Đồ án Chi Tiết Máy Thiết Kế Hệ Dẫn động Băng Tải (2) - Luận Văn

• Đăng ký
• Đăng nhập
• Liên hệ

LuanVan.net.vn - Luận văn, đồ án, tiểu luận, luận án, đề tài, đề án, chuyên đề thực tập, tốt nghiệp

Thư viện luận văn, đồ án, tiểu luận, luận án, báo cáo, bài tập lớn, đề tài, đề án, chuyên đề thực tập, tốt nghiệp, thạc sĩ, tiến sĩ, cao học

• Trang Chủ
• Tài Liệu
• Upload

Đồ án Chi tiết máy thiết kế hệ dẫn động băng tải (2)

THÔNG SỐ: 1. Lực kéo băng tải : F=950 (N) 2. Vận tốc băng tải : v=2,75(m/s) 3. Đường kính tang: D=380 (mm) 4. Thời hạn phục vụ: lh=8000 (h) 5. Số ca làm việc : soca=1 (ca) 6. Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài @=150(độ) 7. Đặc tính làm việc : Va đập nhẹ

37 trang | Chia sẻ: lecuong1825 | Lượt xem: 13020 | Lượt tải: 1 Bạn đang xem trước 20 trang tài liệu Đồ án Chi tiết máy thiết kế hệ dẫn động băng tải (2), để xem tài liệu hoàn chỉnh bạn click vào nút DOWNLOAD ở trênĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI : ĐỀ 2 THÔNG SỐ: Lực kéo băng tải : F=950 (N) Vận tốc băng tải : v=2,75(m/s) Đường kính tang: D=380 (mm) Thời hạn phục vụ: lh=8000 (h) Số ca làm việc : soca=1 (ca) Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài @=150(độ) Đặc tính làm việc : Va đập nhẹ I. CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 1. Công suất làm việc Plv=F.v1000=950.2,751000=2,709 (KW) 2. Hiệu suất hệ dẫn động η=ηbr.ηOL3.ηđ.ηkn Trong đó,tra bảng B2.319 [1] ta được: Hiệu suất bộ truyền bánh răng : ηbr=0,96 Hiệu suất bộ truyền đai : ηđ=0,96 Hiệu suất ổ lăn : ηOL=0,992 Hiệu suất khớp nối : ηkn= 1 => η=ηbr(tv).ηOL3.ηđ(x).ηkn=0,96.0,9923.0,96.1=0,907 3. Công suất cần thiết trên trục động cơ Pyc=Plvη=2,7090,907=2,99(KW) 4. Số vòng quay trên trục công tác nlv=60000.vπ.D=60000.2,753,14.380=138,28(v/ph) 5. Chọn tỉ số truyền sơ bộ usb=uđ.ubr Theo bảng B2.421[1] chọn sơ bộ: Tỉ số truyền bộ truyền đai: uđ=2,5 Tỉ số truyền bộ truyền bánh răng: ubr=4 =>usb = uđ. ubr=2,5.4=10 6. Số vòng quay sơ bộ trên trục động cơ nsb=nlv.usb=138,28.10=1382,8(v/ph) 7. Tính số vòng quay đồng bộ của động cơ Chọn nđbt=1500(v/ph) 8. Chọn động cơ Tra bảng phụ lục [1],chọn động cơ thỏa mãn:nđbb=nđbt=1500(v/ph)Pđccf≥ Pyc= 2,99 (KW) Ta được động cơ với các thông số sau: Kí hiệu động cơ:4A100S4Y3 Pđccf=3,0(KW) nđc= 1420(v/ph) dđc=28 (mm) 9. Phân phối tỉ số truyền Tỉ số truyền của hệ: uch=nđcnlv=1420138,28=10,27 Chọn tỉ số truyền của hộp giảm tốc: ubr= 4 Tỉ số truyền cuả bộ truyền ngoài: uđ=uchubr=10,274=2,57 Vậy ta có: uch=10,27ubr=4 uđ=2,57 10. Tính các thông số trên trục Công suất trên trục công tác: Pct = Plv = 2,709 (KW) Công suất trên trục II: PII = PctηOL.ηkn=2,7090,992.1=2,731KW Công suất trên trục I: PI = PIIηOL.ηbr=2,7310,992.0,96=2,868KW Công suất trên trục động cơ: Pđc = PIηOL.ηđ=2,8680,992.0,96=3,012(KW) Số vòng quay trên trục động cơ: nđc = 1420 (v/ph) Số vòng quay trên trục I: nI=nđcuđ=14202,57=552,5(v/ph) Số vòng quay trên trục II: nII=nIubr=552,54=138,1(v/ph) Số vòng quay trên trục công tác: nct=nIIukn=138,11=138,1(v/ph) Moment xoắn trên trục động cơ: Tđc=9,55.106.Pđcnđc=9,55.106.3,0121420=20256,76(N.mm) Moment xoắn trên trục I: TI =9,55.106.PInI=9,55.106.2,868552,5=49573,57(N.mm) Moment xoắn trên trục II: TII=9,55.106.PIInII=9,55.106.2,731138,1=188856,26N.mm Moment xoắn trên trục công tác: Tct=9,55.106.Pctnct=9,55.106.2,709138,1=187334,90(N.mm) 11. Lập bảng thông số Thông số/Trục Động cơ I II Công tác uđ = 2,57 ubr = 4 ukn=1 P(KW) 3,012 2,868 2,731 2,709 n(v/ph) 1420 552,5 138,1 138,1 T(N.mm) 20256,76 49473,57 188856,26 187334,90 II. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI DẸT: Thông số yêu cầu: P = Pđc = 3,012 (KW) T1 = Tđc = 20256,76 (N.mm) n1 = nđc= 1420 (v/ph) u = uđ = 2,57 β = 150o (30o) Chọn loại đai: Đai vải cao su Xác định đường kính bánh đai d1 = (5,2 ÷6,4)3T1 = (5,2 ÷ 6,4)320,256,76 = (141,75 ÷ 174,46) Chọn d1theo tiêu chuẩn theo bảng B4,2163[1], ta được d1 = 160 (mm) Kiểm tra về vận tốc đai: ν = πd1n160000 = 3,14.1420.16060000 = 11,89 (m/s) Xác định d2: d2 = u. d1(1-𝛆) = 160.2,57.(1-0,015) = 405,03 (mm), trong đó hệ số trượt ε = 0,01÷0,02, ta chọn ε = 0,015 Theo bảng B4.667[1] chọn d2= 400 (mm) Tỷ số truyền thực tế : ut= d2d1(1-ε) = 400160.(1-0,015) = 2,54 Sai lệch tỷ số truyền: Δu = ut- uu.100%= 2,54-2,572,57.100% = 1,16% (thỏa mãn) Xác định chiều dài đai và khoảng cách trục: Khoảng cách trục : a= (1,5 ÷ 2,0).( d1 + d2) = (1,5 ÷ 2,0).560 = (840 ÷ 1120) Chọn a= 1120(mm). Chiều dài đai: L = 2. asb + πd1+ d22 + d2- d124.asb = 2.1120 + 3,14.160+4002 + (400-160)24.1120 = 3132,06 (mm) Lấy L= 3132 (mm) Số vòng chạy của đai : i = vL = 11,89.10003132 = 3,8 (m/s) Xác định góc ôm của bánh đai nhỏ α1 : α1 = 180o - 57o(d2- d1)a = = 180o - 57o(400- 160)1120 = 167,8o Xác định tiết diện đai và chiều rộng bánh đai: Diện tích đai : A= b.δ = FtKđ[σF] , trong đó: Ft – Lực vòng : Ft = 1000.Pv = 1000.3,01211,89 = 253,3 (N) Kđ – Hệ số tải trọng động : Tra bảng B4.755[1] ta được Kđ = 1,25 δ – Chiều dày đai : Được xác định theo δd1 : tra bảng B4.855[1] với loại đai vải cao su ta chọn được: (δd1)max = 130. Do vậy : δ ≤ d1(δd1)max = 160. 130 = 5,3 Tra bảng B4.151[1], ta dùng loại đai Ƌ-800 không có lớp lót, chiều dày đai δ = 3,75(mm), dmin = 140 (mm) Ứng suất có ích cho phép: [σF] = [σF]0.CαCvC0 , trong đó: [σF]0 = k1 - k2δd1 , với k1,k2 là hệ số phụ thuộc vào ứng suất căng ban đầu σ0 và loại đai. Do góc nghiêng của bộ truyền 60o≥ β và định kì điều chỉnh khoảng cách trục → σ0= 1,6 Mpa. Tra bảng B4.956[1] với σ0= 1,6 Mpa, ta được k1=2,3,k2=9. [σF]0 = k1 - k2δd1 = 2,3 – 9.3,75160 = 2,09 Cα – hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm α1: Cα= 1- 0,003(180o - α1) = 1- 0,003(180- 167,8) = 0,96 Cv – hệ số ảnh hưởng của lực ly tâm đến độ bám của đai trên bánh đai: Cv = 1 - kv(0,01.v2 -1), do sử dụng vải cao su nên kv = 0,04. → Cv = 1 - kv(0,01.v2 -1) = 1- 0,04(0,01.11,892 - 1) = 0,98. C0 – hệ số kể đến vị trí của bộ truyền và phương pháp căng đai. Tra B4.1257[1] với góc nghiêng của bộ truyền β = 30o, ta được C0=1. Do vậy: [σF] = [σF]0.CαCvC0 = 2,09.0,96.0,98.1 = 1,97 Mpa. Chiều rộng đai; b = FtKđσF.δ = 253,3.1,251,97.3,75 = 42,88 (mm) Tra bảng B4.151[1], ta được b= 50 (mm) Chiều rộng bánh đai B: Tra bảng B21.16164[2] theo chiều rộng đai b= 50 (mm), ta được B = 63 (mm). Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục: Lực căng ban đầu : F0 = σ0.δ.b = 1,6.3,75.50 = 300 (N) Lực tác dụng lên trục : Fr = 2.F0.sin(α12) = 2.300.sin(167,8o2) = 596,6 (N) Bảng tổng hợp các thông số của bộ truyền đai dẹt: P = 3,012 (KW) n1 = 1420(v/ph) T1 =20256,76 (Nmm) u= ut = 2,54 β = 30o Thông số Ký hiệu Giá trị Loại đai : đai vải cao su Đường kính bánh đai nhỏ d1 160 (mm) Đường kính bánh đai lớn d2 400 (mm) Chiều rộng đai b 50 (mm) Chiều dày đai δ 3,75 (mm) Chiều rộng bánh đai B 63 (mm) Chiều dài đai L 3132 (mm) Khoảng cách trục a 1120 (mm) Góc ôm bánh đai nhỏ α1 167,8o Lực căng ban đầu F0 300 (N) Lực tác dụng lên trục Fr 596,6 (N) III. Tính toán truyền động bánh răng côn răng thẳng: Thông số đầu vào : P = P1 = 2,868 (KW) T1 = TI = 49473,57 (N.mm) n1 = nI = 552,5 (v/ph) u = ubr = 4 Lh = 8000 (gio) Chọn vật liệu bánh răng Tra bảng , ta chọn: Vật liệu bánh răng lớn: Nhãn hiệu thép: 45 Chế độ nhiệt luyện: Tôi cải thiện Độ rắn: HB = 192÷240 , ta chọn HB2=230 Giới hạn bền σb2=750 (MPa) Giới hạn chảy σch2=450 (MPa) Vật liệu bánh răng nhỏ: Nhãn hiệu thép: 45 Chế độ nhiệt luyện: Tôi cải thiện Độ rắn: HB=241÷285, ta chọn HB1= 245 Giới hạn bền σb1=850 (MPa) Giới hạn chảy σch1=580 (MPa) 2. Xác định ứng suất cho phép a. Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép: , trong đó: Chọn sơ bộ: SH, SF – Hệ số an toàn khi tính toán về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn: Tra bảng với: Bánh răng chủ động: SH1= 1,1; SF1= 1,75 Bánh răng bị động: SH2= 1,1; SF2= 1,75 - Ứng suất tiếp xúc và uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở: => Bánh chủ động: Bánh bị động: KHL,KFL – Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền: , trong đó: mH, mF – Bậc của đường cong mỏi khi thử về ứng suất tiếp xúc. Do bánh răng có HB mH = 6 và mF = 6 NHO, NFO – Số chu kỳ thay đổi ứng suất khi thử về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn: NH01=30.HHB12,4= 30.2452,4=16,26.106NH02=30. HHB22,4= 30.2302,4=13,97.106NF01= NF02=4.106 NHE, NFE – Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương: Do bộ truyền chịu tải trọng tĩnh => NHE= NFE= 60c.n.t∑ , trong đó: c – Số lần ăn khớp trong 1 vòng quay: c=1 n – Vận tốc vòng của bánh răng t∑ – tổng số thời gian làm việc của bánh răng NHE1= NFE1=60.c.n1. tΣ= 60.1.552,5.8000=265,2.106 NHE2= NFE2=60.c.n2. tΣ=60.c.n1u .tΣ = 60.1.552,54.8000=66,3.106 Ta có: NHE1> NHO1 => lấy NHE1= NHO1 => KHL1= 1 NHE2> NHO2 => lấy NHE2= NHO2 => KHL2= 1 NFE1> NFO1 => lấy NFE1= NFO1 => KFL1= 1 NFE2> NFO2 => lấy NFE2= NFO2 => KFL2= 1 Do vậy ta có: Do đây là bộ truyền bánh răng côn răng thẳng =>(MPa) b.Ứng suất cho phép khi quá tải 3.Xác định sơ bộ chiều dài côn ngoài: Re = KR u2+1 3T1KHβKbe1- Kbeu[σH]2 Với ▪T1 là mômen xoắn trên trục chủ động. T1= TI=49473,57(N.mm) ▪[σH] - ứng suất tiếp xúc cho phép; [σH] = 481,82( MPa). ▪ KR– hệ số phụ thuộc vào vật liệu làm bánh răng và loại bánh răng: Đối với bánh răng côn răng thẳng làm bằng thép => U-Tỉ số truyền u=4 - Hệ số chiều rộng vành răng : chọn sơ bộ => KHβ, KFβ – Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về ứng suất tiếp xúc và uốn: Tra bảng với -0,57 -Sơ đồ bố trí là sơ đồ I - HB <350 -Loại răng thẳng -Ta được KHβ= 1,23 KFβ = 1,47 Do vậy: Re = KR u2+1 3T1KHβKbe1- Kbeu[σH]2 = 50.42+1.349473,57.1,230,25.1-0,25.4.481,822 = 145,2(mm) 4. Xác định các thông số ăn khớp. a. Xác định mô đun vòng ngoài và vòng trung bình mte ,mtm: Đường kính vòng chia ngoài: del=2.Re1+u2 = 2.145,21+42 = 70,4(mm) Tra bảng B [1] với =70,4 và tỉ số truyền là u=4 . ta được số răng Ta có HB Z1=1,6.17=27.2 chọn Z1=27 Đường kính vòng trung bình và môdun trung bình (mm) mtm = dm1/Z1 = 61,627 = 2,28(mm) Môdun vòng ngoài mte = = (mm) Tra bảng B[1] chọn mtetheo tiêu chuẩn mte=2,5(mm) Môdun vòng trung bình (mm) b. Xác định số răng : chọn =28 Suy ra tỉ số truyền thực tế : ut=Z2Z1=11228=4 ΔU=ut-uu.100% = 4-44.100% =0% Vì DU =0%< 4% , suy ra thoả mãn. c. Xác định góc côn d. Xác định hệ số dịch chỉnh : Đối với bộ truyền bánh răng côn răng thẳng ta sử dụng chế độ dịch chỉnh đều: Tra bảng B[1] với =28 ;=4 , ta được x1=0,35 ; x2=-x1=-0,35 3.4.5 xác định đường kính trung bình và chiều dài côn ngoài : Đường kính trung bình Chiều dài côn ngoài : (mm) 5. Xác định các hệ số và một số thông số động học: Tỷ số truyền thực tế: ut= 4 Vận tốc trung bình của bánh răng: v=πdm1n160000= (m/s) Với bánh răng trụ răng nghiêng và v = 1,77 (m/s) tra bảng 6.13106 [1] ta đựoc cấp chính xác của vbộ truyền là: CCX=8. Tra phụ lục 2.3/250[1], với: + CCX=8 +HB<350 +v= 1,77(m/s) Nội suy tuyến tính ta được: KHv= 1,06 KFv= 1,17 Với cấp độ chính xác 8, khi đó cần gia công đạt độ nhámRa =1,25 ...0,63 (mm) ZR = 1 HB<350 , v= 1,77(m/s) <5 m/s; suy ra ZV = 1. với dm2 = 245,28(mm)< 700mm suy ra KxH=1 Chọn YR= 1 YS= 1,08- 0,0695.ln(m)= 1,08-0,0695.ln(3)= 1,0036 Do da2 ≈ dm2 =245,28(mm) <400 (mm) ⇒ KxF =1 KHα , KFα – Hệ số phân bố không đều tải trọng trên các đôi răng khi tính về ứng suất tiếp xúc, uốn :Do bộ truyền bánh răng là bánh răng côn răng thẳng nên =1 =1 Hệ số tập trung tải trọng: = 1,23; =1,47 6. Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng. a.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn - ứng suất tiếp xúc cho phép (Mpa) ZM –Hệ số xét đến cơ tính của vật liệu các bánh răng ăn khớp Bảng 6.5-T96: ZM= 274[MPa]1/3. ZH –hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc tra bảng Với x1+x2=0 và β= 0o ta được ZH=1.76 Zε-hệ số xét đến sự trùng khớp của hai bánh răng : . Với hệ số trùng khớp ngang εα có thể tính gần đúng theo công thức: εα=1,88-3,21Z1+1Z2=1,88-3,2128+1112=1,73 Suy ra: KH –hệ số tải trọng khi tính toán tiếp xúc KH=1,23.1.1,06=1.303 Chiều rộng vành răng =0,25.145,2=36,3(mm) , lấy bw = 36 (mm) Thay vào ta được: (Mpa) Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép ; Ứng suất tiếp xúc cho phép[σH] được tính theo công thức Đủ bền và Thỏa mãn b. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn . - Ứng suất uốn cho phép của bánh chủ động và bị động: trong đó Yε=1εα=11,73=0,58 Hệ số kể đến độ nghiêng của răng: Do là bánh răng thẳng (hệ số kể đến độ nghiêng của răng). - hệ số dạng răng của bánh 1 và 2 phụ thuộc vào số răng tương đương .Tra bảng:,với hệ số dịch chỉnh x1 = 0,35 YF1= 3,56; YF2 = 3,98 - hệ số tải trọng khi tính về uốn. . KF=1.1,47.1,17= 1,72 Vậy: (Mpa) (MPa) Do : sF1=72,69< [sF1] =252Mpa; sF2=81,26 < [sF2] = 237 Mpa Do vậy bánh răng đảm bảo điều kiện bền về uốn. c.Kiểm nghiệm về quá tải: Kqt – Hệ số quá tải: Do vậy: 7. Một vài thông số hình học của cặp bánh răng: - Đường kính vòng chia : - chiều cao răng ngoài -chiều cao đầu răng ngoài : Chiều cao chân răng ngoài Đường kính đỉnh răng ngoài Bảng tổng kết các thông số của bộ truyền bánh răng : P = 2,868(KW) T1 = 49473,57(N.mm) n1 = 552,5(v/ph) u= ut = 4 Lh= 8000(gio) Thông số Kí hiệu Giá trị Chiều dài côn ngoài 144,3 mm Môdun vòng ngoài 2,5 mm Chiều rộng vành răng b 36 mm Tỉ số truyền 4 Góc nghiêng của răng 0 Số răng của bánh răng 28 112 Hệ số dịch chỉnh chiều cao 0,35 -0,35 Đường kính vòng chia ngoài 70 mm 280 mm Góc côn chia 14,04 75,96 Chiều cao răng ngoài 5,5 mm Chiều cao đầu răng ngoài hae1 3,375 mm hae2 1,625 mm Chiều cao chân răng ngoài 2,125 mm 3,875 mm Đường kính đỉnh răng ngoài 76,55 mm 280,79 mm PHẦN 4: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC 4.1 Tính toán khớp nối Thông số đầu vào: Mô men cần truyền: T = TII =188856,26 (N.mm) 4.1.1 Chọn khớp nối: Ta sử dụng khớp nối vòng đàn hồi để nối trục: Ta chọn khớp theo điều kiện: Trong đó: (mm) Tt – Mô men xoắn tính toán: Tt = k.T với: k – Hệ số chế độ làm việc, phụ thuộc vào loại máy. Tra bảng ta lấy k = 1,2 T – Mô men xoắn danh nghĩa trên trục: T = TII = 188856,26 (N.mm) Do vậy: Tt = k.T = 1,2.188856,26= 226627,51 (N.mm) Tra bảng với điều kiện: Ta được các thông số khớp nối như sau: Tra bảng với: ta được: 4.1.2 Kiểm nghiệm khớp nối (theo 2 điều kiện) a. Kiểm nghiệm sức bền dập của vòng đàn hồi: , trong đó: - Ứng suất dập cho phép của vòng cao su. Ta lấy ; Do vậy, ứng suất dập sinh ra trên vùng đàn hồi: b. Điều kiện bền của chốt: , trong đó: - Ứng suất cho phép của chốt. Ta lấy Do vậy ứng suất sinh ra trên chốt: 4.1.3 Lực tác dụng lên trục Ta có:; lấy trong đó: 4.1.4 Các thông số cơ bản của nối trục vòng đàn hồi: Thông số Ký hiệu Giá trị Mô men xoắn lớn nhất có thể truyền được 250 (N.m) Đường kính lớn nhất có thể của trục nối 32 (mm) Số chốt Z 6 Đường kính vòng tâm chốt D0 105 (mm) Chiều dài phần tử đàn hồi l3 28 (mm) Chiều dài đoạn công xôn của chốt l1 34 (mm) Đường kính của chốt đàn hồi d0 14 (mm) 4.2. Thiết kế trục 4.2.1 Chọn vật liệu Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 có σb = 600 MPa, ứng suất xoắn cho phép [τ] = 12 ÷ 30 Mpa. 4.2.2 Xác định lực và sơ đồ phân bố lực tác dụng lên trục a. Xác định giá trị các lực tác dụng lên trục, bánh răng: Lực tác dụng lên trục từ bộ truyền đai: Fd = 596,6(N) Lực tác dụng lên trục từ khớp nối: Fkn = 719,45 (N) Lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng: - Lực vòng: (N) - Lực hướng tâm - Lực dọc trục b. Sơ đồ phân bố lực chung: c. Sơ đồ bố trí chung d.Sơ đồ lực tác dụng lên trục I: 4.2.3 Xác định sơ bộ đường kính trục - Với trục I: , trong đó: TI – Mô men xoắn danh nghĩa trên trục I: TI =49473,57(N.mm) [τ] - Ứng suất xoắn cho phép [τ] = 15 ÷ 30 (MPa) với trục vào hộp giảm tốc ta chọn [τ] = 15 (MPa) - Với trục II: TII – Mô men xoắn danh nghĩa trên trục II: TII = 188856,26 (N.mm) [τ] - Ứng suất xoắn cho phép [τ] = 15 ÷ 30 (MPa) với trục vào hộp giảm tốc ta chọn [τ] = 30 (MPa) (mm) Ta chọn: 4.2.4 Xác định sơ bộ khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực a. Xác định chiều rộng ổ lăn trên trục Tra bảng với: Ta được chiều rộng ổ lăn trên các trục: 4.3.Xác định sơ bộ khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực Bánh răng côn trên trục I: Chọn trên trục II Do đó chọn Giả sử có bánh răng trụ bánh răng trụ : +trên trục II Do đó chọn - Do đó chọn Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực Các kích thước khác liên quan đến chiều dài trục, chọn theo bảng -Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp, hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay: k1=10 mm; -Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp:k2=5 mm; -Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ k3=15mm; -Chiều cao nắp ổ và đầu bulông: hn=18mm Suy ra Chọn l12 = 59mm Do đó Chọn Chọn Trục II Chọn Chọn l23 = 80 mm lm31 = (1,42,5)d2 = 4275mm (do nối trục đàn hồi) Chọn lm31 = 60 mm 4.2.5 Xác định các lực tác dụng lên gối đỡ Thông số đầu vào: - Lực tác dụng lên trục I từ khớp nối: Fkn = 719,45 (N) - Lực tác dụng lên trục II từ bộ truyền đai: Fd = 484.70 (N) - Lực tác dụng lên bánh răng: Ft = Ft1 = Ft2 = 1613.62(N) Fr = Fa1 = Fr2 = 142,48 (N) Fa = Fr1 = Fa2 =569,76 (N) Sơ đồ lực tác dụng trục II: Từ hệ phương trình cân bằng lực: Trong đó: Fi – Lực thành phần Mi – Mômen uốn li – Cánh tay đòn Ta có : (đảo lại chiều của Fx20) 4.5 Tính thiết kế trục 4.5.1. Tính sơ bộ trục I +Với d1sb=25 mm. Ta chọn đường kính các đoạn trục: -Tại tiết diện lắp bánh răng: d20=19mm -Tại tiết diện lắp ổ lăn: d21=d22=20mm -Tại tiết diện lắp khớp : d23 =21mm +Chọn then: Trên trục I then được lắp tại vị trí bánh răng (vị trí 1) và khớp nối (vị trí 4) Tra bảng 9.1a [173/TL1] với d1 = d4 = 20 mm ta chọn then có: Chiều dài then chọn Tại tiết diện lắp khớp : l = 25 mm Tại tiết diện lắp bánh răng: l =28 mm 4.5.2.Tính chi tiết trục II Moomen xoắn T23=T22= = 197894 (Nmm) Mômen uốn tổng và mômen tương đương Mj , Mtđj ứng với các tiết diện j đươc tính theo công thức: Mj=Myj2+Mxj2 Mtđj=Mj2+0,75Tj2 M20=0 Mtđ20=M202+0,75.T202 =0 M21=My212+Mx212=(Fy20.l1)2+Fx20.l12 =65198,9(Nmm) Mtđ21=M212+0,75.T212=65198,92+0,75.1978942=183364,2(Nmm) M22=0 Mtđ22=M222+0,75T222=02+0,75.1978942= = 171381,2(Nmm) M23= 0 (Nmm) Mtđ23=0,75.T232=0,75.02=171381,2 (Nmm) Sơ đồ mômen lực tác dụng lên trục 2 -Đường kính trục tại các tiết diện tương ứng khi tính sơ bộ. với=50N/mm2 tra bảng 10.5/195 -Tại tiết diện lắp khớp nối: d23=3Mtđ230,1.σ=3171381,20,1.50=32,48mm -Tại tiết diện lắp ổ lăn: d22=3Mtđ220,1.σ=3171381,20,1.50=32,48 mm -Tại tiết diện bánh răng: d21=3Mtđ210,1.σ=3183364,20,1.50=33,2mm -Tại tiết diện lắp ổ lăn: d20= d22 = 32,48 mm Ta chọn đường kính theo tiêu chuẩn và đảm bảo điều kiện lắp ghép: Suy ra ta chọn được: Tại tiết diện lắp bánh răng: d21= 40 mm Tai tiết diện lắp ổ lăn :d20= d22 =35 mm Tại tiết diện lắp khớp nối: d23=34mm TÍnh chọn then: +Do các trục nằm trong hộp giảm tốc nên ta chọn loại then bằng. Để đảm bảo tính công nghệ ta chọn loại then giống nhau trên cùng một trục. Khi đó, theo TCVN 2261- 77 ta có thông số của các loại then được sử dụng như sau: Tiết diện Đường kính trục Kích thước tiết diện Chiều sâu rãnh then Bán kính góc lượn của rãnh b h t1 t2 Nhỏ nhất Lớn nhất 2-3 34 10 8 5 3,3 0,25 0,4 2-1 40 12 8 5 3,3 0,25 0,4 Chiều dài then: Tại tiết diện khớp nối : lt23 = 36 mm Tại tiết diện lắp bánh răng : lt21 = 32 mm +Kiểm nghiệm độ bền của then: Chọn số then bằng 1 tại các vị trí lắp bánh răng và bộ truyền ngoài. a. Tại tiết diện 2-1 (tiết diện lắp bánh răng) -Kiểm tra độ bền dập trên mặt tiếp xúc giữa trục và then. Chọn lt=(0,80,9)lm22= (0,80,9).40 =3236 mm. chọn =34 mm Với then làm bằng thép, tải va đập nhẹ ta chọn được Công thức (9.1) ta có: σd=2Tdlt(h-t1)=2.19789440.34.(8-5)=97 MPa<100 MPa Kiểm nghiệm độ bền cắt: công thức (9.2): τc=2Tdltb=2.19789440.34.12=24,25 MPa<[τc] b. Tại tiết diện 2-3 (tiết diện lắp bộ truyền ngoài) -Kiểm tra độ bền dập trên mặt tiếp xúc giữa trục và then. Chọn lt=(0,80,9)lmc2=(0,80,9)59 = 4753 mm. chọn lt=50mm Với then làm bằng thép, tải va đập nhẹ ta chọn được Công thức (9.1) ta có: σd=2Tdlt(h-t1)=2.19789434.50.(8-5)=77,6 MPa<100MPa =>thỏa mãn Kiểm nghiệm độ bền cắt: công thức (9.2): τc=2Tdltb=2.19789434.50.10=23,28 MPa<[τc] =>thỏa mãn 4.6.Kiểm nghiệm trục ( trục II) theo độ bền mỏi. Với thép 45 có: , và theo bảng 10.7 ta có: , Các trục trong hộp giảm tốc đều quay, ứng suất thay đổi theo chu kì đối xứng. ta có : và  ; với (trục có một rãnh then) Nên: Trục quay một chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu trình mạch động. ta có : với nên Với các thông số của then, kích thước trụ Luận văn liên quan

• Đồ án Máy khuấy trộn tinh bột cao lanh

  96 trang | Lượt xem: 2898 | Lượt tải: 3

• Tiểu luận Thiết kế hệ thống thông gió, tản nhiệt và khử khói bụi cho hầm tầng 2 để xe trường Đại học công nghiệp TP Hồ Chí Minh

  41 trang | Lượt xem: 2925 | Lượt tải: 2

• Đồ án Lý thuyết điều khiển tự động

  38 trang | Lượt xem: 4556 | Lượt tải: 3

• Luận văn Nghiên cứu các đặc tính truyền nhiệt của thiết bị bay hơi kênh micro trong máy điều hoà không khí cỡ nhỏ dùng môi chất lạnh CO₂

  203 trang | Lượt xem: 524 | Lượt tải: 3

• Đề tài Thiết kế QTCN gia công trục thứ cấp – hộp số chính xe zil 131

  12 trang | Lượt xem: 3101 | Lượt tải: 2

• Đồ án Khảo sát hệ thống điện thân xe Toyota Land Cruiser 2009

  96 trang | Lượt xem: 4741 | Lượt tải: 7

• Đề tài Tính toán chu trình công tác của động cơ đốt trong

  54 trang | Lượt xem: 7548 | Lượt tải: 1

• Đồ án Thiết kế tuốc bin gáo và bộ điều chỉnh thủy lực vòi phun và cơ cấu cắt dòng

  76 trang | Lượt xem: 2178 | Lượt tải: 1

• Đề tài Tính toán động lực học ô tô

  47 trang | Lượt xem: 5051 | Lượt tải: 5

• Đồ án Thiết kế quy trình công nghệ chế tạo chi tiết dạng càng

  50 trang | Lượt xem: 5239 | Lượt tải: 5

Copyright © 2024 LuanVan.net.vn Website đang trong thời gian thử nghiệm, chờ xin giấy phép của Bộ TT & TT. Thư viện tài liệu và ebook cho sinh viên. Thư viện tài liệu Các bài Soạn văn hay nhất. Chia sẻ: