Thuyết Kế Hệ Thống Dẫn Động Băng Tải- Đồ Án Bk.pdf

ĐẠI HỌC QUỐC GIA THÀNH PHỐ HỒ CHÍ MINH KHOA CƠ KHÍ BỘ MÔN THIẾT KẾ MÁY ĐỒ ÁN THIẾT KẾ Ngành Kỹ thuật chế tạo máy Đề tài THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI GVHD Nguyễn Vũ Thịnh SVTH Lê Tấn Linh 181281[.]

Trang 1

ĐẠI HỌC QUỐC GIA THÀNH PHỐ HỒ CHÍ MINH

KHOA CƠ KHÍ

BỘ MÔN THIẾT KẾ MÁY

ĐỒ ÁN THIẾT KẾ

Ngành: Kỹ thuật chế tạo máy

Đề tài: THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

GVHD: Nguyễn Vũ Thịnh SVTH: Lê Tấn Linh 1812810

TP HỒ CHÍ MINH, ngày…tháng…năm

Trang 2

ĐẠI HỌC QUỐC GIA THÀNH PHỐ HỒ CHÍ MINH

TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA

ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY

Trang 3

MỤC LỤC

CHƯƠNG 1: GIỚI THIỆU ĐỒ ÁN

1.2 Đặc tính kỹ thuật

CHƯƠNG 2: LỰA CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN BỐ TỶ SỐ TRUYỀN

2.3 Các thông số kỹ thuật của hệ thống truyền động 11

CHƯƠNG 3: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI

3.4 Kiểm nghiệm đai theo ứng suất và tính tuổi thọ đai 14

CHƯƠNG 4: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG HỘP GIẢM TỐC

PHẦN 1: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP NHANH

Trang 4

4.1.6 Kiểm nghiệm độ bền bánh răng 20 4.1.7 Kết quả tính toán và kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng côn 22

PHẦN 2: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP CHẬM

4.2.7 Kết quả tính toán và kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng nghiêng 29

CHƯƠNG 5: LỰA CHỌN PHƯƠNG PHÁP VÀ KIỂM ĐỊNH ĐIỀU KIỆN BÔI TRƠN

CHƯƠNG 6: PHÂN TÍCH CÁC LỰC, THIẾT KẾ CÁC TRỤC HỘP GIẢM TỐC VÀ LỰA CHỌN Ổ LĂN

PHẦN 1: PHÂN TÍCH LỰC TÁC DỤNG LÊN CÁC TRỤC VÀ VẼ SƠ

ĐỒ LỰC

6.1.1 Phân tích lực và vẽ sơ đồ lực trên trục I 31 6.1.2 Phân tích lực và vẽ sơ đồ lực trên trục II 31 6.1.3 Phân tích lực và vẽ sơ đồ lực trên trục III 32

Trang 5

6.3.2 Ổ trên trục III 47

CHƯƠNG 7: LỰA CHỌN VÀ KIỂM NGHIỆM TRỤC, THEN VÀ NỐI TRỤC

7.1 Tính toán kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn 49

CHƯƠNG 8: THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC VÀ CÁC CHI TIẾT LIÊN

QUAN

Trang 6

LỜI NÓI ĐẦU

Hiện nay, khoa học kỹ thuật pháT triển nên các hoạt động trong cuộc sống đều trở nên tự động hóa nhờ các hệ thống cơ khí nên việc thiết kế ra hệ thống cơ khí là một việc quan trọng và đòi hỏi chất lượng ngày càng cao

Trong sướt thời gian học tại trường Đại học Bách Khoa, em đã được học rất nhiều môn liên quan đến việc thiết kế máy: Chi tiết may, nguyên lý máy, và các phần mềm

hỗ trợ cho việc thiết kế: Auto cad, Inventor Môn học Đồ án Thiết kế máy giúp em hệ thống và liên hệ các môn học rời đó lại và xử lí linh hoạt cũng như khai thác các tính năng của các phần mềm hỗ trợ qua đó giúp em hứng thú hơn với ngành mình đã chọn

Em xin chân thành cảm ơn sự giúp đỡ của Thầy Nguyễn Vũ Thịnh đã giúp đỡ, hướng dẫn em hoàn thành đồ án này

Đây cũng là lần đầu em thực hiện thiết kế một hệ thống nên còn nhiều sai sót nên chân thành cảm ơn ý kiến đống góp của quý thầy/cô

Sinh viên

Lê Tấn Linh

Trang 7

Chương 1: Giới thiệu đồ án

CHƯƠNG 1: GIỚI THIỆU ĐỒ ÁN

1.1 YÊU CẦU BÀI TOÁN:

Thiết kế hệ thống băng tải gồm:

+ Động cơ điện 3 pha không đồng bộ (1)

+ Thời gian phục vụ L 5 năm

+ Số ngày làm/trên năm Kng 200 ngày

Trang 8

Chương 1: Giới thiệu đồ án

Sơ đồ tải trọng của hệ thống:

Trang 9

Chương 2: Lựa chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền

CHƯƠNG 2: LỰA CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ

TRUYỀN

2.1 LỰA CHỌN ĐỘNG CƠ:

a) Tính công suất cần thiết cho động cơ:

Do tải trọng thay đổi theo bậc nên ta có thể xác định công suất động cơ tương đương theo (3.10)[1]:

𝜂𝑐ℎ (3.11)[1]

Trong đó 𝜂𝑐ℎ = 𝜂𝑑.𝜂𝑜𝑙4 𝜂𝑏𝑟𝑐 𝜂𝑏𝑟𝑛 𝜂𝑛𝑡 theo (3.12)[1] là hiệu suất chung của bộ truyền

và giá trị của 𝜂𝑑, 𝜂𝑜𝑙, 𝜂𝑏𝑟𝑐, 𝜂𝑏𝑟𝑛, 𝜂𝑛𝑡 được tra theo bảng (3.3)[1]

+ 𝜂𝑑: hiệu suất của bộ truyền đai, 𝜂𝑑 = 0,95

+ 𝜂𝑜𝑙: hiệu suất của bộ ổ lăn, 𝜂𝑜𝑙 = 0,99

+ 𝜂𝑏𝑟𝑐: hiệu suất của bộ bánh răng côn, 𝜂𝑏𝑟𝑐 = 0,96

+ 𝜂𝑏𝑟𝑡: hiệu suấ của bộ bánh răng trụ, 𝜂𝑏𝑟𝑡 = 0,97

+ 𝜂𝑛𝑡: hiệu suất của nối trục đàn hồi, 𝜂𝑛𝑡 = 0,98

Trang 10

2.2 PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN CHO HỢP GIẢM TỐC:

Số vòng quay tang trống băng tải được xác định bằng:

𝑛𝑐𝑡 = 60000.𝑣

𝜋.𝐷 = 60000.1,7

𝜋.350 = 92,8 vòng/phút Theo (3.8)[1], ta có tỉ số truyền chung của hệ thống uch = ud.ubr = 𝑛𝑑𝑐

𝑛𝑐𝑡

⟹ uch = ud.ubr = 2840

92,8 = 30,6 Với ud: là tỉ số của bộ truyền đai, theo bảng (3.2)[1] ta chọn sơ bộ ud = 3,4

ubr: là tỉ số của bộ truyền bánh răng côn trụ trong hộp giảm tốc và ubr = 30,6

3,4 = 9 Dựa theo giá trị ubr vừa tìm được theo đồ thị (3.3)[2] ta chọn được tỉ số truyền của cặp bánh răng côn u12 = 2,5 do đó tỉ số truyền của cặp bánh răng trụ u34 = 𝑢𝑏𝑟

𝑢12 = 9

2,5 = 3,6 Tương tự với cách trên ta phân phối được tỉ số truyền cho ĐC2

Động cơ Kiểu động

cơ

Pđc uch ubr u12 u34 uđ nđc

ĐC1 3K160S2 11 30,60 9 2,5 3,6 3,4 2840 ĐC2 3K160S4 11 15,73 7,98 2,4 3,3 2 1460 Tính toán sơ bộ kích thước các bộ truyền của 2 động cơ:

* Động cơ 1:

+ Đường kính bánh đai dẫn: 180 mm

+ Đường kính bánh đâi bị dẫn: 560 mm

+ Tuổi thọ đai 1098,19 giờ ≈ 46 ngày

+ Đường kính vòng ngoài bánh răng côn dẫn: 140 mm

+ Đường kính vòng ngoài bánh răng côn bị dẫn: 348 mm

+ Đường kính vòng ngoài bánh răng nghiêng dẫn: 108,81 mm

+ Đường kính vòng ngoài bánh răng nghiêng bị dẫn: 391,19 mm

+ Khoảng cách trục: 250 mm

*Động cơ 2:

+ Đường kính bánh đai dẫn: 200 mm

+ Đường kính bánh đâi bị dẫn: 400 mm

+ Tuổi thọ đai 846,84 giờ ≈ 35 ngày

+ Đường kính vòng ngoài bánh răng côn dẫn: 170 mm

+ Đường kính vòng ngoài bánh răng côn bị dẫn: 410 mm

+ Đường kính vòng ngoài bánh răng nghiêng dẫn: 116,40 mm

+ Đường kính vòng ngoài bánh răng nghiêng bị dẫn: 386,24 mm

+ Khoảng cách trục: 250 mm

Trang 11

Dựa vào tính toán sơ bộ kích thước các bộ truyền giữa 2 đông cơ ta thấy động cơ 1 có tuổi thọ đai cao hơn 10 ngày và kích thước của các bộ truyền nhỏ hơn so với động cơ 2

Hộp giảm tốc động cơ 1 và bánh răng có tỷ số truyền thuộc dãy tiêu chuẩn so với động cơ

2 theo trang 60[2] ta ta chọn ĐC2

2.3 CÁC THÔNG SỐ KỸ THUẬT CỦA HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG:

Công suất trục I: P1 = Pđc 𝜂𝑑 𝜂𝑜𝑙 = 8,25.0,95.0,99 = 7,76

Công suất trục II: P2 = P1 𝜂𝑏𝑟𝑐 𝜂𝑜𝑙 = 7,76.0,96.0,99 = 7,38

Công suất trục III: P3 = Pđc 𝜂𝑏𝑟𝑡 𝜂𝑜𝑙 = 7,38.0,97.0,99 = 7,09

𝑛đ𝑐 = 95508,25

2840 = 27,74 N.m Momen xoắn trục I: T1 = 9550𝑃1

𝑛1 = 95507,76

835,3 = 88,72 N.m Momen xoắn trục II: T2 = 9550𝑃2

𝑛2 = 95507,38

334,1 = 210,95 N.m Momen xoắn trục III: T3 = 9550𝑃3

Trang 12

Chương 3: Thiết kế bộ truyền đai

CHƯƠNG 3: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI

3.1 CÁC THÔNG SỐ ĐẦU VÀO:

Công suất Pđc = 8,25 Kw

Số vòng quay nđc = 2840 vòng/phút

Tỉ số truyền u = 3,4

Chịu va đập nhẹ

3.2 TÍNH TOÁN CÁC THÔNG SỐ ĐAI:

1- Theo đề bài dạng đai là đai dẹt, do làm việc trong điều kiện tải va đập nhẹ nên ta chọn vật liệu làm đai là cao su

2- Theo (4.42)[1], ta xác định được khoảng sơ bộ đường kính bánh đai dẫn:

3- Vận tốc vòng của bánh đai dẫn: v1 = 𝜋.𝑑1.𝑛đ𝑐

60000 = 𝜋.160.2840

60000 = 23,8 m/s và v1 nằm trong khoảng vận tốc tốt nhất (20÷25 m/s) theo trang 142[1]

4- Chọn hệ số trượt tương đối 𝜉 = 0,02, ta tính được đường kính bánh đai bị dẫn theo công thức d2 = d1(1- 𝜉)u ⇔ d2 = 160(1- 0,02).3,4 = 533,15 mm

Theo tiêu chuẩn chọn d2 = 560 mm

Tính toán lại tỉ số truyền theo (4.11)[1] u = 𝑑2

𝑑1 = 560

160 = 3,5 Sai lệch so với giá trị ban đầu ∆u = 3,5−3,4

3,4 100 = 2,94% < 3% thỏa điều kiện 5- Do bộ truyền đai hở nên ta chọn sơ bộ khoảng cách trục a theo điều kiện:

Trang 13

Ta cần tăng chiều dài đai lên 1 đoạn 100 ÷ 400mm do đó ta chọn được chiều dài đai chính xác theo tiêu chuẩn L = 5000 mm

8- Ta cần kiểm tra lại số vòng chạy i của đai trong 1 giây theo điều kiện:

i = 𝑣1

𝐿 ≤ [i] đối với đai dẹt thường thì [i] = 5 s-1

⇔ i = 23,8.1000

5000 = 4,76 s-1 < [i] thỏa điều kiện

9- Theo (4.3) ta tính được góc ôm đai của bánh dẫn:

𝛼1 = 180 - 57(𝑑2− 𝑑1)

𝑎

= 180 - 47(560−160)

1820 = 169,670 = 2,96 rad 10- Dựa vào điều kiện 𝑑1

𝛿 ≥ 30 kèm theo bảng (4.1)[1] và (4.2)[1] ta chọn trước chiều dày đai 𝛿 = 3,75 (đai không có đệm) mm

12- Theo (4.41)[1], ta xác định được ứng suất có ích đối với bộ truyền đai dẹt:

[𝜎𝑡] = [𝜎𝑡]0 𝐶𝛼 Cv 𝐶0 𝐶𝑟 với [𝜎𝑡]0 là ứng suất có ích cho phép có giá trị được lựa chọn theo bảng (4.7)[1] khi ứng suất ban đầu [𝜎0] = 1,8 MPa Ta chọn [𝜎𝑡]0 = 2,28 MPa, do được làm bằng chất dẻo nên [𝜎𝑡]0 tăng lên 20% khi đó [𝜎𝑡]0 = 2,74 MPa

14- Với b = 71 mm theo bảng (4.5)[1], ta chọn được chiều rộng bánh đai B = 80 mm

Trang 14

3.3 CÁC LỰC TÁC DỤNG:

Lực vòng có ích: Ft = 1000𝑃đ𝑐

𝑣1 = 1000.8,25

23,8 = 346,64 N Lực căng đai ban đầu F0 thỏa điều kiện độ bên kéo và không xảy ra hiện tượng trượt trơn theo (4.1)[1]:

𝑒𝑓𝛼1

𝑒𝑓𝛼1−1 = 346,64 𝑒

0,3.2,96

𝑒0,3.2,96−1 = 589 N Lực căng trên nhánh chùng: F2 = Ft

1

𝑒 𝑓𝛼1−1 = 346,64 1

𝑒 0,3.2,96 −1 = 242,36 N Lực tác dụng lên trục: Fr ≈ 2F0sin(𝛼1

2) = 2.479,25.sin(169,670

2 ) = 954,61 N

3.4 KIỂM NGHIỆM ĐAI THEO ỨNG SUẤT VÀ TÍNH TUỔI THỌ ĐAI:

a Kiểm nghiệm đai:

Ta kiểm nghiệm đai theo ứng suất cho phép theo điều kiện: 𝜎𝑚𝑎𝑥 ≤ [𝜎]𝑘 đối với đai dẹt [𝜎]𝑘 = 8 MPa

Ứng suất lớn nhất trong dây đai:

𝑚 1072.3600.𝑖 Với: + 𝜎𝑟 là giới hạn mỏi của đai, do ta chọn đai vải cao su không có đệm nên

Trang 15

𝜎𝑟 = 6 MPa

+ m là số mũ của đường cong mỏi, với đai dẹt m = 5

Do đó Lh = (

7 5,37 )5.1072.3600.4,76 = 1098,19 giờ

3.5 CÁC THÔNG SỐ CỦA BỘ TRUYỀN ĐAI:

Bảng 3.1 Các thông số chính của bộ truyền đai

Trang 16

Chương 4: Thiết kế bộ truyền trong hộp giảm tốc

CHƯƠNG 4: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG HỘP GIẢM TỐC

Phần I: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP NHANH:

4.1.1 CÁC THÔNG SỐ ĐẦU VÀO:

Do bộ truyền làm việc trong môi trường kín và bôi trơn liên tục nên tróc vì mỏi bề mặt răng

là dạng hư hỏng chủ yếu (trang 244[1]) nên khi tính toán bộ truyền ta tính toán theo độ bền tiếp xúc, bộ truyền có công suất nhỏ nên ta chọn vật liệu chế tạo bánh răng là thép C45 và phương pháp nhiệt luyện là tôi cải thiện

+ Bánh răng dẫn:

• Độ cứng: HB = 265

• Giới hạn mỏi tiếp xúc tương ứng với số chu kỳ cơ sở: 𝜎𝑂𝐻𝑙𝑖𝑚1= 600 MPa

• Giới hạn mỏi uốn: 𝜎𝑂𝐹𝑙𝑖𝑚1 = 477 MPa

• Giới hạn bền: 𝜎𝑏 = 850 MPa

• Giới hạn chảy: 𝜎𝑐ℎ = 580 MPa

+ Bánh răng bị dẫn:

(các giá trị 𝜎𝑂𝐻𝑙𝑖𝑚 và 𝜎𝑂𝐹𝑙𝑖𝑚 tra theo bảng 6.13[1], 𝜎𝑏 và 𝜎𝑐ℎ tra theo bảng 6.1[3])

b Chọn các ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép:

*Tính toán ứng suất tiếp xúc cho phép:

1- Số chu kì làm việc cơ sở: NHO = 30HB2,4

+ Số chu kì làm việc của bánh dẫn: NHO1 = 30HB2,4 = 30.2652,4 = 1,96.107 chu kỳ

+ Số chu kì làm việc của bánh bị dẫn: NHO2 = 30HB2,4 = 30.2502,4 = 1,71.107 chu kỳ

Trang 17

2- Số chu kỳ làm việc tương đương NHE = 60.c.[(𝑇1

𝑇)

𝑚𝐻 2

𝑡1+ (𝑇2

𝑇)

𝑚𝐻 2

𝑡2].ni

Trong đó: • c: số lần ăn khớp của răng trong mỗi vòng quay của bánh răng, c = 1

• ni: số vòng quay của bánh răng thứ i

• t: thời gian làm việc tính bẳng giờ

• mH: bậc của đường cong mỏi, có giá trị bằng 6 + Số chu kỳ làm việc tương đương của bánh răng dẫn:

NHE1= 60.c.[(𝑇1

𝑇)

𝑚𝐻 2

𝑡1+ (𝑇2

𝑇)

𝑚𝐻 2

NHE2= 60.c.[(𝑇1

𝑇)

𝑚𝐻 2

𝑡1+ (𝑇2

𝑇)

𝑚𝐻 2

Trong đó: 𝑠𝐻 = 1,1, là hệ số an toàn và được tra theo bảng 3.13[1]

+ Ứng suấ tiếp xúc cho phép của bánh răng dẫn:

[𝜎𝐻1] = 𝜎0𝐻𝑙𝑖𝑚10,9𝐾𝐻𝐿

𝑠𝐻 = 6000,9.1

1,1 = 490,91 MPa + Ứng suất tiếp xúc cho phép trên bánh răng bị dẫn:

𝑠𝐻 = 5700,9.1

1,1 = 466,36 MPa Chọn ứng suất tiếp xúc cho phép [𝜎𝐻] = min{[𝜎𝐻1], [𝜎𝐻2]} = 466,36 MPa

*Tính toán ứng suất uốn cho phép:

1- Số chu kỳ cơ sở NFO: thông thường lấy NFO = 5.106 đối với tất cả các loại thép

2- Số chu kỳ làm việc tương đương: NFE = 60.c.[(𝑇1

𝑇)𝑚𝐹𝑡1+ (𝑇2

𝑇)𝑚𝐹𝑡2].ni

Trang 18

• mF = 6 do độ rắn bánh răng dưới 350HB + Số chu kỳ làm việc tương đương của bánh răng dẫn:

• 𝑠𝐹 = 1,75 là hệ số an toàn trung bình và được tra theo bảng 3.13[1]

+ Ứng suất uốn cho phép trên bánh răng dẫn:

[𝜎𝐹1] = 𝜎𝑂𝐹𝑙𝑖𝑚1.𝐾𝐹𝐶

𝑠𝐹 𝐾𝐹𝐿 = 477.1

1,75 1 = 272,57 MPa + Ứng suất uốn cho phép trên bánh răng bị dẫn:

𝑠𝐹 𝐾𝐹𝐿 = 450.1

1,75 1 = 257,14 MPa

4.1.3 TÍNH TOÁN LỰA CHỌN BÁNH RĂNG CÔN:

1- Ta chọn trước hệ số chiều rộng vành răng 𝛹𝑏𝑒 = 0,285

≥ 950 √ 88,72.1,3

0,85(1−0,5.0,285)20,285.466,3623

≥ 136,66 mm

Chọn sơ bộ de1 = 137 mm

Trang 19

3- Theo bảng 6.20[1], ta chọn được số răng z1p = 22

Do độ rắn bề mặt răng bé hơn 350HB nên số răng bánh dẫn z1 = 1,6 z1p = 1,6.22 = 35,2 nên ta chọn z1 = 35 răng

Số răng bánh bị dẫn z2 = z1.u = 35.2,5= 87,5 răng nên ta chọn z2 = 87 răng

Tính toán lại tỉ số truyền u = 𝑧2

5- Theo (6.99)[1], ta xác định được góc mặt chia côn;

𝛿1 = 𝑎𝑟𝑐𝑡𝑎𝑛 (1

𝑢) = 𝑎𝑟𝑐𝑡𝑎𝑛 ( 1

2,5) = 21,800

𝛿2= 900- 𝛿1 = 900-21,800 = 68,200

4.1.4 THÔNG SỐ CÁC KÍCH THƯỚC CHỦ YẾU:

Đường kính vòng chia ngoài:

Chiều dài côn ngoài: Re = 0,5me√𝑧12+ 𝑧22 = 0,5.4 √352+ 872 = 187,55 mm

Chiều dài côn trung bình: Rm = 𝑑𝑚1

2𝑠𝑖𝑛(𝛿1) = 120,05

2𝑠𝑖𝑛(21,80 0 ) = 161,63 mm Chiều rộng vành răng: b ≤ Re 𝛹𝑏𝑒 = 187,55.0,285 = 53,45 mm, theo dãy tiêu chuẩn ta chọn b = 40 mm

Đường kính vòng ngoài bánh răng: dae = de + 2(1 + xe)me.cos𝛿, với x là hệ số dịch chỉnh răng, theo bảng 5.12[1] ta chọn được 𝑥𝑒1 = −𝑥𝑒2 = 0,22

+ Bánh răng dẫn: dae1 = de1 + 2(1 + xe1)me.cos𝛿1

= 140 + 2(1 + 0,22).4.cos(21,800)

= 149,06 mm + Bánh răng dẫn: dae2 = de2 + 2(1 + xe2)me.cos𝛿2

= 348 + 2(1 - 0,22).4.cos(68,200)

= 350,32 mm

Trang 20

Chiều cao đỉnh răng ngoài: hae = (ha + xe)me với ha = 1 là chiều cao đỉnh răng

+ Bánh răng dẫn: hae1 = (ha + xe1)me = (1 + 0,22).4 = 4,88 mm

+ Bánh răng bị dẫn: hae2 = (ha + xe2)me = (1 - 0,22).4 = 3,12 mm

Chiều cao chân răng ngoài bánh dẫn: hfe = hae + 0,2me

+ Bánh răng dẫn: hfe1 = hae2 + 0,2me = 3,12 + 0,2.4 = 3,92 mm

+ Bánh răng bị dẫn: hfe2 = hae2 + 0,2me = 4,88 + 0,2.4 = 5,68 mm

Chiều cao ngoài răng: he = hae + hfe

+ Bánh răng dẫn: he1 = hae1 + hfe1 = 4,88 + 3,92 = 8,8 mm

+ Bánh răng bị dẫn: he2 = hae2 + hfe2 = 3,12 + 5,68 = 8,8 mm

Khoảng cách từ đỉnh đến mặt phảng vòng ngoài đỉnh răng: B = 0,5de – 2hae.sin 𝛿

+ Bánh răng dẫn: B1 = 0,5de1 – 2hae1.sin 𝛿1 = 0,5.140 – 2.4,88.sin(21,800) = 66,38 mm + Bánh răng bị dẫn: B2=0,5de2 – 2hae2.sin 𝛿2= 0,5.348 – 2.3,12sin(68,200)=168,21 mm

4.1.5 CÁC LỰC TÁC DỤNG LÊN BỘ TRUYỀN:

Lực vòng có ích: Ft1 = 2.𝑇1.10

3 𝑑𝑚1 = 2.88,72.10

3 120,05 = 1478,05 N = Ft2

Lực hướng tâm: Fr1 = Ft1.tan𝛼.cos𝛿1 = 1478,05.tan(200).cos(21,800) = 499,49 N = Fa2

Lực dọc trục: Fa1 = Ft1.tan𝛼.sin𝛿1 = 1478,05.tan(200).sin(21,800) = 199,78 = Fr2

4.1.6 KIỂM NGHIỆM ĐỘ BỀN BÁNH RĂNG:

a Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc:

1- Vận tốc vòng trung bình v1 = 𝜋.𝑑𝑚1.𝑛1

60000 = 𝜋.120,05.853,3

60000 = 5,36 m/s Theo bảng 6.3[1], chon cấp chính xác cho bộ truyền là 7

2- Dựa vào bảng 6.18[1], ta chọn được hệ số KHV = KFV = 1,06

3- Theo (6.114)[1], ứng suất trên vùng răng ăn khớp thỏa điều kiện:

𝜎𝐻 = ZH.ZM.𝑍𝜀.√2𝑇1.103.𝐾𝐻.√𝑢2+1

0,85𝑑𝑚12.𝑏.𝑢 ≤ [𝜎𝐻] Với: • ZH là hệ số xét đến hình dạng của bề mặt tiếp xúc (6.64)[1]

ZH = √ 4

𝑠𝑖𝑛(2.𝛼) = √ 4

𝑠𝑖𝑛(2.200) =2,5

• ZM là hệ số xét đến cơ tính vật liệu, với vật liệu bằng thép thì ZM = 190 MPa1/2

• 𝑍𝜀 là hệ số xét đên ảnh hưởng của chiều dài tổng tiếp xúc (6.61)[1]

Trang 21

𝜎𝐻 = ZH.ZM.𝑍𝜀.√2𝑇1.103.𝐾𝐻.√𝑢2+1

0,85𝑑𝑚12.𝑏.𝑢

= 2,5.190.0,86 √2.88,72.103.1,38.√2,52+1

0,85.120,05 2 40.2,5

= 299,69 MPa < [𝜎] = 466,36 MPa (thỏa điều kiện tiếp xúc)

b Kiểm nghiệm độ bền uốn:

1- Dựa theo (6.108)[1], ta xác định được số răng của bánh răng trụ thảng tương đương:

⟹ 𝜎𝐹 = 3,56.1476,88.1,54

0,85.40.3,43 = 69,43 MPa < [𝜎𝐹2] = 257,14 MPa (thỏa điều kiện uốn)

Trang 22

4.1.7 KẾT QUẢ TÍNH TOÁN VÀ KIỂM NGHIỆM BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CÔN:

Bảng 4.1 Thông số hình học của bộ truyền bánh răng côn

Bảng 4.2 Tính toán kiểm nghiệm bánh răng côn Thông số Giá trị cho

Chiều dài côn ngoài Re, mm 187,55

Đường kính vòng chia ngoài:

+ Bánh dẫn de1, mm + Bánh bị dẫn de2,mm 140

348

Môđun vòng chia ngoài me 4

Đường kính vòng đỉnh:

+ Bánh dẫn dae1, mm + Bánh bị dẫn dae2, mm

149,06 350,32

Chiều rộng vành răng b, mm 55

Đường kính vòng chia trung bình:

+ Bánh dẫn dm1, mm + Bánh bị dẫn dm2, mm

120,05 298,41

Số răng Bánh dẫn z1 35 Chiều cao ngoài răng:

+ Bánh dẫn he1, mm + Bánh bị dẫn he2, mm

+ Bánh dẫn: B1, mm + Bánh bị dẫn: B2, mm

𝛿2, độ 68,20

66,38 168,21 Lực vòng có ích Ft1, N 1476,88 Lực vòng có ích Ft2, N 1476,88 Lực hướng tâm Fr1, N 499,10 Lực hướng tâm Fr2, N 199,63 Lực dọc trục Fa1, N 199,63 Lực dọc trục Fa2, N 499,10

Trang 23

PHẦN 2: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP CHẬM:

4.2.1 THÔNG SỐ ĐẦU VÀO:

+ Công suất trục II: P2 = 7,38 kW

+ Bánh răng bị dẫn:

b Chọn các ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép:

*Tính toán ứng suất tiếp xúc cho phép:

1- Số chu kì làm việc cơ sở: NHO = 30HB2,4

+ Số chu kì làm việc của bánh dẫn: NHO1 = 30HB2,4 = 30.2652,4 = 1,96.107 chu kỳ

+ Số chu kì làm việc của bánh bị dẫn: NHO2 = 30HB2,4 = 30.2502,4 = 1,71.107 chu kỳ 2- Số chu kỳ làm việc tương đương NHE = 60.c.[(𝑇1

𝑇)

𝑚𝐻 2

𝑡1+ (𝑇2

𝑇)

𝑚𝐻 2

𝑡2].ni

Trang 24

• mH: bậc của đường cong mỏi, có giá trị bằng 6 + Số chu kỳ làm việc tương đương của bánh răng dẫn:

NHE1= 60.c.[(𝑇1

𝑇)

𝑚𝐻 2

𝑡1+ (𝑇2

𝑇)

𝑚𝐻 2

NHE2= 60.c.[(𝑇1

𝑇)

𝑚𝐻 2

𝑡1+ (𝑇2

𝑇)

𝑚𝐻 2

Trong đó: 𝑠𝐻 = 1,1, là hệ số an toàn và được tra theo bảng 3.13[1]

+ Ứng suấ tiếp xúc cho phép của bánh răng dẫn:

𝑠𝐻 = 6000,9.1

1,1 = 490,91 MPa + Ứng suất tiếp xúc cho phép trên bánh răng bị dẫn:

𝑠𝐻 = 5700,9.1

1,1 = 466,36 MPa Chọn ứng suất tiếp xúc cho phép [𝜎𝐻] = √0,5([𝜎𝐻12] + [𝜎𝐻12])

= √0,5(490,912+ 466,362)

= 478,79 MPa

*Tính toán ứng suất uốn cho phép:

1- Số chu kỳ cơ sở NFO: thông thường lấy NFO = 5.106 đối với tất cả các loại thép

2- Số chu kỳ làm việc tương đương: NFE = 60.c.[(𝑇1

𝑇)𝑚𝐹𝑡1+ (𝑇2

𝑇)𝑚𝐹𝑡2].ni

• mF = 6 do độ rắn bánh răng dưới 350HB + Số chu kỳ làm việc tương đương của bánh răng dẫn:

Trang 25

• 𝑠𝐹 = 1,75 là hệ số an toàn trung bình và được tra theo bảng 3.13[1]

+ Ứng suất uốn cho phép trên bánh răng dẫn:

𝑠𝐹 𝐾𝐹𝐿 = 477.1

1,75 1 = 272,57 MPa + Ứng suất uốn cho phép trên bánh răng bị dẫn:

= 430(3,6 + 1)√ 210,95.1,04

0,3.478,792.3,6 3

= 189,99 mm

Theo dãy tiêu chuẩn R10, ta chọn được 𝑎𝜔 = 200 mm

3- Theo (6.68a), ta tính môđun răng dựa theo khoảng cách trục:

m = (0,01÷0,02) 𝑎𝜔 = (0,01÷0,02).250 = 2,5

Chọn m = 2,5

Trang 26

4- Đối với bánh răng trụ răng nghiêng, góc nghiêng răng có giá trị 200 ≥ 𝛽 ≥ 80

Do đó: cos(80) ≥ 𝑚.𝑧3 (𝑢+1)

2𝑎𝜔 ≥ cos(200) (5.6)[1]

Suy ra 2𝑎𝜔.cos(8

0 ) 𝑚(𝑢+1) ≥ z3 ≥ 2𝑎𝜔.cos(200)

Do đó số răng bánh bị dẫn z4 = z3u = 42.3,6 = 151,2 răng, ta chọn z4 =151 răng

Tính toán lại tỉ số truyền u = 𝑧4

𝑐𝑜𝑠𝛽 = 2,5.151

cos (15,20 0 ) = 391,19 mm Đường kính vòng đỉnh: da = d + 2m

+ Bánh bị dẫn: b4 = 𝛹𝑏𝑎.a = 0,3.250 = 75 mm

Vận tốc vòng bánh răng: v3 = 𝜋.𝑑3.𝑛3

60000 = 𝜋.108,81.334,4

60000 = 1,9 m/s Theo bảng 6.3[1], ta chọn cấp chính xác cho bộ truyền là 9

4.2.5 CÁC LỰC TÁC DỤNG LÊN BỘ TRUYỀN:

Trang 27

Lực vòng có ích: Ft3 = Ft4 = 2𝑇2.10

3

𝑑3 = 2.210,95.10

3 108,81 = 3877,40 N Lực hướng tâm: Fr3 = Fr4 = 𝐹𝑡3.𝑡𝑎𝑛𝛼𝑛𝜔

𝑐𝑜𝑠𝛽 = 3877,40.tan (20

0 ) cos (15,200) = 1462,41 N, với 𝛼𝑛𝜔 là góc ăn khớp

và được chọn là 200

Lực dọc trục: Fa3 = Fa4 = Ft3.tan𝛽 = 3877,40.tan(15,200) = 1053,47 N

4.2.6 KIỂM NGHIỆM ĐỘ BỀN BÁNH RĂNG:

a Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc:

1- Theo bảng 6.6[1], ta chọn được các hệ số tải trọng động KHV = 1,02 và KFV = 1,04 2- Theo bảng 6.11[7], ta chọn được hệ số phân bố không đều giữa các răng 𝐾𝐻𝛼 = 1,13 và

hệ số 𝐾𝐹𝛼 = 4+(𝜀𝛼−1)(𝑛𝑐𝑥−5)

4𝜀𝛼 (6.27)[1]

Trong đó: • 𝑛𝑐𝑥 là cấp chính xác của bộ truyền, 𝑛𝑐𝑥 = 9

• 𝜀𝛼 là hệ số trùng khớp dọc, do 𝑛𝑐𝑥 = 9 nên 𝐾𝐹𝛼 = 1 3- Ta kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc theo điều kiện (6.86)[1]:

𝜎𝐻 = 𝑍𝑀.𝑍𝐻.𝑍𝜀

𝑑3 √2.103𝑇2𝐾𝐻(𝑢+1)

𝑏3𝑢 ≤ [𝜎𝐻] Với • 𝑍𝑀 là hệ số xét đến cơ tính vật liệu, với vật liệu bằng thép thì ZM = 190 MPa1/2

b Kiểm nghiệm độ bền uốn:

1- Theo công thức (6.84)[1] ta tính được số răng tương đương của bánh dẫn và bánh bị dẫn + Bánh dẫn: 𝑧𝑣3 = 𝑑3

𝑚.𝑐𝑜𝑠 2 𝛽 = 108,81

2.𝑐𝑜𝑠 2 15,20 ≈ 55 răng

Tiêu đề	Thuyết Kế Hệ Thống Dẫn Động Băng Tải
Tác giả	Lê Tấn Linh
Người hướng dẫn	Nguyễn Vũ Thịnh
Trường học	Đại Học Quốc Gia Thành Phố Hồ Chí Minh
Chuyên ngành	Kỹ Thuật Chế Tạo Máy
Thể loại	Đồ Án Thiết Kế
Thành phố	Hồ Chí Minh

Định dạng
Số trang	54
Dung lượng	812,32 KB