Thiết Kế Hệ Dẫn Động Băng Tải

tài liệu này rất có ích cho các bạn sinh viên đang làm đồ án Cơ Sở Thiết Kế Máy!

Trang 1

Lời nói đầu

Nớc ta đang trên con đờng tiến lên công nghiệp hoá - Hiện đại hoá với đờng lối xây dựng chủ nghĩa xã hội Đảng ta đã đề ra 3 cuộc cách mạng, trong đó cuộc cách mạng khoa học kỹ thuật là then chốt để tạo ra của cải cho xã hội Do đó phải u tiên công nghiệp nặng một cách hợp lý.

Trong giai đoạn công nghiệp hoá - Hiện đại hoá đất nớc, con ngời không thể thiếu máy móc bởi vì nó là một phơng tiện từ trớc đến nay đã giúp đỡ con ngời giải quyết

đợc nhiều vấn đề mà con ngời không có khả năng làm việc đợc

Hiện là một sinh viên đang theo học tại Trờng đợc trang bị những kiến thức cấn thiết về lý thuyết và tay nghề Để sau này với vốn kiến thức đã đợc trang bị em có thể góp một phần nhỏ bé để làm giầu cho đất nớc Thời gian vừa qua em đợc giao đề tài: “ Thiết kế hệ dẫn động băng tải” Với sự chỉ bảo tận tình của thầy giáo hớng dẫn và các thầy trong khoa cùng các bạn đồng nghiệp và sự nỗ lực của bản thân em đã hoàn thành đề tài Tuy nhiên trong quá trình làm việc mặc

dù đã cố gắng hết mình nhng do trình độ có hạn và còn ít kinh nghiệm, nên không thể tránh sai sót Em kính mong nhận đợc sự chỉ bảo của thầy cô để đề tài của em

Nguyễn Duy Nam

Sinh viên thiết kế: Nguyễn Duy Nam Lớp CTK6

Giáo viên hớng dẫn: Ngô Văn Quyết

1

Trang 2

III IV

5s 4h 4h 8h

Lợc đồ hệ dẫn động băng tải

1 Động cơ 2 Nối trục 3 Bộ truyền đai

4 Hộp giảm tốc 5 Bộ truyền xích 6 Băng tải

2

Trang 3

- 03 bản , mỗi bản thể hiện 01 hình chiếu

2 01 Bản vẽ chế tạo chi tiết(01 bản A3):

3 01 Bản thuyết minh(A4)

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 đai thang.

- Phần III : Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng.

- Phần IV : Tính toán và kiểm nghiệm trục.

- Phần V : Tính và chọn then.

- Phần VI : Thiết kế gối đỡ trục.

- Phần VII : Cấu tạo vỏ hộp và các chi tiết máy khác.

3

Trang 4

- Phần VIII : Bôi trơn hộp giảm tốc

điểm: Kết cấu đơn giản, dễ bảo quản, giá thành thấp, làm việc tin cậy, có thể mắc trực tiếp vào lới điện ba pha không cần phải biến đổi dòng điện

2 Các kết quả tính toán trên băng tải

a Mô men thực tế trên băng tải

Ta có mô men thực tế trên băng tảI Tbt =

2

D

F

=

2

300.8750

Trong đó: f – tần số của dòng điện xoay chiều; mạng điện ở nớc ta có f = 50 Hz

p – số đôi cực từ (chọn p = 2 ,động cơ điện loại K)

⇒ ndb =

2

50.60

= 1500 (vòng/phút)Căn cứ vào vận tốc vòng của băng tải, chọn số vòng quay của băng tải là:

45,0.10

= 28,66 (vòng/phút)

4

Với F = 8750 N : Lực kéo băng tải

Trang 5

c Xác định hiệu suất của toàn bộ hệ dẫn động:

Ta gọi ηht là hiệu suất của toàn bộ hệ thống đợc xác định theo công thức:

ηht = ηk.ηđ.ηbrt.ηol3ηx (I – 3)

Trong đó: ηk – hiệu suất của khớp nối.

ηđ - hiệu suất của bộ truyền đai thang.

ηbrt – hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ.

ηol – hiệu suất của một cặp ổ lăn.

ηx – hiệu suất của bộ truyền xích.

1

1 2 (I – 4)

Trong đó, Tk – mômen thứ k của phổ tải trọng tác động lên băng tải ;

tk – thời gian tác động của mô men thứ k

=

9550

66,28.32,1082

= 3,25 (Kw)

c Công suất đẳng trị cần có trên động cơ:

Pđtđc =

ht dtxt

P

η = 0,82

25,3

= 3,96 (Kw)

Từ các thông số tính toán , ta chọn động cơ loại K có nhãn hiệu K132M4 – kiểu có bích,

có các thông số kỹ thuật đợc tra theo bảng P1.1 trang 234 TTTKHDĐCK tập 1, có bảng

số liệu nh sau:

5

Trang 6

Khối lợng(kg)

d

φ

(mm)

K132S4 4,0 5,5 1445 1732 85,0 0,83 6,0 2,0 58 32

-Đặc điểm của động cơ điện loại K:

Về phạm vi công suất: Cùng với số vòng quay đồng bộ (nđb) là 1500 vòng/phút ,động cơ loại K có phạm vi công suất từ 0,75 Kw đến 30 Kw lớn hơn của động cơ DK và nhỏ hơn của động cơ 4A

Động cơ K có khối lợng nhỏ hơn so với động cơ DK và đặc biệt là có mô men khởi động cao hơn 4A và DK

d Kiểm tra điều kiện mở máy, điều kiện quá tải cho động cơ đã chọn:

O Kiểm tra điều kiện mở máy:

Khi mở máy, mô men tải không đợc vợt quá mô men khởi động của động cơ

( T<Tk) nếu không động cơ sẽ không chạy

Theo điều kiện:

Tmm/T ≤ Tk/Tdn (I - 5)

Trong đó: Tmm - mô men mở máy của thiết bị cần dẫn động

Tk - mô men khởi động của động cơ

Tdn - mô men danh nghĩa của động cơ

Theo bảng số liệu trên ta có:

Tk/Tdn = 2,0

Căn cứ vào lợc đồ tải trọng đã cho trong đề bài, ta có:

Tmm/T = 1,5

Do đó động cơ thỏa mãn điều kiện mở máy

I-2 Phân phối tỉ số truyền

Để phân phối tỉ số truyền cho các bộ truyền, phải tính tỉ số truyền cho toàn bộ hệ thống

6

Trang 7

ung = uk ux uđ (I -9)

uk - tỉ số truyền của khớp nối

do uk = 1 ⇒ ung = ux uđ

ux - tỉ số truyền của bộ truyền xích

uđ - tỉ số truyền của bộ truyền đai thang

- tỉ số truyền của bộ truyền đai: uđ = 4 ;

- tỉ số truyền của bộ truyền xích: ux = 4

I-3 Xác định các thông số động học và lực tác dụng lên các trục

4

IIIIV

Ký hiệu các trục trong hệ thống dẫn động xích tải

1 Tính toán tốc độ quay của các trục

7

Trang 8

= 28,67 (vòng/phút)

2 Tính công suất trên các trục

Gọi công suất trên các trục I, II, III, IV lần lợt là PI , PII , PIII , PIV có kết quả nh sau:

- Công suất danh nghĩa trên trục động cơ:

1445

96,3

Trang 9

57,3

25,3

Công suất(Kw)

Mô men xoắn(Nmm)Trục động cơ

Bảng số liệu động học và động lực học trên các trục của hệ thống dẫn động.

Phần II: Tính toán thiết kế các bộ truyền

A - tính toán thiết kế các bộ truyền ngoài

II I Thiết kế bộ truyền đai thang

II I 1 Xác định kiểu đai

- Các thông số của động cơ và tỉ số truyền của bộ truyền đai:

ndc = 1445 (vòng/phút) ; Pdc = 4 Kw ; ud = 4

Căn cứ vào Hình 4.1 - Chọn loại tiết diện đai hình thang và do không có yêu cầu đặc biệt nào nên ta chọn loại đai hình thang bình thờng loại A trong bảng 4.13 Các

9

Trang 10

thông số của đai hình thang - tr59 TTTKHDĐCK tập 1 Theo đó, thông số kích thớc cơ bản của đai đợc cho trong bảng sau:

Loại đai Kích thớc mặt cắt (mm)

Diện tíchA(mm2)

II I 3 Chọn đờng kính đai tiêu chuẩn

Theo bảng 4.21 - Các thông số của bánh đai hình thang - tr63 - TTTKHDĐCK tập 1, ta chọn d2 = 560 mm

Tỉ số truyền thực tế là:

10

Trang 11

u

100% (II -4) ∆u = 2%

VËy: ∆u < 3 ∼ 4% ⇒ Tháa m·n ®iÒu kiÖn vÒ sai lÖch tØ sè truyÒn ®ai

- Chän s¬ bé chiÒu dµi kho¶ng c¸ch trôc lµ:

.4

vËy i = 4.73 <imax = 10

- Kho¶ng c¸ch trôc theo chiÒu dµi tiªu chuÈn:

a = λ+ λ2 − 8∆2 / 4 (II - 7)

8)(

2)(

1 2

2 1 2 1

2 d l d d d d d

Sinh viªn thiÕt kÕ: NguyÔn Duy Nam Líp CTK6

Gi¸o viªn híng dÉn: Ng« V¨n QuyÕt

11

Trang 12

Vậy α1 = 134,73o >120o , góc ôm thỏa mãn điều kiện.

C C C C P

K P

+ Cu - Hệ số kể đến ảnh hởng của tỉ số truyền, tra bảng 4 17 - tr 61 -

TTTKHDĐCK tập 1, với trờng hợp u ≥3 , ta có: Cu = 1,14 ;

+Cz - Hệ số kể đến ảnh hởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các dây đai, với

PI/[P0] = 4/2.20 =1.8 tra bảng 4 18 - tr 61 - TTTKHDĐCK tập 1, ta chọn:Cz = 0,95 Thay các giá trị trên vào công thức (II -11), ta đợc:

z =

95,0.14,1.04,1.89,0.20,2

1,1.4

= 1,995 (đai)

Ta chọn z = 2 (đai)

II I 5 Xác định chiều rộng bánh đai

Chiều rộng của bánh đai đợc xác định theo công thức:

B = (z - 1)t + 2e (II - 12)

12

Trang 13

780

α + Fv (II -15) ⇒ F0 = 192,2 (N)

Lực tác dụng lên trục đợc tính theo công thức:

- Lực có ích hay lực vòng: Ft =

d T1 1

.2

13

Trang 14

Sơ đồ lực tác dụng lên trục khi bộ truyền đai làm việc

Bảng thông số của bộ truyền đai:

II I 7 Tính ứng suất trong dây đai và tuổi thọ của dây đai

δ =8 - độ dày đai; E=120 N\mm2 - môđun đàn hồi của đai bọc cao su

Vậy ứng suất uốn trên bánh dai chủ động σu1=

=6,86N\ mm2

14

Trang 15

- ứng suất lớn nhất trong dây đai: σmax=

1

−λ

λσt + σv + σu1 (trong công thức 3.1.17 giáo trình CTM)

1 =-56,43 thay vào công thức trên ta có σmax=11,55 N\ mm2

II II Thiết kế bộ truyền xích

II II 1 Chọn loại xích

Do bộ truyền tải không lớn, ta chọn loại xích ống - con lăn một dãy, gọi tắt là xích con lăn một dãy Loại xích này chế tạo đơn giản, giá thành hạ và có độ bền mòn cao

II II 2 Xác định các thông số của xích và bộ truyền xích

Trong đó các hệ số thành phần đợc chọn theo bảng 5.6 -tr 82 - TTTKHDĐCK tập 1,với:

k0 - Hệ số kể đến ảnh hởng của vị trí bộ truyền, k0 = 1 (do đờng nối tâm của hai đĩa xích so với đờng nằm ngang là 30o <60o);

ka - Hệ số kể đến ảnh hởng của khoảng cách trục và chiều dài xích;

với a = (30…40)p, ta có: ka = 1;

15

Trang 16

kđc - Hệ số kể đến ảnh hởng của việc điều chỉnh lực căng; với trờng hợp vị trí trục không điều chỉnh đợc, ta có: kđc = 1,25;

kbt - Hệ số kể đến ảnh hởng của bôi trơn; với trờng hợp môi trờng làm việc

có bụi, chất lợng bôI trơn bình thờng), ta chọn: kbt = 1,3;

kđ - Hệ số tải trọng động, với trờng hợp tải trọng tĩnh, làm việc êm, ta chọn:

Theo bảng 5.8 - tr 83 - TTTKHDĐCK tập 1, ta có p=31,75 và thỏa mãn điều kiện p

<pmax đợc tra trong bảng 5.8- TTTKHDĐCK tập 1 ứng với n3=114,68 và z1 >15

Chiều rộng xích răng đợc tính theo công thức 5.19- TTTKHDĐCK tập 1

Bt= 250PIIIk.kv\(p.v2 \ 3

)Trong đó:

PIII- Công suất cần truyền, kW: ta có PIII= 3,57kW

2

2 1 2

4

.)(

75,31.)2184(

−+

+

−

2 1 2 2

1 2 1

2

)(

2)]

(5,0[5

,0

π

z z z

z x

z z

−+

+

−

2 2

14,3

)2184(2)]

2184(5,0136[21845,0136

⇒ a∗= 1286,12 (mm)

Để xích không chịu lực căng quá lớn, ta cần giảm khoảng cách trục đi một lợng:

16

Trang 17

∆a = (0,002…0,004)a , ta chọn ∆a = 0,003a ≈3,86 (mm)

.15

d F F F k

Q

++ 0

≥ [s] (II -24)Trong đó: Q - Tải trọng phá hỏng, theo bảng 5 2 - tr 78 - TTTKHDĐCK tập 1, ta

p n III z

17

Trang 18

F0 = 9,81 kf q a (II -28)

Trong đó kf là hệ số phụ thuộc vào độ võng f của xích và vị trí bộ truyền:

Với: f = (0,01…0,02)a , ta lấy: f = 0,015.a = 0,015 1282,26 = 19,23 (mm);

kf = 4, ứng với trờng hợp bộ truyền nghiêng một góc dới 40oso với phơng nằm ngang;

⇒ F0 = 9,81 4 3,8 1,27 = 189,37 (N)

Từ đó, ta tính đợc: s = 1.2811,0288500+189,37+6,13 = 29,44

Theo bảng 5 10 - tr 86- TTTKHDĐCK tập 1, với n = 200 vòng/phút, ta có: [s] = 8,5 ⇒ s = 29,44 > [s] = 8,5 ; bộ truyền xích đảm bảo đủ bền

e Xác định đờng kính đĩa xích

Theo công thức 5 17- tr86- TTTKHDĐCK tập 1 và bảng 14 -4b - tr20 - TTTKHDĐCK tập 2, ta xác định đợc các thông số sau:

75,31

∗ Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc của đĩa xích:

18

Trang 19

ứng suất tiếp xúc σH trên mặt răng đĩa xích phải nghiệm điều kiện:

σH = 0,47 ( )

d

vd d t r

k A

E F K F k

2

1.2

E E

+ - Mô đun đàn hồi , với E1, E2 lần lợt là mô đun đàn hồi của vật liệu con lăn và răng đĩa xích, lấy E = 2,1 105 Mpa;

A - Diện tích chiếu của bản lề, mm2, theo bảng 5 12 - tr 87 - TTTKHDĐCK tập 1, ta có: A = 262 (mm2);

Thay các số liệu trên vào công thức (II -30), ta tính đợc:

- ứng suất tiếp xúc σH trên mặt răng đĩa xích 1:

σH1 = 0,47 ( )

1.262

.1,2.77,41.02,2811468,

10.1,2.19,11.02,281122,

= 330,97 (Mpa)

Nh vậy: σH1 = 483,04 MPa < [σH] = 600 MPa ; σH2 = 330,97 MPa < [σH] = 600 MPa;

Ta có thể dùng vật liệu chế tạo đĩa xích là gang xám CЧ 24 -44, phơng pháp nhiệt luyện

là tôi, ram (do đĩa bị động có số răng lớn z2 = 84 > 50 và vận tốc xích v = 1,27 m/s < 3 m/s) đạt độ rắn là HB = 350 sẽ đảm bảo đợc độ bền tiếp xúc cho răng của hai đĩa xích

f Xác định các lực tác dụng lên đĩa xích

Lực căng trên bánh xích chủ động F1 và trên bánh xích bị động F2:

F1 = Ft + F2 ; F2 = F0 + Fv (II -32)

19

Trang 20

Trong tính toán thực tế, ta có thể bỏ qua lực F0 và Fv nên F1 = Ft vì vậy lực tác dụng lên trục đợc xác định theo công thức:

20

Trang 21

Đờng kính vòng chia của đĩa xích Chủ động: d1 = 213 mm

b- tính toán thiết kế bộ truyền trong

II III Thiết kế bộ truyền bánh trụ răng nghiêng

II III 1 Chọn vật liệu chế tạo bánh răng

Do không có yêu cầu đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế, ở

đây ta chọn vật liệu nh sau:

II III 2 Xác định ứng suất cho phép

- ứng suất tiếp xúc cho phép [σH] và ứng suất uốn cho phép [σF] đợc xác định theo công thức sau:

σ

ZR .Zv KxH KHL (II - 34)

σ

YR Ys KxF KFC KFL (II - 35)Trong đó:

ZR - Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc;

21

Trang 22

K

lim 0

σ

(II - 35a)Trong đó:

Thay các kết quả trên vào các công thức, ta có:

22

Trang 23

NFO - Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn;

NFO = 4 106 đối với tất cả các loại thép;

NHE , NFE - Số chu kỳ thay đổi ứng suất tơng đơng Khi bộ truyền chịu tải trọng thay đổi nhiều bậc:

NHE = 60.c ∑ (T i/Tmax)3n t i (II - 39)

NFE2=60cnIII ∑ ti ∑ (T i/Tmax)6n t i/ ∑ ti

Trong đó:

c - Số lần ăn khớp trong một vòng quay của bánh răng;

ni - Số vòng quay của bánh răng trong một phút;

Ti - Mô men xoắn ở chế độ thứ i;

Tmax - Mô men xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng đang xét;

ti - Tổng số giờ làm việc của bánh răng.

23

Trang 24

= 272235225

NFE2 = 60 1 114,7 24000.[ (1)6.0,5+ (0,6)6 0,5 ]

= 86437039

Nh vậy: NHE1 > NHO1 , NHE2 > NHO2 ;

NFE1 > NFO! , NFE2 > NFO2

[ σF1]max = 0,8 580 = 464 Mpa;

[ σF2]max = 0,8 450 = 360 Mpa.

II II 3 Tính toán các thông số của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

a Xác định sơ bộ khoảng cách trục: theo công thức (6.15a) ta có:

H

u

K T

(II – 43) Trong đó:

Ka = 43 - Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng

T2 – Mô men xoắn trên bánh răng chủ động, T2 = 98341,87Nmm;

[σH] – ứng suất tiếp xúc cho phép, [σH] = 495,46Mpa;

24

Trang 25

KHβ - Hệ số kể đến sự phân bố không đều tảI trong trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc Trị số của KHβ tra trong bảng 6.7 tùy thuộc vào vị trí của bánh răng đối với các ổ và hệ số của ψbd xác định theo công thức:

ψbd= 0,53 ψba(u+1)=0,53.03.(3,2+1)=0,67 Tra bảng 6.7 ta đợc: KHβ=1,02 thay vào biểu thức trên ta có:

aw = 43(3,2+1).3

2.0,346,496.2,3

02,1.87,98341

=117,83 mm

Ta lấy aw =118mm

b Xác định thông số ăn khớp

Xác định môđun: m=(0,01I0,02)aw=(0,01I0,02)118=1,18I2,36

Chọn môđun pháp tuyến mn=2 theo bảng 6.8

Chọn sơ bộ β=100do đó cosβ=0,9848 Vậy ta có số răng bánh nhỏ là:

Z1=

)1(

cos2

+

u

=27,67Chọn Z1=27 răng Khi đó Z2=uZ1= 3,2.27=86,4 lấy Z2=86 từ đó ta có:

Zt=Z1 + Z2= 27 + 86= 113

Ta tính lại góc β: cosβ=mZt/(2aw)=0,96 suy ra β=150 thỏa mãn β nằm trong khoảng(80I200).

c Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Theo (6.3) ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc là:

σH= ZMZH Zε ( 1)/( )

2 1 2

Với αt= αtw= arctg( tgα / cosβ)= arctg( tg20o/ cos15o)=20,76=20o

25

Trang 26

Vậy tgβb= cos20otg15o=0,25 suy ra βb=14o

Vậy ZH= 2.cos14o/sin2.20o =1,71

với εα- hệ số trùng khớp ngang, đợc tính theo công thức:

εα= [1,88-3,2(1/27+1/86)].cos15o= 1,67 thay vào biểu thức trên ta có:

Zε=

67,1

1

=0,77

Đờng kính vòng lăn bánh nhỏ dw1

dw1= 2aw/(u+1)=2.118/(3,2+1)= 56,19mmTheo công thức 6.40 ta có:

KHv= 1+

K K

T v bHd H

w w H

α β 2

1

Theo( 6.39): KH = KHαKHβKHv=1,02.1,13.1,008= 1,16

26

Trang 27

Trong đó KH – Hệ số tảI trọng khi tính về tiếp xúc.

Thay các giá trị vừa tìm vào (6.33) ta đợc:

19 ,

.2,3.4,35/)12,3(16,1.87,98341.277,0.71,1

=

[σH] = [σH] ZvZRKxH= 495,46.1.0,95.1= 470,69Mpa Trong đó v <5m/s ta chọn Zv=1 với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về tiếp xúc là 8, khi đó gia công đạt độ nhám Ra= 2,5…1,25Mm, do đó ZR= 0,95 ; với da< 700mm chọn KxH=1

Vậy σH< [σH] ta tiến hành kiểm nghiệm lại bằng cách tăng khoảng cách trục lên 150mm

Xác định môđun: m=(0,01I0,02)aw=(0,01I0,02)150=1,5I3

Chọn môđun pháp tuyến mn=2,5 theo bảng 6.8

Chọn sơ bộ β=100do đó cosβ=0,9848 Vậy ta có số răng bánh nhỏ là:

Z1=

)1(

cos2

+

u m

aw β

=28,14Chọn Z1=28răng Khi đó Z2=uZ1= 3,2.28=89,6 lấy Z2=89 từ đó ta có:

Zt=Z1 + Z2= 28 + 89= 117

Tỉ số truyền thực u=Z2/Z1=89/28= 3,18

Ta tính lại góc β: cosβ=mZt/(2aw)=0,975 suy ra β=120 thỏa mãn β nằm trong

khoảng(80I200).

d Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Theo (6.3) ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc là:

σH= ZMZH Zε ( 1)/( )

2 1 2

27

Trang 28

Với αt= αtw= arctg( tgα / cosβ)= arctg( tg20o/ cos12o)=20,47=20o

Vậy tgβb= cos20otg12o=0,21 suy ra βb=12o

Vậy ZH= 2.cos12o/sin2.20o=1,73

với εα- hệ số trùng khớp ngang, đợc tính theo công thức:

εα= [1,88-3,2(1/28+1/89)].cos12o= 1,69 thay vào biểu thức trên ta có:

Zε=

69,1

1

=0,77

Đờng kính vòng lăn bánh nhỏ dw1

dw1= 2aw/(u+1)=2.150/(3,18+1)= 71,77mmTheo công thức 6.40 ta có:

KHv= 1+ T KH KH

w w

H b d v

α β 2

1

28

Trang 29

Theo( 6.39): KH = KHαKHβKHv=1,02.1,13.1,02= 1,18Trong đó KH – Hệ số tảI trọng khi tính về tiếp xúc.

Thay các giá trị vừa tìm vào (6.33) ta đợc:

2

77,71.18,3.45/)118,3(18,1.87,98341.277,0.73,1

=

[σH] = [σH] ZvZRKxH= 495,46.1.0,95.1= 470,69Mpa Trong đó v <5m/s ta chọn Zv=1 với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về tiếp xúc là 8, khi đó gia công đạt độ nhám Ra= 2,5…1,25Mm, do đó ZR= 0,95 ; với da< 700mm chọn KxH=1

Vậy ta có: σH<[σH] với aw= 150mm

e Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

Điều kiện bền uốn đối với bánh răng nghiêng:

σF1 =

1

2

w w

F F

md b

Y Y Y K

Y

σ

≤ [σF2] (II -58)Trong đó:

29

Trang 30

KF α - Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời

ăn khớp, tra bảng 6.14 với v< 2,5 m/s và cấp chính xác là 9 ta có KF α= 1,37

KFv - Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, tính theo công thức(tơng tự khi tính về tiếp xúc):

K K

v

δF - Hệ số kể đến ảnh hởng của sai số ăn khớp, theo bảng 6 15 - tr 107 -

TTTKHDĐCK tập 1, ta chọn δF = 0,006;

g0 - Hệ số kể đến ảnh hởng của sai lệch bớc răng, theo bảng 6 16 - tr 107 - TTTKHDĐCK tập 1, với câp chính xác 9, do mô đun bánh răng ứng với đến 3,55 mm, ta chọn g0 = 73;

150

= 4,09 Thay các kết quả trên vào công thức (II -44), ta tính đợc:

30

Tiêu đề	Thiết Kế Hệ Dẫn Động Băng Tải
Tác giả	Nguyễn Duy Nam
Người hướng dẫn	Ngô Văn Quyết
Trường học	Trường Đại Học SPKT Hưng Yên
Chuyên ngành	Cơ khí
Thể loại	Đồ án
Năm xuất bản	2008
Thành phố	Hưng Yên

Định dạng
Số trang	60
Dung lượng	1,77 MB

Thiết Kế Hệ Dẫn Động Băng Tải

Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ: