ĐỒ án học PHẦN cơ sở THIẾT kế máy tính toán thiết kế bộ truyền đai

: thời gian mô men xoắn hoạt động Vậy - Công suất cần thiết trên trục động cơ: Theo công thức 2.8 [I] η: hiệu suất truyền động Theo công thức 2.9 [I] là hiệu suất của các bộ truyềnTheo đ

Phần I - Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền

1 Chọn động cơ

1.1 Tính công suất cần thiết

-Công suất làm việc :

Theo công thức 2.11[I]

Trong đó:

F = 9750 N Lực kéo băng tải

V=0,4 m/s Vận tốc băng tải

- Công suất tương đương

β: hệ số xét đến sự thay đổi tải trọng không đều

Theo công thức 2.14 [I]

: thời gian mô men xoắn hoạt động

Vậy

- Công suất cần thiết trên trục động cơ:

Theo công thức 2.8 [I]

η: hiệu suất truyền động

Theo công thức 2.9 [I]

là hiệu suất của các bộ truyềnTheo đề bài thì:

Trang bảng 2.3 [I]

hiệu suất một cặp ổ lăn hiệu suất một cặp bánh răng hiệu suất bộ truyền xích hiệu suất bộ truyền đaiVậy

Công suất cần thiết trên trục động cơ

Tra bảng 2.4 [I]

tỉ số truyền động đai

tỉ số truyền động bánh răng

tỉ số truyền động xích

- Số vòng quay sơ bộ của động cơ

Theo công thức 2.18 [I]

= = 25,46.53,2 = 1354,47

1.3 Chọn động cơ

Theo CT 2.19[I] :Ta phải chọn động cơ có:

Chọn động cơ loại thích hợp 4A100L4Y3

Theo bảng P1.3:Bảng thông số động cơ

Kiểu động

cơ

Côngsuất p(kw)

Vận tốc quay

n (v/ph)

kính(ØD1)

số vòng quay của động cơ đã chọn v/ph

số vòng quay của trục trục máy công tác v/ph

- phân tỉ số truyền của hệ dẫn động cho các bộ truyền

Tra bảng 2.4 tài liệu [I]

3.1 Tính momen xoắn giữa các trục

Theo công thức sau trang 49 tài liệu [I]

Trục động cơ

Trục I

)Trục II

Phần II : Tính toán thiết kế bộ truyền đai

2.1 Thiết kế bộ truyền đai thang

Truyền động đai được dựng để truyền chuyển động và mô men xoắn giữa các trục

xa nhau Đai được mắc vòng qua hai bánh đai với lực căng ban đầu Fo, nhờ đó có thể tạo ra lực ma sát trên bề mặt tiếp xúc giữa đai và bánh đai và nhờ lực ma sát màtải trọng được truyền đi

Thiết kế truyền đai gồm cỏc bước :

- Chọn loại đai, tiết diện đai

- Xác định các kích thước và thông số bộ truyền

- Xác định các thống số của đai theo chỉ tiêu về khả năng kéo của đai và về tuổi thọ

- Xác định lực căng đai và lực tác dụng trên trục

Theo hình dạng tiết diện đai, phân ra : đai dẹt (tiết diện chữ nhật), đai hình thang, đai hình lược và đai răng

công suất trên trục chủ động

Chọn loại tiết diện đai hình thang và do không có yêu cầu đặc biệt nào nên ta chọn loại đai hình thang bình thường loại A trong bảng 4.13 Các thông số của đai hình thang - tr59 TTTKHDĐCK tập 1 Theo đó, thông số kích thước cơ bản của đai được cho trong bảng sau:

Loại đai

tíchA(mm2)

h: chiều cao dây đai

: chiều cao của dây đai tính từ lớp trung hòa

160.3,56.(1 – 0,02) = 558,21 (mm)

Theo bảng 4.21 [I] ta chọn đương kính bánh đai = 560 (mm)

Ta có: 0,55.(

2(

e: Chiều dài đai sơ bộ:

Chiều dài sơ bộ của đai là:

lsb = 2.asb +

2

) (d 1 d2

4

trong đó: chiều dài đai sơ bộ

+ l: chiều dài dây đai, (m)

+ i: số lần chạy của dây đai trong một giây

g: Khoảng cách trục theo chiều dài tiêu chuẩn:

Theo công thức 4.6 [I] ta có:

= (+  2   8 2 )/4 (mm) (II - 7)

với:  = l (d12d2) = 2240 – = 1109,03

và:  = (d2 -d1)/2 = (560 - 160)/2 = 200

e: góc ôm trên bánh đai dẫn:

Theo công thức 4.7 [I] ta có góc ôm trên bánh đai nhỏ được tính theo công

thức:

1 = 180o – Trong đó :

+ đối với đai vải cao su và đói với sợi tổng hợp.

+ : công suất trên trục bánh đai chủ động = 3,65 kw

+ Kđ - Hệ số tải trọng ứng với trường hợp tải dao động nhẹ, tải trọng mở máyđến 150% tải trọng danh nghĩa (Bảng 4 7 - tr 55 - TTTKHDĐCK tập 1), ta chọn Kđ =1,25 ;

+ [P0] - Công suất cho phép, tra bảng 4 19 - tr 62 - TTTKHDĐCK tập 1, ta

+ Cu - Hệ số kể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền đai, tra bảng 4.17 - tr 61 - TTTKHDĐCK tập 1, ta có: Cu = 1,14

+Cz - Hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các dây đai, với PI/[P0] = 3,65/2,34 =1,56 - tra bảng 4 18 - tr 61 - TTTKHDĐCK tập 1, ta chọn:Cz = 1

Thay các giá trị trên vào công thức 4.16 [I], ta được:

Ta chọn z = 2 đai

2.1.4 Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục.

- Lực căng trên một đai được xác định theo công thức 4.19 [I].

1

 (II - 15)

Fr = 2.174.2.sin( = 628,62 (N)

Bảng thông số của bộ truyền đai:

Tra bảng 5.4 - tr 80 - TTTKHDĐCK tập 1 ta có số răng của đia xích là:

+ Pt - là công suất tính toán;

+ P - là công suất cần truyền; P = P2 = 3,32 (kw)

+ [P] -là công suất cho phép;

Các hệ số thành phần lấy trong bảng 5.6 (trang82) với:

+ ko - Hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền; k0 = 1

+ ka- Hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích; ka =1 Chọn a = (40p) + kđc - Hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích

kđc = 1,25 (vị trí trục không điều chỉnh được)

+ kbt - Hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn (kbt = 1,3)

(môi trường làm việc có bụi, chất lượng bôi trơn bình thường)

+ kđ - Hệ số tải trọng động , kđ = 1(tải trọng va đập êm)

+ kc - Hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền kc = 1

1 2 1

2

)(

2)]

(5,0[

5,0



z z z

z x

z z

Trong đó: [i] là số lần va đập cho phép

Theo bảng 5 9 - tr 85 - tài liệu [1], ta có: [i] = 30;

 i = 23.99,72/(15.140) = 1,09

 i = 1,09 < [i] = 30

 sự va đập của các mắt xích vào các răng trên đĩa xích đảm bảo, không gây ra

hiện tượng gẫy các răng và đứt má xích

2.2.3 Kiểm nghiệm xích theo độ bền

Với các bộ truyền xích bị quá tải lớn khi mở máy hoặc thường xuyên chịu tả trọng

va đập

trong quá trình làm việc cần tiến hành kiểm nghiệm về quá tải theo hệ số an toàn:

s =

v t

d F F F k

Q



 0. ≥ [s] (CT5.15 [1])Trong đó: Q - Tải trọng phá hỏng, theo bảng 5 2 - tr 78 - tài liệu [1], ta có:

 v = 23.2560000,4.99,72 = 0,97 (m/s)

 Ft = 10000,97.3,32 = 3422,68 (N)

Fv - Lực căng do lực ly tâm sinh ra khi làm việc:

Fv = q v2

 Fv = 2,6 (0,97)2 = 2,45 (N)

F0 -Lực căng do bánh xích bị động sinh ra:

F0 = 9,81 kf q a ( CT5.16 [I]) 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 1013,90 = 15,21 (mm);

kf = 4, ứng với trường hợp bộ truyền nghiêng một góc dưới 40oso với phương nằm ngang;

2.2.4 Xác định thông số của đĩa xích

Theo công thức 5 17- tr86- tài liệu [1] và bảng 14 -4b - tr20 - tài liệu [2], ta xác định được các thông số sau:

180 sin

4 , 25

180 sin

4 , 25

o

= 735,89 (mm)  Đường kính vòng đỉnh da1 và da2:

da1 = p[0,5 + cotg(/z1)] = 25,4 [0,5 + cotg(180o/23)] = 197,50 (mm)

da2 = p[0,5 + cotg(/z2)] = 25,4 [0,5 + cotg(180o/91)] = 748,15 (mm)

 Đường kính vòng đáy(chân) răng df1 và df2:

df1 = da1 - 2r , trong đó r là bán kính đáy răng, được xác định theo công thức:

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

Ứng suất tiếp xúc H trên mặt răng đĩa xích phải nghiệm điều kiện:

H = 0,47  

d

vd d t r

k A

E F K F k

kr - Hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích, phụ thuộc vào z (tr 87- tài liệu [1], với z1 = 23  kr1 = 0,43

E =

2 1

2

1 2

E E

E E

 - Mô đun đàn hồi , với E1, E2 lần lượt 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 - tài liệu [1],

ta có: A = 180(mm2);

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

- Ưng suất tiếp xúc H trên mặt răng đĩa xích 1:

1 160

10 1 , 2 12 , 2 1 3422,68 43

10 1 , 2 51 , 0 1 3422,68 22

,

 Chọn vật liệu chế tạo đĩa xích thép 45 và phương pháp nhiệt luyện là tôi, ram,

độ rắn bề mặt đat tiêu chuẩn HRC45…50

Như vậy: H1 = 653,43MPa < [H] =900 MPa ; H2 = 467,27 Mpa < [H] = 900 MPa;

2.2.5 Xác định các lực tác dụng lên đĩa xích

Lực tác dụng lên trục được xác định theo công thức:

Fr = kx Ft (CT 5.20 [1])

Trong đó: kx - Hệ số kể đến ảnh hưởng của trọng lượng xích; với kx = 1,05 khi bộ truyền nằm ngang hoặc nghiêng một góc lớn hơn 40o;

Ft - Lực vòng trên đĩa xích, Ft = 3422,68 (N);

 Fr = 1,05 3422,68 = 3593,81 (N)

Bảng thông số kích thước của bộ truyền xích

PHẦN IV: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ - RĂNG

NGHIÊNG

4.1 Chọn vật liệu chế tạo bánh răng

Bánh nhỏ : Chọn vật liệu là thép C45 cũng tiến hành tôi cải thiện sau khi gia

công có các thông số kỹ thuật (độ cứng,giới hạn bền và giới hạn bền chảy)

Bánh lớn: Chọn vật liệu là thép C45 cũng tiến hành tôi cải thiện sau khi gia công

có các thông số kỹ thuật (độ cứng, giới hạn bền và giới hạn bền chảy)

0Hlim là ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở, tra bảng

6 2 - tr 94 - tài liệu [1], với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB = (180…350, ta có:

mH Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn ;

mH = 6 khi độ rắn mặt răng HB ≤ 350 ;

NHO - Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc;

NHE Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương.

Khi bộ truyền chịu tải trọng thay đổi nhiều bậc:

NHE = 60.c.T i /Tmax3n i t i (CT 6.7 [I])

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 ở chế độ thứ i bánh răng đang xét =

 [H] thỏa mãn điều kiện [H] 1,25 [H

- Ứng suất tiếp xúc cho phép [F] được xác định theo công thức 6.2a [I]: [F] =

F

FL FC F



Trong đó:

0Flim là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ

cơ sở, tra bảng 6 2 - tr 94 - tài liệu [1], với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB =(180…350, ta có:

0Flim = 1,8HB ; SF = 1,75;

Với SF - Hệ số an toàn khi tính về uốn;

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

mF - Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn ;

mF = 6 khi độ rắn mặt răng HB ≤ 350 ;

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

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

NFE - Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương Khi bộ truyền chịu tải trọng thay đổi nhiều bậc:

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 ở chế độ thứ i bánh răng đang xét =

4.3: Xác định ứng suất khi quá tải:

- Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải :

[H]max = 2,8ch (CT6.13 [I])

 [H1]max = 2,8 580 = 1624 Mpa;

[H2]max = 2,8 450 = 1260 Mpa;

- Ứng suất uốn cho phép khi quá tải :

[F]max = 0,8ch (CT6.14 [I])  [F1]max = 0,8 580 = 464 Mpa;

.

ba H

H

u

K T

- T1 : Mômen xoắn trên trục chủ động T1 = 82839,45 Nmm

- ba = bw/aw tra bang 6.6 tr 97 – tài liệu [I] ta chọn = 0,4

- u là tỷ số truyền u = ubr = 4

- KH: Hệ số được xác định dựa vào hệ số đường kính bd

bd = 0,53 ba (u + 1) (CT 6.16 [I])

,05 82839,45.1

=162 mmChọn aw = 165 mm

Theo công thức 6.18 [I] ta có:

 = 16,

4.6- Kiểm nghiệm răng về độ bền.

a Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

Áp dụng công thức 6.33 [I] ta có:

H =

U b d

U K T Z

Z Z

w w

H H

M

)1.(

2

1 2

Bánh răng nhỏ:

- ZM : Hệ số xét đến ảnh hưởng cơ tính vật liệu; ZM = 274 Mpa1/3 Vì bánh răng

là thép tra Bảng 6.5 (Trang 96- tài liệu [1])

Theo công thức 6.35 [i] ta có:

với là góc profin răng:

= = arctan(tan /cos ) = arctan(tan 20/cos16,26)

25 , 15 cos 2 2

- dw1 : Đường kính vòng chia của bánh chủ động.’

- dw1 = 2.aw/(u+1) (theo bảng 6.11 [I])

= 2.165/(4+1)=66 (mm)

Ta có vận tốc vòng bánh răng 1 là:

v=π.dw1.n1/6000 (CT 6.40 [I])

= 66.398,88/6000

 Răng đủ bền theo điều kiện tiếp xúc.

6- Kiểm nghiệm độ bền uốn.

Để bảo đảm bánh răng trong quá trình làm việc không bị gãy răng thì ứng suất uốn tác dụng lên bánh răng F phải nhỏ hơn giá trị ứng suất uấn cho phép [F] hay:Điều kiện bền uốn cho răng:

Y

Y



 [F2] Trong đó:

T1- Mô men xoắn trên bánh chủ động, T1 = 82839,45 Nmm;

m- Mô đun pháp, 3 mm

K K T

d b v

2

.

F Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp, theo bảng 6 15 tr 107 tài liệu [1], ta chọn F = 0,006;

g0 - Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng, theo bảng 6 16 - tr

107 - tài liệu [1], với câp chính xác 9, do mô đun bánh răng ứng với đến 3mm, ta chọn g0 = 73;

v - vận tốc vòng (như đã tính về tiếp xúc), v = 13,78 (m/s)

dw1 - Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ, dw1 = 66 (mm)

u - tỷ số truyền thực tế, u = 4;

T1 - Mô men xoắn trên trục của bánh răng chủ động, T1 = 82839,45

(Nmm);

 vF = 0,006 73 13,78

4

) 1 4 (

Như vậy điều kiện bền mỏi uốn được đảm bảo

8 Thông số cơ bản của bộ truyền

- Đường kính lăn : = 2 (u + 1) = 2.165/(4+1) = 66 mm

Hình 4.1: sơ đồ tác dụng lực lên bộ truyền bánh răng khi làm việc

Thông số lực ăn khớp của bộ truyền bánh răng nghiêng:

Theo (10.1) [I] ta có:

-Lực tác dung lên bánh răng nghiêng :

+Lực vòng:

F t1 = F t2 = = 2.82839,4566 = 2510,29 N

+ Lực hướng tâm :

F r1 = F r2 =F t1 tg tw /cos = 2510,29.tg( )/cos( = 993,3 N

+Lực dọc trục :

F a1 = F a2 = F t1 tg = 2510,29.tg( ) = 732,16 N

13 Lực hướng tâm F r F r1 = F r2 =993,3 N

14 Lực dọc trục F a F a1 =F a2 =732,16 N

PHẦN VI: TÍNH TOÁN KIỂM NGHIỆM TRỤC

1.1.Chọn vật liệu

Vật liệu dùng để chế tạo trục cần có độ bền cao, ít nhạy cảm với sự tập trung ứng suất dễ gia công và có thể nhiệt luyện dễ dàng Cho nên thép cacbon và thép hợp kim là những vật liệu chủ yếu để chế tạo trục Việc lựa chọn thép hợp kim hay thép cacbon tuy thuộc điều kiện làm việc trục đó có chịu tải trọng lớn hay không

Ta chọn vật liệu làm trục là thép C45 tôi cải thiện có cơ tính như sau:

ứng suất xoắn cho phép [] = 15  30 Mpa tuỳ thuộc vào vị trí đặt lực ta đang

2 ,

2 ,

317950,26

= 37,56 (mm); lấy dsb

II = 40 (mm)

3.Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực:

3.1 Tra bảng 10.2[I] ,từ đường kính sơ bộ d ,xác định gần đúng chiều rộng ổ lăn

3.2 Tính chiều dài mayơ:

- Chiều dài moay ơ bánh đai, moay ơ đĩa xích được xác định theo công thức 10.10[I]:

lmki = (1,2…1,5)dk

Trong đó: dk là đường kính của trục đĩa xích hoặc bánh đai;

lmki là chiều dài mayơ của chi tiết quay thứ i trên trục k

 Chiều dài moay ơ đĩa xích: lm22 =(1,2…1,5) 40 = (48…60) mm ;

Trong đó dk là đường kính của trục bánh răng trụ răng nghiêng

 Chiều dài mayơ bánh răng trụ răng nghiêng chủ động:

-Sử dụng các kí hiệu như sau

K: số thứ tự của trục trong hộp giảm tốc

i:số thứ tự của tiết diện trục ,trên đó lắp các chi tiết có tham gia truyền tải trọng

lki :khoảng cách từ gối đỡ O đến tiết diện thứ 1 trên trục k

lmki:chiều dài mayơ của chi tiết quay thứ i trên trục thứ k

lcki: khoảng công xôn trên trục thứ k tính từ chi tiết thứ i ở ngoài hộp giảm tốc đến gối đỡ

- Lực của bánh đai tác dụng lên trục:

do đường nối tâm của bộ truyền đai làm với phương ngang 1 góc  = 45o do đó lực

FR từ bánh đai tác dụng lên trục được phân tích thành hai lực:

Fdx = FRsin = 628,62 Sin450 = 444,50 (N)

Fdy = FRcos = 628,62.cos450 = 444,50 (N)

4.2  Tính phản lực tại các gối đỡ (0) và (1):

- Giả sử chiều của các phản lực tại các gối đỡ (0) và (1) theo hai phương x và

y như hình vẽ Ta tính toán được các thông số như sau:

+ Phản lực theo phương của trục y: xét mặt phẳng yoz:

Mx(1) = Fdy.(l11+l12)-Fy0.l11-Fr1.(l11-l13)+Fa1 .dw1/2= 0

Fy0 =

11

12 11 13

11 1

1

2

l

l l F l l F

50 , 444 ) 65 130 (

3 , 993 2

66 16 ,