Đồ án Thiết kế hệ truyền dẫn cơ khí của hệ thống băng tải

Lời nói đầu Hệ thống truyền động cơ khí có một vai trò rất quan trọng trong nền kinh tế, nó được sử dụng rất nhiều trong sản xuất công nghiệp và phục vụ đời sống hằng ngày. Được học môn Đồ án thiết kế truyền động cơ khí để em tiếp xúc tìm hiểu đi vào thiết kế thực tế một hệ thống truyền động cơ khí cũng là cơ hội để em củng cố lại kiến thức và học thêm phương pháp làm vệc khi tiến hành công việc thiết kế. Tập thuyết minh này chỉ dừng lại ở việc thiết kế, chưa thực sự có tính tối ưu trong việc thiết kế các chi tiết máy, và chưa thực sự mang tính kinh tế cao do kiến thức hạn chế của người thiết kế.Do lần đầu tiên làm đồ án thiết kế nên chắc chắn không tránh khỏi những sai xót, hạn chế rất mong được sự thông cảm của quí thầy. Em xin cảm ơn các thầy cô trong bộ môn Công nghệ chế tạo máy đã tạo điều kiện cho em được học môn này. Đặc biệt,em xin chân thành cảm ơn thầy Phạm Hùng Thắng đã giúp em hoàn thành môn học này. Sinh viên thực hiện: Nguyễn Đắc Thinh TRƯỜNG ĐẠI HỌC NHA TRANG KHOA CƠ KHÍ – BỘ MÔN CHẾ TẠO MÁY -----------O0O------------- THIẾT KẾ ĐỀ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY Đề số 11 : Thiết kế hệ truyền dẫn cơ khí của hệ thống băng tải theo sơ đồ sau . CÁC SÔ LIỆU CHO TRƯỚC : Lực vòng định mức trên tang : P = 19.4 ( KN ). Vận tốc vòng băng tải : V = 0,59 ( m/s ). Đường kính tang : D = 390 ( mm ) . Thời gian làm việc : 7 năm x 260 ngày x 01 ca x 06 giờ . Tính chất tải trọng : Tĩnh . Điều kiện làm việc : Tĩnh tại với mạng điện công nghiệp _ 220V/380V . PHẦN 1 : CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN – PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN Xác định công suất động cơ : Công suất làm việc : Do tính chất tải trọng không thay đổi. Ta có : = = (kw) . Trong đó : P = 19,4.103 - Lực vòng định mức trên tang ( N ) . V = 0,59 - Vận tốc vòng băng tải ( m/s ). Công suất của động cơ : Xác định theo công thức := Trong đó là hiệu suất chung của hệ thống truyền động . Ta có : = ..... . Trong đó : = 0,96 Hiệu suất bộ truyền đai. = 0,97 Hiệu suất một cặp bánh răng. (Do 2 cặp bánh răng này nhận công suất từ trục II thông qua cặp bánh răng trụ thẳng nên: và chọn - Hiệu suất tương đương của hai cặp bánh răng nối song song nhau). 1 Hiệu suất khớp nối. = 0,88 Hiệu suất băng tải. = 0,99 Hiệu suất cặp ổ lăn. Các giá trị của được tra theo tiêu chuẩn (Bảng 1[1]). = = 14,86 ( kw ) . Xác định tốc độ động cơ : Tốc độ làm việc của trục tang : Xác định theo công thức := = ( v/ph ) Trong đó : V = 0,59 là vận tốc vòng băng tải ( m/s ) . D = 390 là đường kính tang ( mm ) . Tốc độ yêu cầu của động cơ . Là tốc độ quay của trục động cơ . = iht. Với iht là số truyền chung của hệ thống . Tỉ số truyền trung bình của bộ truyền đai thang . Hộp giảm tốc 2 cấp tách đôi có khả năng làm việc tốt với tỉ số truyền trong khoảng . Chọn tỉ số truyền sơ bộ: và iht = iđ.ih = 2,6.19 = 49,4. Vậy vận tốc quay sơ bộ của động cơ là : = 28,89.49,4 = 1427,166 ( v/ph ). Chọn động cơ điện : Công suất định mức của động cơ : Phải thoả mãn điều kiện : = 14,86 ( kw ) . Chọn loại động cơ điện tiêu chuẩn : Ta chọn động cơ thoả mãn 2 điều kiện sau : 1427,166 ( v/ph ) vận tốc sơ bộ của động cơ. 14,86 ( kw ) . Ta chọn động cơ điện không đồng bộ roto kiểu lồng sóc mômem mở máy lớn, sử dụng mạng điện công nghiệp 220v/380v mang số hiệu KĐ 72 – 4 có các thông số kỹ thuật sau đây (tra bảng 3[1]): Công suất : 20 (Kw). Vận tốc quay : 1460 (v/ph). Hệ số cos=0.88. Mômem bánh đà của roto GD2 : 1.5 (kg/m2) Trọng lượng : 280 (kg). Kiểm tra động cơ điện : Kiểm tra thời gian khởi động . Theo điều kiện : = Trong đó : là mô men mở máy của đông cơ . là mô men định mức của đông cơ. = là hệ số mô men mở máy và được tra theo tiêu chuẩn. Tra bảng 3[1] ta có : = 1,3. = 1,3. (Nm). (Nm). + Mà A = . B = . = < = 3 (s). Thoả mãn điều kiện thời gian khởi động . Trong đó : Pmax = 19400 Lực căng trên dây cáp (N). V = 059 Vận tốc kéo cáp trên tang (m\s). N = 1460 Tốc độ động cơ (vòng\phút). = 0,77 Hiệu suất hệ thống. GD2 = 1,5 Mômem bánh đà của động cơ (kgm2). Kiểm tra mô men mở máy . Theo điều kiện : > Với là mô men cản ban đầu . = ( , lần lượt là mô men động và mô men tĩnh ) . = = 19,4.10( Nm ) . = .= = = 3783 + 91027 = 94810 ( Nm ). = 170068,4 (Nm) > Thoả mãn . Vậy ta chọn động cơ (ĐC 74-4 ) , có các thông số sau : Kiểu động cơ ( KW ) ( v/ph ) cos (kg.) Trọng lượng(kg) DK 72_4 20 1460 0,88 1,3 2,3 1,5 280 Phân phối tỷ số truyền : Tỷ số truyền : Tỷ số truyền chung : i = Mà iht = là tỷ số truyền hộp giảm tôc . là tỷ số truyền của bộ truyền động đai. - Chọn tỷ số truyền của truyền động đai =2,6 . Mà : iht = = 50,54/2,6 19,43 Hộp giảm tốc cấp chậm tách đôi chọn = = để đảm bảo cho các bánh răng của các cấp đều được ngâm dầu hợp lí (mức dầu ngập hết chiều cao răng nhưng không quá 1/3 bán kính vòng đỉnh răng). là tỷ số truyền của bộ truyền nhanh và chậm . Với = Vậy : = 2,6 Công suất truyền trên các trục . ( kw ) . (KW ) (KW ) (KW ) (KW ) = Trong đó : là công suất trên các trục ( i = 1,2,3,4,5 ). Tốc độ quay trên các trục . ( v/ph ). ( v/ph ). ( v/ph ). ( v/ph ). Mô men xoắn trên các trục . ( Nmm ) ( Nmm ) ( Nmm ) ( Nmm ) ( Nmm ) Bảng thông số động lực học các cấp của hệ truyền dẫn : Trục Trục Trục II Trục III Trục IV Trục V i 4 3,55 3,55 1 N ( kw ) 14,86 14,12 13,56 13,58 11,46 n (v/ph ) 1460 561,5 127,6 29 29 Mx (N.mm) 97200 240185 1014858 4332307 3774305 PHẦN 2. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐỘNG (ĐAI _ BÁNH RĂNG) Thiết kế truyền động đai : Chọn loại đai : Đai hình thang là chi tiết được tiêu chuẩn hóa, chúng thường được chế tạo hàng loạt từ vật liệu vải cao su theo chiều dài và tiết diện quy chuẩn. Do vậy ta cần chọn được tiết diện đai cho hợp lí. Chọn tiết diện đai có thể dựa vào vận tốc và công suất cần truyền, nhưng vì bước này giá trị đường kính bánh đai chưa được xác định nên giá trị vận tốc trượt ccaanf phải giả thiết trước. Điều này đẫn đến không ít khó khăn khi thiết kế. để giải quyết vấn đề này có thể chọn tiết diện đai thang theo giá trị mômem xoắn trên trục dẫn. ( Tra bảng ). Ta có : Mx1 = 97200 N.mm Tra bảng ta chọn được tiết diện đai thang có các thông số sau : Loại tiết diện Kích thước tiết diện Diện tích tiết diện (mm2) Chiều dài đai L (mm) Đường kính bánh đai Dmin (mm) Mômem xoắn bánh dẫn Mx1 (N.m) b bc h Yo B 22 19 13,5 4,8 230 1800÷10000 200 120÷600 b y0 h c b Xác định đường kính bánh đai : Đường kính bánh đai nhỏ D1 = 200 (mm) (Theo bảng 18[1]). Kiểm nghiện vận tốc đai : (m\s) < ( 30 ÷ 50 ) m\s . Tính đường kính bánh đai lớn D2 : D2 = i.D1 (1 - ) = 2,6.200.( 1 – 0,02 ) = 509,6 (mm). Trong đó : D1 – Đường kính bánh dẫn (mm). D2 – Đường kính bánh bị dẫn (mm) i – tỉ số truyền động đai i = iđ = 2,6. - Hệ số trượt (đối với đai thang 0,02). Chọn đường kính bánh bị dẫn D2 = 500 theo tiêu chuẩn. Kiểm tra số vòng quay thực tế n*2 : n*2 = (1 - )D1.n1/D2 = (1 – 0,02)200.1460/500 = 572,32 (vòng/phút). Sai lệch : x = 100% - n*2.100%/n2 = 100% - = 1,9% Thỏa mãn điều kiện sai lệch x÷5)%. Vậy chọn : Đường kính bánh dẫn D1 = 200 mm. Đường kính bánh bị dẫn D2 = 500 mm. Sơ bộ chọn khoảng cách trục Asb : Chọn khoảng cách trục sơ bộ : Asb = 0,95D2 = 0,95.500 = 475 mm (Theo bảng 19[1]). Xác định chính xác chiều dài L và khoảng cách trục A : Tính chiều dài sơ bộ (mm). Chọn chiều dài đai L = 2000 mm (Theo bảng 20[1]). Kiểm tra số vòng chạy của đai : . Thỏa điều kiện u = 7,6 < 10 Vậy chọn chiều dài đai L = 2000 mm. Tính toán lại khoảng cách trục A : Trong đó : Giá trị khoảng cách trục vẫn thỏa mãn giá trị cho phép : 0,55(D1 + D2) + h ≤ A ≤ 2(D1 + D2)398,5 ≤ A ≤ 1400. Vậy chọn khoảng cách trục : A = 450 (mm) Chiều dài đai : L = 2000 (mm). Kiểm nghiệm góc ôm trên bánh đai : Theo điều kiện : (Thỏa điều kiện). Xác định số đai cần thiết (z) : Số đai z được xác định theo khả năng kéo của bộ truyền : Trong đó : V = 15,28 Vận tốc đai (m\s). = 1,51 Ứng suất có ích cho phép của đai (N\mm2).(Tra bảng 21[1]). F =230 Diện tích tiết diện đai (mm2). (Tra bảng 17[1]). Ct = 0,9 Hệ số tải trọng động.(Tra bảng 12[1]). Cv = 0,85 Hệ số xét đén ảnh hưởng của vận tốc.(Tra bảng 23[1]). Cα = 0,86 Hệ số xét đến sự ảnh hưởng của góc ôm.(Tra bảng 22[1]). Vậy chọn z = 5. Xác định kích thước bánh đai : Chiều rộng bánh đai : B = (z – 1)t + 2S = (6 – 1)26 + 2.17 = 164 (mm). Trong đó : B – Chiều rộng bánh đai S và t được tra bảng 87[1]. Đường kính ngoài của bánh đai : De1 = D1 + 2Y0 = 200 + 2.4,8 = 209,6 (mm). De2 = D2 + 2Y0 = 800 + 2.4,8 = 509,6 (mm). Tra bảng 17[1] tìm được Y0 = 4,8. Xác định lực tác dụng lên trục : (N). Lực R này coi gần đúng có phương nằm trên đường nối tâm 2 bánh, chiều từ bánh này hướng tới bánh kia. Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh . Truyền động bánh răng trụ được sử dụng rộng rãi trong các ngành chế tạo máy và cơ khí. Nó có các ưu điểm nổi bật như: Khả năng tải lớn, kích thước nhỏ gọn, hiệu suất cao, tỉ số truyền ổn định, làm việc tin cậy và tuổi thọ cao. -Các bộ truyền động bánh răng có các thông số kĩ thuật chủ yếu sau. - số răng bánh dẩn và bị dẫn. tỉ số truyền động. t - bước răng đo trên vòng chia. - bước răng đo trên vòng cơ sở. m- Mô đun ăn khớp. b - chiều rộng bánh răng. - góc nghiêng cuả răng, bánh răng thẳng = 0. - hệ số dịch dao trên bánh dẫn và bánh bị dẫn. A - khoảng cách trục. h - là chiều cao răng. - đường kính vòng đỉnh răng. - đườmg kính vòng chân răng. - góc ăn khớp. Trình tự thiết kế bộ truyền bánh răng kín tiêu chuẩn trong hộp giảm tốc . Chọn vật liệu chế tạo và phương pháp nhiệt luyện bánh răng . Bánh dẫn 1 Bánh bị dẫn 2 Vật liệu C45 C35 P2 nhiệt luyện Thường hóa Thường hóa Độ cứng 220 190 db(N/mm2) 560 480 dch(N/mm2) 280 240 Đường kính phôi 300÷500 300÷500 Xác định ứng suất cho phép . Ứng suất tiếp xúc cho phép: Trong đó : - ứng suất tiếp xúc cho phép khi bánh răng làm việc lâu dài , giá trị tra bảng 30[1]. - hệ số chu kì ứng suất tiếp xúc. Trong đó : = 107 - số chu kì cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc , xác định theo bảng 30[1]. - số chu kì ứng suất tương đương. -Bánh răng chịu tải trọng tĩnh : = N = 60.u.n.t Trong đó : u – là số lần ăn khớp của bánh răng trong 1 vòng quay ( u = 1 ). n - số vòng quay trong 1 phút của bánh răng. t - tổng số giờ vàm việc ( tuổi thọ ) của bánh răng. t = ( số giờ / 1ca ) ( số ca / 1 ngày ) ( số ngày làm việc / 1 năm ) số năm làm việc = 6.1.260.7 = 10920 giờ . ® Ntđ = 60.u.n.t. Bánh 1 Bánh 2 Ntđ = 60.1.361,5.10920 = 367894800 >107 = N0 ÞK’N = 1 Ntđ = 60.1.127,5.10920 = 83603520 > 107 = N0 ÞK’N = 1 ÞỨng suất tiếp xúc cho phép: Bánh dẫn 1 Bánh bị dẫn 2 =. K’N 2,6.HB.1 =2,6.220=572 =. K’N 2,6.HB.1 =2,6.220=572 Ứng suất uốn cho phép . Khi bánh răng quay 1 chiều : Trong đó : - là giới hạn mỏi uốn đối với thép. →Chọn = 0,45. Bánh dẫn 1 Bánh bị dẫn 2 = 0,45.560 = 252 = 0,45.480 = 216 n =1,5 – là hệ số bền dự trữ của thép cán thường hoá. = 1,8 – là hệ số tập trung ứng suất ở chân răng của thép thường hoá . = , , là số chu kì ứng suất tương đương đã tính ở mục trên. Bánh dẫn 1 Bánh bị dẫn 2 0,49 Vậy ứng suất uốn cho phép là : Bánh dẫn 1 Bánh bị dẫn 2 ( N/) ( N/) Ứng suất quá tải cho phép . Ứng suất tiếp xúc quá tải cho phép : Vì HB 350 : + Bánh 1 : = 2,5.572 = 1430 ( N/) . + Bánh 2 : = 2,5.494 = 1235 ( N/) . - Ứng suất uốn quá tải cho phép : Vì HB 350 + Bánh 1 : = 0,8.280 = 224 ( N/) . + Bánh 2 : = 0,8.230 = 192 ( N/) . Chọn sơ bộ hệ số quá tải trọng . Chọn hệ số quá tải trong : . Vậy ta chọn Chọn hệ số chiều rộng bánh răng . Bộ truyền bánh răng trụ : Ta chọn = 0,35. Xác định khoảng cách trục A . Giá trị của A được xác định theo điều kiền bền tiếp xúc : = = 263,4 ( mm ). Chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng . - Vận tốc vòng của bánh răng : V = 1,74 ( m/s ) . Căn cứ vào V = 1,73 m/s tra bảng 31[1] chọn cấp chính xác chế tạo là cấp 9. Xác định chính xác khoảnh cách trục A . - Xác định chính xác hệ số tải trọng K: K = Vì : HB < 350 , V <15 (m/s ) , tải trọng tĩnh . = 1-hệ số tập trung tải trọng Chọn cấp chính xác chế tao 9 = 1,45 – hệ số tải trọng động tra bảng 33[1]. Khoảng cách chính xác trục A = ( mm ). Xác định mô đun , số răng , chiều rộng và góc nghiêng răng của bánh răng . - Trị số mô đun m : m = ( 00,100,2 ).A . Ta chọn chọn m = 0,018.A = 0,018.256,3 = 4,6134. Chọn m = 5. - Số răng Z. + Số răng bánh dẫn = . = 19. + Số răng bánh bị dẫn Chọn Z2 = 84. - Chiều rộng bánh răng b. b = = 0,35.256,3 = 89,7 ( mm ). Chọn b1 =95 mm, b2 = 90 mm. Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng . Kiểm tra theo công thức: , với y là hệ số dạng răng (bảng 36). Hệ số dạng răng y được tính theo phương pháp nội suy. + Bánh răng 1 : ( N/) Thoả mãn . + Bánh răng 2 : ( N/) = 80,64 ( N/) Thoả mãn . Kiểm nghiệm bánh răng theo quá tải đột ngột . Theo điều kiện : . Trong đó: và là giá trị ứng suất uốn và tiếp xúc của bộ truyền tính theo tải trọng danh nghĩa( đã xác định ở phần trên) Ta có : = ≈ 480 ( N/). . Tra bảng 3[1] ta được = 2,3 . + Vậy ≈ 728 ( N/) < = 1235 ( N/) Thoả mãn . + ( N/) < ( N/) Thoả mãn . ( N/) < ( N/) Thoả mãn . Xác định các thông số hình học của bộ truyền . Tên thông số Công thức xác định Khoảng cách trục Chiều cao răng h = 2,25.m = 2,25.5 = 11,25.5 (mm) Chiều cao đầu răng hđ = m = 5 (mm) Độ hở hướng tâm C = 0,25.m = 1,25 (mm) Đường kính vòng chia dc1 = m.Z1 = 5.19 = 95 (mm) dc2 = m.Z2 = 5.84 = 420 (mm) Đường kính vòng lăn d1 = dc1 = 95 (mm) Đường kính vòng chân răng Di1 = dc1 - 2mn – 2C = 82,5 (mm) Di2 = dc2 - 2mn -2C = 407,5 (mm) Đường kính vòng đỉnh răng De1 = dc1 + 2mn = 105 (mm) De2 = dc2 + 2mn = 430 (mm) Tính lực tác dụng . - Lực vòng p : ( N ). - Lực hướng tâm : ( N ). Thiết kế cặp bánh răng cấp chậm . Chọn vật liệu chế tạo và phương pháp nhiệt luyện bánh răng . Bánh dẫn 1 Bánh bị dẫn 2 Vật liệu C45 C35 P2 nhiệt luyện Thường hóa Thường hóa Độ cứng 220 190 db(N/mm2) 560 480 dch(N/mm2) 280 240 Đường kính phôi 300÷500 300÷500 Xác định ứng suất cho phép . Ứng suất tiếp xúc cho phép: Trong đó : - ứng suất tiếp xúc cho phép khi bánh răng làm việc lâu dài , giá trị tra bảng 30[1]. - hệ số chu kì ứng suất tiếp xúc. Trong đó : = 107 - số chu kì cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc , xác định theo bảng 30[1]. - số chu kì ứng suất tương đương. -Bánh răng chịu tải trọng tĩnh : = N = 60.u.n.t Trong đó : u – là số lần ăn khớp của bánh răng trong 1 vòng quay ( u = 1 ). n - số vòng quay trong 1 phút của bánh răng. t - tổng số giờ vàm việc ( tuổi thọ ) của bánh răng. t = ( số giờ / 1ca ) ( số ca / 1 ngày ) ( số ngày làm việc / 1 năm ) số năm làm việc = 6.1.260.7 = 10920 giờ . ® Ntđ = 60.u.n.t. Bánh 1 Bánh 2 Ntđ = 60.1.127,5.10920 = 83603520 > 107 = N0 ÞK’N = 1 Ntđ = 60.1.29.10920 = 19000800 > 107 = N0 ÞK’N = 1 ÞỨng suất tiếp xúc cho phép: Bánh dẫn 1 Bánh bị dẫn 2 =. K’N 2,6.HB.1 =2,6.220=572 =. K’N 2,6.HB.1 =2,6.220=572 Ứng suất uốn cho phép . - Khi bánh răng quay 1 chiều : Chọn Trong đó : - là giới hạn mỏi uốn đối với thép. →Chọn = 0,45. Bánh dẫn 1 Bánh bị dẫn 2 = 0,45.560 = 252 = 0,45.480 = 216 n =1,5 – là hệ số bền dự trữ của thép cán thường hoá. = 1,8 – là hệ số tập trung ứng suất ở chân răng của thép thường hoá . = , , là số chu kì ứng suất tương đương đã tính ở mục trên. Bánh dẫn 1 Bánh bị dẫn 2 Vậy ứng suất uốn cho phép là : Bánh dẫn 1 Bánh bị dẫn 2 ( N/) ( N/) Ứng suất quá tải cho phép . - Ứng suất tiếp xúc quá tải cho phép : Vì HB 350 : + Bánh 1 : = 2,5.572 = 1430 ( N/) . + Bánh 2 : = 2,5.494 = 1235 ( N/) . - Ứng suất uốn quá tải cho phép : Vì HB 350 + Bánh 1 : = 0,8.280 = 224 ( N/) . + Bánh 2 : = 0,8.230 = 192 ( N/) . Chọn sơ bộ hệ số quá tải trọng . Chọn hệ số quá tải trong : . Vậy ta chọn Chọn hệ số chiều rộng bánh răng . - Bộ truyền bánh răng trụ : Ta chọn = 0,4. Xác định khoảng cách trục A . Giá trị của A được xác định theo điều kiền bền tiếp xúc : = = 270,8 ( mm ). Trong đó: θ’ = 1,3 – Hệ số phản ánh khả năng tải tính theo sức bền tiếp xúc của bánh răng nghiêng so với bánh răng thẳng. Chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng . - Vận tốc vòng của bánh răng : V = ( m/s ) . Căn cứ vào V = 0,67 m/s tra bảng 31[1] chọn cấp chính xác chế tạo là cấp 9. Xác định chính xác khoảnh cách trục A . - Xác định chính xác hệ số tải trọng K: K = Vì : HB < 350 , V <15 (m/s ) , tải trọng tĩnh . = 1-hệ số tập trung tải trọng Chọn cấp chính xác chế tao 9 = 1,45 – hệ số tải trọng động tra bảng 33[1]. Khoảng cách chính xác trục A = ( mm ). Xác định mô đun , số răng , chiều rộng và góc nghiêng răng của bánh răng . - Trị số mô đun m : m = ( 00,100,2 ).A . Ta chọn chọn m = 0,018.A = 0,018.273,9 = 4,9302. Chọn m = 5. - Số răng Z. + Số răng bánh dẫn = . = 20. + Số răng bánh bị dẫn Chọn Z2 = 88. - Tính chĩnh xác góc nghiêng răng  : - Chiều rộng bánh răng b. b = = 0,4.274 = 109,6 ( mm ). Chọn b1 = 115 mm, b2 = 110 (mm). Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng . Kiểm tra theo công thức:, với y là hệ số dạng răng(bảng 36[1]). Trong đó : - Hệ số phản ánh sự tăng khả năng tải khi tính theo sức bền uốn của bánh răng nghiêng so với bánh răng thẳng. Hệ số dạng răng y được tính theo phương pháp nội suy, dựa vào số răng tương đương. Bánh dẫn 1 Bánh dẫn 2 + Bánh răng 1 : ( N/) Thoả mãn . + Bánh răng 2 : ( N/) = 102,4 ( N/) Thoả mãn . Kiểm nghiệm bánh răng theo quá tải đột ngột . Theo điều kiện : . Trong đó: và là giá trị ứng suất uốn và tiếp xúc của bộ truyền tính theo tải trọng danh nghĩa( đã xác định ở phần trên) Ta có : = ≈ 480 ( N/). . Tra bảng 3[1] ta được = 2,3 . + Vậy ≈ 728 ( N/) < = 1235 ( N/) Thoả mãn . + ( N/) < ( N/) Thoả mãn . ( N/) < ( N/) Thoả mãn . Xác định các thông số hình học của bộ truyền . Tên thông số Công thức xác định Khoảng cách trục Mô đun ăn khớp pháp mn = 5 Chiều cao răng h = 2,25.m = 2,25.5 = 11,25.5 (mm) Chiều cao đầu răng hđ = mn = 5 (mm) Độ hở hướng tâm C = 0,25.mn = 1,25 (mm) Đường kính vòng chia dc1 = = 101,5 (mm) dc2 = = 446,8 (mm) Đường kính vòng lăn d1 = dc1 = 101,5 (mm) Đường kính vòng chân răng Di1 = dc1 - 2mn – 2C = 89 (mm) Di2 = dc2 - 2mn -2C = 434,3 (mm) Đường kính vòng đỉnh răng De1 = dc1 + 2mn = 111,5 (mm) De2 = dc2 + 2mn = 456,8 (mm) Tính lực tác dụng . - Lực vòng p : ( N ). - Lực hướng tâm : ( N ). KIỂM TRA BÔI TRƠN . PHẦN 3 :THIẾT KẾ TRỤC Trình tư thiết kế: 1.Chọn vật liệu. -Chon thép C45 tôi cải thiện. Đường kính d = 100 mm. HB = 220. 2.Tính sơ bộ trục. -Trong đó : N _ là công suất truyền ( KW ). n_ là số vòng quay của trục ( v/ ph ). C_ là hệ số tính toán , ta chọn C = 120. Khi đó : ≈ 26 mm. ≈ 40,7 mm. ≈ 56,8 mm. ≈ 93 mm. ≈ 88 mm. 3 . Tính gần đúng. a . Chọn sơ bộ ổ. 30 mm ; = 19 mm ; 45 mm ; = 25 mm ; D = 100 mm. 60 mm ; = 31 mm ; D = 130 mm. 95 mm ; = 45 mm ; D = 200 mm 90 mm ; = 40 mm. b . Phác thảo kết cấu hộp giảm tốc. - Các thống số cơ bản: + Khoảng cách từ chi tiết quay tới thành trong của hộp a = 10 mm. + Khoảng cách giữa các chi tiết quay c = 10 mm. + Chiều dày thân hộp = 10 mm. + Khoảng cách từ cạnh ổ tới thành trong của hộp = 5 mm. + Chiều cao của lắp và đầu bu long = 20 mm. + Khoảng cách từ lắp ổ tới mặt cạnh của chi tiêt quay ngoài hộp = 20 mm. + Chiều dày phần may ơ lắp với trục c . Xây dựng sơ đồ tính toán trục . - Trục II : Dựa vào sơ đồ phác thảo hộp giảm tốc ta vẽ được sơ đồ tính toán trục. Xác định chiều dài trục và khoảng cách đặt các lực: ltrục=1/2Bđai+l4+l3+B3+l23+a+b2+c+b1+c+b2+a+l23+1/2B3 =0,5.112+20+20+45+5+10+115+10+90+10+115+10+5+0,5.45=533,5(mm). l1=118,5(mm). l2=l3= 207,5(mm). Tính phản lực tại các gối: Giả sử các phản lực đặt tại B và D có chiều như hình vẽ trên: Lấy mô mem đối với tại B và D: . Vậy chiều giả sử đúng. . Vậy chiều giả sử đúng. Sau khi tính toán được phản lực ta tiến hành vẽ biểu đồ nội lực theo phương pháp mặt cắt (được biểu đồ như hình vẽ): Xác định đường kính trục: Dựa vào sơ đồ lực ta tính đường kính trục tại các tiết diện nguy hiểm, đó là tiết diện B và C: Tại C : Tại B : Chọn d2 = 52 mm và chọn dổ = 50 mm. Trục III . Dựa vào sơ đồ phác thảo hộp giảm tốc ta vẽ được sơ đồ tính toán trục. Xác định chiều dài trục và khoảng cách đặt các lực: Khoảng cách trục: ltrục = 1/2B2+l22+a+b2+c+b1+c+b2+a+1/2B2+l22=415(mm). Khoảng cách đặt lực: l4 = l1=1/2B2+l22+a+1/2b2= 95(mm). l2=l3= 1/2b2+c+1/2b1= 112(mm). Xác định điểm đặt phương chiều của các lực (Như hình vẽ). Xác định phản lực tại gối đỡ A và E : Giả sử chiều các phản lực đặt tại A và E như hình vẽ, ta viết phương trình cân băng mô mem tại A hoặc E: Vậy chiều giả sử đúng. Vậy chiều giả sử đúng. Sau khi tính toán được phản lực ta tiến hành vẽ biểu đồ nội lực theo phương pháp mặt cắt (được biểu đồ như hình vẽ): Xác định đường kính trục: Dựa vào sơ đồ lực ta tính đường kính trục tại các tiết diện nguy hiểm, đó là tiết diện B và C: Tại C : Tại B : Chọn d3 = 55 mm chọn dổ = 50 mm. Trục IV: Dựa vào sơ đồ phác thảo hộp giảm tốc ta vẽ được sơ đồ tính toán trục. Xác định chiều dài trục và khoảng cách đặt các lực: Chiều dài trục: ltrục=1/2B3+l23+a+b2+c+b1+c+b2+a+l23+1/2B3=415 mm. l2=1/2b2+c+b1+c+1/2b2=225 mm. l1=l3=1/2B3+l23+a=1/2b2=95 mm. Xác định điểm đặt các lực (như hình vẽ). Xác định phản lực tại ổ A và D: Giả sử chiều phản lực tại ổ A và D đặt như hình vẽ: . . Vậy chiều giả sử đúng. . . . Vậy chiều giả sử đúng. . Sau khi tính toán được phản lực ta tiến hành vẽ biểu đồ nội lực theo phương pháp mặt cắt (được biểu đồ như hình vẽ): Xác định đường kính trục: Dựa vào sơ đồ lực ta tính đường kính trục tại các tiết diện nguy hiểm, đó là tiết diện B và C: Tại B: Tại C: Chọn d4=95 mm ; dổ=90 mm. 4 . Kiểm nghiệm trục . a . Định kết cấu . Ta chọn then bằng . Trục II : Đường kính : d = 52 mm . Tra bảng 52a[1] Ta có: Chiều dài then : l = 0,8.d = 0,8.52 = 41,6 mm. Chiều rộng then : b = 16 mm. Chiều cao then lắp trong rãnh trục : t = 6,5 mm Điều kiện bền dập : Thỏa mãn . Điều kiện bền cắt: Thỏa mãn . Trục III : Đường kính : d = 55 mm . Tra bảng 52a[1] Ta có: Chiều dài then : l = 0,8.d = 0,8.55 = 44 mm. Chiều rộng then : b = 16 mm. Chiều cao then lắp trong rãnh trục : t = 6,5 mm Điều kiện bền dập : Thỏa mãn . Điều kiện bền cắt : Thỏa mãn. Trục IV : Đường kính : d = 95 mm . Tra bảng 52a[1] Ta có: Chiều dài then : l = 0,8.d = 0,8.95 = 76 mm. Chiều rộng then : b = 28 mm. Chiều cao then lắp trong rãnh trục: t = 10,3 mm Điều kiện bền dập : Thỏa mãn . Điều kiện bền cắt : Thỏa mãn. b . Kiểm nhiệm trục theo hệ số an toàn . Hệ số an toàn được kiểm nghiệm theo điều kiện : , ta chọn = 2,5 . Trong đó: - Hệ số an toàn chỉ xét đến ứng suất pháp. - Hệ số an toàn chỉ xét đến ứng suất tiếp. Trong đó:,- Giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng có thể nhận gần đúng: ,- Biên độ ứng suất pháp và tiếp sinh ra trong tiết diện trục. Ở đây ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng. Ứng suất thay đổi theo chu kì mạch động(1 chiều). Trị số trung bình của ứng suất pháp và tiếp. ,- Là mô men cản uốn và xoắn của tiết diện trục trụ tròn. Trục có khoét rãnh làm then dựa vào bxh, tra bảng 56[1] hoặc tính theo công thưc sau: ; . - Hệ số xét đến ảnh hưởng kích thước tuyệt đối đến sưc bền mỏi. Giá trị của chúng được tra theo bảng 57[1]. - Hệ số tăng bền bề mặt trục , ở đây không dùng biện pháp tăng bền nên =1. ,- Hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn, giá trị được tra bảng 59,60,61,62[1]. Trục II . . . d=52 mm → và Tra bảng 57,59[1]. →Thỏa mãn. Trục III. . . d=55 mm → và Tra bảng57,59[1]. →Thỏa mãn. Trục IV . . . d=55 mm → và Tra bảng57,59[1]. →Thỏa mãn. c . Kiểm nghiệm trục về quá tải . Kiểm nghiệm theo điều kiện : Trong đó :, là ứng suất pháp và tiếp tại tiết diện nguy hiểm của trục ứng với mô men truyền đông là Mqt=Kqt.M. Giá trị Kqt xác định như trong kiểm tra quá tải của bộ truyền bánh răng. Trục II . ( N/). ( N/). ≈ 40 ( N/).< Thỏa mãn . Trục III . ( N/). ( N/). 67,9 ( N/) < Thỏa mãn . Trục IV . ( N/). ( N/). 46,5 ( N/) < Thỏa mãn . d . Kiểm nghiệm trục về độ cứng . Hệ số an toàn : Trục đủ cứng không phải kiểm tra PHẦN 4 : THIẾT KẾ GỐI ĐỠ TRỤC I . Gối đỡ trục II . 1 . Chọn loại ổ lăn : Ta chọn ổ lăn là loại ổ bi đỡ 1 dãy , đảm bảo cố định trục theo 2 chiều . 2 . Xác định tải của ổ . - Tải trọng tại ổ . = = 6467 N . = = 2536 N . , Ta tính gối đỡ B . - Tải trọng tương đương của ổ . . Trong đó : m – Hệ số chuyển đối tải trong dọc trục hướng về tâm tra bảng 67[1]. là hệ số vòng quay của ổ . Vòng trong quay : = 1 ( bảng 67[1] ). A là tải trọng dọc trục : A = 0 . là hệ số ảnh hưởng nhiệt độ : Chọn Bảng 69[1]. là hệ số tải trọng động . Tải trọng tĩnh không va đập : = 0 .Bảng 70[1]. = 6467N = 646,7 (daN ) . - Tải của ổ được tính theo hệ số khả năng làm việc C : . Trong đó : n là số vòng quay của ổ : = 361,5 ( n/ph ) . h là số giờ làm việc của ổ ( tuổi thọ của ổ ) : h = 10920 giờ . 3 . Chọn kích thước ổ lăn . Theo điều kiện . Tra theo bảng 71 . = 52 mm . Ta chon ổ bi 310 (cỡ trung ) . Thỏa mãn điều kiện : . Ổ có : Đường kính ngoài D = 110 mm . Chiều rộng B = 27 mm . II . Gối đỡ trục III . 1 . Chọn loại ổ lăn : Ta chọn ổ lăn là loại ổ bi đỡ 1 dãy , đảm bảo cố định trục theo 2 chiều . 2 . Xác định tải của ổ . - Tải trọng tại ổ . = = 7969 N . Ta tính gối đỡ A . - Tải trọng tương đương của ổ . .= 7969 N = 796,9 (daN ) . - Tải của ổ được tính theo hệ số khả năng làm việc C : n là số vòng quay của ổ : = 127,6 ( n/ph ) . 3 . Chọn kích thước ổ lăn . Theo điều kiện . Tra theo bảng 71 . = 55 mm . Ta chon ổ bi _ 310 (cỡ trung ) . Thỏa mãn điều kiện : . Ổ có : Đường kính ngoài D = 110 mm . Chiều rộng B = 27 mm . III . Gối đỡ trục IV . 1 . Chọn loại ổ lăn : Ta chọn ổ lăn là loại ổ bi đỡ 1 dãy , đảm bảo cố định trục theo 2 chiều . 2 . Xác định tải của ổ . - Tải trọng tại ổ . = = 10659 N . = = 10659 N . , Ta tính gối đỡ A . - Tải trọng tương đương cua ổ . .= 10659 N = 1065,9 (daN ) . - Tải của ổ được tính theo hệ số khả năng làm việc C : n là số vòng quay của ổ : = 29 ( n/ph ) . 3 . Chọn kích thước ổ lăn . Theo điều kiện . Tra theo bảng 71 . = 95 mm . Ta chon ổ bi 318 (cỡ trung ) . Thỏa mãn điều kiện : . Ổ có : Đường kính ngoài D = 190 mm . Chiều rộng B = 43 mm . PHẦN 5 :THIẾT KẾ KHỚP NỐI TRÌNH TỰ THIẾT KẾ NỐI TRỤC . 1 . Chọn kiểu loại lối trục . Theo điều kiện làm việc của hệ thong và các đặc tính kĩ thuật nối trục vào theo sự thống nhất thiết kế ta chọn nối trục đĩa. 2 . Xác định mô men xoắn tính toán . Mô men xoắn tính của nối trục được xác định theo công thức : Trong đó : là mô men xoắn danh nghĩa . K là hệ số tải trọng động : K = 1,2 ( Bảng 78[1] ) . N Công suất cần truyền qua trục . n là tốc độ quay của trục . 3 . Chọn và kiểm tra trục tiêu chuẩn . Với Mxt = 5199 Nm chọn nối trục đĩa tiêu chuẩn với các thông số sau: d = 88 mm. D = 300 mm. l = 180 mm. L = 400 mm. 6 bu lông M22. 4 . Kiểm nghiệm điều kiện xoắn của ống và điều kiện bền cắt của chốt . Kiểm nghiệm tại các khâu yếu nhất đó là bu lông và then. a. Bu lông: Do lắp có khe hở nên ta kiểm tra bền bu long theo công thức: Trong đó : -Lực xiết bu lông. k – Hệ số an toàn lấy k = 1,3. i – Số bề mặt tiếp xúc của mối ghép (i = 1). f – Hệ số ma sát lấy f = 0.2. - Ứng suất kéo cho phép của bu lông. - lực tác dụng lên 1 bu lông. Z là số bu lông. Vậy →Thỏa mãn. b. Then bằng: d = 88 mm → Ta chọn then bằng với các thong số sau : b = 28 mm. t = 10,3 mm. l = 80 mm. Kiểm tra theo điều kiện bền dập và bền cắt. Theo điều kiện bền dập: .Thỏa mãn. Theo điều kiện bền cắt: . Thỏa mãn. MỤC LỤC TÀI LIỆU THAM KHẢO : 1 . PTS . Phạm Hùng Thắng _ Giáo trình hướng dẫn thiết kế đồ án môn học Chi Tiết Máy . Nhà xuất bản Nông Nghiệp TP. Hồ Chí Minh _ 1995 . 2 . Trần Hữu Quế _ Vẽ Kĩ Thuật Cơ Khí _ Tập Một . Nhà xuất bản Giáo Dục . 3 . Trần Hữu Quế _ Đặng Văn Cớ _ Nguyễn Văn Tuấn : Vẽ Kĩ Thuật Cơ Khí _ Tập hai . 4 . Tập bản vẽ Chi Tiết Máy .