp  xác định ứng suất tiếp xúc cho phép :     p tx 0 N 0tx .k , N . Theo bảng 3-9 ta có   0  N 0tx 2,6 HB .Vậy ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ là:    2,6.200 520 N / mm 2 .    2,6.160 416 N / mm 2 . p tx1 p tx 2  Xác định ứng suất uốn cho phép: Vì là phôi rèn ,thép thường hoá nên lấy hệ số an toàn n= 1,5,và hệ số tập trung ứng suất chân răng K  =1,8 (vì là phôi rèn, thép thường hoá )  Giới hạn mỏi của bánh răng nhỏ: GVHD : Nguyễn Tiền Phong 13   0,4 0,45.  1 0 N 0tx Trường ĐHSPKT Hưng yên Khoa Khoa học cơ bản Đồ án môn học chi tiết máy   1 0,43.580 249,4 N / mm 2  Giới hạn mỏi của bánh răng lớn:   1 0,43.480 206,4 N / mm 2 . Vì bánh răng quay một chiều nên theo công thức 3-5 ta có:  ứng suất cho phép của bánh nhỏ:   u1   0 .k , N (1,4 1,6)  1 .k N, 1,5.249,4.1   138,5 N / mm 2 n.k n.k 1,5.1,8  ứng suất cho phép của bánh lớn :   u2  0 .k ,, N (1,4 1,6)  1 .k N,, 1,5.206,4.1    115 N / mm 2 n.k n.k 1,5.1,8 3.Tính khoảng cách trục A: -chọn sơ bộ hệ số tải trọng Ksb = 1,4 -chọn hệ số chiều rộng bánh răng  A = 0,4. 1,05.10 6 2 k .N 3  ( i  1 ) ( ) . Áp dụng công thức 3-9 ta có :A .    tx .i  A .n2 Trong đó : - i= n1/n2 = 5 .tỷ số bộ truyền - N = 6,183 (kw),số vòng quay trong một phút của bánh lớn . - K sb = 1,4. Hệ số tải trọng . -    tx - dấu “ + “ứng với bánh răng chịu tải không đổi -  A = 0,4 .hệ số chiều rộng bánh răng. Thay số ta được A 416. ứng suất tiếp xúc cho phép . (5  1)3 ( 1,05.10 6 2 1,4.6,311 ) . 416.5 0,4.179,08 =189,4( mm). chọn A = 190 mm. 4.Tính vận tốc vòng V của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng. vận tốc ngoài của bánh răng trụ ăn khớp ngoài được tính theo công thức 3-17 : GVHD : Nguyễn Tiền Phong 14 Trường ĐHSPKT Hưng yên Khoa Khoa học cơ bản V= Đồ án môn học chi tiết máy  .n1 .d 1 2 . A.n1  ( m / s ) .với n1là số vòng quay của bánh dẫn. 3 60.10 60.10 3.(i  1) V  2.3,14.190.895,38 2,968( m / s ). 60.10 3.(5  1) Theo bảng 3-11 ta chọn được cấp chính xác chế tạo bánh răng là cấp 9. 5.Tính hệ số tải trọng K. Vì bánh răng có độ cứng HB < 350 và tải trọng không thay đổi nên có Ktt = 1. Theo công thức 3-19 ta có K = Ktt.Kđ = 1.1,45 = 1,45 Như vậy hệ số tải trọng K # hệ số K chọn ban đầu K = 1,4 có K1  K 2 .100 0 0 3,57 0 0  5 0 0 . Như vậy không cần tính lại khoảng cách trục A. K1 6.Xác định mô đun ,số răng và chiều rộng bánh răng. - xác định mô đun : m = (0,01 0,02) A  m (0,01 0,02)189 1,89 3,78 .Theo bảng 3-1 chọn m = 3. - Tính số răng : 2A 2.190 + số răng bánh nhỏ : Z1 = m(i  1)  3(5  1) 21 (răng) + số răng bánh lớn : Z2 = Z1 . I = 5.21 = 105 (răng) -chiều rộng bánh răng nhỏ : b1 =  A . A 0,4.190 76( mm ) . chọn b1 = 76 mm -chiều rộng bánh răng lớn : b2 = b1 – (5 10) =76-8 = 68 ( mm) 7.Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng . 19,1 10 6 k N Theo công thức 3-33 có :  u  y m 2 z n b . Trong đó : + N : công suất bộ truyền. + n : số vòng quay trong một phút của bánh răng đang tính. + y : hệ số dạng răng. + z =21 răng. Theo bảng 3-18 ta có: - hệ số dạng răng bánh nhỏ y1 = 0,392. - số răng tương của bánh lớn Ztđ2 = 105 răng . GVHD : Nguyễn Tiền Phong 15 Trường ĐHSPKT Hưng yên Khoa Khoa học cơ bản - hệ số dạng răng bánh lớn y2 = 0,517. Đồ án môn học chi tiết máy Như vậy ứng suất tại chân răng bánh nhỏ là :  u1  19,1 10 6 1,45 6,311 =34,668(N/mm 2 ) 35( N / mm 2 ) 0,392 3 2 21 895,38 76 Ta thấy  u1   u1  138,5  thoả mãn. - của bánh lớn là :  u 2  u1  y1 0,392 35  26,5( N / mm 2 ) . thoả mãn yêu cầu. y2 0,517 8.Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng khi chịu quá tải đột ngột. - kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải (3-43): + ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải: áp dụng công thức (3-43) :    txqt 2,5.   tx ( N / mm 2 )  Bánh răng nhỏ:    txqt1 2,5.520 1300( N / mm 2 )  Bánh răng lớn:   txrt 2 2,5.416 1040( N / mm 2 ) + kiểm nghiệm : Chỉ cần kiểm nghiệm sức bền tiếp xúc đối với bánh lớn do có  txqt nhỏ hơn. Theo công thức 3-13 và 3-41 có:  txqt  tx . K qt  K qt   txqt ; 1,05.10 6  tx  Ai (i 1) 3 .K . N b.n 2 ; M qt 1,8 M →  txqt  1,05.10 6 Ai (i 1) 3 . K . N 1,05.10 6  b.n2 190.5 (5  1) 3 .1,4.1,8.6,311 555,28( N / mm 2 ). 76.179,08 Như vậy ứng suất tiếp xúc quá tải nhỏ hơn ứng suất cho phép trên cả bánh răng nhỏ và. lớn. →Thoả mãn. + ứng suất uốn cho phép khi quá tải: 2 áp dụng công thức (3-46) :    uqt 0,8. ch ( N / mm )  Bánh răng lớn: GVHD : Nguyễn Tiền Phong    uqt1 0,8.240 192( N / mm 2 ) 16 Trường ĐHSPKT Hưng yên Khoa Khoa học cơ bản    uqt 2 Bánh răng nhỏ: Đồ án môn học chi tiết máy 0,8.290 232( N / mm 2 ) + kiểm nghiệm : Theo công thức 3-42 và 3-33 có:  uqt  u . K qt    uqt ; 19,1.10 6 .k . N y.m 2 . z.n.b u   19,1.10 6 .k . N 19,1.10 6 .1,45.6,311  uqt1  . 1 , 8  .1,8 62,4( N / mm 2 )   uqt1     uqt1 y.m 2 . z.n.b 0,392.3 2 .21.895,38.76   uqt 2  uqt1 . y1 0,392 62,4. 47,31( N / mm 2 ).   uqt 2    uqt 2 y2 0,517 Như vậy sức bền uốn thoả mãn. 9.Các thông số hình học cơ bản của bộ truyền bánh răng trụ (bảng 3-2)  Mô đun : m = 3.  số răng : Z1 = 21; Z2 = 105.  Góc ăn khớp  0 20 0  chiều rộng răng b1 = 76mm; b2 = 68 mm.  đường kính vòng chia; dc1 = m.z1 = 3.21 = 63 (mm).; dc2 = m.z2 = 3.105 = 315(mm).  khoảng cách trục : A = 190 (mm).  chiều cao răng : h = 2,25.m = 2,25.3 = 6,75 (mm).  độ hở hướng tâm : c = 0,25.m = 0,25.3 = 0,75 (mm).  đường kính vòng đỉnh răng : De1 = dc1 + 2m = 63 + 2.3 = 69(mm); D e2 = dc2 + 2m = 315 + 2.3 =321 (mm).  đường kính vòng chân răng : Di1 = dc1 – 2m – 2c = 63 – 2.3 – 2.0,75 = 55,5(mm) ; Di2 = dc2 – 2m – 2c = 315 – 2.3 – 2.0,75 = 307,5 (mm). Bảng 3 .các thông số bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng Thông số Giá trị Mô đun mn=3 số răng Z1=21 răng; Z2=105 răng đường kính vòng chia dc1=63mm ; dc2=315 mm GVHD : Nguyễn Tiền Phong 17 Trường ĐHSPKT Hưng yên Khoa Khoa học cơ bản Khoảng cách trục Đồ án môn học chi tiết máy A= 190 mm chiều cao răng h=6,75mm chiều rộng răng b 1 =76mm ;b 2 =68(mm) đường kính vòng đỉnh răng De1=69mm; De2=321mm đường kính vòng chân răng Di1=55,5mm; Di2=307,5mm góc ăn khớp  0 200 10.Lực tác dụng lên trục Theo công thức 3-49 ta có : + lực vòng p = 2.M x 2.9,55.10 6 . N 2.9,55.10 6 .6,311  2136( N )  d .n 895,38.63 d + lực hướng tâm : pr = p.tg  2136.tg 20 0 777( N ). B.TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG 1.Chọn vật liệu : chọn vật liệu giống như phần chọn vật liệu của bánh răng trụ răng thẳng.  Bánh răng nhỏ thép 45 thường hoá với các thông số kỹ thuật như sau (giả thiết đường kính phôi từ 100 đến 300 mm) -Giới hạn bền kéo :  bk 580 N / mm 2 -Giới hạn chảy :  ch 290 N / mm 2 -Độ rắn HB : HB = 170-220. Chọn HB1 = 200.  Bánh răng lớn thép 35 thường hoá với các thông số như sau : (giả thiết đường kính phôi từ 300 đến 500 mm ) -Giới hạn bền kéo : -Giới hạn chảy : GVHD : Nguyễn Tiền Phong  bk 480 N / mm 2  ch240 N / mm 2 18 Trường ĐHSPKT Hưng yên Khoa Khoa học cơ bản -Độ rắn HB : Đồ án môn học chi tiết máy HB = 140 – 190 .Chọn HB2 = 160. 2. xác định ứng suất uốn cho phép , và ứng suất tiếp xúc cho phép. Theo công thức 3-3 số chu kỳ làm việc tương của bánh răng : Ntđ = 60.u.Th.n - n : số vòng quay trong một phút - Th : Thời gian làm việc của máy - U : số lần ăn khớp của 1 răng , u = 1.  Số chu kỳ làm việc của bánh nhỏ: Ntđ1 = 60.u.Th.n2 = 60.1.18000.179,08 = 19,34.10 7  Số chu kỳ làm việc tương của bánh lớn : Ntđ2 = 60.u.Th.n3 = 60.1.18000.44,77 = 4,84.10 7 Theo bảng 3-9 chọn số chu kỳ cơ sở N0 = 10 7 Ntđ1 > N0 , Ntđ2 > N0. xúc k , 1; k ,, 1 . Như vậy theo công thức 3-2 thì hệ số chu kỳ ứng suất tiếp  Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép.   p tx .Theo bảng 3-9 thì   0  N 0tx 2,6 HB .   0  N 0tx .k , .n 2 Vậy ứng suất tiếp xúc bánh nhỏ là :  p  tx1 2,6.200 520 N / mm 2 của bánh lớn là :  p  tx 2 2,6.160 416 N / mm  Xác định ứng suất uốn cho phép : vì là phôi rèn nên lấy hệ số an toàn n = 1,5 hệ số tập trung ứng suất chân răng k  = 1,8 ; giới hạn mỏi của của bánh răng nhỏ:   1 0,43.580 249,4( N / mm 2 ) ; giới hạn mỏi của bánh răng lớn là :   1 0,43.480 206,4( N / mm 2 ) . Vì bánh răng quay 1 chiều nên theo công thức 3-5 có :  Ứng suất cho phép của bánh nhỏ    u1  0 .k . N n.k  (1,4 1,6)  1 .k , N 1,5.249,4.1  138,5( N / mm 2 ) n.k 1,5.1,8  Ứng suất cho phép của bánh lớn :   u1  0 .k .N n.k  (1,4 1,6)  1 .k ,, N 1,5.206,4  115( N / mm 2 ) n.k 1,5.1,8 GVHD : Nguyễn Tiền Phong 19 Trường ĐHSPKT Hưng yên Khoa Khoa học cơ bản 3.Tính khoảng cách sơ bộ trục A : Đồ án môn học chi tiết máy chọn sơ bộ hệ số tải trọng k = 1,4; hệ số chiều rộng bánh răng  A 0,4 . Áp dụng công thức 3-10 ta có : 2 A  1,05.10 6  k .N (i 1)3   .     tx .i   A . .n 2 n 2 . trong đó i= n 4 : tỷ số truyền. 3 Trong do: N = 6,091 công suất trục II .Va:  = 1,25: hệ số ảnh hưởng khả năng tải Thay số ta được: A ( 4  1)3 ( 1,05.10 6 2 1,4.6,091 ) 416.4 0,4.1,25.44,77 = 266,65 (mm). Chọn sơ bộ A = 268 (mm). 4.Tính vận tốc vòng v của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng. Theo công thức 3-17 : V = Thay số ta được V =  .d 1 .n1 2 . A.n1  60.1000 60.1000.(i 1) 2.3,14.268.179,08 1,004( m / s ). 60.1000.( 4  1) Theo bảng 3-11 ta chọn được cấp chính xác chế tạo là cấp 9. 5.Tính chính xác hệ số tải trọng K và khoảng cách trục A. Vì các bánh răng có HB < 350 và tải trọng không đổi nên có Ktt =1. Theo bảng 3-13 tìm được hệ số tải trọng động Kđ = 1,1. Vậy hệ số tải trọng K = Ktt.Kđ = 1.1,1 = 1,1. Thấy K = 1,1 Ksb = 1,4 .Tỷ lệ sai khác là 1,4  1,1 27( 0 0 ) 1,1 > 5 0 o dẫn đến cần tính lại khoảng cách A sơ bộ. 3 Tính lại A theo công thức A = Asb. K 1,1 268.3 247,3( mm ) K sb 1,4 . chọn A = 248 (mm). 6 Xác định mô đun, số răng và chiều rộng bánh răng. Vì đây là bánh răng trụ răng nghiêng nên ta tính mô đun pháp : mn = (0,01 0,02) A  mn (0,01 0,02)248 2,48 4,96 .Theo bảng 3-1 chọn mn = 3.  Tính số răng : chọn sơ bộ góc nghiêng  GVHD : Nguyễn Tiền Phong 20 15 0