ĐỒ án CHI TIẾT máy đề bài thiết kế trạm dẫn động băng tải

Tính toán động học hệ thống dẫn động cơ khí

Tính chọn động cơ

1.1.1 Xác định công suất yêu cầu của động cơ

Công suất danh nghĩa của băng tải

Công suất ra trục làm việc

Hiệu suất của động cơ η=η 4 ol η kn ❑ d ❑ 2 br

Hiệu suất của một cặp ổ lăn :

Hiệu suất của bộ truyền bánh răng :

Hiệu suất của khớ́p nối:

Thay số vào (1) ta có: η ol = 0,99 η x =¿ 0,96 η br =¿0,98 η kn =1 η=η 4 ol η kn η x ❑ 2 br = 0,99 4 0,96.1 0,98 2 =

0,88 Công suất trên trục động cơ

1.1.2 Xác định số vòng quay của đông cơ

TIEU LUAN MOI download : skknchat@gmail.com

Tốc độ quay trên trục công tác n = 60000 v = 60000.0,45 $ ct z t 9.125

Tỉ số truyền sơ bộ: n dc(sb)=n ct u sb

Tra bảng 2.2 ta chọn được tỉ số truyền sơ bộ của u x =¿ 2 u h = 30 (hộp giảm tốc 2 cấp)

Thay số vào (2) ta có: u sb =u X u h =2.30 `

Suy ra : n dc (sb) =n ct u sb =¿ 24.60= 1440 (v/ph)

Chọn số vòng quay đồng bộ : n dc = 1440 (v/ph)

Chọn động cơ phải thả mãn điều kiện

Từ P ct = 3,6 kW & n dc 40 v/ph

Tra bảng phụ lục P 1.3 [ I ] ta có động cơ điện

Kí hiệu P đ c (KW) n đc T max T K Động cơ (v/ph) cos

Phân phối tỉ số truyền

1.2.1 Xác định tỉ số truyền chung của hệ thống

TIEU LUAN MOI download : skknchat@gmail.com u t = n dc

1.2.2 Phân phối tỉ số truyền cho hệ

Tỉ số truyền hộp giảm tốc : U HGT = U 1 U 2 = U t = 60,625 = 20,208

Trong đó : U x = 3 tỉ số truyền xích (tra bảng 2.4)

U 1 là tỉ số truyền của bộ truyền cấp nhanh

U 2 là tỉ số truyền của bộ truyền cấp chậm Đối vớ́i HGT bánh răng trụ hai cấp khai triển ta tra bảng (3.1) t43 u 1 = 1,2u 2 (2) , theo công thức 3.11 / 43 [TL1]

Tính các thông số trên các trục

Số vòng quay trên trục động cơ: n dc = 1455 (vg/ph)

Số vòng quay trên trục I: n I =n dc 55(v / ph)

Số vòng quay trên trục II: n II = n I

Số vòng quay thực của trục công tác là: n III = n II

Công suất làm việc (tính ở trên) là: P lv = 3,17 ( KW )

Công suất trên trục III là :

Công suất trên trục II là :

III = 3,33 η ol η br 0,99.0,98 LINKExcel Sheet 8 C:\\Users\\User\\Desktop\\CTM 2012\\ExCTMBRTXT

Công suất trên trục I là:

1.3.3 Mômen xoắn trên các trục

Mômen xoắn thực trên trục động cơ là :

Mômen xoắn trên trục I là :

Mômen xoắn trên trục II là :

Mômen xoắn trên trục III là :

Thông ĐC Trục I Trục II Trục III số/Trục

Xác định các chi tiết chuyển động

Thiết kế bộ truyền xích

- Có 3 loại xích :xích ống ,xích con lăn và xích răng.Trong 3 loại xích trên ta nên chọn xích con lăn để thiết kế vì nó có ưu điểm:

Ma sát lăn giữa con lăn và răng đĩa có thể thay thế ma sát trượt ở ống và răng đĩa, dẫn đến độ bền cao hơn cho xích con lăn so với xích ống Hơn nữa, quá trình chế tạo xích con lăn cũng đơn giản hơn so với xích răng.

- Ngoài ra: Xích con lăn có nhiều trên thị trường suy ra dễ thay thế,phù hợp vớ́i vận tốc yêu cầu (69 vòng/phút).

- Vì công suất sử dụng không quá lớ́n nên chọn xích một dãy.

2.1.2.Xác định các thông số của xích và bộ truyền xích a.Chọn số răng đĩa xích

Số răng của đĩa xích ảnh hưởng đến độ đều của đĩa bị động khi quay; nếu số răng ít, động năng va đập sẽ lớn hơn, dẫn đến việc xích mòn nhanh hơn Do đó, việc chọn số răng tối thiểu cho đĩa xích, thường là đĩa chủ động, là rất quan trọng.

Theo công thức thực nghiệm:

Từ số răng đĩa xích nhỏ̉ suy ra số răng đĩa xích lớ́n

Chọn Z 2 i Z max b Xác định bướ́c xích Để đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mòn của bộ truyền xích ta có:

P t = P.k.k n .k z ¿ [P].(công thức 5.3 theo tài liệu 'tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí')

Vớ́i + P : Là công suất cần truyền qua bộ truyền xích.P= P dc =3,6 KW.

+ P t : là công suất toán (kw)

+[P]: là công suất cho phép(kw)

+k n :Làhệ số vòng quay Chọn số vòng quay của đĩa cơ sở của đĩa nhỏ̉ là: n 01 @0 (vòng/phút) kn=n01/n1@0/ 295,73= 1,35

Hệ số tải trọng động (k đ) được chọn là 1 do tải trọng va đập nhẹ Hệ số ảnh hưởng của kích thước bộ truyền (k 0) cũng được xác định là 1 vì đường nối tâm các đĩa xích trùng với phương ngang Hệ số khoảng cách trục và chiều dài xích (k a) được chọn là 1 với a = 40 Hệ số điều chỉnh lực căng xích (k đc) là 1 do điều chỉnh bằng một trong các đĩa xích Hệ số ảnh hưởng của bôi trơn (k bt) được chọn là 1,3 do môi trường làm việc có bụi nhưng bôi trơn đạt yêu cầu Cuối cùng, hệ số chế độ làm việc của bộ truyền (k c) là 1,25 cho chế độ làm việc 2 ca Tính tổng k = 1.1.1.1.1,3.1,25 = 1,625 Do đó, công suất tính toán (P t) được tính là P t = P.k.k n.k z = 3,6.1,625.1,11.1,08 = 7,01 kW.

Theo bảng 5.5 trong tài liệu "Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí", với n = 01 @0 (vòng/phút), bộ truyền xích một dãy được chọn có các thông số như sau: bước xích p = 19,05 mm, đường kính chốt d c = 5,96 mm, chiều dài ống B = 75 mm, và công suất cho phép [P] = 8,38 kW.

Thỏ̉a mãn điều kiện mòn: P t ¿ [P]=8,38 kW Đồng thời nhỏ̉ hơn bướ́c xích cho phép : p p max c.Khoảng cách trục và số mắt xích:

Khoảng cách trục sơ bộ: a@.p@.19,05v2 mm

Theo công thức 5.12 (tài liêu tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí') số mắt xích: x =2.a/p + (z 1 + z 2 )/2 + (z 2 - z 1 ) 2 p/(4 π 2 a)

TIEU LUAN MOI download : skknchat@gmail.com x=2 762

Lấy số mắt xích chẵn : X c 8

Tính lại khoảng cách trục theo công thức 5.13(tài liêu tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí'):

0 , 25 p [ X c −0,5 ( Z 2 +Z 1 ) + √ [ X c −0,5 ( Z 1+Z 2 ) ] 2 −2 ( Z 2 −Z 1 ) 2 ] a * = π a ¿ =0 ,25 19 , 05 {128−0,5 (23+69 )+√ [ 128− 23+ 692 ] 2 −2 ( 69− 23 π ) 2 }8 ,55 (mm) Để xích không chịu lực căng quá lớ́n ta phải giảm khoảng cách trục một lượng a = 0,003 a * = 0,003 858,55 =2,575 mm

Vậy lấy khoảng cách trục : a = a * - a= 858,55– 2,575 6 (mm).

Số lần va đập của bản lề xích trong một giây, tính theo công thức (5.14):

#.295,73 i = 15 Xc 15.128 =3,5i max ` (bảng 5.9 theo tài liệu' tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí')

2.1.3.Tính kiểm nghiệm về độ bền xích

Kiểm nghiệm quá tải theo hệ số an toàn (chịu tải trọng lớ́n khi mở máy và chịu va đập khi vận hành).

Theo bảng (5.2) tài liệu “Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí-T1”, ta có

Hệ số tải trọng động kđ=1

F v : Lực căng do lực li tâm gây ra: F v =q 1 v 2 =1,9.2,16 2 =8,86 (N)

F 0 : lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động gây ra:

F 0 =9,81.k f q 1 a=9,81.6.1,9.0,855,6 (N) (hệ số võng k f =6 do bộ truyền nằm ngang) s= 31800

Vậy bộ truyền xích làm việc đủ bền.

2.1.4.Xác định thông số của đĩa xích

Theo công thức (5.17), đường kính vòng chia: d 1 p

2 69 Đường kính đỉnh răng: d a 1 = p [0,5+cot ( π

TIEU LUAN MOI download : skknchat@gmail.com d a 2 = p [0,5+cot ( π

Bán kính đáy: vớ́i tra theo bảng (5.2) tr78 ta được:

11,91(mm) r =0,5025 d 1 +0,05=0,5025.11,91+0,05=6,03(mm) Đường kính chân răng: d f 1 =d 1 −2 r9,9−2.6,037,84 ( mm ) d f 2 =d 2 −2 r A8,54−2.6,03@6,48(mm)

2.1.5.Xác định lực tác dụng lên trục

F r =k x F t trong đó: k x – Hệ số kể đến trọng lượng của xích: k x =1,15 vì β ≤ 40 0

2.1.6 Tổng hợp các thông số của bộ truyền xích

Thông số Ký hiệu Giá trị

Loại xích Xích ống con lăn

Số răng đĩa xích nhỏ̉ Z 1 23

Số răng của đĩa xích lớn Z2 là 69, với đường kính vòng chia của đĩa xích nhỏ d1 là 139,9 mm và đường kính vòng chia của đĩa xích lớn d2 là 418,54 mm Đường kính vòng đỉnh của đĩa xích nhỏ da1 là 148,12 mm, trong khi đường kính vòng đỉnh của đĩa xích lớn da2 là 427,64 mm.

TIEU LUAN MOI download : skknchat@gmail.com Đường kính chân răng đĩa xích nhỏ̉ d f1 127,84 (mm) Đường kính chân răng đĩa xích nhỏ̉ d f2 406,48 (mm)

Lực tác dụng lên trục F r 1826,154 (N)

Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh

Dựa trên đặc tính của động cơ và yêu cầu thiết kế, chúng tôi đã quyết định chọn vật liệu cho hai cấp bánh răng giống nhau, cụ thể theo bảng 6-1/92[TL1].

Bánh nhỏ̉: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB = 241-285 có σ b 10 MPa ,σ ch 1X0 MPa

Chọn độ rắn bánh răng nhỏ̉ là HB 1 = 250

Bánh lớ́n: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB= 192-240 có σ b 10 MPa ,σ ch 1X0 MPa

Do tốc độ quay và cường độ làm việc nhỏ̉ hơn bánh nhỏ̉ nên chọn độ rắn bánh lớ́n thấp hơn 10-15 Chọn độ rắn bánh răng nhỏ̉ là HB 2 = 235

2.2.2 Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh

Theo bảng 6-2/94[TL1], vớ́i thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn 180 350 ta có:

; ; ; Trong đó σ o H lim và σ o F lim :là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng vớ́i số chu kì cơ sở

S H , S F là hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn

Chọn độ rắn bánh răng nhỏ̉ là HB 1 = 250

Chọn độ rắn bánh răng lớ́n là HB 2 = 235

Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc:

Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn:

(Vì chọn vật liệu là thép) Xác định hệ số tuổi thọ:

; mH,mF:bậc của đường cong mỏ̉i khi thu về tiếp xúc và uốn.

Do chọn độ rắn mặt răng HB N Ho2 do đó lấy hệ số tuổi thọ K HL2 = 1;

N FE2 > N Fo2 do đó lấy hệ số tuổi thọ K FL2 = 1, tương tự:

K FL1 =1 Tính bánh răng chủ động:

N FE1 > N FE2 > N Fo1 Nên lấy hệ số tuổi thọ K HL1 = 1; K FL1 = 1 Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép được tính theo công thức:

Z R :Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc

Z V :Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng

( Độ rắn mặt răng HB < 350, Z V =0,85.v 0,1 )

K xH :Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thướ́c bánh răng.

Y R :Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng

Y s :Hệ số xét đến ảnh hưởng của vật liệu đối vớ́i tập trung ứng suất.

K xF :Hệ số xét đến kích thướ́c của bánh răng ảnh hưởng đối vớ́i độ bền uốn.

K FC :Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải Bộ truyền quay 1 chiều => K FC = 1

K HL ; K FL :Hệ số tuổi thọ

S H ;S F : Hệ số an toàn khi tính tiếp xúc bền uốn.

:Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng vớ́i chu kỳ cơ sở

Flim :Ứng suất uốn cho phép ứng vớ́i chu kỳ cơ sở

Khi thiết kế sơ bộ ta lấy Z R Z V K xH = 1 và Y R Y s K xF = 1

Bộ truyền cấp nhanh là bộ truyền bánh trụ răng nghiênh nên theo công thức 6-12 ta có Ứng suất quá tải cho phép:

Trong đó a w : khoảng cách trục

K a : hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng:

Tra bảng 6-5/96[TL1] ta được

T 1 : Mômen xoắn trên trục bánh chủ động T 1 = 22709,96

: Ứng suất tiếp xúc cho phép u : Tỉ số truyền u = 4,92 b w là chiều rộng vành răng

: Hệ số kể đến sự phân bố không đềi tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc

Theo công thức 6-17[TL1] ta có mô đun bánh răng m=(0,01 0,02).a w = 1,05

Theo tiêu chuẩn bảng 6-8/99[TL1] chọn m = 2

Chọn sơ bộ góc nghiêng β o

Số bánh răng nhỏ̉: z 1= 2 a w cosβ

Tỉ số truyền thực tế sẽ là: u z 2

Tính lại góc nghiêng β: cosβ m.(z 1+ z 2 )

=>β o Góc ăn khớ́p tw tính theo công thức 6-26/101[TL1] cosα tw z t m cosα

Z M :Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớ́p, trị số Z M tra trong bảng 6-5/96[TL1]

Z H :Hệ số kể đến hình dáng bề mặt tiếp xúc vớ́i β b là góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở.

Ta có: α t =tan −1 ( tanα cosβ ) 8 ° 50 tanβ b =cosα t tanβ=0,28 => β b = 16 o tw : Góc ăn khớ́p tw & o 30 ¿ > Z H = √ 2.cos 16° =1,55 sin ( 2.26.5)

:Hệ số kể đến sự trùng khớ́p của bánh răng Tính theo công thức6-

K H : Hệ số tải trọng động khi tính về tiếp xúc, được tính theo thức6-

:Hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên bề rộng vành răng Tra bảng 6-7/98[TL1] =>

:Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớ́p Bánh răng nghiêng => =1,13

:Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớ́p, trị số tính theo công thức : vớ́i ν H =δ

Theo bảng 6-13/106[TL1] chọn cấp chính xác 9

Theo bảng 6-15/107[TL1] và 6-16/107[TL1] v H =0,002.73 2,72 √ 4,88 105 =1,84 ( m/ s ) b w =❑ ba a w =0,3.1051,5(mm)

Theo công thức 6-43/108[TL1] ta có

T 1 : Mômen xoắn trên trục chủ động T 1 = 22709,96 m : Môđun pháp m=2 (mm)

TIEU LUAN MOI download : skknchat@gmail.com b d w w1

: Chiều rộng vành răng b w 1,5(mm)

: Đường kính vòng lăn bánh chủ động d w1 5,71 (mm)

: Hệ số kể đến sự trùng khớ́p của răng Y ε = 1 = 1 =0,63 ε α 1,58

Vớ́i ε α =1,58 là hệ số trùng khớ́p ngang

Y β : Hệ số kể đến độ nghiêng của răng β ° →YY β =1− β

Y F1 ,Y F2 :Hệ số dạng răng của bánh 1 và 2

Vớ́i hệ số dịch chỉnh x 1 =0 x 2 =0

K F : Hệ số tải trọng khi tính về uốn

K Fβ = 1,32 Tra bảng 6-7/98[TL1] vớ́i ψ bd =0,94 Theo bảng 6.14/107[TL1] chọn K F α = 1,4 ν F =δ

Y s - Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đến tập trung ứng suất

Y s = 1,08- 0,0695 ln (m) Vớ́i m =2 mm Thay số Y s =1,08-0,0695.ln2 = 1,031

Y R - Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng , chọn y R = 1 ( bánh răng phay )

Y xF -Hệ số xét đến kích thướ́c bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn Y xF = 1 do d a N Fo3 Nên lấy hệ số tuổi thọ K HL3 = 1; K FL3 = 1 Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép được tính theo công thức:

Z R :Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc

Z V :Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng

( Độ rắn mặt răng HB < 350, Z V =0,85.v 0,1 )

K xH :Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thướ́c bánh răng.

Y R :Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng

Y s :Hệ số xét đến ảnh hưởng của vật liệu đối vớ́i tập trung ứng suất.

K xF :Hệ số xét đến kích thướ́c của bánh răng ảnh hưởng đối vớ́i độ bền uốn.

K FC :Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải Bộ truyền quay 1 chiều => K FC = 1

K HL ; K FL :Hệ số tuổi thọ

S H ;S F : Hệ số an toàn khi tính tiếp xúc bền uốn.

:Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng vớ́i chu kỳ cơ sở

Flim :Ứng suất uốn cho phép ứng vớ́i chu kỳ cơ sở

Khi thiết kế sơ bộ ta lấy Z R Z V K xH = 1 và Y R Y s K xF = 1

Bộ truyền cấp chậm là bộ truyền bánh trụ răng thẳng nên theo công thức 6-12 ta có Ứng suất quá tải cho phép:

Trong đó a w : khoảng cách trục

K a : hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng:

Tra bảng 6-5/96[TL1] ta được

T 2 : Mômen xoắn trên trục bánh chủ động T 2 0764,88 (Nmm)

: Ứng suất tiếp xúc cho phép u : Tỉ số truyền u =4,1 b w là chiều rộng vành răng

: Hệ số kể đến sự phân bố không đềi tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc

3 Hβ 3 110764,88 1,15 a w =K a (u+1) √ [σ ¿¿ H ] 2 u ❑ ba C.( 4,1+1 ) √ 504,5 2 4,1 0,3 2,5(mm) ¿ Lấy tròn a w = 170 mm

Theo công thức 6-17[TL1] ta có mô đun bánh răng m=(0,01 0,02).a w = 1,6÷3,2

Theo tiêu chuẩn bảng 6-8/99[TL1] chọn m = 2

Chọn sơ bộ góc nghiêng β o

Số bánh răng nhỏ̉: z 3= 2 a w cosβ

Số bánh răng lớ́n: z 4 =z 3 u2.4,11,2 Lấy z 4 2

Tỉ số truyền thực tế sẽ là: u m 2

=4,125 z 3 32 Tính lại góc nghiêng β: cosβ = m ( z 3 + z 4 )

=>β o 25 Góc ăn khớ́p tw tính theo công thức 6-26/101[TL1] cosα tw = z t m cosα

Z M :Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớ́p, trị số Z M tra trong bảng 6-5/96[TL1]

Z H :Hệ số kể đến hình dáng bề mặt tiếp xúc vớ́i β b là góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở.

Ta có: α t =tan −1 ( tanα cosβ ) ,65 ° 39 tanβ b =cosα t tanβ=0,258=> β b = 14,46 o 28 tw : Góc ăn khớ́p tw % o Z H =

:Hệ số kể đến sự trùng khớ́p của bánh răng Tính theo công thức6-36/105[TL1] ma: ε α = [ 1,88−3,2 ( z 1 1 + z 1 2 ) ] cosβ= [ 1,88−3,2 ( 31 1 + 131 1 ) ] cos15 °25=1,69

K H : Hệ số tải trọng động khi tính về tiếp xúc, được tính theo thức6-39/106[TL1]

:Hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên bề rộng vành răng

:Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớ́p.

:Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớ́p, trị số tính theo công thức : vớ́i Vận tốc vòng :

TIEU LUAN MOI download : skknchat@gmail.com vớ́id w 2 = 2.a w 2

Theo bảng 6-13/106[TL1] chọn cấp chính xác

9 Theo bảng 6-15/107[TL1] và 6-16/107[TL1] v H =0,002.73 1,027 √ 4,125 170 =0,96 (m/s ) b w =❑ ba a w

Theo công thức 6-43/108[TL1] ta có

T 2 : Mômen xoắn trên trục chủ động T 2 =110764,88 (Nmm) m : Môđun pháp m=2 (mm) b w : Chiều rộng vành răng b w Q(mm) d : Đường kính vòng lăn bánh chủ động d w2 f,34 (mm)

: Hệ số kể đến sự trùng khớ́p của răng Y ε = 1

Vớ́i ε α =1,73là hệ số trùng khớ́p ngang

Y β : Hệ số kể đến độ nghiêng của răng β ° 25→YY β =1− β °

Y F3 ,Y F4 :Hệ số dạng răng của bánh 3 và 4

Vớ́i hệ số dịch chỉnh x 3 =0 x 4 =0

K F : Hệ số tải trọng khi tính về uốn

K Fβ = 1,24 Tra bảng 6-7/98[TL1] vớ́i ψ bd =0,81

Y s - Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đến tập trung ứng suất

Y s = 1,08- 0,0695 ln (m) Vớ́i m =2 mm Thay số Y s =1,08-0,0695.ln 2 = 1,03

Y R - Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng , chọn y R 1 ( bánh răng phay )

Y xF -Hệ số xét đến kích thướ́c bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn Y xF = 1 do d a σ ab−b =σ maxb−b M b−b

−b 2,74 2 +18,12 2 Vậy trục thỏ̉a mãn điều kiện bền mỏ̉i, va không phai kiêm tra đô cưng truc.

3.4.2 Kiêm nghiêm đô bên mỏi truc II

 Trên trục II tại chỗ lắp bánh răng 2 có d c-c 2 (mm) Ta chọn then có các thông số sau: (tra bảng 9.1a-[1]) Kích thướ́c tiết diện then b = 10(mm); h = 8(mm)

Chiều sâu trên trục: t 1 = 5(mm)

Chiều sâu rãnh then trên lỗ: t 2 = 3,3(mm)

Tiết diện truc có hai rãnh then nên theo bảng 10.6-[1] ta có: Mômen cản uốn:

TIEU LUAN MOI download : skknchat@gmail.com ¿> σ ac −c =σ maxc−c M c−c

−c +S 2 τc−c √ 5 2 +14,35 2 Vậy trục thỏ̉a mãn điều kiện bền mỏ̉i, va không phai kiêm tra đô cưng truc.

 Trên trục II tại chỗ lắp bánh răng 3 có d d-d 2 (mm) Ta chọn then có các thông số sau: (tra bảng 9.1a-[1]) Kích thướ́c tiết diện then b = 10(mm); h = 8(mm)

Tiết diện truc có hai rãnh then nên theo bảng 10.6-[1] ta có: Mômen cản uốn:

Vậy trục thỏ̉a mãn điều kiện bền mỏ̉i, va không phai kiêm tra đô cưng truc 3.4.3 Kiêm nghiêm đô bên mỏi truc III

Trên trục III tại chỗ lắp bánh răng 4 có d e-e R (mm)

Ta chọn then có các thông số sau: (tra bảng 9.1a-[1])

Kích thướ́c tiết diện then b = 16(mm); h = 10(mm)

Tiết diện truc có hai rãnh then nên theo bảng 10.6-[1] ta có:

Vậy trục thỏ̉a mãn điều kiện bền mỏ̉i, va không phai kiêm tra đô cưng truc.

3.5.Kiêm tra truc vê đô bên tĩnh

Công thức thực nghiệm có dạng:

TIEU LUAN MOI download : skknchat@gmail.com va - mô men uôn lớn nhât va mô men xoăn lớn nhât tai tiêt diên nguy hiêm luc quá tai.

Tiêt diên nguy hiêm nhât la tiêt diên b-b nên co: σ = M

0,1 d 3 0,1.22 3 0,2.d 3 0,2.22 3 ¿> σ td =√ 55,28 2 +3 10,66 2 X,28 ( MPa) σ td =√ 48,11 2 +3 16,9 2 V,31 ( MPa) σ td =√ 24,37 2 +3 15,68 2 6,48 ( MPa)

Tiêu đề	Thiết Kế Trạm Dẫn Động Băng Tải
Tác giả	Bùi Hữu Trưởng
Người hướng dẫn	Nguyễn Thị Nam
Trường học	Trường Đại Học Công Nghệ Giao Thông Vận Tải
Thể loại	đồ án
Năm xuất bản	2020
Thành phố	Hà Nội

Định dạng
Số trang	97
Dung lượng	1,17 MB