thiet ke may

<span class='text_page_counter'>(1)</span>NHÓM 6 Tên: Võ Ngọc Đức MSSV: 21100890. I.. Thiết kế hệ thống băng tải. Phương án 6: Lực vòng băng tải: F = 5120 N Vận tốc vòng: v = 1 m/s Đường kính tang trống: D = 250 mm Thời gian phục vụ: L = 7 năm Giải: 1. Xác định công suất bộ phận công tác là băng tải: Pct =. Ft . v 1000. =. 5120 . 1 1000. = 5,120 kW. 2. Hiệu suất chung hệ thống truyền động:.

<span class='text_page_counter'>(2)</span> ƞch. = ƞđ . ƞkn . ƞbr ƞ ol. 2. Theo bảng: Hiệu suất các bộ truyền chủ yếu Ta chọn: ƞđ = 0,95; ƞkn = 1; ƞbr = 0,97; ƞol = 0,99 Khi đó: ƞch. = 0,95.1.0,97.0,992 = 0,903. 3. Công suất cần thiết động cơ: Pđc =. P ct ƞ ch. =. 5,120 0,903. = 5,67 kW. 4. Số vòng quay trục tang trống băng tải: ƞct. =. 60000. v πD. =. 60000 . 1 π . 250. = 76,39 vòng/ph. 5. Tỷ số truyền chung xác định theo công thức: uch = ud.ubr =. ƞđc ƞct. 6. Ta chọn động cơ có công suất Pđc = 7,5 kW với số vòng quay và phân bố tỷ số truyền hệ thống truyền động chọn trên bảng sau:. Động cơ. Số vòng quay. Tỷ số truyền. Bộ truyền. Bộ truyền. đông cơ (vg/ph). chung,. đai thang,. bánh răng,. uch. uđ. ubr. 4A112M2Y3. 2922. 38,25. 4,78. 8. 4A132S4Y3. 1455. 19,045. 3,81. 5. 4A132M6Y5. 968. 12,672. 3,168. 4. 4A160S8Y3. 730. 9,556. 3,03. 3,15. 7. Với các tỷ số truyền ở bảng trên, ta chọn động cơ 4A132M6Y5 với số vòng quay n = 968 vg/ph, ud = 3,168; ubr = 4; và tỷ số truyền chung uch = 12,672. 8. Công suất động cơ trên các trục  Công suất động cơ trên trục I: P1 = Pđc. ƞđ . ƞol = 5,67.0,95.0,99 = 5,33 kW.

<span class='text_page_counter'>(3)</span>  Công suất động cơ trên trục II: P2 = P1. ƞbr . ƞol = 5,33. 0,97.0,99 = 5,12 kW 9. Tốc độ quay trên các trục  Tốc độ quay trên trục I: n1 = nđc / ud = 968 / 3,168 = 305,56 (vg/ph)  Tốc độ quay trên trục II: n2 = n1 / ubr = 305,56 / 4 = 76,39 (vg/ph) 10. Momen xoắn trên các trục 6.  Momen xoắn trên trục trục cơ: Tđc =. 9,55. 10 . P đc nđc. =. 6. 9,55. 10 . 5,67 968. = 55938. Nmm 6.  Momen xoắn trên trục I: T1 =. 9,55. 10 . P 1 n1. =. 6.  Momen xoắn trên trục II: T2 =. 9,55. 10 . P 2 n2. =. 9,55. 106 . 5,33 305,56 6. 9,55. 10 . 5,12 76,39. 11. Theo các thông số vừa chọn ta có bảng đặc tính kĩ thuật sau:. Trục Thông số Công suất (kW) Tỷ số truyền. Động cơ. I. II. 5,67. 5,33. 5,12. 3,168. 4. Momen xoắn (Nmm). 55938. 166584. 640083. Số vòng quay (vg/ph). 968. 305,56. 76,39. 12. Tuổi thọ: Lh = 7.2.8.300 = 33600 giờ. = 166584 Nmm = 640083 Nmm.

<span class='text_page_counter'>(4)</span> II. Thiết kế đai thang Thiết kế đai thang với P1 = 5,67 kW, n1 = 968 vòng/phút, tỷ số truyền u = 3,168. Theo hình 4.22, phụ thuộc vào công suất P1 = 5,67 kW, n1 = 968 vòng/phút, ta chọn lọa đai B.

<span class='text_page_counter'>(5)</span> 1. Khi đó, theo bảng 3.3 ta có các thông số của đai thang loại b là: bp = 14mm chiều rộng theo lớp trung hòa đai thang bo = 17mm chiều rộng mặt trên của đai thang h = 10,5mm chiều cao đai thang yo = 4mm khoảng cách từ đường trung hòa đến thớ đai ngoài cùng A = 138 mm2 diện tích mặt cắt ngang của đai L = (800 – 6300) mm chiều dài đai d1 = (140-280)mm đường kính bánh đai dẫn 2. Đường kính bánh đai nhỏ d1 = 1,2dmin = 1,2 . 140 = 168 mm. Theo tiêu chuẩn ta chọn d1 = 180mm. 3. Vận tốc đai: v1 =. π . d 1 . n1 60000. =. π . 180. 968 60000. = 9,12 m/s. 4. Giả sử ta chọn hệ số trượt tương đối δ = 0,01. Đường kính bánh đai lớn: d2 = ud1.(1- δ ¿ = 3,168.180.(1-0,01) = 564,53 mm Theo tiêu chuẩn ta chọn d2 = 560 mm. Tỷ số truyền u =. d2 d 1 .(1−δ ). Sai lệch 0,8 % so với ban đầu. =. 560 180 (1−0,01). = 3,143.

<span class='text_page_counter'>(6)</span> 5. Khoảng cách trục được tính theo công thức: 2.(d1 + d2) ≥ a ≥ 0,55(d1 + d2) + h 2.(180 + 560) ≥ a ≥ 0,55.(180 + 560) + 10,5 1480 ≥ a ≥ 417,5 mm Ta có thể chọn sơ bộ a = d2 = 560 6. Tính chiều dài đai: (d +d ) L = 2a + π . 1 2 2. (d 2−d1 )2 4a. +. = 2.560 + π .. 180+560 2. 2. +. (560−180) 4 .560. =. 2346,9 mm Theo bảng 3.3 ta chọn đai có chiều dài L = 2500mm = 2,5m 7. Số vòng chạy của đai trong một giây: i=. v L. =. 9,12 2,5. = 3,648 s-1 < [i] = 10 s-1. 8. Tính lại khoảng cách trục a: a = Với k = L – π . ∆. a=. =. (d 1 +d 2) 2. d 2−d 1 2. =. k + √ k 2−8 ∆2 4. = 2500 - π .. 560−180 2. 1337,6+ √1337,6 2−8.190 2 4. 180+560 2. = 1337,6 mm. = 190 = 640,6 mm. khoảng cách a vẫn nằm trong khoảng cho phép 9. Góc ôm đai bánh nhỏ: α 1 = 180 – 57.. d 2−d 1 a. = 180 – 57.. 560−180 640,6. = 146,2o = 2,55 rad. 10. Các hệ số sử dụng: −α 1.  Hệ số xét đến ảnh hưởng góc ôm đai: C α = 1,24.(1 - e 110 ) = 1,24.(1 - e. −146,2 110. 0,91  Hệ số xét đên ảnh hưởng vận tốc: Cv = 1 - 0,05.(0,01.v2 - 1) = 1 – 0,05.(0,01.9,122 – 1) = 1,008  Hệ số xét đến ảnh hưởng của tỷ số truyền u: Cu = 1,14 vì u = 3,168 > 2,5  Hệ số xét đến ảnh hưởng số dây đai: Cz = 1 ( do chưa biết số dây đai)  Hệ số xét đến ảnh hưởng chế độ tải trọng Cr = 0,7 (tải trọng va đập nhẹ)  Hệ số xét đến ảnh hưởng chiều dài đai: CL =. √ 6. L Lo. với Lo = 2240 mm (H.4.21b). )=.

<span class='text_page_counter'>(7)</span> CL =. √ 6. 2500 2240. = 1,018. 11. Theo đồ thị hình 4.21b ( dây đai loại B ) với d1 = 180mm và v1 = 9,12 m/s ta được [P0] = 3,8kW P1 = [ P o ] . C α . C v . Cu . C z .C r .C L. 12. Chọn số dây đai theo công thức z ≥ 5,67 3,8. 0,91. 1,008.1,14. 1.0,7. 1,018. z ≥ 2,00238 ta chọn z = 3. 13. Lực căng đai ban đầu: Fo = A σ Lực căng mỗi dây đai:. Fo 3. o. = z.A1. σ. 476,1 3. =. o. = 3 . 138 .1,15 = 476,1 N. =158,7 N. 1000 P v1. =. 1000 . 5,67 9,12. = 621,71 N. Lực vòng trên mỗi dây đai là:. Ft 3. =. 621,71 3. = 207,24 N. Lực vòng có ích: Ft =. 14. Từ công thức: Fo = Suy ra f’ =. fα Ft e +1 . fα 2 e −1. 2. F o + F t 1 .ln α 2. F o−F t. =. 1 2.158,7+207,24 . ln 2,55 2.158,7−207,24. = 0,61.

<span class='text_page_counter'>(8)</span> Hệ số ma sát nhỏ nhất để bộ truyền không bị trượt trơn là: Fmin = f’ . sin20 = 0,21 15. Lực tác dụng lên trục: α1 146,2 ) = 2. 476,1.sin( ) = 911,1 N 2 2. Fr ≈ 2F0sin(. 16. Ứng suất lớn nhất trong dây đai thang: σ max. = σ 0 + 0,5. σ t + σ v + σ u 1 = σ 0 + 0,5. σ t + ρ .v2.10-6 +. 2 yo .E d1. Trong đó: E là modul đàn hồi chọn E = 100 Mpa ρ σ max. là khối lượng riêng của dây đai = 1200 kg/m3. 158,7 138. =. +. 207,24 2.138. + 1200.9,122.10-6 +. 2.4 .100 = 6,445 Mpa 180. 17. Tuổi thọ đai xác định theo công thức (4.37) Lh =. σr σ max. m. ( ). .10. 7. =. 2. 3600.i. 8. 9 7 . 10 6,445 2 . 3600.3,648. (. ). = 5505 giờ. i = 3,648 s-1 số vòng chạy của đai trong 1s σr. = 9 MPa(đối với đai thang) giới hạn mỏi của đai. m = 8(đối với đai thang) chỉ số mũ của đường cong mỏi. III. Thiết kế bộ truyền răng nghiêng trong hộp giảm tốc bánh răng nghiêng một cấp Vì bộ truyền kín (hộp giảm tốc) được bôi trơn tốt thì dạng hỏng chủ yếu là tróc rỗ bề mặt răng nên ta tiến hành tính toán thiết kế theo ứng suất tiếp xúc. 1. Mômen xoắn trên trục bánh dẫn T1 = 166584 Nmm, tỷ số truyền u = 4, số vòng quay n = 305,56 vòng/phút. 2. Chọn vật liệu cho bánh dẫn và bánh bị dẫn Theo phụ lục 5.2: Vật liệu các loại thép chế tạo bánh răng, ta chọn thép C45 được tôi cải thiện. Đối với bánh dẫn ta chọn độ rắn trung bình HB1 250; đối với bánh bị dẫn ta chọn độ răn trung bình HB2 228. 3. Số chu kì làm việc cơ sở: NHO1 = 30. HB12,4 = 30 . 2502,4 = 1,71.107 chu kì.

<span class='text_page_counter'>(9)</span> NHO2 = 30. HB 2,4 = 30 . 2282,4 = 1,37.107 chu kì 2 NFO1 = NFO2. = 5.106 chu kì. 4. Số chu kì làm việc tương đương: bánh răng làm việc với chế độ tải trọng và số vòng quay n không đổi. NHE = NFE = 60.c.n.Lh Trong đó: c = 1 số lần ăn khớp của răng trong mỗi lần quay Lh = 33600 giờ: tổng số thời gian làm việc NHE1 = NFE1 = 60. 1. 305,56. 33600 = 61,6. 107 chu kì NHE2 = NFE2 = 60. 1. 76,39. 33600 = 15,4. 107 chu kì Vì: NHE1 > NHO1; NHE2 > NHO2; NFE1 > NFO1; NFE2 > NFO2 Cho nên KHL1 = KHL2 = KFL1 = KFL2 = 1 5. Theo bảng 6.13, giới hạn mỏi tiếp xúc và uốn của các bánh răng được xác định như sau:.

<span class='text_page_counter'>(10)</span>

<span class='text_page_counter'>(11)</span> OH lim ¿ = 2.HB + 70, suy ra σ¿. . σ OH lim ⁡1 = 2.HB1 + 70 = 2. 250 + 70 = 570 MPa σ OH lim ⁡2 = 2.HB2 + 70 = 2. 228 + 70 = 526 MPa OF lim ¿ σ¿. . = 1,8.HB, suy ra. σ OF lim ⁡1. = 1,8.HB1 = 1,8. 250 = 450 MPa. σ OF lim ⁡2. = 1,8.HB2 = 1,8. 228 = 410,4 MPa. 6. Tính ứng suất tiếp xúc cho phép: sH = 1,1 tra bảng 6.13 [ σH1 ] =. σ OH lim ⁡1 . 0,9 K HL1 sH 1. 570. 0,9. 1 1,1. = 466,4 MPa. [ σH2 ] =. σ OH lim ⁡2 . 0,9 K HL2 sH 2. 526. 0,9. 1 1,1. = 430,4 MPa. Khi đó ứng suất tiếp xúc cho phép tính toán là: [ σ H ] = 0,5.. 2 H1. √ [ σ ]+[σ. 2 H2. = 0,5.. ]. [ σ H ] không thõa điều kiện. √ 466,4 2+ 430,42. = 317,32 MPa. [ σ H ]min ≤ [ σ H ] ≤. 1,25. [ σ H ]min ( [ σ H. ]min = 430,4 MPa) Do đó ta chọn [ σ H ] = 1,25. [ σ H ]min = 1,25 . 430,4 = 538 MPa 7. Tính ứng suất uốn cho phép: sH = 1,75 tra bảng 6.13 [ σ F1 ] =. σ OF lim ⁡1 . K FL1 sF1. 450.1 1,75. [ σ F2 ] =. σ OF lim ⁡2 . K FL2 sF2. 410,4.1 1,75. =257,14 MPa = 234,51 MPa. 8. Theo bảng 6.15 do bánh răng nằm đối xứng các ổ trục nên Ψ Ψ. ba. ba. = 0,3 ÷ 0,5, ta chọn. = 0,4. Khi đó: Ψ. bd. =. Ψ ba .(u+ 1) 2. =. K Hβ. Theo bảng 6.4, ta chọn:. 0,4.(4+ 1) 2. =1. = 1,04 ; K Fβ = 1,08. 9. Khoảng cách trục aw = 43.(u+1).. √. T 1 . K Hβ. = 43.(4+1).. 2. Ψ ba .[σ H ] . u. √ 3. 166584 . 1,04 0,4.538 2 . 4. Theo tiêu chuẩn ta chọn aw = 160mm 10. Môdun răng m = (0,01 ÷ 0,02) aw = 1,6 ÷ 3,2mm Theo tiêu chuẩn, ta chọn m = 3mm 11. Từ điều kiện: 200 ≥. β. ≥. 80. = 155 mm.

<span class='text_page_counter'>(12)</span> Suy ra. 2. a w . cos 8 0 m n . .(u+1). 2. a w . cos 20 0 mn . .(u+1). ≥ z1 ≥. 2. 160. cos 80 3.( 4+1). 2. 160. cos 200 3.( 4+1). ≥ z1 ≥. 21,125 ≥ z1 ≥ 20,046 Ta chọn z1 = 21 răng, suy ra số răng bánh bị dẫn là z2 = 21. 4 = 84 răng Góc nghiêng răng:. β. = arccos. (. m. z 1 .(u+ 1) 2a. ). = arccos. 4+1) ( 3.21.( 2. 160 ). = 10,140. 12. Các thông số hình học chủ yếu:  Đường kính vòng chia bánh dẫn: d1 = mz1 = 3.21 = 62mm  Đường kính vòng đỉnh bánh dẫn: da1 = m(z1 + 2) = 3.(21 + 2) = 69 mm  Đường kính vòng đáy bánh dẫn: df1 = m(z1 – 2,5) = 3.(21 – 2,5) = 55,5mm  Đường kính vòng chia bánh bị dẫn: d2 = m.z2 = 3.84 = 252mm  Đường kính vòng đỉnh bánh bị dẫn: da2 = m(z2 + 2) = 3.(84 + 2) = 258 mm  Đường kính vòng đáy bánh bị dẫn: df2 = m(z2 – 2,5) = 3.(84 – 2,5) = 244,5mm.

<span class='text_page_counter'>(13)</span>

<span class='text_page_counter'>(14)</span>