Đồ án Thiết kế hệ dẫn động băng tải

thức (2.8), (2.10) và (2.11) ta có : h=hk.=0,99.0,9940,95.0,962=0,83 Động cơ làm việc theo chế độ tải trọng thay đổi Pt=Ptd Theo đồ thị hình 1.1b Ptd= Công suất trên trục tang: P1=(F.v)/(1000)= (6000.0,45)/(1000)=2,7 Kw Công suất tương đương : Ptd=2,7.=2,23 Kw Công suất sinh ra trên trục động cơ điện : Pct= 2,23/0,83 =2,68 Kw Số vòng quay của trục tang : nt==28,5 (v/p) Dựa vào bảng 2.4 , chọn sơ bộ tỉ số truyền cho các bộ truyền: ux=2.5 ( tỉ só truyền bộ truyên xích ) uh=20.2 ( tỉ số truyền hộp ) Uhệằ50, vậy vận tốc đầu động cơ ndcằ 1430 (v/p). Theo bảng P.13 phụ lục-(TKHDĐ) với P=2.68 Kw, ndc=1430 (v/p) chọn động cơ K112M4; P=3 Kw; h=82%; cos=0,83; n=1445 (v/p);2 (>1,3) Đường kính trục động cơ d=28 mm. 1.2 Phân phối tỉ số truyền Có rất nhiều phương pháp phân phối tỉ số truyền, ở đây xuất phát từ yêu cầu về bôi trơn các bánh răng ăn khớp , tỉ số truyền được phân phối như sau: Chọn tỉ số c=dw2/dw11ằ 1,3. Vậy l.c3ằ 2,5. u1 được xác định sơ bộ từ hàm số u1=f(uh; l.c3), từ đồ thị hình 3.18- (TKHTDĐ). Với uh =20 ta có u1=5. u2= 4,04 1.3.Tính công suất, số vòng quay, mô men xoắn trên các trục *Trục 1: P1=P.hk=2,97 Kw; n1=1445 v/p T1=9,55.106.P1/ n1=9,55.106.2,97/ 1445=19628 (N.mm) *Trục 2: P2=P1hol.hbr=2,97.0,99.0,96=2,83 (Kw) n2=n1/ u1 =1445/ 5=289 (v/p) T2=9,55.106.P2/ n2=9,55.106.2,83/ 289=97727 (N.mm) *Trục 3: P3=P2 .hol.hbr =2,83.0,99.0,96=2,69 (Kw) n3=n2/ u2 =289/ 4.04=71,5 (v/p) T3=9,55.106.P3/ n3=9,55.106.2,69/ 71,5=359294 (N.mm) Bảng kết quả tính công suất, mô men xoắn, số vòng quay và tỉ số truyền Động cơ Trục 1 Trục 2 Trục 3 Công suất (Kw) 3 2,97 2,83 2,69 Số vòng quay (v/p) 1445 289 289 71,5 Tỉ số truyền 1 5 4.04 Mô men xoắn (N.mm) 19826 19628 97727 359294 2.Thiết kế các bộ truyền 2.1 Thiết kế bộ truyền xích Công suất truyền Px=P3.hol=2,69.0,99=2,66 Kw. Vận tốc đĩa xích dẫn n1=71,5 v/p, tỉ số truyền ux=2,5. Xích nằm ngang, trục đĩa xích có thể điều chỉnh được. Bộ truyền làm việc trong điều kiện bôi trơn đạt yêu cầu. Thiết kế: 2.1.1 Chọn loai xích Vì vận tốc không cao, ta chọn xích con lăn. 2.1.2.Chọn số răng theo điều kiện : Z1 =29-2.u >=19 .Vậy lấy Z1=25. Số răng đĩa bị dẫn : Z2= u.Z1= 62 Tỉ số truyền thực của bộ truyền : u == 2.1.3 Xác định bước xích K=K0.Ka.Kdc.Kbt.Kd.Kc *.K0=1- Đường nối tâm 2 đĩa xích nằm ngang. *.Ka=1- Hệ số ảnh hưởng khoảng cách trục ,chọn a=40.t. *.Kd=1.35- Hệ số tải trọng động, bộ truyền làm việc có va đập. *.Kbt=1.3- Hệ số bôi trơn, chế đọ làm việc có bụi, bôi trơn đạt yêu cầu. *.Kc= 1,25-Hệ số làm việc, bộ truyền làm việc 2 ca. *.Kdc= 1- Hệ số điều chỉnh, bộ truyền có thể điều chỉnh. *.Kx=1- Hệ số số dãy xích . Vậy K=2,19375. Hệ số vòng quay ( lấy n01=50): Kn= Hệ số răng đĩa dẫn ( lấy Z01=25) : Kz = Công suất tính toán: Pt=K.Kn.Kz.P/Kx=2,19375.0.699.1.2.666= 4,08 (Kw) Tra bảng 12.5 (CTM 2) chọn xích loại pP31,75-88500, công suất cho phép [P]=58,3 Kw, bước xích t=31,75 mm 2.1.4.Tính sơ bộ khoảng cách trục, số mắt xích . Tính khoảng cách trục: a=40.t=40.31,75=1270 (mm) Tính số mắt xích: X=0,5.(Z1+Z2) + X= X=124 Tính chính xác khoảng cách trục: a= Thay số vào ta có: a=1264 mm Để xích khỏi chịu lực căng quá lớn, ta rút bớt khoảng cách trục 1 lượng Da=0,002.a Vậy lấy a=1262 2.1.5 Tính đường kính các đĩa xích *.Đường kính đĩa xích dẫn: d1=253 mm *.Đường kính đĩa xích dẫn: d2=627 mm 2.1.6 Tính lực tác dụng lên đĩa xích Fr=kt.Ft.=kt.6.107.P/(Z1.n1.t) kt : Hệ số xét đến tác dụng của trọng lượng xích lên trục. Ft=1,15.6.107.= 3230 (N) 2.2 Thiết kế bộ truyền bánh răng: 2.2.1 Bộ truyền cấp nhanh Thông số thiết kế: P=2.94 Kw; n1 = 1445 ; u=5 ; Thời gian làm việc Th=42000 h; Tải trọng thay đổi theo sơ đồ hình (1.1b). 2.2.1.1 Chọn vật liệu Do bộ truyền làm việc với tải trọng, công suất trung bình cùng với yêu cầu thống nhất hóa trong thiết kế ta chọn vật liệu như sau: *Bánh lớn : Thép 50, tôi cải thiện ; Giới hạn bền sb=750 Mpa; Giới hạn chảy sc=530 Mpa; Độ rắn bề mặt HB=250 Mpa; *Bánh nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện; Giới hạn bền sb=850 Mpa; Giới hạn chảy sc=580 Mpa; Độ rắn bề mặt HB=260 Mpa; (Theo bảng 6.1) 2.2.1.2 Xác định ứng suất cho phép [sH] = soHlim.KHL/ SH [sF] = soFlim.KFL.KFC/ SF Với thép C45, C50 ta có : soHlim1= 2.HB + 70 = 2.260 + 70 = 590 Mpa soHlim2= 2.HB + 70 = 2.250 + 70 = 570 Mpa soFlim1= 1,8.HB = 1,8.260 = 468 Mpa soFlim2= 1,8.HB = 1,8.250 = 450 Mpa SH=1,1; soFlim= 1,8.HB ; SF=1,75 (Theo bảng 6.2) KHL1= ; KHL2= Đối với bánh răng nghiêng, bằng thép mF=6 , mH =3; NHO1=30.HB2,4 =30.2602,4 = 1,88.107 NHO2=30.HB2,4 =30.2502,4 = 1,7.107 NHE2= = 60.(1445/5).42000.[13.0,5 + 0,73. ] =582715035 > NHo2 suy ra KHL2=1. NE1= NHE2.u > NHO1 ịKHL1=1 Vậy: [sH1] = soHlim1.KHL/ SH = 590.1/1,1=536,363 Mpa. [sH2] = soHlim2.KHL/ SH = 570.1/1,1=518,181 Mpa. Với cấp nhanh, dùng bánh răng nghiêng ta có : (Theo 6.2) [sH] = ([sH1] + [sH2])/2 = 527,272727 Mpa KFL1= ; KFL2= NFE2= = 60.(1445/5).42000.[16.0,5 + 0,76. ] =439111237 >NFo2 ị KFL2=1 NFF1=NFE2.u = 2195556185 > NFO1 ị KFL1=1. Với bộ truyền quay 1 chiều KFC=1. Vậy: [sF1] = soFlim1.KFL.KFC/ SF = 468.1.1/ 1.75 =267,4286 Mpa [sF2] = soFlim2.KFL.KFC/ SF = 450.1.1/1.75 =257,1429 Mpa ứng suất quá tải cho phép: [sH]max = 2,8.530 = 1484 Mpa [sF1]max = 0,8.580 = 464 Mpa [sF2]max = 0,8.530 = 424 Mpa 2.2.1.3 Tính toán các thông số bánh răng a.Tính sơ bộ khoảng cách trục: (Theo 6.15a) aw1 =Ka .( u1 + 1). Theo bảng 6.6 chọn yba=0,25. Chọn Ka=43 –răng nghiêng bằng thép. ybd=0,5 .(u1 +1) . yba = 0,75 ( theo 6.16) Tra bảng 6.7 , chọn sơ đồ 3 ta có KHb=1.12 ;T1= 19430,5 Nmm. aw1 =43 .( 5 + 1). =102 mm Lấy aw=102mm. b. Xác định thông số ăn khớp Theo 6.17 : m=( 0.01 á 0,02). aw= 1,02 á 2, 04 Chọn môdun pháp m=1.75- Theo bảng tiêu chuẩn 6.6. Lấy sơ bộ góc nghiêng ban đầu b=100. Theo (6.31) số răng bánh nhỏ: Z1= =19 Z2=u.Z1= 95 Tính lại góc nghiêng : cos b=m .(Z1+Z2) / (2.aw) = 1,75 . (18 + 90)/(2.97) =0,9736 b=13,20 Đường kính bánh nhỏ : dw1= 2.aw/(u+1) = 34,75 mm Đường kính đỉnh răng : 37,65 mm Đường kính đáy răng : 29,77 mm Đường kính bánh lớn : dw2= dw1.u = 170,75 mm Đường kính đỉnh răng : 174,25 mm Đường kính đáy răng : 166,38 mm Đường kính vòng cơ sở : 31,18 mm Đường kính vòng cơ sở : 159,3 mm 2.2.1.4 Kiểm nghiệm các giá trị ứng suất *ứng suất tiếp xúc : ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc: sH = ZM. ZH. Ze. ZM = 275 Mpa (Bảng 6.5). Góc prôfin răng : at = atw = arctg (tga/cosb) = arctg (tg 20/cos13,2)= 21 0 bb = arctg(cosat.tgb) = arctg(cos 21 .tg 13,2) = 12 0 ZH= (Công thức 6.34) bw= yba.aw = 102.0,25 = 25,6 mm. Theo công thức 6.38b: ea =[1,88-3,2 . ( Z1-1 + Z2-1)].cosb =[1,88-3,2 . (19-1 + 95-1)] .cos 13.2 =1,5764 Ze = (Công thức 6.36c) Vận tốc vòng : v = p. dw1.n1 / (6000) = 2,58 m/s. Theo bảng 6.13 chọn cấp chính xác 9, từ đó chọn KHa = 1,09 , KFa = 1,27. Bánh răng nghiêng có độ rắn HB < 350 , tra bảng 6.15 : dH = 0,002 ; dF = 0,006 Với m=1,75 ở cấp chính xác 9, tra bảng 6.16 g0 =73. nH = dH . g0 .v . = 0,002. 73. 2,58. = 1,7 KHv = 1 + Thay các kết quả tính toán trên vào biểu thức: sH = ZM. ZH. Ze. = 275.1,67.0,79. = 512 Mpa sH < [sH] = 527,2727 Mpa. Vậy bánh răng đủ bền. *.ứng suất uốn : sF = 2.T1. KF a .KFb.KFv .Ye.Yb. YF1/ (bw. dw1.m) Tra bảng 6.7, KFb = 1,24. Với v < 5 chọn cấp chính xác 9 , KF a = 1,4- theo 6.47. nF = dF.g0. v.= 5,1 KFv= 1 + nF. bw. dw1/(2.T1.KFb.KFa) = 1 + 5,1. 25,6. 34,15/ (2.19430.1,24. 1,4) = 1,05 Với ea =1,576 , Ye = 1/ea = 1/1,576 = 0,634. Yb =1- 13,2 /140 = 0,99. Số răng tương đương Zv1 = Z1 / cos3b = 19/ cos313,2 = 22,9 Zv2 = Z2/ cos3b = 95/cos313,2 = 114,5 Tra bảng 6.18 ta có : YF1= 4 ; YF2= 3,6 sF1 = 2.T1. KF a .KFb.KFv .Ye.Yb. YF1/ (bw. dw1.m) = 104 < [sF1] = 267 Mpa sF2 = sF1.( YF2 / YF1) = 96,19 < [sF2] = 257 Mpa *.Kiểm nghiệm răng về quá tải : Theo 6.48 [s H1]max = 2,8. sch1= 2,8 . 530 =1484 Mpa sH1max= sH. < [sF1]max = 1484 [s F] = 0,8.sch – theo 6.49 sF1max= sF1. Kqt = 104.1,3 = 135,2 < [sF1]max = 0,8. 580 = 464 Mpa. sF2max= sF2. Kqt = 96,19.1,3 = 125 < [sF2]max = 0,8 . 530 = 424 Mpa. Qua kiểm tra thấy rằng các loại ứng suất sinh ra trên bề mặt răng đều nhỏ hơn trị số cho phép . Bánh răng đủ bền. Các thông số kích thước bộ truyền: Các thông số Ký hiệu Khoảng cách trục Đường kính vòng lăn Đường kính đỉnh răng Đường kính đáy răng Đường kính vòng cơ sở Mô dun Góc nghiêng răng Góc ăn khớp Chiều rộng vành răng Hệ số trùng khớp ngang aw dw1 dw2 da1 da2 df1 df2 db1 db2 m b atW bw ea 102 34,15 170,75 37,65 174,25 29,77 166,38 31,18 159,3 1,75 13,20 21,020 25,6 1,68 2.2.2. Bộ truyền cấp chậm . Thông số thiết kế: P=2.8 Kw; n1 = 289 ; u = 4,04 ; Thời gian làm việc Th=42000 h; Tải trọng thay đổi theo sơ đồ hình (1.1b). 2.2.2.1 Chọn vật liệu Bộ truyền làm việc với tải trọng, công suất trung bình cùng với yêu cầu thống nhất hóa trong thiết kế ta chọn vật liệu như sau: *Bánh lớn : Thép 40X tôi cải thiện ; Giới hạn bền sb=950 Mpa; Giới hạn chảy sc=700 Mpa; Độ rắn bề mặt HB=280 Mpa; *Bánh nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện; Giới hạn bền sb=850 Mpa; Giới hạn chảy sc=580 Mpa; Độ rắn bề mặt HB=285 Mpa. (Theo bảng 6.1) 2.2.2.2 Xác định ứng suất cho phép [sH] = soHlim.KHL/ SH [sF] = soFlim.KFL.KFC/ SF Với thép C45, C45 ta có : soHlim1= 2.HB + 70 = 2.285 + 70 = 640 Mpa soHlim2= 2.HB + 70 = 2.280 + 70 = 630 Mpa soFlim1= 1,8.HB = 1,8.285 = 513 Mpa soFlim2= 1,8.HB = 1,8.280 = 504 Mpa SH=1,1; SF=1,75 (Theo bảng 6.2) KHL1= ; KHL2= Đối với bánh răng nghiêng, bằng thép mF=6 , mH =3; NHO1= 30.HB2,4 =30.2852,4 = 23.107 NHO2= 30.HB2,4 =30.2802,4 = 22.107 NHE2= = 60.(289/4,04).42000.[13.0,5 + 0,73. ] =582715035 > NHo2 suy ra KHL2=1. NHE1= NHE2.u =1,4. 107 > NHO1 ịKHL1=1 Vậy: [sH1] = soHlim1.KHL/ SH = 640.1/1,1= 581,18 Mpa. [sH2] = soHlim2.KHL/ SH = 630.1/1,1= 578 Mpa. Với cấp nhanh, dùng bánh răng nghiêng ta có : (Theo 6.2) [sH] = ([sH1] + [sH2])/2 = 577,27 Mpa KFL1= ; KFL2= NFE2= = 60.(1445/5).42000.[16.0,5 + 0,76. ] =439111237 >NFo2 ị KFL2=1 NFF1=NFE2.u = 2195556185 > NFO1 ị KFL1=1. Với bộ truyền quay 1 chiều KFC=1. Vậy: [sF1] = soFlim1.KFL.KFC/ SF = 513.1.1/ 1.75 = 257 Mpa [sF2] = soFlim2.KFL.KFC/ SF = 504.1.1/1.75 = 247 Mpa ứng suất quá tải cho phép: [sH]max = 2,8.700 = 1960 Mpa [sF1]max = 0,8.580 = 464 Mpa [sF2]max = 0,8.700 = 560 Mpa 2.2.2.3 Tính toán các thông số bánh răng a.Tính sơ bộ khoảng cách trục: (Theo 6.15a) aw1 =Ka .( u1 + 1). Theo bảng 6.6 chọn yba=0,5.. Chọn Ka=43 –răng nghiêng bằng thép. ybd=0,5 .(u1 +1) . yba = 1.26 ( theo 6.16) Tra bảng 6.7 , chọn sơ đồ 3 ta có KHb=1.05 ; T1= 93517 Nmm. aw1 =43 .( 4,04 + 1). Lấy aw =116 mm b. Xác định thông số ăn khớp : Theo 6.17 : m=( 0.01 á 0,02). aw= 1,16 á 2,32. Chọn môdun pháp m= 2 - Theo bảng tiêu chuẩn 6.6. Lấy sơ bộ góc nghiêng ban đầu b=100. Theo (6.31) số răng bánh nhỏ: Z1= Z2= u.Z1= 88 Tính lại góc nghiêng : cos b=m .(Z1+Z2) / (2.aw) = 2 . (22 + 88 )/(2.117) = 0,94424 b=19,20 Đường kính bánh nhỏ : dw1= 2.aw/(u+1) = 46,3 mm Đường kính bánh lớn : dw2= dw1.u = 186,8 mm Đường kính đỉnh răng : 50,22 mm Đường kính đỉnh răng : 190,1 mm Đường kính đáy răng : 41,3 mm Đường kính đáy răng : 181,8 mm Đường kính vòng cơ sở : 42,8 mm Đường kính vòng cơ sở : 175,50 mm 2.2.2.4 Kiểm nghiệm các giá trị ứng suất *.ứng suất tiếp xúc : ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc: sH = ZM. ZH. Ze. ZM = 275 Mpa (Bảng 6.5). Góc prôfin răng : at = atw = arctg (tga/cosb) = arctg (tg 20/cos 19,2) = 20,9 0 bb = arctg(cosat.tgb) = arctg(cos 20,9 .tg 19,2) = 17,80 ZH= (Công thức 6.34) bw= yba.aw = 0,3. 2 = 116.0,5 = 58,2mm. Theo công thức 6.38b: ea =[1,88-3,2 . ( Z1-1 + Z2-1)].cosb =[1,88-3,2 . (22-1 + 88-1)] .cos 19,2 =1,6 Ze = (Công thức 6.36c) Vận tốc vòng : v = p. dw1.n1 / (6000) = 0,7 m/s. Theo bảng 6.13 chọn cấp chính xác 9, từ đó chọn KHa = 1,13. Bánh răng nghiêng có độ rắn HB < 350 , tra bảng 6.15 : dH = 0,002 ; dF = 0,006 Với m=2 ở cấp chính xác 9, tra bảng 6.16 g0 =73. nH = dH . g0 .v . = 0,002. 73. 0,7. = 0,55 KHv = 1 + Thay các kết quả tính toán trên vào biểu thức: sH = ZM. ZH. Ze. = 275.1,75.0,77. = 563 Mpa Mpa. sH < [sH] = 578 vậy bánh răng đủ bền. *.ứng suất uốn sF = 2.T1. KF a .KFb.KFv .Ye.Yb. YF1/ (bw. dw1.m) Tra bảng 6.7, KFb = 1,12 . Với v < 2.5 chọn cấp chính xác 9 , KF a = 1,37- theo 6.47. nF = dF.g0. v.=1,65 KFv= 1 + nF. bw. dw1/(2.T1.KFb.KFa) = 1 + 1,645. 58,2. 46,3,2/ (2.95252.1,28 . 1,37) = 1,03 Với ea =1,6 , Ye = 1/ea = 1/1,6 = 0,6236. Yb =1- 19,2/140 = 0,997. Số răng tương đương Zv1 = Z1 / cos3b = 23/ cos3 19,2= 26,13 Zv2 = Z2/ cos3b = 95/cos3 19,2= 104,5 Tra bảng 6.18 ta có : YF1= 3,9 ; YF2= 3,6 sF1 = 2.T1. KF a .KFb.KFv .Ye.Yb. YF1/ (bw. dw1.m) = 144,6 < [sF1] = 267 Mpa sF2 = sF1.( YF2 / YF1) = 136,6 < [sF2] = 257 Mpa *.Kiểm nghiệm răng về quá tải : Theo 6.48 [s H1]max = 2,8. sch1= 2,8 . 700 =1960 Mpa sH1max= sH. < [sH1]max = 1960 [s F] = 0,8.sch – theo 6.49 sF1max= sF1. Kqt = 144 .1.3 = 136 < [sF1]max = 0,8. 580 = 464 Mpa. sF2max= sF2. Kqt < = 136,8.1.3 = 125,5 < [sF2]max = 0,8 . 700 = 560 Mpa. Qua kiểm tra thấy rằng các loại ứng suất sinh ra trên bề mặt răng và chân răng đều nhỏ hơn trị số ghới hạn . Bánh răng đủ bền. Các thông số kích thước bộ truyền Các thông số Ký hiệu Giá trị Khoảng cách trục Đường kính vòng lăn Đường kính đỉnh răng Đường kính đáy răng Đường kính vòng cơ sở Mô dun Góc nghiêng răng Góc ăn khớp Chiều rộng vành răng Hệ số trùng khớp ngang aw dw1 dw2 da1 da2 df1 df2 db1 db2 m b atW bw ea 116 46,3 186,8 50,22 190,1 41,3 181,8 42,8 175,50 2 19,2 20,90 58,2 1,6 Trang này là sơ đồ phâ 3.Thiết kế trục và chọn ổ lăn 3.1. Thiết kế trục 3.1.1. Thiết kế sơ bộ trục Trục 1: ( Sơ đồ phân tích lực trang bên ) Mô men xoắn truyền từ trục động cơ sang trục 1: T1 = 19628 Nmm. Lực vòng trên khớp nối : FkC = 2. T1/ D0 = 2.19628/ 63 = 623 N. Do sự không đồng tâm của các trục được nối, xuất hiện tải trọng phụ. Lực vòng Ft , xác định theo công thức : Ft = (0,2.. 0,3). Ft. Vậy Ft = 150 N. Lực ăn khớp tác dụng lên trục 1: Cặp bánh răng 1-2 theo số liệu thiết kế có góc nghiêng b=13,2 0, atw =200 Ft1 = 2.T1/dw1 = 2.19430/ 34,75 = 1118 N. Fa1 = Ft1.tgb = 262 N. Fr1 = Ft1.tgatw/cos b = 440 N. T1 = 19430 Nmm Đường kính trục được xác định qua mô men xoắn theo công thức : d ³ = mm [t]- ứng xuất xoắn cho phép. với thép 40X chọn [t] = 15 Mpa. Tuy nhiên theo cách chọn động cơ điện dđc =28 mm, để đảm bảo sức bền trục lấy d3 theo công thức d3 = (0,8..1,2). dđc = 28 mm tại tiết diện lắp bánh răng. Lấy d tại tiết diện lắp ổ lăn d2 = 25 mm .(theo bảng tiêu chuẩn) Tại tiết diện khớp lấy d1 = 22mm. Do bề tại bề mặt lắp ổ lăn cần gia công có độ chính xác, độ bóng cao hơn hẳn , nên tại tiết diện nối giữa bánh răng và ổ lăn hạ đường kính trục xuống d =25mm. Để cố định bánh răng theo phương tiếp tuyến dùng 1 then chữ nhật. Các kích thước cụ thể lấy theo công thức kinh nghiệm được ghi trong bản vẽ thiết kế trục. Chọn các kích thước trục như sau: Chiều rộng ổ lăn lấy theo bảng 10.2 ,với đường kính trục d =28mm.B=18mm Khoảng cách từ mặt bánh răng đến mặt trong của hộp lắp ổ k1= 15 mm. Khoảng cách từ mặt hộp đến mặt trong của ổ k2= 10 mm. L13 =k1 + k2 + B/2 + b1/2 = 15 + 10 + 9 + 12,8 = 48mm Chọn k3 = 15mm, hn = 19 mm. Tra bảng thông số hình học của khớp lmoayơ =40mm . LK = k3 + hn + lmoayơ + b/2 = 15 + 19 +40+9 = 83 mm. Tính lực lên các ổ trục và mô men trên trục. Trong mặt phẳng (xz): ồmy(A) = FtK.83 + Ft1.48 - FtB.170 = 0 Thay số, giải ra ta được: FxA = 579 N ; FxB = 389 N. Trong mặt phẳng (yz): ồmx(A)=Fr1.48 - FrB.170 - 4454 = 0 Thay số, giải ra ta được: FxB = 98 N ; FxA = 342 N Trục 2: Ft2 = Ft1 ; Fa2 = Fa1 ; Fr2 = Fr1 T2 = 9,55.106 .P2/n2 = 92525 Nmm Cặp bánh răng 3-4 có góc nghiêng răng b = 19,20. Ft3 =2.T2/dw3 = 2.92525/ 46,3= 3996 N Fa3 = Ft3.tgb = 1391 N Fr3 = Ft3.tgatw/cosb = 1624 N Xác định sơ bộ kích thước trục: Chiều rộng ổ lăn, tra theo bảng chuẩn với dtr=35 –B = 21 mm. Chiều rộng vành răng b1 = 25,6 mm. Chiều rộng vành răng b2 = 58,2 mm. Khoảng cach k1 = 15 mm, k2=10mm, k3=20mm L22=(b1 + B)/2 +k1 + k2= 12,8 + 10,5 +15 +10 = 48 mm L33 = ( b2+B )/2 +k1 + k2 = 29,1 +10,5 + 9 +10 =58 mm L23 =L22 + L33 + (b1+b2 )/2 + k1 = 48 + 58 +12,8 +29,1 +22 = 170mm Tính lực lên các ổ trục và mô men trên trục. Trong mặt phẳng (yz): ồmx(A) =B.170 + Fa2.dw2/2 +Fr2. 48 + 1391.dw3/2 – Fr3.112 =0 Thay số liệu vào, giải ra ta được: FxA = 559 N ; FxB = 625 N Trong mặt phẳng (xz): ồmy(A) =B.170 - Ft3.112 + Ft2. 48 =0 Giải ra ta được: FyA =2317 N ; FyB = 561 N Từ đó dễ dàng vẽ được biểu đồ mô men. -Xác định sơ bộ kết cấu trục. Từ công thức kinh nghiệm d= (0,3..0,35).aw ta đi xác định đường kính trục bị động 2: d2 = (0,3..0,35).97 = 35 mm –tại tiết diện lắp bánh răng. Đường kính tại tiết diện lắp ổ lăn hạ xuống theo bảng tiêu chuẩn dôl=30mm. Giữa 2 bánh răng làm 1 gờ trục để ngăn các bánh răng di động dọc trục. Chiều dài đoạn trục lắp bánh răng lấy nhỏ hơn chiều dài lắp moayơ bánh răng. Để cố định theo phương tiếp tuyến dùng then bằng cao. Trục 3: Sơ đồ phân tích lực như hình vẽ: Ft4 =Ft3 ; Fa3 = Fa4 ; Fr4 = Fr3 Kích thước trục đựoc chọn như sau: Khoảng cách từ mặt lắp ổ đến mép ổ lăn hn=20. Khoảng cách từ mặt ổ lăn đến chi tiết quay k3 = 20mm. Chiều rộng đĩa xích tra theo bảng 5.2 b=20. Vậy Lk=hn + k3 + bxích/2 = 20 +20 +10 =55mm. Đường kính trục lắp bánh răng d33 = (0,3..0,33). aw =0,3 . 116 = 40mm Đường kính trục tại tiết diện ổ d2 = 35 mm.Chọn d3 = 38mm. Tính lực lên các ổ trục và mô men trên trục. Trong mặt phẳng (yz): ồmx(A) = FrB.170 + Fr4.112 + Fa4.dw4/ 2 + Fx.225 =0 Thay số, giải ra ta được: FxA = 2176 N; FxB = -772 N Trong mặt phẳng (xz): ồmy(A) = FtB.170 + Ft4.112 = 0 Thay số, giải ra ta được: FyB = -2492 N; FyA = 554 N *Chọn then : Trục 2: (Tại tiết diện lắp bánh răng 2) Với d = 35mm chọn then bằng cao theo bảng (9.1b) thông số kích thước : b = 10 ; h = 9 ; t1 = 5.5 ; t2 = 3.3 ; Kiểm tra bền của then. Tra bảng (9.5) ta có : [sd] = 50 Mpa , [ t] = 30Mpa. sd = = < [sd]=50 Mpa t = = < [ t] =30 Mpa. (để đảm bảo bền cho then tăng chiều dài moayơ lên 41 mm) Vậy then chọn trước đủ bền. Tại tiết diện lắp bánh răng 4 , d = 40 mm. Chọn then bằng cao theo bảng (9.1b): b = 12 ; h = 11 ; t1 = 5.5 ; t2 = 4.4 Kiểm tra bền: sd = = < [sd]=50 Mpa t = = < [ t] =30 Mpa. (để đảm bảo bền cho then tăng chiều dài moaơ lên 76 mm) Then đủ bền . 3.1.2 Tính chính xác trục 3.1.2.1 Chọn vật liệu chế tạo trục: CHọn vật liệu chế tạo trục là thép C45 có sb= 600Mpa, [ t] =20 Mpa. 3.1.2.2 Kiểm nghiệm hệ số an toàn Khi làm việc trục chịu tải trọng chu kỳ lặp đi lặp lại dễ bị hỏng vì mỏi, do đó phải kiểm tra hệ số an toàn trục tại các tiết diện nguy hiểm . Trên biếu đồ mô men ta thấy mô men uốn tại tiết diện lắp bánh răng 3 lớn hơn tại tiết diện 2 rất nhiều. Do đó chỉ cần kiểm tra hệ số an toàn tại tiết diện nay là đủ. Hệ số an toàn cho phép : < [S3] =1,5..2,5 Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất uốn : Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất xoắn : Giới hạn mỏi uốn s-1 =0,43.850 =365,5 Mpa. Giới hạn mỏi xoắn [t] = 0,25.850 =212,5 Mpa. Đối với trục quay ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xưng , còn ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động do đó: sm = 0 ; tm = ta= (1/2).(T/ W0) Mô men chống uốn của trục: Wu3= Wr3= M3 = = = sa3 = =43 Mpa ta3 = = 6 Mpa = tm Lấy ys =0.1 và yt = 0.05 đối với thép cacbon.Tra bảng 15.2 ta được es =0.88 , et =0.77. ks , kt hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn.Ta có ks=1.85, kt=1.75. Trục không sử dụng các biện pháp tăng bền b=1. Vậy: = 3.8 Hệ số an toàn này là phù hợp . Trục đủ bền. (không cần kiểm tra hệ số an toàn tại tiết diện lắp bánh răng 2) 3.2 Tính và chọn ổ lăn 3.2.1 Chọn sơ bộ ổ lăn Theo kết cấu trục : dol1=25mm chọn ổ bi đỡ chặn loại 36205 C = 13,1 KN; C0 = 9,24 KN. dol3=35mm chọn ổ côn đỡ chặn loại 7607 C = 71,6 KN; C0 = 61,5 KN. dol2 = 30mm chọn ổ bi đỡ chặn loại 46306 C= 25,6KN; C0 =18,7 KN. 3.2.2 .Tính chính xác cặp ổ trục 2 ( Sơ đồ tính chính xác ổ) * Tính kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ: Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ: FrA = = 797 N FrB = = 2400 N Tổng ngoại lực dọc trục: Fa = Fa3 – Fa2 = 1391 – 262 = 1129 N. Tải trọng động tương đương được tính theo công thức sau: PA = ( XVFrA + YSa ).kt.kđ PB = ( XVFrB + YSa ).kt.kđ ổ lăn có vòng trong quay V=1. Coi nhiệt độ làm việc trong ổ trong nhỏ hơn 1050-do đó kt =1. ổ lăn làm việc trong điều kiện tải trọng va đập kđ= 1,5. Fa/Co = 1129/18700 = 0.06 Tra bảng 11.4 ta có e = 0,37. Fa/(V.FrB) = 1129/ 2400 = 0,47 > e Tra bảng 11.4 : X =0,45 ; Y =1,4 Bên cạnh lực ngoại lực dọc trục tác dụng lên ổ, trong ổ còn xuất hiện lực dọc trục Fs do các lực hướng tâm trong ổ gây ra. FsA= e. FrA = 0,37. 797 = 214 N. FsB= e. FrB = 0,37. 2400 = 648 N. Với sơ đồ tính ổ như hình vẽ ta có : SA = Fa + FsB = 1129 + 648 =1777 N SB = FsB = 648 N. PA = ( 0,45.1.797 + 1,4.1777 ) .1,5 = 2844 N. PB = ( 0,45.1.2400 + 1,4.648 ) .1,5 = 2981 N. PB > PA – tính chọn ổ cho ổ B. ổ lăn làm việc với tải trọng thay đổi theo chu kỳ do đó tải trọng thay thế tác dụng lên ổ lăn: Ptt = P. trong đó t1 = 21000 h. t2= 15750 h. ồt = 42000 h.P2 = 0,7.P1 Ptt = 2981. = 2554 N Khả năng tải động của ổ : Cđ =Ptt .L0,3 =2554. =22978 Cđ = 22978 < [Cđ] = 25600 N. * Tính kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ: Pt = Xo. Fr + Y0.Fa tra bảng 11.6 ta được: X0 = 0,5; Y0 =0,47 PtA = 0,5. 797 +0,47. 1129 = 929 N. PtB = 0,5. 2400 +0,47. 1129 = 1730 N << [C0] = 18700 N. Vậy ổ đẫ chọn dảm bảo khả năng tải . 4 Tính toán chọn các yếu tố của vỏ hộp giảm tốc và các chi tiết khác 4.1.Kết cấu bánh răng và nắp ổ: *bánh răng lắp trên trục 2: Đường kính bánh răng :170mm Độ dày vành răng: d = 8mm. Chiều dài moay l = 41 mm. (đã chọn trước để đảm bảo bền cho then) Đường kính ngoài moay ơ : D = 55mm. Chiều dày của đĩa: C = 8mm. Đuờng kính lỗ : d0 = 20mm. Đường kính tâm lỗ: D0= 106 mm *bánh răng lắp trên trục 3: Đường kính bánh răng :186mm Độ dày vành răng: d = 10mm. Chiều dài moay l = 76 mm. (đã chọn trước để đảm bảo bền cho then) Đường kính ngoài moay ơ : D = 60mm. Chiều dày của đĩa: C = 17mm. Đuờng kính lỗ : d0 = 17mm. Đường kính tâm lỗ: D0= 114 mm *Lắp ổ chắn ổ lăn 1: Đường kính mặt trong lắp với gối đỡ D1 = 52mm. Đường kính lắp bu lông D2 = 52mm. Đường kính mặt trong lắp với gối đỡ D3 = 52mm. Chiều dày : d = 9mm. *Lắp ổ chắn ổ lăn 2: Đường kính mặt trong lắp với gối đỡ D1 = 72mm. Đường kính lắp bu lông D2 = 92mm. Đường kính mặt trong lắp với gối đỡ D3 = 118mm. Chiều dày : d = 9mm. *Lắp ổ chắn ổ lăn 2: Đường kính mặt trong lắp với gối đỡ D1 = 100mm. Đường kính lắp bu lông D2 = 120mm. Đường kính mặt trong lắp với gối đỡ D3 = 150mm. Chiều dày : d = 9mm. 4.2. Các thành phần cấu tao lên thành hộp giảm tốc và kích thước cụ thể. Tên gọi Kích thứơc cụ thể Chiều dày: Thân hộp Nắp hộp d = 0,03.a +3 = 8,1 mm d1= 0,9. d = 7,3 mm Gân tăng cứng: Chiều dày e Chiều cao h Độ dốc e = (0,8á 1) . d = 6,5 mm h< 58mm 20 đường kính: Bu lông nền d1 Bu lông cạnh ổ d2 Vít ghép bích nắp và thân d3 Vít ghép lắp ổ d4 Vít ghép nắp cửa thăm d5 d1 = 0,04. a + 10 = 17mm d2 = (0,7 á0,8). d1 = 13mm d3 = (0,8á 0,9). d2 =11mm d4 = (0,6á 0,7). d3 = 8,5mm d5 = (0,5á 0,6). d4 = 7mm Mặt bích ghép nắp và thân: Chiều dày bích thân hộp S3 Chiều dày bích nắp thân hộp S4 Bề rộng bích nắp và thân K3 S3 = (1,4á 1,8).d3 = 17,6mm S4 = (0,9á 1). S3 = 17mm K3 = K2 – (3 á5) = 38mm Kích thước gối trục: ổ 1: Đuờng kính ngoài D3 tâm lỗ vít D2 ổ 2: Đuờng kính ngoài D3 tâm lỗ vít D2 ổ 3: Đuờng kính ngoài D3 tâm lỗ vít D2 Bề rộng mặt ghép bu lông cạnh ổ: K2 Tâm lỗ bu lông cạnh ổ : E2 và C Chiều cao h ( tra bảng 18-2) D3 = 83mm D2 = 68mm D3 = 118mm D2 = 92mm D3 = 150mm D2 = 120mm K2 = E2 +R2 + (3á 5) = 43mm E2= 1,6.d2 = 21mm R2 = 1,3 . d2 = 17mm 34 mm Mặt đế hộp: Chiều dày : khi không có phần lồi S1 Bề rộng mặt đế hộp K1 và q S1 = (1,3á 1,5) d1 = 22mm K1 = 3.d1 = 51mm Khe hở giữa các chi tiết : Giữa các bánh răng với thành trong hộp Giữa các đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp D >= (1 á1,2).d = 10mm D1 >= (3 á 5).d và phụ thuộc hộp giảm tốc, lượng dầubôi trơn trong hộp. Số lượng bu lông nền Z= (L+ B)/ 200 = 4 5.Các kiểu lắp, trị số của sai lệch giới hạn và dung sai các liểu lắp Tra bảng P4.1,P4.2 ta có các trị số dung sai các kiểu lắp như sau: * Mối lắp trục I với vòng chắn dầu ỉ 25 F8/k6 Smax = +53mm Smin = +5mm * Mối lắp gối đỡ ổ trục với ổ lă