Đồ án CTM

Đồ án CTM

Phần I:

Chọn động cơ và phân

phối tỷ số truyền

Dẫn động cho băng tải, ta chọn loại động cơ

điện xoay chiều không đồng bộ ba pha có roto

ngắn mạch do nó có kết cấu đợn giản, giá thành

hạ, dễ bảo quản, làm việc tin cậy có thể mắc trực

tiếp vào lới điện ba pha không cần biến đổi dòng

điện, hiệu suất và công suất phù hợp với sự làm

- Công suất băng tải tính theo công thức 2.11

2 1

2

2 2 1

2 1

)

(

t t

t t t

 bt p

1

 (CT2.9 sách TKDĐ t1):

+ Chọn hiệu suất của ổ lăn : ol 

+ Chọn hiệu suất của bộ truyền bánh răng côn : brc 

+ Chọn hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ : br 

+ Chọn hiệu suất của khớp động

94 , 3



td p

pct

0,95

0,990,950.961,000,824

87 , 0 60000

60000

D

v n

vg/

ph

- số vòng quay sơ bộ của động cơ : nsb = nbt.ut

Động cơ chịn phải thoã mãn yêu cầu :

pđc ≥ pctnđb  nsbTmm/T  TK/Tdn

Dựa vào các bảng P1.1 đến P1.7 phụ lục sách

TKDĐ t1 ta chọn động cơ loại: 4A100L2Y3

Động cơ chọn có các thông số kỹ thuật nh sau:

52.5 2770,7 vg/ph

Kiểu ĐC suấtC

KW

Nđbvg/ph Cos (%) dn

mm

T T

4A100L2Y3 5.5 2880 0,91  2,2

Tk/Tdn2

3 Kiểm tra điều kiện mở máy và quá tải:

2880

5 , 5 9550

9550

dc

dn dn

n

Suy ra:

Tmm=1,4.Tdn Tmax=2,2.Tdn Tmin=0,5.Tdn -Mômen cho phép của động cơ:

qt

c mm

T T

T T

T T





 max max ;T maxqt <T cp

Vậy động cơ đã chọn thoả mãn các điểu kiện

làm việc của hệ thống Đảm bảo vận hành hệ

thống dẫn động băng tải tốt

238 , 18

25,4840,049,1032,415,8622,26

NmNmNmNm

Nm

Nm Nm

II Phân phối tỷ số truyền.

K K K

K

be be

bd k

đợc tỷ số truyền của cặp bánh răng trụ :

+ Chọn tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng côn

ubrc +Suy ra tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ ubrt =uh/ubrc =

15,33

1,150,251,113,818,37

3

2 1

4,35 0.99 4,394 0,99.0,96

4,623 0,99.0,95

4,915 0,99.0,95

bt ol

P P

P P

- Số vòng quay của các trục:

247 , 202 4

989 , 808

56 , 3 2880

3 4

2 3

1 2 1

brt brc d dc

u

n n u

n n u

n n

n n

Mômen trên các trục:

i

i i

n

T 9 , 55 10 3 P



4,3944,234,9155,2262880808,989202,24752,778

KWKWKWKWvg/phvg/phvg/phvg/phNm

Kêt quả tính toán đợc lu trong bảng thông số chung:

Phần II:

Thiết Kế Bộ Truyền Đai

- Thiết kế bộ truyền đai bao gồm các bớc:

I Chọn loại đai và tiết diện đai:

- Do không có yêu cầu dặc biệt nào nên ta chọn loại

đai là đai hình thang thờng

- Dựa vào vậ tốc bánh đai nhỏ và công suất cần truyền,

theo bảng 4.1(tr 59 sách TKDĐt1)ta chọn đai loại A

- Từ bảng 4.13 (tr 59 sách TKDĐt1), ta chọn nh sau:

Loại đai kích thớc tiết diện,(mm) D tích d1

. 1

1n d

450 1

u

u u u

(n»m trong kho¶ng cho phÐp u < 4%)

- Sè vßng quay cña b¸nh ®ai lín : n2=n1/utt

125

18,8500,020438,34503,6552,67788

mmm/s

mmmm

%vg/ph

3 ChiÒu dµi ®ai:

- ChiÒu dµi ®ai tÝnh theo c«ng thøc :

4 2

2

2 1 2 2 1



- Theo tiªu chuÈn (b¶ng 4.13 tr 59 [I]) chän l =

- NghiÖm sè vßng quay cña ®ai trong 1s:  

l

v i

2l d2 d1 l d2 d1 2 d2 d1 2

1844,620009,425

523,399

mmmmVg/s

mm

4 Gãc «m  :

d dc

C C C C p

K z



.

0

+ Cl - Hệ số kẻ đến ảnh hởng của chiều dài (B

4.16 tr62 [I]) với l/lo = 1,176 ; C1

1,353,0040,9031,035

1,14

2,27 350131,6456,6

IV Xác định lực căng ban đầu và lực tác

dụng lên trục:

5,226

0,97

137,09

783,10,12

øng suÊt uèn lín nhÊt

- øng suÊt uèn cña d©y ®ai trªn c¸c b¸nh ®ai:

2

1

0

d

y E

10 004 , 3 81

09 , 137

2

0 0

LT tt

k

h b v A

059 , 3

9

3600

10

11 7

m y



39 , 2068

30576

h

sd

t

t

14,78

Phần III TRUYềN Động bánh răng côn

Do không có yêu

cầu đặc biệt.Theo bảng 6.1[I], xây dựng các hàm

mục tiêu về kinh tế, kích thớc nh trong tài liệu

TĐHTTTKCTM-Ngô Văn Quyết (Trang114), ta

chọn thép phù hợp các hàm mục tiêu là:

+Chọn bánh răng chủ động : Thép 40X tôi

cải thiện (S<`) :  1

ch1 HB1 +Với bánh răng bị động : Thép 45X tôi cải thiện (S<0)  2

ch2 HB2 950 700 270 850 650 260 MPa MPa MPa MPa II Tỷ Số TRUYềN : Từ phần phân phối tỷ số truyền ta xác định đợc tỷ số truyền của cặp bánh răng côn 4 III Xác định ứng suất cho phép : Theo bảng 6.2[I] với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB180…350 có : 350 có : lim 0 H  = 2HB + 70 ; 0Hlim= 1,8.HB ; SH lim 0 F  = 1,8HB ; SF Khi đó : 0Hlim1= 2.270 +70

0Hlim2=2.260 +70

Và : 0Flim1= 1,8 270

0Flim2= 1,8 260

1,1 1,75

610 590 486 468

MPa MPa MPa MPa

Theo CT 6.5 [I](T93) : NHO= 30 HHB2,4

(NHO là số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử

c : Số lần tiếp xúc trong một vòng quay ;

Ti : Mômen xoắn của bánh răng

NHE :số chu kỳ thay đổi ứng suất tơng đơng

Vậy :

NHE1 = 60.1.808.[ 13.0,5 + 0,83.0,5].30576

NHE2 = 60.1.202.[ 13.0,5 + 0,83.0,5].30576

+ Do đó NHE1>NHO1 cho nên hệ số tuổi thọ KHL1

NHE2>NHO2 cho nên hệ số tuổi thọ KHL2

(Dựa vào tính chất đờng cong mỏi )(Tr 94)

Theo công thức 6.1[I](khi chọn sơ bộ cho

H  H2 S6 (Mpa)

+Tơng tự ta có : NFE`.c.T i /Tmax6.n i.t i (CT 6.8)

Do đó :

NFE1 = 60.808.[ 16.0,5 + 0,86.0,5 ] 30576

Vậy NFE1 > NFO ( Giá trị của NFO = 4.106)

Do đó theo tính chất đờng cong mỏi ta

có NFO= NFE , từ công thức 6.4 ta có :

KFL1=

2,05.1071,87.1074.106

808202

1

1,12.1092,8 108

11

554,54536,36

9,35.108

11

V/phútV/phút

Lần

MPaMPa

Tơng tự với NFE2 =2,3.108 > NFO => KFL2

+Theo công thức 6.2a [I] với bộ truyền quay hai

chiều , chọn hệ số ảnh hởng khi đặt tải KFC =

1500,8

560520

MPaMPa

MPa

MPaMPa

1 1

.

H be be

H

u k k

k T

4 25 , 0 2

Theo bảng 6.21[I] , Trục lắp trên ổ bi sơ đồ I ;

1,551,86154,06

MPa1/3

Nmm

mm

55 , 1 58020

.

H be be

H d

u k k

k T k

R

d

R e



u Thay số vào : de1 = 2.154,06/ 17

Tra bảng 6.22[I] ta đợc : z1p

Với HB < 350 Nên z1 = 1,6 z1p , thay số vào ta

đ-ợc z1= 27,2 z1 là số nguyên, nên lấy giá trị là:

+ Đờng kính trung bình và mô đun trung bình :

=>Tỷ số truyền đợc giữ nguyên , u

Góc chia côn : 1 = arctg(z1/z2) = arctg(29/116)

2= 90 -1 = 90 – 14,04

+Theo bảng 6.20 [I] với z1 ), tỷ số truyền u=4

chọn hệ số dịch chỉnh đều (bằng nội suy)(hoặc

theo tính toán trên maple)

65,392,421

2,76732,25

29

116414,04 075,96 0

0,340,365,25

mm

mmmm

mmmmmm

răngrăng

Độ

Độ

mm

Re =0,5.mte

2 2

u k T z z z

m

H H

M H

85 , 0

1

2

m

s o c z

11,55

MPa1/3

m H

k k T

d b

2

1

1

; Trong đó

H

u d v

H

) 1 (

; 006 ,

25 , 65 76 , 2 56 006 ,

=> Vậy : kHv = 8,37.44,83.65, 25

1 2.17330.1,55.1

17 2 , 2 17330

2 87 , 0 76 , 1

8,3744,831,422,2304,06

mmm/s

mmmm

1

85 , 0

2

m tm

F F

F

d m b

Y Y Y k

.

k k T d

b k

k k

22,33

4

5 25 , 65 76 , 2 56 016 , 0

55 , 3 1 574 , 0 168 , 3 17330

63 , 3 41 , 49

1

2 1

F

F F F

10,574

29,89478,153,553,63

43,3644,34

MPaMPa

e KiÓm nghiÖm r¨ng vÒ qu¸ t¶i

Víi hÖ sè qu¸ t¶i: kqt =Tmax/T =1,4

Hmax  H. k qt = 304 , 06 1 , 4

=> HmaxHmax  1820  Tho¶ m·n ®iÒu kiÖn

Theo 6.49 [I] : F1max  F1.k qt  43 , 36 1 , 4

MPa

MPaMPa

f C¸c th«ng sè kÝch thíc bé truyÒn b¸nh r¨ng c«n:

mmmmGóc côn chia : 1

2

14,04075,960

Chiều cao đầu răng ngoài : hae1

hae2

3,932,07

mm

Chiều cao chân răng ngoài : hfe1

hfe2

2,674,53

mmmm

Đờng kính đỉnh răng ngoài : dae1

dae2

94,62349

mmmm

g Phân tích lực tác dụng của cặp bánh răng:

-lực vòng : Ft=2T1/dm1=2.58,02/(65,25.10-3)

-lực hớng kính của bánh 1:

Fr1=Ft.tgα.cos111,95.tg20.cos14,04

-lực dọc trục của bánh 1 :Fa1=Ft.tgα.sin1

+/đối với bánh 2 ta có :Fat2=Fr1 ;Fr2ỳ1

(về trị số còn chiều thì ngợc lại );

Hình vẽ thể hiện ở trang đầu ;

1611,95

569,17142,33

N

NN

- Xác định ứng xuất cho phép.

- Tính các yếu tố ảnh hởng đến khả năng

làm việc của bộ truyền và kiểm nghiệm răng về

độ bền tiếp xúc, độ bền uốn và quá tải

Bảng: Các đặc trng của vật liệu

Bánh răng Vật liệu thớc sKích HB b

MPa  ch

MPa

Bánh nhỏ 40X-tôi cải thiện <` 270  

Bánh lớn 45X-tôi cải thiện <0 260  

II Xác định ứng suất cho phép:

Công thức tính ứng suet tiếp xúc và ứng suet uốn



  (6.1a tr91[I])

4.106 với tất cả các loại thép.

NHE, NFE số chu kì thay đổi ứng suất tơng

1 60

t

t T

T t

1 610

T t

60 202 30576 ( 1 6 0 , 5 0 , 8 6 0 , 5 )

23,38 x107Vì NFE1>NFO1 do đó KFL= 1

=>    0 , 7 1 

75 , 1

486

0 1 lim

28 7 1

1 590

468

0 2 lim

MPaMPaMPa

ba H

H a

w

u

K T u

K a

1 , 1 218290 )

1 832 , 3 ( 43

3

10 185 2 ) 1 (

2 1

Cos a

0.97113,73o3,85

Răng

- Sử đụng bánh răng không dịch chỉnh

Tính vận tốc vòng của bánh răng

V Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

ứng suất tiếp xúc trên mặt răng phải thoả mãn :

(Ct 6.33 [I])

] [ ) 1 ( 2

2 1

1

H w

w

H H

M H

ud b

u K T Z Z

ZH : Hệ số kể đến hình dạng mặt tiếp xúc, theo

công thức 6.34 [I] ZH = 2 Cosb/Sin2 tw

Với t  tw=arctg(tg / cos  )

theo CT 6.37 (tr 105) ta có :  b wsin  /(m )=0,3.210.sin13,73/(3.3,14)

  [ 1 , 88  3 , 2 ( 1 /z1 1 /z2)]Cos 

do đó theo 6.36c [I] ta có : Z = 1   1 1 , 779 

1,141,680,77

KH : Hệ số tải khi tính về tiếp xúc, theo 6.39 [I]

Hv H H

đờng kính vòng lăn bánh nhỏ :dw1*w/(um+1) Vận tốc vòng 1 1 3,14.84.202

K Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện

trong vùng ăn khớp, theo CT 6.41 [I] ta có:

1 1

0,88.63.76, 44

2 2.218290.1,1.1,13

H w w Hv

H H

b d K

1,13

1,030,88

mmm/s

VI Kiểm nghiệm bánh răng về độ bền uốn :

Theo công thức 6.43 ứng suất uốn phải thoã

mãn:

] [

2

1 1

1 1

w w

F F

F

m d b

Y Y Y K T



] [ 21

2 1

F

F F F

Tra bảng 6.18 ta có :

Y F1

Y F2=

3,893,60

F

K Hệ số tải trọng khi tính về uốn, theo 6.45 [I]

FV F F

K Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện

trên vùng ăn khớp khi tính về uốn , theo 6.46 [I]:

1 1

2,65.63.84

2.218290.1, 21.1,37

F W W FV

F F

v b d K

1,0192,65

60 , 3 5 , 116

1

2 1 2

F

F F F

Trong đó với m=3mm=> YS=1,08-0,0695ln(3)

(là hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu tới tập

VII Kiểm nghiệm răng về độ bền tải:

Kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất

tiếp xúc cực đại và ứng suất uốn cực đại

Với hệ số quá tải :Kqt = Tmax/T=1,4

4 , 1

MpaMpaMpa

Bánh răng đủ bền khi làm việc quá tải Mpa

mmmm

- Đờng kính đỉng răng da1 = d1 + 2m

da2 = d2 + 2m

92,47339,5 mmmm

độ

độ

độ

Phần V:

Tính toán thiết kế trục.

Tính toán thiết kế trục bao gồm các bớc :

- Chọn vật liệu

- Tính thiết kế trục về độ bền

- Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

I Chọn vật liệu:

Dựa vào đặc điểm làm việc của hộp giảm tốc : tải

trọng trung bình ,va đập nhẹ, quay hai

chiều Cộng với để thuận lợi cho quá trình thống

nhất trong chế tạo trục

Ta chọn vật liệu làm trục là thép 40X tôi cải

thiện có các thông số nh sau:

Vật liệu MPab MPach

-1=0,35b +100MPa

-1=0,58-1MPa HB [x]MPa40X tôi

cải

thiện

II Tính thiết kế trục:

1 1. Tính đờng kính sơ bộ đờng kính trục:

áp dụng công thức 10.9 [I]:

  mm

2 , 0

+ [ x ] – ứng suất xoắn cho phép , MPa

Trục I, trục bánh đai vào hộp giảm tốc:

( Trục 1 lấy d theo đờng kính động cơ.)

2 2. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và các

điểm đặt lực:

Ta chọn các tham số hình học cho hộp giảm tốc

nh sau:

- Từ đờng kính sơ bộ của trục trung gian d tra

theo bảng 10.2 [I], ta chọn chiều rộng ổ b0

503845396060

mmmmmmmmmmmm

Gọi lmki là chiều dài mayơ của chi tiết thứ i trên

trục thứ k:

- Chiều dài mayơ bánh đai, đĩa xích, bánh răng

trụ (CT 10.10 tr189) chọn bằng (1,21,5) d

-chiều dài mayơ bánh răng côn chọn

(1,21,4)d

- chiều dài mayơ nửa khớp nối

+nối trục bánh đai chọn (1,42,5)d

- Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đền

thành trong của hộp giảm tốc:

- Khoảng côngxôn (khoảng chìa ) trên trục thứ

k, tính từ chi tiết thứ i ở ngoài hộp giảm tốc

mmmmmm Trục II

l22 = -lc22 =l21= 3.d2 = 3.30 =l23=l21+k1+k2+lm23+0,5(bo-b23.cos1) =(với b23=bw của bánh răng cônA,35mm, 1

14,04độ)

-6590135

mmmmmm

mmmmmm Trục IV

l43 =l32 l41 = l31 l42 =-lc42

60190-92

mmmmmm

3. Tính trục 1:

3.1 Xác định các lực tác dụng lên trục:

Các lực tác dụng lên trục bao gồm:

- Lực từ bộ truyền đai: đây là lực hờng kính Frd,

điểm đặt của lực trên đờng tâm trục tại chiều

rộng bánh đai (chọn điểm đặt tại tâm của bề rộng

mayơ, coi lực phân bố đều trên đoạn này ) và

chiều hớng từ tâm bánh bánh đai trên trục đến

tâm bánh đai bên kia Theo phần trớc đã tính

đ-ợc: Frd= Fr 783,16 N

Mômen xoắn tác dụng vào trục T1= 17330 Nmm

- Lực khớp có phơng bất kì khi tính chọn trục

ta chọn lực gây biến dạng lớn cho trục

1 1

t

2 2.17330 0,3 0,3.

k

T

(Trong đó Dt là đờng kính vòng tròn qua tâm các

chốt của nối trục vòng đàn hồi Bảng 16.10 tr 68

2 0,75 2 9738,92 2 0,75.17330 2

Theo b¶ng 10.5 (Tr 195) lÊy []p (MPa) ta cã

®-êng kÝnh trôc t¹i tiÕt diÖn B lµ:

  3

0,1 0,1.70

tdB B

M d

 

13 33

13

25989, 22 0,1 0,1.70

td

M d

M d



Do trục lắp với trục động cơ ,đồng thời đảm bảo tháo lắp

nên ta chọn kích thớc, các tiết diện nh sau:(đờng kính khớp

nối bằng đờng kính trục động cơ)

di (tính toán) 13,5 13,34 15,5

Các kích thớc dài ta lấy nh đã tính sơ bộ

3.4 Tính kiểm nghiệm hệ số an toàn của trục:

Kiểm tra bền mỏi tại các mặt cắt nguy hiểm

(10,11,12,13)

Độ bền mỏi đảm bảo nếu hệ số an toàn tại tiết

diện nguy hiểm thoã :

S= 2. 2

j j

j j

S S

S S

/(

1 j aj m

S       (10.21 [I]) Trục quay uốn thay đổi theo chu kì đối xứng:

mj = 0 ; aj = Mj/ Wj (công thức 10.22 [I])

Trục quay 2 chiều :

mj =0 ; aj =Tj / Wọj ( công thức 10.24 [I])

Tính mômen cản uốn và mômen cảm xoắn của

các mặt cắt trục theo công thức sau:

+Tại đoạn trục có 1 rãnh then:

trong đó b,t1 là chiều rộng và chiều sâu rãnh then

trong trục ,dựa vào bảng 9.1a [I] chọn then bằng

+Hệ số kể đến ảnh hởng của trị số ứng suất trung

bình đến độ bền mỏi ( bảng 10.7) với vật liệu đã

- Hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt

trục gia công trên máy tiện với Ra=2,5 0,63:

+tính theo rãnh then và tính theo lắp có độ

dôi sau đó ta chọn giá trị K /  và K/  lớn hơn

+Chọn kiểu lắp bánh đai trên trục là kiểu lắp

trung gian (H7/k6) và có rãnh then

Các ổ lăn trên trục cũng lắp với kiểu lắp H7/k6

-Vậy trục đủ bền theo điều kiện mỏi

3.5 Tính kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh

3.6 */ Ta thấy không cần phải kiểm tra về độ cứng

vững của trục vì hệ số an toàn mỏi của trục lớn

4. Tính trục II :

4.1 Xác định các lực tác dụng lên trục:

+Lực do bánh đai gây ra :

-lực hớng kính tác dụng vào trục: Frd

-mômen xoán tác dụng vào trục : T2

( Tức là ứng với lực vòng FT2=Fx22= 2T2/d2%7,86

N)

783,1658020

NNmm

NNNTính các phản lực tại các ổ và vẽ biểu đồ mômen:

D E

nIInII

D1

21

4036,95 2425

4.2 Tính đờng kính tại các mặt cắt :

+Tại mặt cắt lắp với bánh đaiD1 :

Mx=My= 0 Vậy mômen tơng đơng là Mtđ = T

 đờng kính trục tại mặt cắt :

 

3 1

58020 0,1 0,1.70

tdD D

M d



5802020,23

Nmmmm

+Tại mặt cắt D nối trục với ổ :

M d



48555,92

69874,3 21,53

NmmNmmmm

M d

Nmmmm

50460,89 0,1 0,1.70

tdE E

M d

Độ bền mỏi đảm bảo nếu hệ số an toàn tại tiết

diện nguy hiểm thoã :

S= 2. 2

j j

j j

S S

S S

/(

1 j aj m

S        (10.21 [I]) Trục quay uốn thay đổi theo chu kì đối xứng:

mj = 0 ; aj = Mj/ Wj (công thức 10.22 [I])

Trục quay 2 chiều :

mj =0 ; aj =Tj / Wọj ( công thức 10.24 [I])

Tính mômen cản uốn và mômen cảm xoắn của

các mặt cắt trục theo công thức sau:

+Tại đoạn trục có 1 rãnh then:

-  / 32  (  ) 2 /( 2 ) 

1 1

3

j j

3

j j

trong đó b,t1 là chiều rộng và chiều sâu rãnh

then trong trục ,dựa vào bảng 9.1a [I] chọn then