Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải - Phương án số: 5

Mục lục Trang Lời nói đầu 4 Phần 1: Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền 5 I. Chọn động cơ điên 5 II. Phân phối tỉ số truyền 7 III. Lập bảng đặc tính 7 Phần 2: Thiết kế các bộ truyền 9 a. Thiết kế Xích ống con lăn 9 b. Thiết kế Bánh răng – Trục vít 13 I. Thiết kế Bánh răng trụ răng thẳng 13 II. Thiết kế Trục vít – bánh vít 19 Phần 3: Thiết kế trục 25 I. Thông số kĩ thuât 25 II. Chọn vật liệu 25 III. Tính sơ bộ đường kính trục 26 IV. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực 26 V. Biểu đồ mômen 28 VI. Kiểm nghiêm 34 Phần 4: Tính toán chọn ổ lăn 45 I. Tính toán ổ lăn cho trục I 45 II. Tính toán ổ lăn cho trục II 46 III. Tính toán ổ lăn cho trục III 50 Phần 5: Thiết kế kết cấu và dung sai lắp ghép 52 I. Kết cấu vỏ hộp 52 II. Kết cấu một số chi tiết 53 III. Bảng dung sai lắp ghép 56 TÀI LIỆU THAM KHẢO 57 TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA KHOA CƠ KHÍ BỘ MÔN THIẾT KẾ MÁY ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY Sinh viên thực hiện : Đinh Ngọc Hân MSSV : 20900775 Lớp : CK09CD1 ĐỀ TÀI Đề số 10: THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI Phương án số: 5 Hệ thống dẫn động băng tải gồm: Động cơ điện 3 pha không đồng bộ Nối trục đàn hồi Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển Bộ truyền xích ống con lăn Băng tải. Số liệu thiết kế: Lực vòng trên băng tải : F = 18000 (N) Vận tốc băng tải : v = 1,2 (m/s) Đường kính tang dẫn : D = 400 (mm) Thời gian phục vụ : L = 7 (năm) Quay một chiều, làm việc hai ca, tải va đập nhẹ. (1 năm làm việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ) Chế độ tải: T1 = T T2 = 0,7T t1 = 45s t2 = 44s Lời nói đầu Môn học Chi tiết máy là một trong những môn cơ sở giúp cho sinh viên khoa cơ khí nói riêng và sinh viên khoa khác nói chung có một cách nhìn tổng quan về nên công nghiệp đang phát triển như vũ bão. Và là cơ sở để học nhưng môn như dao cắt, công nghệ… Thiết kế đồ án chi tiết là một việc rất quan trọng, từ đó sinh viên có cơ hội tổng kết lại những kiến thức lý thuyết và làm quen với việc thiết kế. Trong nhà máy xí nghiệp sản xuất, khi cần vận chuyển vật liệu rời (khối hạt, bao gói) chủ yếu sử dụng các máy vận chuyển gián đoạn, các máy vận chuyển liên tục. Khác với các máy vận chuyển gián đoạn, các thiết bị của máy vận chuyển liên tục có thể làm việc trong thời gian dài, chuyển vật liệu theo hướng đã định sẵn một cách liên tục có năng suất cao và được ứng dụng rộng rãi khi cần vận chuyển vật liệu rời. Băng tải là một loại máy thường được sử dụng khi vận chuyển các loại vật liệu như : than đá, cát, sỏi, thóc… Băng tải thường được cấu tạo bởi ba bộ phận chính: Động cơ truyền lực và mô men xoắn đến hộp giảm tốc tiếp đó đến băng tải. Hộp giảm tốc thường dùng cho băng tải là hộp giảm tốc bánh răng trụ một, hai cấp, bánh vít – trục vít, bánh răng – trục vít . Ưu nhược điểm băng tải: Băng tải cấu tạo đơn giản, bền, có khả năng vận chuyển vật liệu theo hướng nằm ngang, nằm nghiêng (hay kết hợp cả hai) với khoảng cách lớn, làm việc êm, năng suất tiêu hao không lớn. Nhưng băng tải còn có một số hạn chế như: tốc độ vận chuyển không cao, độ nghiêng băng tải nhỏ(< 240), không vận chuyển được theo hướng đường cong. Để làm quen với việc đó em được giao Thiết kế dẫn động băng tải(xích tải), với những kiến thức đã học và sau một thời gian nnghiên cứu cùng với sự giúp đỡ tận tình của thầy cô giáo, sự đóng góp trao đổi xây dựng của bạn bè. Em đã hoàn thành được đồ án được giao. Song với những hiểu biết còn hạn chế cùng với kinh nghiệm thực tế chưa nhiều nên đồ án của em không tránh khỏi những thiếu sót. Em rất mong được sự chỉ bảo của các thầy cô trong bộ môn Thiết kế máy để đồ án của em được hoàn thiện hơn. Em cũng xin chân thành cảm ơn các thầy cô giáo trong bộ môn đã tận tình giúp đỡ em đặc biệt là thầy giáo hướng dẫn Phan Tấn Tùng. Hồ Chí Minh, Ngày 25 tháng 5 năm 2012 Sinh viên Đinh Ngọc Hân PHẦN 1: Chọn công suất động cơ và phân phối tỉ số truyền cho hệ thống I. CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN: 1. Chọn hiệu suất của hệ thống: Hiệu suất chung của hệ thống: ηch=ηxηbrηtvηntηol3 Trong đó: ηx = 0,93 : Hiệu suất bộ truyền xích ống con lăn ηbr = 0,97 : Hiệu suất bánh răng trụ răng thẳng ηtv = 0,93 : Hiệu suất bộ truyền trục vít bánh vít (z1=4) ηnt = 0,99 : Hiệu suất nối trục đàn hồi ηol = 0,99 : Hiệu suất ổ lăn Ta được: ηch = 0,93.0,97.0,93.0,99.0,993 = 0,81 2. Tính công suất đẳng trị (công suất tính toán): Công suất tính toán: Pt=Ptd= PmaxT1T2.t1+T2T2.t2t1+t2 =F.v1000T1T2.t1+T2T2.t2t1+t2 =18000.1,21000TT2.45+0,7TT2.4489 =18,68 (kW) Công suất cần thiết trên trục động cơ: Pct =Ptηch=18,680,81= 23,06 (kW) 3. Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ: Số vòng quay của trục công tác: nlv =60000.vπ.D=60000.1,2π.400= 57,3 (vòng/phút) Tỉ số truyền : Chọn sơ bộ tỉ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng trục vít: uh =25 Chọn sơ bộ tỉ số truyền của ộ truyền xích ống con lăn: ux = 2 Þ Tỉ số truyền chung sơ bộ: uch = uh.ux = 25.2 = 50 Þ Số vòng quay sơ bộ của động cơ: nsb = nlv.uch = 57,3.50 = 2865 (vòng/phút) 4. Chọn động cơ điện: Dựa vào Bảng các thông số kỹ thuật của động cơ 4A và việc tính toán sơ bộ. Ta chọn động cơ 4A180M2Y3 có các thông số: Kiểu động cơ Đường kính trục ra Công suất (kW) Vận tốc quay (vp/ph) cosj η% TmaxTdn TkTdn 4A180M2Y3 48 30 2943 0,92 90,5 2,2 1,4 II. PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN Chọn tỉ số truyền của hệ thống dẫn động: uch=ndcnlv=294357,3=51,36 Chọn tỉ số truyền của hộp giảm tốc uh = 24 Þ ux = uchuh=51,3624 = 2,14 Chọn tỉ số truyền của cặp bánh răng cấp nhanh: u1 = 2 Tỉ số truyền của trục vít – bánh vít: u2 = uhu1=242= 12 III. LẬP BẢNG ĐẶC TÍNH: Trục 1 Trục 3 Trục 2 Tính toán công suất trên trục: P3=Pmaxηx=21,60,93=23,23 kW P2=P3ηol.ηtv=23,230,99.0,93=25,23 kW P1=P2ηol.ηbr=25,230,99.0,97=26,27 kW Tính toán số vòng quay các trục: n1=ndc=2943(vòng/phút) n2=n1u1=29432,14=1375,2 (vòngphút) n3=n2u2=1375,212=122,625 vòngphút Tính toán momen xoắn trên các trục: T1=9,55.106.P1n1=9,55.106.26,272943=85245,8 Nmm T2=9,55.106.P2n2=9,55.106.25,231471,5=163472,1 Nmm T3=9,55.106.P3n3=9,55.106.23,23122,625=1809145,8 Nmm Tct=9,55.106.Pctnct=9,55.106.21,657,3=3600000 (Nmm) BẢNG ĐẶC TÍNH: Động cơ Trục 1 Trục 2 Trục 3 Trục công tác Công suất P (kW) 26,54 26,27 25,23 23,23 21,6 Tỉ số truyền u 1 2 12 2,14 Số vòng quay n (vòng/phút) 2943 2943 1471,5 122,625 57,3 Moment xoắn T (Nmm) 86122 85245,8 163472,1 1809145,8 3600000 PHẦN 2a: Tính toán bộ truyền hở Bộ truyền xích ống con lăn Thông số kĩ thuật thiết kế bộ truyền xích ống con lăn: Công suất bộ truyền : P =23,23 (kW) Tỉ số truyền : ux=2,14 Số vòng quay bánh dẫn : n1=122,625 (vòng/phút) Moment xoắn : T =1809145,8 (Nmm) Quay một chiều, làm việc hai ca, tải va đập nhẹ. Thiết kế bộ truyền: Xích chọn là xích ống con lăn. Chọn số răng của đĩa xích dẫn: z1=29-2ux=29-2.2,14=24,72 Chọn z1=25 răng Chọn số răng của đĩa bị dẫn: z2=uxz1=2,14.25=53,5 Chọn z2=54 răng Tính lại tỉ số truyền: ux=2,16 ∆u=1% Hệ số điều kiện sử dụng xích K: K=KrKaKoKdcKbKlv Kr=1,2 : Hệ số tải trọng động (tải trọng va đập nhẹ) Ka=1 : Hệ số xét đến ảnh hưởng của khoảng cách trục (Chọn a=40pc) Ko=1 : Hệ số xét đến ảnh hưởng của cách bộ trí bộ truyền (bố trí nằm ngang) Kdc=1 : Hệ số xét đén ảnh hưởng của khả năng điều chỉnh lực căng xích (trục đĩa xích điều chỉnh được) Kb=1 : Hệ số xét đến điều kiện bôi trơn (bôi trơn nhỏ giọt) Klv=1,12 : Hệ số xét đến chế độ làm việc (làm việc hai ca) ⟹K=1,2.1.1.1.1.1,12=1,44 Công suất tính toán: Pt=K.KzKnP1Kx Chọn n01=200 (vòng/phút) Kn=n01n1=200122,625=1,631 Kz=25z1=2525=1 Kx=1,7 (Chọn xích hai dãy) ⟹Pt=1,44.1.1,631.23,231,7=32,09 (kW) Theo bảng 5.4 (Cơ sở thiết kế máy – Nguyễn Hữu Lộc) và theo cột n01=200 (vòng/phút) ta chọn bước xích: pc=38,1 mm Kiểm tra số vòng quay tới hạn: Tương ứng với bước xích pc=38,1 mm, số vòng quay tới hạn nth=500 (vòng/phút) nên ta thoả mãn n1<nth. Kiểm ta bước xích pc: Theo bảng 5.3 (Cơ sở thiết kế máy – Nguyễn Hữu Lộc) ta chọn p0=29 (Mpa). Ta có: pc≥6003P1Kz1n1[p0]Kx=600323,23.1,4425.122,625.29.1,7=36,3 (mm) Do pc=38,1 mm nên điều kiện được thoả. Tính toán các công thức: Vận tốc trung bình v=π.D.n160000=n1.z1.pc60000=122,625.25.38,160000=1,95 (m/s) Lực vòng có ích: Ft=1000.P1v=1000.23,231,95=11912,8 (N) Chọn khoảng cách trục sơ bộ: a=30÷50pc=40.pc=40.38,1=1524 (mm) Số mắt xích: X=2apc+z1+z22+z2-z12π2.pca =2.152438,1+25+542+54-252π2.38,11524=120,89 Chọn X=122 mắt xích. Chiều dài xích: L=pc.X=38,1.122=4648,2 (mm) Tính chính xác khoảng cách trục: a=0,25.pcX-z1+z22+X-z1+z222-8z2-z12π2 a=0,25.38,1122-25+542+122-25+5422-854-252π2 a=1561,7 (mm) Để bộ truyền xích làm việc có độ chùng bình thường, ta giảm khoảng cách trục a một khoảng ∆a=0,002÷0,004a Vậy khoảng cách trục a=1556 (mm) Số lần va đập xích trong một giây: i=z1.n115X=25.122,62515.122=1,68≤i=14 Theo bảng 5.6 (Cơ sở thiết kế máy – Nguyễn Hữu Lộc), với bước xích pc=38,1 (mm) ta chọn i=14 Kiểm tra xích theo hệ số an toàn: s=QF1+Fv+F0 Tải trọng phá hủy Q tra bảng 5.1 (Cơ sở thiết kế máy – Nguyễn Hữu Lộc), với pc=38,1 mm⇒Q=127 (kN) Lực trên nhánh căng F1≈Ft=11912,8 (N) Lực căng do lực ly tâm gây nên: Fv=qm.v2=5,5.1,952=20,9 (N) Lực căng ban đầu của xích: F0=Kfaqmg=6.1,556.5,5.9,81=503,7 (N) ⇒s=12700011912,8+20,9+503,7=10,2≥s0=8,5 Với s0 là hệ số an toàn cho phép phụ thuộc vào số vòng quay và bước xích tra trong bảng 5.7 (Cơ sở thiết kế máy – Nguyễn Hữu Lộc) Lực tác dụng lên trục: Fr=Km.Ft=1,15.11912,8=13699,72 (N) Trong đó: Km=1,15: Hệ số trọng lượng xích (Bộ xích đặt nằm ngang) 11. Đường kính đĩa xích: Bánh xích dẫn: d1≈pc.z1π=38,1.25π=303,19 mm da1=d1+0,7pc=303,19+0,7.38,1=329,86 mm Bánh bị dẫn: d2≈pc.z2π=38,1.54π=654,89 mm da2=d2+0,7pc=654,89+0,7.38,1=681,56 mm PHẦN 2b: Thiết kế Bánh răng – Trục vít I. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN CẤP NHANH BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG THẲNG Các thông số kĩ thuật : Công suất bộ truyền : P1 =26,27 (kW) Tỉ số truyền : u=2 Số vòng quay bánh dẫn : n=2943 (vòng/phút) Moment xoắn : T1 =85245,8 (Nmm) Chọn vật liệu cho bánh dẫn và bánh bị dẫn: Chọn thép C45 được tôi cải thiện. Theo bảng 6.13 ta có: Đối với bánh dẫn: HB1=250 σOHlim1=2HB1+70=2.250+70=570 Mpa sH1=1,1 σOFlim1=1,8HB1=1,8.250=450 Mpa sF1=1,75 Đối với bánh bị dẫn: HB2=228 σOHlim2=2HB2+70=2.228+70=526 Mpa sH2=1,1 σOFlim2=1,8HB2=1,8.228=410,4 Mpa sF2=1,75 Xác định sơ bộ ứng suất tiếp xúc cho phép [ σH ] và ứng suất uốn cho phép [σF ]: Số chu kì làm việc cơ sở: NHO1=30 HB12,4=30.2502.4 =1,71.107 chu kì NHO2=30 HB22,4=30.228 2.4=1,37.107 chu kì NFO1 = NFO2 = 5.106 chu kì Số chu kì làm việc tương đương: Số lần ăn khớp của răng 1 vòng quay: c=1 Tuổi thọ: L h=7.300.8.2 =33600 giờ mH=6 NHE1=60c(TiTmax)3niti =60.1.2943.33600TT34545+44+0,7TT34445+44 =4.109 chu kì NHE2=NHE1u=4.1092=2.109 chu kì NFE1=60c(TiTmax)6 niti =60.1.2943.33600TT64545+44+0,7TT64445+44 =3,3.109 chu kì NFE2=NFE1u=3,3.1092=1,65.109 chu kì Hệ số tuổi thọ: Do NHE1>NHO1 ,NHE2>NHO2 ,NFE1>NFO1 ,NFE2>NFO2 nên chọn KHL1=KHL2=KFL1=KFL2=1 Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép: [σH1]=σOHlim10,9.KHL1sH1=570. 0,9.11,1=466,36 Mpa σH2=σOhlim20,9.KHL2sH2=526.0,9.11,1=430,36 MPa σF1=σOFlim1KFCsF1KFL1=450.11,75.1=257,14 Mpa σF2=σOFlim2KFCsF2KFL2=410,4.11,75.1=234,51 Mpa Chọn ứng suất tiếp xúc cho phép [σH]: Chọn σH=σH2=430,36 Mpa Chọn hệ số tải trọng tính: Theo bảng 6.15 do bánh răng nằm đối xứng các ổ trục nên chọn ψba=0,3...0,5, chọn ψba=0.4 theo tiêu chuẩn. Ta có: ψbd=ψba(u+1)2=0,4.(2+1)2=0,6 Ứng với ψbd vừa chọn, tra bảng 6.4(ứng với ψbd=0,6 và HB<350) có: KHβ=1,01 và KFβ=1,02 Tính khoảng cách trục: aw=50(u ±1)3T1KHβψbaσH2u =502+1385245,8.1,010,4.430,362.2=131,5 mm Ta chọn aw=135 mm Chọn modul răng: m=(0.01÷0.02)aw =(0,01÷0,02).135 =1,35÷2,7 Theo tiêu chuẩn ta chọn m=2 Xác định số răng : Tổng số răng : z1+z2=2awm=135 răng  z1=z1+z2u+1=45 răng => z2=90 răng Tính lại tỉ số truyền: u=z2z1=9045=2 Xác định các kích thước bộ truyền bánh răng: Đường kính vòng chia: d1=mz1=2.45=90 mm d2=mz2=2.90=180 mm Đường kính vòng đỉnh: da1=d1+2m=90+2.2=94 mm da2=d2+2m=180+2.2=184 mm Khoảng cách trục: aw=d1+d22=90+1802=135 mm Chiều rộng vành răng: Bánh bị dẫn: b2=ψba.aw=0,4.135=54 mm Bánh dẫn : b1=b2+5=54+5=59 mm 10.Tính vận tốc vòng v và chọn cấp chính xác bộ truyền v=πd1n60000=π.90.294360000=13,87 m/s Tra bảng 6.3 ta chọn cấp chính xác bộ truyền là 6; vgh=15 m/s 11. Xác định lực tác dụng lên bộ truyền: Ft1=Ft2=2.T1mz1=2.85245,82.45=1894,4 N Fr1=Fr2=Ft1.tanα=1894,4.tan200=689,5 N 12. Chọn hệ số tải trọng động KHV và KFV : Ta có cấp chính xác là 6 và vận tốc v=13,87 m/s Tra bảng 6.5 chọn: KHv=1,6 KFv=1,88 13. Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc: ZM=275 MPa1/2 εα=1,88-3,21z1+1z2=1,77 Zε=4-εα3 =4-1,773=0,86 T1=85245,8 Nmm ZH=2sin2αω=2sin⁡(2.200)=1,76 KH=KHβ.KHv.KHα=1,01.1,6.1=1,616 u=2 dw1=90 mm bw=59 mm =>σH=ZMZHZεdω12T1KH(u+1)bwu =275.1,76.0,86902.85245,8.1,616.(2+1)59.2=387,1 MPa Ứng suất tiếp xúc cho phép [σH]=σ0H limKHLZRZVKlKxHsH Hệ số ảnh hưởng độ nhám bề mặt: ZR=0,95 Hệ số ảnh hưởng vận tốc vòng, do HB≤350: ZV=0,85.v0,1=0,85.13,870,1=1,106 Hệ số xét đến ảnh hưởng của điều kiện bôi trơn, chọn Kl=1 Hệ số ảnh hưởng kích thước răng: KxH=1,05-d104=1,05-90104=1,02 => [σH]=[σH]ZRZVKlKxH0,9=430,36.0,95.1,106.1.1,020,9=512,47 Mpa Ta có σH < [σH] Vậy thỏa điều kiện độ bền tiếp xúc. 14. Kiểm nghiệm ứng suất uốn : Ứng suất uốn cho phép: [σF]=σ0F limKFLYRYxYδKFCsF Hệ số xét đến ảnh hưởng khi quay hai chiều đến độ bền mỏi: KFC=1 khi quay một chiều. Hệ số ảnh hưởng đến độ nhám: YR=1 khi phay và mài răng Hệ số kích thước: Yx=1,05-0,005m=1,05-0,005.2=1,04 Hệ số độ nhạy vật liệu bánh răng đến sự tập trung ứng suất: Yδ=1,082-0,172.logm=1,082-0,172.log2=1,03 Suy ra: [σF1]=[σF1]YRYxYδKFC=257.1.1,04.1,03.1=275,3 MPa [σF2]=[σF2]YRYxYδKFC=234,5.1.1,04.1,03.1=251,2 MPa Hệ số dạng răng: YF1=3,47+13,2z1=3,47+13,245=3,76 YF2=3,47+13,2z2=3,47+13,290=3,62 Đặc tính so sánh độ bền các bánh răng(độ bền uốn): σF1YF1=275,33,76=73,2 σF2YF2=251,23,62=69,39 Ta kiểm nghiệm độ bền uốn cho bánh bị dẫn là bánh có độ bền thấp hơn Ứng suất uốn được tính theo: σF=YFFtKFbw.m Hệ số tải trọng tính: KF=KFβKFvKFα=1,02.1,88.1=1,9176 Ứng suất uốn tính toán:σF2=YF2FtKFbw.m=3,62.1894,4.1,917659.2=138,2 MPa σF2<σF2=251,2 MPa Vậy độ bền uốn được thỏa. 15. Bảng thống kê các thông số bộ truyền: Thông số Kích thước Môđun m=2 mm Khoảng cách trục aw=135 mm Góc biên dạng ren a α=200 Bánh dẫn Số răng z1=45 răng Đường kính vòng chia d1=90 mm Đường kính vòng đỉnh da1=94 mm Bề rộng vành răng b1=59 mm Bánh bị dẫn Số răng z2=90 răng Đường kính vòng chia d2=180 mm Đường kính vòng đỉnh da2=184 mm Bề rộng vành răng b2=54 mm BỘ TRUYỀN CẤP CHẬM TRỤC VÍT – BÁNH VÍT: Các thông số kĩ thuật : Công suất trên trục vít : P1=25,23 (kW) Tỉ số truyền : u=12 Số vòng quay trục vít : n1=1471,5 (vòng/phút) Moment xoắn trên trục vít : T1=163472,1 (Nmm) Moment xoắn trên bánh vít: T2=1809145,8 (Nmm) Dự đoán vận tốc trượt vs: vs≈3,7÷4,6n11053T2=3,7÷4,6.1471,510531809145,8 =6,6÷8,2≈8 m/s Tương ứng vận tốc trượt vs=8 m/s ta chọn cấp chính xác 7 Chọn vật liệu: Đối với bánh vít: Vì vs≥5 m/s ta chọn vật liệu là đồng thanh không thiếc Br SnP10-1, đúc trong khuôn kim loại với σch=150 MPa,σb= 260 MPa. Đối với trục vít: Chọn vật liệu cho trục vít là thép 40Cr được tôi với độ rắn 45HRC, sau đó được mài và đánh bóng ren vít. Ứng suất cho phép của bánh vít: Ứng suất tiếp xúc cho phép: σH=0,76÷0,9σbKHLCv=112÷133≈120 MPa Trong đó: σb=260 MPa Cv=0,8 KHL=8107NHE=81071,54.108=0,71 Với NHE là chu kỳ làm việc tương đương theo công thức: NHE=60(TiTmax)4 niti =60.122,625.33600TT44545+44+0,7TT44445+44 =1,54.108 chu kỳ Ứng suất uốn cho phép: σF=0,25σch+0,08σb9106NFE =0,25.150+0,08.26091061,3.108=33,95 MPa NFE – Số chu kì làm việc tương đương xác định theo công thức:  NFE=60(TiTmax)9 niti =60.122,625.33600TT94545+44+0,7TT94445+44 =1,3.108 chu kì Chọn số răng trục vít – bánh vít: Chọn số mối răng z1=4 răng với u=12 Số răng bánh vít z2=12.4=48 răng. Chọn hệ số đường kính q≈0,26z2=0,26.48=12,48, chọn q=12,5. Chọn sơ bộ η theo công thức: η≈0,91-u200=0,91-12200=0,85 Tính khoảng cách trục aw aw≥1+qz23170σH2T2KHqz2=1+12,548317021021809145,8.1.1,112,548=216 mm Với hệ số tải trọng động KH=KHβKHV : KHβ=1 KHV=1,1 Tính môđun theo công thức: m=2awz2+q=2.21648+12,5=7,14 Ta chọn m=8 mm theo tiêu chuẩn. Tính lại khoảng cách trục thực: aw=m(q+z2)2=8.(12,5+48)2=242 mm Các kích thước chính của bộ truyền: Tên thông số Công thức Hệ số đường kính q=12,5 Hệ số dịch chỉnh x=0 Môđun m=8 mm Khoảng cách trục aw=242 mm Góc biên dạng ren 200 Trục vít Đường kính vòng chia trục vít d1=mq=8.12,5=100 mm Đường kính vòng đỉnh trục vít da1=d1+2m=100+2.8=116 mm Đường kính vòng đáy trục vít df1=d1-2,4m=100-2,4.8=80,8 mm Góc xoắn ốc vít g γ=arctanz1q=arctan412,5=17,740 Chiều dài phần cắt ren trục vít b1≥12,5+0,09z2m=134,56 mm Bánh vít Đường kính vòng chia bánh vít d2=dw2=mz2=8.48=384 mm Đường kính vòng đỉnh răng bánh vít da2=mz2+2=848+2=400 mm Đường kính vòng đáy răng bánh vít df2=mz2-2,4=364,8 mm Đường kính lớn nhất bánh vít daM2≤da2+6mz1+2=408 mm Chiều rộng bánh vít b2≤0,75da1=0,75.48=87 mm 8. Kiểm nghiệm: Tính lại vận tốc trượt: vs=mn119500z12+q2=8.1471,51950042+12,52=7,9 m/s ∆vs=7,9-88=1,25%<5% Hệ số tải trọng: KV=1,1 và Kβ=1 Hiệu suất η được tính theo công thức: η=0,95tanγtan⁡(γ+ρ')=tan⁡17,740tan⁡(17,740+1,30)=0,93 Với góc ma sát ρ'=arctanf'=arctan⁡(0,048/vs0,36)=1,30 Tính toán lại ứng suất tiếp xúc cho phép: σH=0,76÷0,9σbKHLCv=112÷133≈120 MPa Giá trị này phù hợp với giá trị đã chọn. Xác định số răng tương đương bánh vít: zv2=z2cos3γ=48cos317,74=55,55 Chọn hệ số YF2=1,45. Kiểm nghiệm độ bền uốn của bánh vít theo công thức: σF=1,2T2YF2KFb2d2m=1,2.1809145,8.1,45.1,187.384.8=12,96 MPa σF<σF=33,95 MPa Vậy bánh vít thoả điều kiện bền uốn. Xác định giá trị các lực tác dụng lên bộ truyền: Ft2=Fa1=2T2d2=2.1809145,8384=9422,6 N Ft1=Fa2=Ft2.tanγ+ρ'=9422,6 .tan17,740+1,30=3251,8 N Fr1=Fr2=Ft2tanα=9422,6.tan20=3429,5 N Kiểm nghiệm độ bền uốn của trục vít: σF=32MF2+0,75T12πdf13=32645327,42+0,75.163472,12π.80,83 =12,76 Mpa Với MF là tổng mômen uốn tương đương, MF=Ft1l42+Fr1l4+Fa1d142 =3251,8.38442+3429,5.3844+9422,6.10042 =645327,4 Nmm Với vật liệu chế tạo trục vít là thép 40Cr được tôi với độ rắn 45HRC, ta chọn [σF]=80 MPa Ta có σF<σF Vậy thoả điều kiện bền uốn của trục vít. Kiểm tra độ cứng trục vít: f=l3Fr12+Ft1248EIe=38433429,52+3251,8248.2,1.105.2661932,9=0,01 mm Trong đó: l - khoảng cách giữa 2 ổ, sơ bộ chọn l=d2=384 mm E - môđun đàn hồi của trục vít, E=2,1.105N/mm2 Ie - mômen quá tính tương đương mặt cắt trục vít, Ie=0,375+0,625da1df1πdf1464=0,375+0,625.11680,8π.80,8464 =2661932,9 mm4 Với độ võng cho phép: f=0,005÷0,01m=0,04÷0,08 mm>f=0,01 mm Vậy thoả điều kiện độ cứng trục vít. Tính toán nhiệt theo công thức: t1=t0+1000P1(1-η)KTA(1+Ψ)=30+1000.25,23.(1-0,93)16.20.0,2421,7.(1+0,3) =88,74o≤t1=95o Vậy nhiệt độ nằm trong phạm vi cho phép. 9. Kiểm tra điều kiện bôi trơn: Ta cho dần ngập ren trục vít. Lúc này ta có mức dầu ngập bánh răng bị dẫn cấp chậm: h=dbr2-dftv2=184-80,82=51,6 mm Để thỏa mãn điều kiện ngâm dầu: 13dbr2≤h≤23dbr230,7≤h≤61,3 Vậy hộp giảm tốc thỏa điều kiện bôi trơn. PHẦN 3: Thiết kế trục I. Các thông số kĩ thuật: Trục 1: Ft1=1894,4 N Fr1=689,5 N Fnt=0.2÷0.32T1Dt  =0,25.2.85245,890=473,6 N P1=26,27 (kW) n1=2943(vòng/phút) T1=85245,8 (Nmm) Trục 2: Ft21=1894,4 N Fr21=689,5 N Ft22=3251,8 N Fa22=9422,6 N Fr22=3429,5 N P2=25,23 (kW) n2=1471,5 (vòngphút) T2=163472,1 (Nmm) Trục 3: Frx=13699,7 (N) Ft3=9422,6 N Fa3=3251,8 N Fr3=3429,5 N P3=23,23 (kW) n3=122,625(vòngphút) T3=1809145,8 (Nmm) II. Chọn vật liệu : Chọn vật liệu chế tạo là