Thiết kế hệ dẫn động băng tải

Phần 1: TíNH TOáN Hệ DẫN ĐộNG I. Chọn động cơ Xác định công suất cần thiết của động cơ Công suất cần thiết Pct : P1 = KW Hiệu suất hệ dẫn động h : h = ế hnib . Theo sơ đồ đề bài thì : h = hmổ lăn. hkbánh răng. hkhớp nối.hđai.. m : Số cặp ổ lăn (m = 4); k : Số cặp bánh răng (k = 2),Tra bảng 2.3 (tr 94), ta được các hiệu suất: hol= 0,99 ( vì ổ lăn được che kín), hbr= 0,97 , hk= 1, hđ = 0,96 (bộ truyền đai để hở ) h = 0,994. 0,972. 1. 0,96 = 0,868 Công suất tương đương được xác định

doc46 trang | Chia sẻ: huyen82 | Ngày: 04/10/2013 | Lượt xem: 220 | Lượt tải: 2download
Tóm tắt tài liệu Thiết kế hệ dẫn động băng tải, để xem tài liệu hoàn chỉnh bạn click vào nút DOWNLOAD ở trên
theo công thức sau Ptđ = P1. Công suất trên trục công tác: Pt = Ptđ =2,78 (kW) Công suất cần thiết là: Pct = Chọn sơ bộ tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống là usb .Theo bảng 2.4(tr 21), truyền động bánh răng trụ hộp giảm tốc 2 cấp, truyền động đai (bộ truyền ngoài): usb= usbh. usbđ =12.4 = 48 Số vòng quay của trục máy công tác là nlv : nlv = = 75 vg/ph Trong đó : v : vận tốc xích tải z : Số răng đĩa xích tải p : Bước xích tải . Số vòng quay sơ bộ của động cơ nsbđc: nsbđc = nlv . usb = 75.48 = 3600 vg/ph Chọn số vòng quay sơ bộ của động cơ là nđb = 3600 vg/ph. Quy cách động cơ phải thỏa mãn đồng thời : Pđc Pct , nđc ằ nsb và Ta có : ; ; Theo bảng phụ lục P 11 ( trang 234 ). Ta chọn được kiểu động cơ là : K132S2 Các thông số kĩ thuật của động cơ như sau : ; ; ; Đường kính trục : 32 mm; Khối lượng : 60 kg; Kết luận động cơ K132S2 có kích thước phù hợp với yêu cầu thiết kế. II. PHÂN PhốI Tỷ Số TRUYềN Ta đã biết Tỷ số truyền chung Chọn uhộp = 12 ị uđai = ; Trong đó : u1 : Tỉ số truyền cấp nhanh u2 : Tỉ số truyền cấp chậm Theo công thức kinh nghiệm : u1 =(1,2…1,3).u2 => chọn u1 = 4 ; u2 = 3. Kết luận : uh = 20 ; u1 = 4; u2 = 3; uđai=3,21. Xác định công xuất, momen và số vòng quay trên các trục. Tính công suất, mô men, số vòng quay trên các trục (I, II, III, IV) của hệ dẫn động. Công suất, số vòng quay : Pct =3,2 kW ; nlv =75vg/ph. PI = Pct . hđ . hol =3,2.0,96.0,99=3,04128kW ; nI = = 900 vg/ph PII = PI .hol . hbr =3,04128.0,99.0,97=2,92 kW ; nII = nI/u2=900/4=225 vg/ph PIII =PII .hol . hbr =2,92.0,97.0,99=2,804kW ; nIII = nlv = 75 vg/ph Mô men TI = 9,55. 106. N. mm. TII = 9,55. 106. N. mm. TII = = 61968,85 N. mm. TIII = 9,55. 106. N. mm. Trục Thông số Trục động cơ I II III Làm việc uđ =3,21 u1 = 4 u2 = 3 Khớp P (kW) 3,0412 2,92 2,804 N(vg/ph) 900 225 75 T(N.mm) 32271,36 61968,85 357042,6 Ta lập được bảng kết quả tính toán sau: Phần II Thiết kế các bộ truyền của HGT I- Tính toán bộ truyền ngoài - Chọn loại đai & tiết diện đai Công suất cần truyền : P = 3,2 (kW) Số vòng quay bánh đai nhỏ : n = 2890 (v/p) ị Chọn đai hình thang thường với tiết diện A (theo hình 4.1) Theo bảng 4.13 (tr59-TKHDĐ-T1) ị Các thông số của đai: bt = 11 mm; b = 13 mm; h = 8 mm; y0 = 2,8 mm; A = 81 mm2; d1 = 100á200 mm; l = 560á4000 mm - Đường kính bánh đai nhỏ d1 Theo bảng 4.13 chọn d1 = 160 mm ị vận tốc đai: (m/s) < 25 (m/s) thoả mãn với đai thang thường đã chọn ở trên. - Đường kính bánh đai lớn d2 Theo công thức (4.2): d2 = d1.uđ.(1-e) với e = 0,015 Hệ số trượt ị d2 = 160.3,21.(1 – 0,015) = 505,896 (mm) Theo bảng 4.21 ta chọn d2 = 500 mm *Tính lại tỷ số truyền: % < 4% => sai lệch làm trong phạm vi cho phép. - Khoảng cách trục a Theo bảng 4.14 với u = 3,17 ta chọn sơ bộ khoảng cách trục a = d2 = 500 (mm) - Chiều dài đai l *Theo công thức (4.4): (mm) Theo bảng 4.13 ta chọn chiều dài đai l = 2000 (mm) *Tính lại khoảng cách trục a theo công thức (4.6): (mm) (mm) (mm) *Kiểm tra điều kiện của a theo công thức (4.14): 0,55(d1 + d2) + h Ê a Ê 2(d1 + d2) => 0,55(160 + 500) + 8 Ê a Ê 2(160 + 500) => 371 Ê a Ê 1320 - Góc ôm a1 trên bánh đai nhỏ Theo công thức (4.7) : > 1200 - Xác định số đai z Số đai z được xác định theo công thức (4.16) Trong đó: P1 - Công suất trên trục bánh đai chủ động, kW P1 = 2,217 (kW) [P0] - công suất cho phép,[P0] = 4,09 (kW) được tra theo bảng 4.19 với tiết diện A & lo = 1700(mm) Kđ - hệ số tải trọng động, bảng 4.7 ị Kđ = 1,25 Ca - hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm a1 bảng 4.15 ị Ca = 0,89 Cl - hệ số kể đến ảnh hưởng chiều dài đai,bảng 4.16 với ị Cl = 1,04 Cu - hệ số kể đến ảnh hưởng của tỷ số truyền bảng 4.17với u = 3,21 ị Cu = 1,14 Cz - hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các dây đai: < 1 theo bảng 4.18 ị Cz = 1 Kđ - hệ số tải trọng động, bảng 4.7 ị Kđ = 1,35 => lấy z = 1 ị Chiều rộng bánh đai B: B = (z - 1)t + 2e = (1 – 1)t + 2.10 = 20 (mm) ị Đường kính ngoài của bánh đai nhỏ & lớn: da1 = d1 + 2h0 = 160 + 2.3,3 = 166.6(mm) da2 = d2 + 2h0 = 500 + 2.3,3 = 506,6(mm) - Xác định lực căng ban đầu & lực tác dụng lên trục Lực căng trên đai được xác định theo công thức (4.19): Trong đó: Fv- lực căng do lực li tấm sinh ra, công thức (4.20) Fv = qmv2 qm – khối lượng 1 mét chiều dài đai bảng 4.22 ị qm = 0,105 (kg/m) v – vận tốc vòng, m/s P1 – công suất trên trục bánh đai chủ động, kW ị Fv = 0,105.24,22 = 61,492 (N) (N) ị lực tác dụng lên trục theo (4.21): Fr = 2F0zsin(a1/2) ị Fr = 2.217,94.1.sin(136,910/2)=405,42 (N) Bảng kết quả: Thông số Kí hiệu Giá trị Tiết diện đai Kích thước tiết diện đai Đường kính bánh đai nhỏ Vận tốc đai Đường kính bánh đai lớn Khoảng cách trục Chiều dài đai Góc ôm Số đai Lực căng ban đầu Lực tác dụng lên trục Chiều rộng bánh đai Đường kính ngoài của bánh đai nhỏ Đường kính ngoài của bánh đai lớn Các kích thước khác A (mm2) bt (mm) b (mm) h (mm) y0 (mm) d1 (mm) v (m/s) d2 (mm) a (mm) l (mm) a1 (0) z F0 (N) Fr (N) B (mm) da1 (mm) da2 (mm) h0 (mm) H (mm) b1 (mm) e (mm) j (0) 81 11 13 8 2,8 160 24,2 500 449,8 2000 136,91 1 217.94 405,42 20 166,6 506,6 3,3 12,5 13,5 10 40 II- Tính toán các bộ truyền trong hộp 1- Chọn vật liệu Do không có yêu cầu gì đặc biệt & theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế, ở đây chọn vật liệu 2 cấp bánh răng như nhau. Theo bảng 6.1 TKT1 Ta chọn vật liệu làm cặp bánh răng như sau: Bánh nhỏ : Thép 45, Tôi cải thiện Độ rắn sau khi tôi: 241á285 HB Giới hạn bền: sb1 = 850 MPa Giới hạn chẩy: sch1 = 580 MPa Bánh lớn : Thép 45, tôi cải thiện Độ rắn sau khi tôI: 192á240 HB Giới hạn bền : sb2 = 750 MPa Giới hạn chẩy: sch2 = 450 MPa 2. Xác dịnh ứng xuất cho phép Tính theo công thức(6.1a)&(6.1b) tr93-TKHDĐCK-T1: Theo 6.2 TKT1 Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn180-350 HB có: = 2HB + 70 (MPa); SH = 1,1 = 1,8HB (MPa); SF = 1,75 Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1 = 245 Chọn độ rắn bánh lớn HB2 = 230 ị ị KFC – hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải KFC = 1(bộ truyền quay một chiều) KHL – hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ & chế độ tải trọng của bộ truyền, tính theo(6.3)&(6.4) ; + mH&mF-bậc của đưòng cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn vì độ rắn mặt răng HB < 350 +NHO-số chu kì thay đổi ứng suất cơ sơ khi thử về tiếp xúc theo (6.5) +NFO-số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn, NFO = 4.106 đối với tất cả các loại thép +NHE&NFE-số chu kì thay đổi ứng suất tương đương Trường hợp bộ truyền làm việc với tải trọng thay đổi nhiều bậc: Trong đó: Ti - mô men xoắn trên trục i ni - số vòng quay trục I - tổng số giờ làm việc ở chế độ i a. Với bộ truyền nhanh: NHE1n = 46,18.107 > NHO1n = 1,6.107 ị KHL1n = 1 NHE2n = 11,54.107 > NHO2n = 1,39.107 ị KHL2n = 1 NFE1n = 41,38.107 > NFO1n = 4.106 ị KFL1n = 1 NFE2n = 9,1.107 > NFO2n = 4.106 ị KFL2n = 1 b. Với bộ truyền chậm: NHE1c = 11,54.107 > NHO1c = 1,6.107 ị KHL1c = 1 NHE2c = 3,84.107 > NHO2n = 1,39.107 ị KHL2c = 1 NFE1c = 10,34.107 > NFO1c = 4.106 ị KFL1c = 1 NFE2c = 3,44.107 > NFO2c = 4.106 ị KFL2c = 1 Từ các kết quả tính toán trên ta thấy ở cả hai cấp , , KHL , KFC , KFL , SH , SF là như nhau ị Sơ bộ xác định được: ; ; Với cấp chậm: bộ truyền động bánh răng trụ nghiêng theo (6.12) Với cấp nhanh: bộ truyền động bánh răng trụ răng thẳng # ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải: với bánh răng tôi cải thiện Theo công thức(6.13): # ứng suất uốn cho phép khi quá tải với vật liệu có HB < 350 Theo công thức (6.14): 3.tính toán bộ truyền cấp nhanh : (bánh răng trụ răng thẳng) Thông số của bộ truyền như sau: P1 = 3,04128 (kW) u = 4 n1 = 900 (v/p) T1 = 32271,36(Nmm) 3.1 Xác định sơ bộ khoảng cách trục aw Từ công thức (6.15a )-tr96-TKHDĐCK-T1 Trong đó: : Hệ số phụ thuộc vật liệu làm bánh răng & loại răng : Mô men xoắn trên trục bánh chủ động, (Nmm) : ứng suất tiếp xúc cho phép của bộ truyền theo trên : Hệ số chiều rộng vành răng u : Tỷ số truyền : Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc Theo bảng 6.5 với răng thẳng & vật liệu là thép -thép => Ka = 49,5(MPa)1/3 Theo bảng 6.6 TKT1 với bánh răng trong hộp giảm tốc đối xứng với các ổ lăn =>Chọn Theo bảng 6.7 TKT1 với &theo sơ đồ 7 => => => Chọn aw = 125(mm) 3.2 Xác định các thông số ăn khớp *Modune pháp m: Theo (6.17)TKT1 => m = (0,01á0,02)aw = 1,25 á2,5 Theo bảng (6.8) TKT1 => chọn m = 2 *Số răng bánh 1: *Số răng bánh 2: Z2=Z1.u = 25.4 = 100 => Tỷ số truyền thực tế : u = Z2 / Z1 = 100/25 = 4 => Tính lại khoảng cách trục aw = [2(Z1 + Z2)/2] = [2(25 + 100)/2] = 125 (mm) Do bộ truyền không dịch chỉnh => đường kính vòng lăn và đường kính vòng chia dw1 = d1 = 2.aw/(u + 1) = 2.125/(4 + 1) = 50 (mm) dw2 = d2 = d1.u = 50.4 = 200 (mm) => Chiều rộng vành răng bw = yba.aw = 0,4.125 = 50 (mm) 3.3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc Theo(6.33)TKT1 ư/s tiếp xúc trên mặt làm việc của răng tính theo công thức: Trong đó: : Hệ số ảnh hưởng của cơ tính vật liệu Tra bảng 6.5TKT1=> : Hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc Theo công thức (6.34): : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng phụ thuộc eb : Hệ số trùng khớp ngang được tính theo (6.38b) : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc Theo (6.39) => = -hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, tra bảng 6.7 => KHb = 1,03 -hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng. Vì là bánh răng thẳng => = 1 theo bảng 6,13 chọn ccx8 -hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, theo (6.41): trong đó: : cường độ tải trọng động(N/mm) : ảnh hưởng của hệ số ăn khớp : ảnh hưởng của sai lệch bước răng v : vận tốc vòng (m/s) Theo 6.15 TKT1 Theo 6.16 TKT1 *Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép: Theo (6.1) TKT1 Trong đó: ZR - hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc Với ccx động học là 8, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8 =>Khi đó cần gia công độ nhám bề mặt Zv - hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng Có v = 2,35 m/s < 5m/s ZxH - hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng (da <700(mm)) (Tính phần trước) Ta thấy Cặp bánh răng thoả mãn điều kiện bền tiếp xúc. 3.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn Theo công thức (6.43) TKT1 Trong đó: : Mô men xoắn trên trục chủ động, Nmm m: Modune pháp, mm KF : Hệ số tải trọng khi tính về uốn b: Chiều rộng vành răng d: Đường kính vòng lăn bánh chủ động Ye: Hệ số kể đến sự trùng khớp Yb: Hệ số độ nghiêng răng Yb = 1 Y,Y: Hệ số dạng răng Bảng 6.18 TKT1 => YF1 = 3,9 => YF2 = 3,6 KF - hệ số tải trọng khi tính về uốn theo (6.45): KF = KFbKFaKFv K= 1 ( Bánh răng trụ răng thẳng ) K = 1,05 ( bảng 6.7 TKT1 với ybd = 1,06 ) KFv = 1 + (công thức (6.46)) = 0,016 ( bảng 6.15 TKT1) = 56 ( bảng 6.16 TKT1) theo công thức(6.44) *Tính chính xác ứng suất uốn cho phép: Theo công thức (6.2) TKT1: Với m = 2 => =1,08-0,0695ln2 = 1,05 =1 (Bánh răng nghiêng) =1 (da <400 mm) Ta thấy Vậy cặp bánh răng thoả mãn điều kiện bền uốn. 3.5 Kiểm nghiệm về độ bền của răng khi quá tải Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc của bánh răng lớn khi quá tải Theo công thức (6.48) TKT1 Kiểm nghiệm ứng suất uốn khi quá tải theo(6.49) TKT1 Vậy răng thoả mãn điều kiện bền tiếp xúc và điều kiện bền uốn khi quá tải. 4- Bộ truyền cấp chậm: (bánh răng trụ răng NGHIÊNG) Thông số của bộ truyền như sau: P1 = 2,92(kW) n1 = 225(v/p) u = 3 T1 = 61968,85(Nmm) 4.1 Khoảng cách trục aw (chọn sơ bộ): Từ công thức (6.15a )tr96-TKHDĐCK-T1 Trong đó: : Hệ số phụ thuộc vật liệu làm bánh răng & loại răng : Mô men xoắn trên trục bánh chủ động, (Nmm) : ứng suất tiếp xúc cho phép của bộ truyền theo trên : Hệ số chiều rộng vành răng u : Tỷ số truyền : Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc Theo bảng 6.5 với răng nghiêng & vật liệu là thép -thép => Ka = 43(MPa)1/3 Theo bảng 6.6 TKT1 với bánh răng trong hộp giảm tốc không đối xứng với các ổ lăn =>Chọn Theo bảng 6.7 TKT1 với &theo sơ đồ 3 => => => Chọn aw = 140(mm) 4.2 Xác định các thông số ăn khớp: Modune pháp m: Theo (6.17)TKT1 => m = (0,01á0,02)aw =1,4á2,8 Theo bảng (6.8) TKT1và theo quan điểm thống nhất hoá => chọn m = 2 Góc nghiêng b: chọn sơ bộ b = 350 Số răng bánh 1: theo (6.31) => chọn = 29 Số răng bánh 2: => chọn = 87 => Tỷ số truyền thực tế là u = (87/29) = 3 => Góc nghiêng thực tế của răng là => b = 34,050 Đường kính vòng lăn bộ truyền: Do bộ truyền không dịch chỉnh => đường kính vòng lăn bằng đường kính vòng chia Chiều rộng vành răng: Góc ăn khớp: ( Đối với răng nghiêng không dịch chỉnh) 4.3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc Theo(6.33)TKT1 ư/s tiếp xúc trên mặt làm việc của răng tính theo công thức: Trong đó: : Hệ số ảnh hưởng của cơ tính vật liệu Tra bảng 6.5TKT1 => : Hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc Theo công thức (6.34): - góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở Theo (6.35) => tgbb = cosattgb = cos23,710tg34,050 => bb = 31,740 : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng phụ thuộc eb Theo (6.37) => eb >1 => tính theo (6.36c) : Hệ số trùng khớp ngang được tính theo (6.38b) : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc Theo (6.39) => = -hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, tra bảng 6.7 => KHb = 1,07 -hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp tra bảng 6,14 => =1,13(v = 0,824m/s & ccx9) theo bảng 6,13 chọn ccx9 -hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, theo (6.41): trong đó: : cường độ tải trọng động(N/mm) : ảnh hưởng của hệ số ăn khớp : ảnh hưởng của sai lệch bước răng v : vận tốc vòng (m/s) Theo 6.15 TKT1 Theo 6.16 TKT1 Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép: Theo (6.1) TKT1 Trong đó: ZR - hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc Với ccx động học là 9, chọn ccx về mức tiếp xúc là 8 =>Khiđócầngiacôngđộnhámbềmặt Zv - hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng Có v = 0,824 m/s < 5m/s ZxH - hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng (da <700(mm)) (Tính phần trước) Ta thấy Cặp bánh răng thoả mãn điều kiện bền tiếp xúc 4.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn Theo công thức (6.43) TKT1: Trong đó: : Mô men xoắn trên trục chủ động, Nmm m: Modune pháp, mm KF : Hệ số tải trọng khi tính về uốn b: Chiều rộng vành răng d: Đường kính vòng lăn bánh chủ động Ye: Hệ số kể đến sự trùng khớp Yb: Hệ số độ nghiêng răng Y,Y: Hệ số dạng răng Bảng 6.18 TKT1 Số răng tương đương: KF - hệ số tải trọng khi tính về uốn theo (6.45): KF = KFbKFaKFv K= 1,37 ( bảng 6.14 TKT1 với ccx9) K = 1,17 ( bảng 6.7 TKT1 với ybd = 0,53 ) KFv = 1 + (công thức (6.46)) = 0,006 ( bảng 6.15 TKT1) = 73 ( bảng 6.16 TKT1) theo công thức(6.44) Tính chính xác ứng suất uốn cho phép: Theo công thức (6.2) TKT1: Với m = 2 =>=1,08-0,0695ln2 = 1,05 =1 (Bánh răng nghiêng) =1 (da <400 mm) Ta thấy Vậy cặp bánh răng thoả mãn điều kiện bền uốn. 4.5 Kiểm nghiệm về độ bền của răng khi quá tải Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc của bánh răng lớn khi quá tải Theo công thức (6.48) TKT1 Kiểm nghiệm ứng suất uốn khi quá tải theo(6.49) TKT1 Vậy răng thoả mãn điều kiện bền tiếp xúc và điều kiện bền uốn khi quá tải Các thông số cơ bản của bộ truyền Thông số Kí hiệu Cấp nhanh Cấp chậm Khoảng cách trục chia Khoảng cách trục Mođun Tỉ số truyền Số răng bánh nhỏ Số răng bánh lớn Chiều rộng vành răng Đường kính chia Đường kính lăn Đường kính đỉnh răng Đường kính đáy răng Góc prôfin gốc Góc ăn khớp Góc nghiêng của răng Hệ số trùng khớp ngang a (mm) aw (mm) m u Z1 Z2 bw(mm) d1(mm) d2(mm) dw1(mm) dw2(mm) da1(mm) da2(mm) df1(mm) df2(mm) a(0) atw(0) b(0) ea 125 125 2 4 25 100 50 50 200 50 200 54 204 45 195 20 20 0 1.72 140 140 2 3 29 87 35 70 210 70 210 74 214 65 215 20 23.71 34.05 1.435 Phần III Tính toán thiết kế trục & chọn ổ lăn I. Tính toán thiết kế trục 1.Chọn vật liệu: Các trục chịu tải trọng trung bình => dùng thép tôi cải thiện HB = 192á240 ; sb =750 (MPa) ; sch =450 (MPa) 2.Tính toán sơ bộ đường kính trục : Theo công thức 10.9 TTTK : Trong đó: T : Mômen xoắn trên trục, Nmm : ứng suất xoắn cho phép (15á30 MPa) Trục I Theo dãy tiêu chuẩn ta chọn đường kính các đoạn trục như sau: d1 = 20 (mm) Lắp bánh đai d3 = 30 (mm) Vai trục d2 = 25 (mm) Lắp ổ lăn d4 = 25 (mm) Lắp ổ lăn Chiều rộng ổ lăn tra bảng 10.2 với d = 25 (mm) => b01 = 17 (mm) Theo bảng 10.3 chọn: k1 = 8 (mm) k3 = 10 (mm) k2 = 6 (mm) hn = 16 (mm) Chiều dài mayơ bánh đai tính theo (10.10): => lm11 = 1,4.20 = 28 (mm) Theo công thức (10.14): => lc11 = 0,5(lm11 + b01) + k3 + hn = 0,5(28 + 17) + 10 + 16 = 48,5 (mm) 2.2 Trục II Theo dãy tiêu chuẩn ta chọn đường kính các đoạn trục như sau: d1 = 25 (mm) = d6 Lắp ổ lăn d2 = 30 (mm) = d5 Lắp bánh răng nghiêng d3 = 40 (mm) Vai trục d4 = 35 (mm) Lắp bánh răng thẳng Chiều rộng ổ lăn tra bảng 10.2 với d = 25 (mm) => b02 = 17 (mm) Chiều dài mayơ bánh răng trụ: lm22 = 1,2.30 = 36(mm) => chọn lm22 = lm24 = 36 (mm) lm23 = bw = 50 (mm) Theo bảng 10.4: => l24 = 0,5(lm22 + b02) + k1 + k2 = 0,5(36 + 17) + 8 + 6 = 45,5(mm) => l23=l24+0,5(lm22+lm23)+ k1 = 42 + 0,5(36 + 50) + 8 = 96,5(mm) => l22 = 2l23 - l24 = 2.96,5 – 45,5 = 147,5(mm) => l21 = 2l23 = 2.96,5 = 193(mm) 2.3 Trục III Theo dãy tiêu chuẩn ta chọn đường kính các đoạn trục như sau d6 = 45 (mm) Lắp nối trục d1 = 50 (mm) = d5 Lắp ổ lăn => b03 = 27 (mm). d2 = 55 (mm) = d4 Phần chuyển tiếp d3 = 60 (mm) Vai trục Chiều dài mayơ nối trục đàn hồi: lm33 = 1,4.45 = 63(mm) => l35 = 0,5(lm35 + b03) + k3 + hn = 0,5(63 + 27) + 10 + 16 = 71 (mm) l33 = l24 = 45,5 (mm) l32 = l22 = 147,5 (mm) l31 = l21 = 193 (mm) 3. Chọn nối trục đàn hồi 3.1 Xác định các kích thước cơ bản Theo bảng 16.10a (tr68-TKHDĐCK-T2) => Kích thước cơ bản của nối trục vòng đàn hồi: D = 170(mm) dm = 80(mm) L = 175(mm) l = 110(mm) d1 = 71(mm) D0 = 130(mm) Z = 8 nmax= 3600 B = 5(mm) B1 = 42(mm); l1 = 30(mm) ; D3 = 28(mm) l2 = 32(mm) Theo bảng 16.10b => kích thước cơ bản của vòng đàn hồi: dc = 14(mm); d1 = 10(mm); D2 = 20(mm); l = 62(mm) l1 = 34(mm) ; l2 = 15(mm) ; l3 = 28(mm) ; h = 1,5(mm) * Xác định tải trọng phụ tác dụng lên trục Lực vòng tác dụng lên vòng đàn hồi: Ft = 2.357042,6/130 = 5493 (N ) => Fr = (0,2á0,3)Ft = 1098,6á1647,9 (N) => Chọn Fr = 1647,9 (N) 4. Tính lực Từ chiều quay của trục công tác ta xác định chiều quay của các trục & phương chiều các lực ăn khớp như trên hình vẽ: Hình 1 Lực tác dụng của đai lên trục : Fr = 405,42 Do góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài là 30º nên ta có: Fx11 = Fr.cos30º = 405,42.cos30º = 351,1(N) Fy11 = Fr.sin30º = 405,42.sin30º = 202,71(N) Lực tác dụng lên trục tại khớp nối : Fx35 = (0,2 á 0,3).Frn Với Frn = = = 5493 (N) => Fx35 = 1648 (N) Lực tác dụng trong các bộ truyền được chia thành 3 thành phần : Ft : lực vòng ; Fr : lực hướng tâm ; Fa : lực dọc trục Trong đó ta có : Fa22 = Ft22.tg = 1770,53.tg(34,05º) = 1196,48(N) Fa24 = Fa32 = Fa33 = Fa22 4.1 Lực và mômen tác dụng lên trục I Từ các phương trình cân bằng mômen ta có phản lực tại các gối đỡ như sau: Fx12 = 206,09(N) Fy12 = 18,75(N) Fx14 = 733,66(N) Fy14 = 285,87(N) đSơ đồ đặt lực, biểu đồ mômen, và kết cấu trục I như hình 2. 4.2 Lực và mômen tác dụng lên Trục II dw1 = 70(mm) atw = 23,710 T1 = 61968,85(Nmm) Từ các phương trình cân bằng mô men, ta có các phản lực tại các gối đỡ: Fx21 = 2415,95(N) Fy21 = 703,56(N) Fx25 = 2415,95 (N) Fy25 = 703,56(N) đSơ đồ đặt lực, biểu đồ mômen, và kết cấu trục II như hình 3. 4.3 Lực và mômen tác dụng lên Trục III : Từ các phương trình cân băng mômen ta có: Fx31 = 2376,75(N) Fy31 = 938,48(N) Fx34 = 483,59(N) Fy34 = 938,48(N) đSơ đồ đặt lực, biểu đồ mômen, và kết cấu trục III như hình 4. hình2 hình3 hình4 5. Kiểm nghiệm trục II 5.1 Tính toán & chọn then Ta chọn sử dụng then bằng & được tra theo bảng 9.1a(tr173-TKHDĐCK-T1) Kiểm tra bền dập và bền cắt theo (9.1) & (9.2) Trong đó: sd, tc : ứng suất dập và cắt tính toán, MPa d : đường kính trục, mm T : momen xoắn trên trục, Nmm lt, b, h, t : kích thước then, mm [sd] = 100MPa : ưs dập cho phép [tc] = 60MPa : ưs cắt cho phép a.Trục I - Then lắp bánh đai: Với các điều kiện: lm = 32mm; d = 22mm; T = 26526,03Nmm Theo bảng 9.1a ta chọn then với các thông số: b = 6mm; h = 6mm; t1 = 3,5mm; t2 = 2,8mm rmin = 0,16mm;rmax =0,25mm; lt = (0,8á0,9).lm = 25,6á28,8(mm) => chọn lt = 25mm b. Trục II -Then lắp 2 bánh răng cấp chậm: Với các điều kiện: lm = 50mm; d = 28mm; T = 72464,75 Nmm Theo bảng 9.1a ta chọn then với các thông số: b = 8mm; h = 7mm; t1 = 4mm; t2 = 2,8mm rmin = 0,16mm;rmax = 0,25mm;lt = (0,8á0,9)lm = 40á45(mm) => chọn lt = 40mm => => then thoả mãn bền -Then lắp bánh răng cấp nhanh Với các điều kiện: lm = 39mm; d = 30mm; T = 72464,75Nmm Theo bảng 9.1a ta chọn then với các thông số: b = 8mm; h = 7mm; t1 = 4mm; t2 = 2,8mm rmin = 0,16mm;rmax = 0,25mm;lt = (0,8á0,9)lm = 31,2á35,1(mm) => chọn lt = 32mm => => then thoả mãn bền c. Trục III -Then lắp bánh răng: Với các điều kiện: lm = 39mm; d = 52mm; T = 357042.6Nmm Theo bảng 9.1b ta chọn then cao với các thông số: b = 16mm; h = 14mm; t1 = 5,5mm; t2 = 3,8mm rmin = 0,25mm; rmax = 0,4mm; lt = (0,8á0,9)lm => chọn lt = 32mm => Lắp 2 then có: => => then thoả mãn bền -Then lắp nối trục: Với các điều kiện: lm = 62mm; d = 44mm; T = 489724Nmm Theo bảng 9.1b ta chọn then với các thông số: b = 12mm; h = 11mm; t1 = 5,5mm; t2 = 4,4mm rmin = 0,25mm;rmax = 0,4mm; lt = (0,8á0,9)lm => chọn lt = 50mm =>=> then thoả mãn bền 5.2 Kiểm nghiệm về độ bến mỏi a. Tại tiết diện 2 & 4: My = 73424,22 Nmm Mx = 120825,60 Nmm => M= 125253 Nmm T = 61968.85 Nmm Hệ số an toàn được tính theo công thức (10.19) TKT1 :Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp :Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp [s]: Hệ số an toàn cho phép ; : Giới hạn mỏi uốn và xoắn ư/với chu kỳ đối xứng :Biên độ và trị số trung bình ư/suất : Hệ số ảnh hưởng của trị số ư/suất trung bình đến độ bền mỏi. Với thép cacbon: => s-1 = 0,436sb = 0,436.750 = 327MPa t-1 = 0,58s-1 = 0,58.327 = 189,7MPa Đối với trục quay một chiều: => sm = 0; sa = smax = M/W tm = ta = tmax/2 = T/(2W0) Theo công thức trong bảng(10.6) đối với trục có một rãng then: => sa = 69 MPA ta = 9,1 MPA Theo bảng 10.7 với sb = 750MPa => ys = 0,1 yt = 0,05 Ksd, Ktd :Hệ số ảnh hưởng của ư/suất trung bình đến độ bền mỏi ; Kx: Hệ số tập trung ư/suất do trạng thái bề mặt Theo bảng 10.8 TKT1 Trục gia công tiện Ra = 2,5đ 0,63 mm, sb = 750 MPa đ Kx = 1,10 Ky: Hệ số tăng bền bề mặt trục Theo bảng 10.9 => Ky = 1,6 Tra bảng10.12 TKT1 => Ks = 2,01; Kt = 1,88 Tra bảng 10.10 TKT1 => es = 0.88; et = 0,81 => => Vậy hệ số an toàn chung là : b. Tại tiết diện 4 Mx = 180349,58 Nmm My = 60085,77 Nmm => Mu = 190095,43 Nmm T = 61968.85Nmm Theo công thức trong bảng(10.6) đối với trục có một rãng then: => sa = 83; ta = 7,33 => ss = 2,64; st = 16,6 Vậy hệ số an toàn chung là : Vậy trục II thoả mãn điều kiện bền. II. Chọn ổ lăn Trục I Chọn ổ bi đỡ một dãy vì chỉ chịu lực hướng tâm. Có: d = 25mm n = 900 v/ph Fr0 = 207N; Fa0 = 0 Fr1 = 787N; Fa1 = 0 => Lấy Fr = Fr1 = 787N để tính Theo (11.3) => tải trọng động qui ước: Q = (XVFr + YFa)ktkđ Trong đó: V = 1 (vòng trong quay) kt = 1 (q = 1050) kđ -hệ số kể đến đặc tính tải trọng Theo bảng 11.3 với đặc tính tải trọng là va đập nhẹ => kđ = 1,3 X = 1 (hệ số tải trọng hướng tâm) Y = 0 (hệ số tải trọng dọc trục) => Q = (1.1.0,787 + 0.Fa).1.1,3 = 1,023 kN Theo (11.2) => tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay => Khả năng tải động Cd tính theo (11.1):(m = 3 với ổ bi) Theo bảng P2.7 ta chọn ổ bi đỡ một dãy cỡ nhẹ với ký hiệu 204 với các thông số: d = 25mm; D = 52mm; B = 15mm; r = 1,5mm dbi = 7,94mm; C = 11kN; C0 = 7,09kN 2. Trục II n = 225(v/ph) d = 25mm Fr = 2,516kN; Fa = 0kN Ta chọn ổ đũa trụ ngắn tuỳ động => tải trọng động quy ước được tính (11.6): Q = VFrktkđ = 1.2,516.1.1,3 = 3,27kN Tuổi thọ: => Khả năng tải động Cd tính theo (11.1):(m = 10/3 với ổ đũa đỡ) Theo bảng P2.8 ta chọn ổ cỡ nhẹ với ký hiệu 2205 với các thông số: d = 25mm D = 52mm; B = 15mm; r1 = 2mm r2 = 2mm dl = 9mm; C = 22,6kN; C0 = 14,3kN Cố định ổ trong vỏ hộp: + Kích thước vòng lò xo & rãnh trên trục: Theo bảng 15-7 với đường kính trục d = 25mm => - Kích thước rãnh trên trục: d1 = 23,5mm; B = 1,4mm; h = 2,3mm; r = 0,1mm - Kích thước vòng lò xo: d2 = 23,1mm; d3 = 28,5mm; d4 = 2mm; S = 1,2mm b-0,2 = 3.6mm; l = 3mm; r2 = 29,3mm; r3max = 4mm + Kích thước vòng lò xo & rãnh trên vỏ hộp: Theo bảng 15-8 với đường kính lỗ D = 62mm => - Kích thước rãnh trên trục: D1 = 65mm; B = 1,7mm; r = 0,2mm; h = 4,5mm - Kích thước vòng lò xo: d2 = 66,2mm; d3 = 58,6mm; d4 = 2,5mm; S-0,12 = 1,7mm b = 6,1mm; l = 18mm; r2 = 29,3mm; r3max = 4mm 3. Trục III Ta cũng chọn ổ bi đỡ một dãy do chỉ chịu lực hướng tâm Fr. Vì trên đầu ra của trục có lắp nối trục vòng đàn hồi nên cần chọn chiều của Fx35 ngược với chiều đã dùng khi tính trục tức là cùng chiều với lực Ft32 : => Fx31 = Ft32.(l32+l33 )/ l31- Fx35l35/l31 = 2178,74.(147+42)/189 – 2260,26.70,5/189 = 1335,63 N => Fx34 = Fx31 – ( Ft33 + Ft32 + Fx35 ) = 1335,63 – (2178,74.2 + 2260,26) = -5282,11 N => Fr0 = 1,69 kN => Fr1 = 5,38 kN => Fr = 5,38 kN; Fa = 0 kN => Tải trọng động quy ước: Q = (XVFr + YFa)ktkđ = (1.1.5,38 + 0.Fa).1.1,2 = 6,456 kN => Tuổi thọ: => Khả năng tải động Cd tính theo (11.1):(m = 3 với ổ bi đỡ) Theo bảng P2.7 ta chọn ổ ký hiệu 210 với các thông số: d = 50mm; D = 90mm; B = 20mm; Đường kính bi : 12,7 mm r = 20mm; C = 27,5kN; C0 = 20,2kN Phần IV Tính toán vỏ hộp giảm tốc & các chi tiết khác I.Tính toán vỏ hộp giảm tốc Theo công thức bảng 18.1 (tr85-TKHDĐCK-T2) => kích thước của các phần tử cấu tạo nên hộp giảm tốc đúc: Chiều dầy : + Thân hộp d: d = 0,03.a + 3 = 0,03.140 + 3 = 7,2 mm => chọn d = 8 mm + Nắp hộp d1: d1 = 0,9.d = 0,9.8 = 7,2 mm => chọn d1 = 7 mm Gân tăng cứng: + Chiều dày e: e = (0,8 á 1)d = 6,4 á 8(mm) => chọn e = 7 mm + Chiều cao h: h < 58 thưòng h = 5d => chọn h = 40 mm + Độ dốc: khoảng 20 Đường kính: + Bulông nền d1: d1 > 0,04a + 10 > 12 mm => d1 > 16mm => chọn d1 = 16 mm + Bulông cạnh ổ d2: d2 = (0,7á0,8)d1 = 11,2á12,8 mm => chọn d2 = 12 mm + Bulông ghép bích nắp và thân d3: d3 = (0,8á0,9)d2 = 9,6á10,8 mm => chọn d3 = 10 mm + Vít ghép nắp ổ d4: d4 = (0,6á0,7)d2 = 7,2á8,4mm => chọn d4 = 8 mm + Vít ghép nắp cửa thăm d5: d5 = (0,5á0,6)d2 = 6á7,2 mm => chọn d5 = 6 mm Mặt bích ghép nắp và thân: + Chiều dày bích thân hộp S3: S3 = (1,4á1,8)d3 = 10á18 mm => chọn S3 = 18 mm + Chiều dày bích nắp hộp S4: S4 = (0,9á1)S3 = 16,2á18 mm => chọn S4 = 17 mm + Bề rộng bích nắp và thân K3: K3 = K2 - (3á5) => chọn K3 = 31 - 3 = 38 mm Kích thước gối trục: + Đường kính ngoài và tâm lỗ vít: D3, D2 - Trục I: D = 52 mm theo bảng 18.2 => D2 = 65 mm; D3 = 80 mm;Z = 4 (chiếc) M6 - Trục II: D = 62 mm theo bảng 18.2 => D2 = 75 mm; D3 = 90 mm;Z = 4 (chiếc) M6 - Trục III: D = 90 mm => D2 = 110 mm; D3 = 135 mm;Z = 6 (chiếc) M8 +Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ: K2 = E2 + R2 + (3á5) mm => K2 = 21 + 17 + (3á5) = 41á43 mm => chọn K2 = 42 mm +Tâm lỗ bulông cạnh ổ: E2 = 1,6d2 = 1,6.12 = 19,2 mm => chọn E2 = 21mm R2 = 1,3d2 = 1,3.12 = 15,6 mm => chọn R2 = 17 mm C = D3/2 & k > 1,2d2 = 1,2.12 = 14,4 mm - Trục I: C = 80/2 = 40 mm; k = 40 - 52/2 = 14 mm => chọn C = 42 mm - Trục II: C = 90/2 = 45 mm; k = 45 - 62/2 = 14 mm => chọn C = 46 mm - Trục III: C = 135/2 = 67,5 mm; k = 67,5 - 90/2 = 22,5 mm => chọn C = 68 mm Mặt đế hộp: +Chiều dày: S1 = (1,3á1,5)d1 = 20,8á24 mm => chọn S1 = 22 mm +Bề rộng mặt đế hộp: K1 = 3d1 = 48 mm q = K1 + 2d = 64 mm Khe hở giữa các chi tiết: +Giữa bánh răng với thành trong hộp: D ³ (1á1,2)d = 8á9,6 mm => chọn D = 9 mm +Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp: D1 ³ (3á5)d = 24á40 mm => chọn D1 = 32 mm +Giữa mặt bên các bánh răng với nhau: D ³ d = 8 mm Số lượng bu lông nền z: z = 4 (chiếc) II. Các chi tiết khác 1. Bulông vòng Vật liệu chế tạo bulông là thép 20. Theo bảng 18-3b ta xác định được sơ bộ khối hộp giảm tốc (với a1 x a2 = 110 x 142mm) => Q = 160kg. Theo bảng 18-3a => kích thước bulông vòng với cách bố trí kiểu nâng b => chọn M8 có các kích thước: d1 = 36mm d2 = 20mm d3 = 8mm d4 = 20mm d5 = 13mm h = 18mm h1 = 6mm h2 = 5mm l ³ 18mm f = 2mm b = 10mm c = 1,2mm x = 2,5mm r1 = 4mm r2 = 4mm 2. Chốt định vị Chọn chốt trụ và kích thước được tra trong bảng 18-4a với d = 6mm => c = 1,0mm l = 30mm 3. Cửa thăm Chọn theo bảng 18-5: A = 100mm; B = 75mm; A1 = 150mm; B1 = 100mm; C = 125mm; K = 87mm; R = 12mm; Z = 6mm. 4. Nút thông hơi Theo bảng 18-6 ta chọn kích thước nút thông hơi M27x2: B = 15mm; C = 30mm; D = 15mm; E = 45mm; G = 36mm; H = 3._.

Các file đính kèm theo tài liệu này:

  • docDA0479.DOC