Lời nói đầu
PHẦN I - CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
I. CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN 1
1. XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT TRÊN TRỤC ĐỘNG CƠ 1
2. XÁC ĐỊNH SỐ VÒNG QUAY SƠ BỘ CỦA ĐỘNG CƠ 2
II. PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 2
III. TÍNH TOÁN CÁC THÔNG SỐ VÀ LẬP BẢNG 3
PHẦN II - THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN TRONG HGT
I. TÍNH TOÁN CÁC BỘ TRUYỀN TRONG HỘP 5
1. CHỌN VẬT LIỆU 5
2. XÁC DỊNH ỨNG XUẤT CHO PHÉP 5
3. TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN CẤP NHANH 8
4. BỘ TRUYỀN CẤP CHẬM 13
II. TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN NGOÀI 18
PHẦN III - TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC & CHỌN Ổ LĂN
I. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC 23
1. CHỌN VẬT LIỆU 24
2.TÍNH TOÁN SƠ BỘ ĐƯỜNG KÍNH TRỤC 24
3. CHỌN NỐI TRỤC ĐÀN HỒI 25
4. TÍNH LỰC 27
5. KIỂM NGHIỆM TRỤC II 32
5.1 TÍNH TOÁN & CHỌN THEN 32
5.2 KIỂM NGHIỆM VỀ ĐỘ BẾN MỎI 34
II. CHỌN Ổ LĂN 36
1.TRỤC I 36
2. TRỤC II 37
3.TRỤC III 38
PHẦN IV - TÍNH TOÁN VỎ HỘP GIẢM TỐC & CÁC CHI TIẾT KHÁC
I.TÍNH TOÁN VỎ HỘP GIẢM TỐC 39
II. CÁC CHI TIẾT KHÁC 40
Bảng thống kê các kiểu lắp, trị số của sai lệch giới hạn và dung sai
của các kiểu lắp
Tài liệu tham khảo
46 trang |
Chia sẻ: huong.duong | Lượt xem: 1305 | Lượt tải: 1
Bạn đang xem trước 20 trang tài liệu Đồ án môn học chi tiết máy – Thiết kế hệ dẫn động băng tải, để xem tài liệu hoàn chỉnh bạn click vào nút DOWNLOAD ở 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 = 1,6.1
Các file đính kèm theo tài liệu này:
- DA0479.DOC