ĐỒ ÁN THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI HỘP GIẢM ...

Có thể bạn quan tâm

MỤC LỤC

Lời nói đầu......

Mục lục.....

Đề tài......

Phần I. Tính toán động học.....

I.Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền.....

Bảng số liệu của hộp giảm tốc.....

Phần II :Thiết kế và tính toán các bộ truyền.....

1.Tính toán bộ truyền xích.....

2.Tính bộ truyền trục vít trong hộp giảm tốc.......

3.Tính bộ truyền bánh răng......

4.Kiểm tra điều kiện bôi trơn của hộp giảm tốc......

Phần III :Tính toán thiết kế trục và chọn ổ lăn......

1. Tính toán thiết kế trục......

2. Chọn ổ lăn......

Phần IV :Thiết kế vỏ hộp và bôi trơn hộp giảm tốc......

Phần V : Bảng thống kê các kiểu lắp và dung sai.....

Kết luận......

Tài liệu tham khảo......

LỜI NÓI ĐẦU

Đồ án môn học chi tiết máy với nội dung thiết kế hệ dẫn động cơ khí, cụ thể ở đây là thiết kế hệ dẫn động băng tải, với hộp giảm tốc hai cấp trục vít - bánh răng với yêu cầu về lực cũng như vận tốc và các đặc trưng khác .

Đồ án môn học chi tiết máy với bước đầu làm quen với công việc tính toán , thiết kế các chi tiết máy trong lĩnh vực cơ khí nhằm nâng cao kỹ năng tính toán , hiểu sâu hơn về kiến thức đã học .

Nội dung đồ án môn học chi tiết máy bao gồm .

Tính toán chọn động cơ cho hệ dẫn động băng tải .

Tính toán bộ truyền trong và bộ truyền ngoài .

Thiết kế trục và chọn ổ lăn .

Tính toàn vỏ hộp và các chi tiết khác .

Tính toán bôi trơn .

Đồ án môn học chi tiết máy là tài liệu dùngđể thiết kế chế tạo các hệ dẫn động cơ khí , nhưng đây không phải là phương án tối ưu nhất trong thiết kế hệ dẫn động do những hạn chế về hiểu biết và kinh nghiệm thực tế .

Trong đồ án này có tham khảo tài liệu:

- Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1[TL1], 2[TL2] : Trịnh Chất - Lê Văn Uyển.

- Chi tiết máy - Nguyễn Trọng Hiệp : Tập 1, Tập 2.

- Dung sai và lắp ghép - Ninh Đức Tốn.

…..ngày….tháng….năm 20…..

Sinh viên thực hiện

........…………

Phần I: TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC

I/ Chọn động cơ và phân phối tỷ truyền.

I.1 /Chọn động cơ.

a/Tính công suất

+/Để đảm bảo cho bộ truyền động băng tải làm việc ổn định và ít rung động ta phải tính toán và chọn động cơ sao cho vừa đủ công suất không quá thừa nhằm tránh vượt tải và thừa tải quá nhiều .

+/Từ yêu cầu: - Lực kéo băng tải : F=9000 N.

- Vận tốc băng tải : v = 0,48 m/s.

=> Công suất cần thiết trên trục động cơ :

Pct=

Trong đó:

F=9000 N : lực kéo băng tải.

V=0,48m/s : vận tốc băng tải.

hch : tổng hiệu suất của các khâu

hch=h k.h tv.h br.h ot.h ol3. hx = 0,99.0,82.0,98.0.98.0,9923.0,92 =0,700.

b==.

=> Pct = = (kW)

b/Tính tốc độ sơ bộ của trục động cơ:

Ta có :

nsb= nct .uhộp .ungoài , theo CT2.16 tr.21[TL1]

nct=(v/ph). Theo bảng 2.4 tr.21[TL1]

Chọn utbhop= 50; utbngoai=2

=> nsb=28,65.50.2 = 2865;

Do đó chọn động cơ K160S2 : ( theo bảng P1.1tr.234[TL1])

Bảng thông số động cơ:

Nđc(v/p)	P(Kw)	Cosj	h	Ik/Idn	Tk/Tdn
2935	7,5	0,93	0,86	7,3	2,2

+/ Kiểm tra điều kiện mở máy :

Với Động cơ đã chọn có > .

Vậy động cơ K160S2 dap ứng được yêu cầu công suất, tốc độ và điều kiện mở máy

I.2/ Phân phối tỉ số truyền (u).

Tỷ số truyền của hệ dẫn động:

uch=

uch=uhộp.ungoài

Dựa vào bảng 2.4 tr.21[TL1] chọn ungoài = 2,0;

=> uh=uch/ung=102,44/2=51,22.

Với hộp giảm tốc Trục vít -Bánh răng theo kinh nghiệm ta lấy:

ubr=(0,05 …0,06)uh=2,56 - 3,07 ; chọn ubr= 3,00 .

=> utv=.

Chọn ubr=17,0.

=> Tính chính xác ung = uch/uh =uch/(utv.ubr) = 102,44/(3,0.17,0) = 2,009.

I.3/ Tính công suất,số vòng quay, mômem xoắn trên các trục.

+/Tính công suất trên các trục:

Pct = Ptg =

P3=

P2=

P1=

Pđc=

+/Số vòng quay trên các trục

n1 = ndc = 2935 (v/ph)

n2 = n1 /utv=2935/17,00 =172,65 (v/ph)

n3 = n2/ubr=172,65/.3,00 =57,55 (v/ph)

nct = n3/ux=57,55/2,01 =28,63 (v/ph)

+/Mômen xoắn trên các trục

T= (Nmm)

Ttg= (Nmm)

T3= (Nmm)

T2= (Nmm)

T1= (Nmm)

Bảng thông số:

Trục	Trụcđ/c	Trục 1		Trục 2		Trục 3		Trục ct
P(kw)	6,170	6,059		4,929		4,791		4,32
u			17,00		3,00		2,01
n (v/f)	2935	2935		172,65		57,55		28,63
T(Nmm)		19.715		272.644		795.031		1.441.005

II/ Tính toán thiết kế các bộ truyền

II.1/ Thiết kế bộ truyền ngoài (xích).

a/Chọn loại xích

Vì tải nhỏ , va chạm vừa ,vận tốc thấp àchọn xích con lăn.

b/Xác định các thông số của xích và bộ truyền:

Theo bảng 5.4 tr.80[TL1] với u=2,01 chọn số răng xích Z1=25 => Z2=2,01.25=50,25.

Lấy Z2=50 < Zmax =120 .

Theo CT 5.13 tr.81[TL1] , công suất tính toán :

+/ Pt=P.K.Kz.Kn;

Trong đó :

P = P3=4,791 (Kw) : công suất cần truyền.

Kz= : hệ số răng.

Kn= : hệ số vòng quay.

Theo CT5.4 tr.81[TL1],ta có:

K = Ko. Ka. Kđc. Kđ. Kc. Kbt

= 1.1.1,1.1,3.1,25.1,3 =2,113;

Theo bảng (5.6) tr.82[TL1]

Ko=1 : hệ số ảnh hưởng vị trí bộ truyền (đường nối 2 tâm đĩa xích .

nằm nghiêng 1 góc P = 4,791.2,113.1.0,869 = 8,795 (kW);

Vì công suất khá lớn nên chọn bộ truyền xích 2 dẫy với Kd=1,7 =>

P’t=Pt/Kd=8,795/1,7=4,821(kW).

Theo bảng( 5.5) với n01=50 (v/f) ,chọn bộ truyền xích 2 dẫy có p=31,75mm có

[P] = 5,83 > Pt’ = 4,821(kW) đồng thời p < pmaz=50,8 (mm). (theo bảng 5.8 tr.81[TL1]).

+/ Khoảng cách trục:

a = 40.p = 40.31,75=1270 (mm)

Theo (5.12) Số mắt xích

x =

chọn xc=118 ;

&/Tính lại khoảng cách trục

a*==

Để xích làm việc không quá căng cần giảm 1 lượng ((= 0,002 – 0,004) a)

Lấy =0,003.a*= 3,81 mm;

Vậy khoảng cách trục là a=a*-=1267,85 mm;

+/ Số lần va đập của xích :

Theo (5.14 )

i =< [i] =20(1/s) theo (B5.9) tr.85[TL1]

c/ Kiểm nghiệm xích về độ bền:

Theo (5.15) tr.85[TL1] , ta co:

s =

Q: tải trọng phá hỏng (N);

Theo (b5.2) tr.78[TL1]:

Q =177 kN=177000N ; q=7,3kg; Kđ=1,2 do Tmm/T1=1,5;

Ft : lực vòng

Ft=1000.P/v; ( với v= )

= ( N);

F0 = 9,81.Kf.q.a : lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra

= 9,81.2.7,3.1,268=181,61(N) với Kf=2 (đường nối 2 tâm đĩa xích

nghiêng 1 góc 400 so vói phương nằm ngang );

Fv :lực căng do lực li tâm sinh ra

Fv= q.v2 : lực căng do lực li tâm sinh ra

=7,3.0,7612=4,23 (N)

=> s = >8,5=[s] (theo bảng5.10tr.86[TL1])

Vậy xích đủ bền.

d/ Đường kính đĩa xích:

Theo CT 5.17 tr.86 [TL1] &bảng 13.4 [TL2]

d1=p/sin() = 31,75/sin() = 253,32 mm;

d2=p/sin() = 31,75/sin() = 505,65 mm ;

da1=p.(0,5+cotg() = 31,75.(0,5 + cotg (= 267,20 mm;

da2= 520,53 mm;

df1=d1-2r =253,32 - 2.9,62 = 234,08 mm; df2=486,41 mm;

do r = 0,5025.dl’+0,05 =9,62; dl’=19,05 mm (theo bảng 5.2)

e/ Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích:

ứng suất tiếp xúc trên mặt răng đĩa xích phải thoả mãn điều kiện

sH1= [sH]

[sH] :ứng suất tiếp xúc cho phép

Kr=0,42 :hệ số ảnh hưởng của số răng đĩa xích phụ thuộc vào Z (bảng

trang 87)

Kđ=1,3 :hệ số tải trọng động (bảng5.6 tr.82[TL1])

Kvđ =13.10-7.n1.p3.m :lực va đập trên m dãy xích

=13.10-7.57,55.31,753.1,7=4,07.

Kd=1,7 :hệ số phân bố không đều tải trọng không đều cho các dẫy (2dẫy

xích)

E=2,1.105 MPa :môđun đàn hồi

A=446 mm2 :diện tích chiếu của bản lề (bảng5.12 tr.87[TL1])

=> sH1= MPa < 600 (MPa)

Theo bảng 5.11 Thép 45 tôi cải thiện đạt ứng sứât cho phép [s]=600MPa. Vậy dùng xích 2 dãy đảm bảo độ bền tiếp xúc cho đĩa xích .

Đĩa 2: sH2< sH1< 600 (MPa) => cũng thoả mãn.

f/Xác định lực tác dụng lên trục:

Fr=Kx.Ft=1,05.6292,86= 6607,50 (N);

(do Kx=1,05 với bộ truyền nghiêng 1 góc 400 so với phương nằm ngang)

Bảng các thông số:

CS cho phép : [P]=5,83KW

(2dẫy xích)

Khoảng cách trục:

a =1267,85 mm

Bước xích: p = 31,75 mm

Đường kính đĩa xích:

d1/d2=253,32 /505,65 mm

Số dãy xích: m =2

Số răng đĩa xích: z1/z2=25/50

Số mắt xích: x=118

Chiều rộng đĩa xích (tr20.tl2)

bm= 0,9B- 0,15=0,9.35,46- 0,15

=31,76 mm

II.2/ Bộ truyền trục vít-bánh vít.

a/Chọn vật liệu

+/Tính sơ bộ vận tốc trượt

vsb= 8,8.10-3.(P1 .u.n12)1/3 =8,8.10-3.(6,059.17.29352)1/3 =8,46> 5m/s

(do n1=2935 v/ph; T2=272644 (Nmm) theo mục I)

-Trục vít làm bằng thép C chất lượng tốt (thép 45 tôi bề mặt đạt độ rắn HRC45). -Theo (B7.1 tr.147[TL1] ) ,với vsb>5 m/s chọn đồng thanh thiếc để chế tạo bánh vít (Mác ÁpOệệ 5-5-5)

-Theo bảng 7.1 với ÁpOệệ 5-5-5 đúc trong khuôn kim loại:

sb=200-250 (MPa ), sch =80-100 (MPa);

+/ứng suất tiếp xúc cho phép:

[sH]=[sHO].KHL( theo công thức7.2);

Trong đó:

[sHO] :ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với 107 chu kỳ

[sHO]=(0,75-0,9)sb= 0,9.240=216(MPa);

KKL :hệ số tuối thọ

KKL=;

Với NHE :số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương:

NHE= 60. = 60.

= 60.172,65.20000(1.5/8+0,74.3/8) =148,14.106

Vậy KKL==0,714;

=>[sH] =216.0,714 = 154,22 (MPa);

+/ứng suất uốn cho phép:

[ sF] = [sF0].KFL;

[sF0] :ứng suất uốn cho phép ứng với 106 chu kỳ do bộ truyền quay

một chiều nên

[sF0] =0,25.sb+0,08.sch= 0,25.240+0,08.90 = 67,2(MPa);

KFL :hệ số tuổi thọ

KFL=;

Với NFE= 60. =60.=

= 60.172,65.201000.(1.45/8+0,79.3/8) =132,62.106

KFL== 0,581.

=> [sF] =67,2.0,581 =39,04 (Mpa);

+/ứng suất quá tải:

[sH]max =4sch=4.90 =360 (MPa);

[sF]max=0,8sch=0,8.90 =72 (MPa);

b/ Tính toán truyền dộng trục vít về độ bền

+/Các thông số cơ bản của bộ truyền

- Khoảng cách trục:

aW = (Z2+q)

Do vận tốc lớn nên chọn Z1=2; =>Z2= utv.Z1=17.2 = 34;

KH= 1,1 – 1,3 :hệ số tải trọng

q >(0,25 -0,3).Z2 = 8,5 – 10,2 :hệ số đường kính trục vít

Chọn sơ bộ KH= 1,1 ;

Theo bảng (7.3 ) chọn q=12,5;

aW=(34+12,5) =136,36(mm);

chọn aW=135 mm;

- Mô đun dọc của trục vít

m =2.aW/(Z2+q) = 2.135/(34+12,5) = 5,8.

Chọn m = 6,3 theo tiêu chuẩn (bảng 7.3 tr.150[TL1]);

- Tính lại khoảng cách trục :

aw = m(Z2+q)/2 = 146,47 mm.Lấy aw=145.

- Hệ số dịch chỉnh:

x=- 0,5(q+Z2) =- 0,5(12,5+34) = - 0,23 Î (- 0,7 ;0,7) .

(thỏa mãn dịch chỉnh);

+/Kiểm nghiệm răng bánh vít về độ bền tiếp xúc

ứng suất tiếp xúc trên mặt răng bánh vít của bộ truyền phải thoả mãn điều

kiện:

sH=[sH] theo (7.19)

- Tính lại vận tốc trượt

vs= ;

- Góc vít lăn:

g=arctag= arctag=9,430;

-Đường kính trục vít lăn:

dW1=(q+2x)m = (12,5 – 2.0,23).6,3 = 75,85 mm;

vs = = 11,81 (m/s)>5(m/s);

Vậy chọn vật liêu thoả mãn;

- Hiệu suất của bộ truyền:

h = 0,95. = 0,95.= 0,86 ( Theo bảng 7.4 tr.152[TL1] ,với vs=11,81 (m/s) -> góc ma sát: j = 0,900)

KH : hệ số tải trọng

KH = KHb. KHV;

KHb :hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng;

KHV :hệ số tải trọng động

KHb = 1+

T2m =åT2i.tin2i/åti.n2i

= T2Max(1.5/8+0,7.3/8) = 0,8875 T2Max

KHb = 1+ = 1,0022

(Với q=12,5 theo bảng (7.5 ) =>hệ số biến dạng của trục vít:q =125)

KHV=1,1 theo (b7.7 tr153[TL1]) với vs= 11,81 (m/s);

=>KH = 1,0023.1,1 =1,102;

Vậy s H==140,78(MPa) KF=1,103;

b2 :chiều rộng vành răng bánh vít

b2 0,75. da1= 0,75.92= 69 mm; lấy b2=60 mm;

YF :hệ số dạng răng

YF =1,63 theo bảng 7.8 với Zv =Z2/cos3g =34/cos39,43=35,22 ;

=> sF = 1,4.=7,94 < [sF]=39,04(MPa);

+/ Kiểm nghiệm bánh vít về quá tải:

sHmax= sH. = 140,78. =172,42 [td].

Chưa thỏa mãn về nhiệt độ của dầu bôi trơn.

- Diện tích thoát nhiệt cần thiết:

Ktq = 17 ứng với số vũng quay của quạt là nq=750 v/ph.

[td ] = 900C.

ð A> =0,626mm2

=> Amin= 0,626mm2.

II.3/ Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng.

a/ Chọn vật liệu:

Để đảm bảo giá thành khi chế tạo , và tính công nghệ ta chọn vật liệu làm

bánh răng giống như vật liệu làm trục vít

+/ Chọn vật liệu của bánh nhỏ :Thép C45 thường hóa đạt độ rắn

HB =185 sb=600(MPa) sch=340(MPa);

+/ Chọn vật liệu của bánh lớn giống như vật liệu làm bánh nhỏ

nhưng có HB =170 sb=600(MPa) sch=340(MPa)

b/ứng suất cho phép

+/ứng suất tiếp xúc cho phép:

[sH] =s0Hlim.KHL/SH ;

Với s0Hlim : ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với chu kỳ cơ sở;

SH :hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc;

s0Hlim =2HB+70; SH=1,1;(theo bảng 6.2)

KHL :hệ số tuổi thọ

-Bánh răng1 :

s0H1 lim =2.185+70=440(MPa);

KHL1=;

mH : bậc của đường cong mỏi mH =6 do HB NH0 nên

KHL1=1;

=>[sH1] = 440.1/1,1=400(MPa);

- Tương tự bánh răng 2:

s0H12 lim =2.170+70=410(MPa);

NH0=30.HBHB2,4=30.1702,4=6,8.106

NHE = 60.c.

= 60.c..

= 60.1.57,55.20000.(1.5/8+0,73.3/8)

=5,20. 107 > NH0 nên KHE1=1;

=>[sH2] = 410.1/1,1=372,72(MPa);

Do là cặp bánh răng trụ răng nghiêng nên ứng suất tiếp xúc cho phép:

[sH] ==(MPa);

+/ứng suất uốn cho phép:

[sF] =s0Flim.KFC. KFL/SF

Trong đó:

s0Flim :ứng suất uốn cho phép ứng với chu kỳ cơ sở ;

SF : hệ số an toàn khi tính về uốn;

s0Flim =1,8HB; SF=1,75; (theo bảng 6.2)

KFC :hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải

KFC= 1 (do tải trọng 1 chiều)

Bánh răng 1:

s0F1 lim =1,8.185=351(MPa);

KFL1=;

mF :bậc của đường cong mỏi khi thử về uốn

mF=6 do HB NF0 nên KFL1=1;

=>[sF1] = 351.1.1/1,75=200,57(MPa);

Bánh răng 2:

s0F2 lim =1,8.170=306(MPa);

NF0=4.106 ; NFE2 = 60.c.

= 60.c..

= 60.1.57,55.20000.(1.5/8+0,76.3/8) =7,72. 107 > NF0 nên KFL2=1;

=>[sF2] = 306.1.1/1,75=174,86(MPa);

Vậy ứng suất cho phép:

[sH] = 386,37(MPa);

[sF1] = 200,57(MPa);

[sF2] =174,86 (MPa);

+/ứng suất cho phép khi quá tải:

[sH]max =2,8.sch=2,8.340=952(MPa);

[sF1]max =[sF2]max = 2,8.sch= 0,8.340 = 272(MPa);

c/Tính toán bộ truyền

+/ Xác định thông số cơ bản

aw=Ka(u+1) (6.15a);

Ka= 43 :hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và

loại răng ( theobảng6.5)

u=3,00 : tỷ số truyền của cặp bánh răng;

T1=272644(Nmm) :mômen xoắn trên trục chủ động

[sH] = 386,37(MPa)

yba=0,25 chọn sơ bộ theo (bảng 6.6)

KHb :hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều

rộng vành răng khi tính về tiếp xúc

KHb=1,037 với ybd=0,53yba(u+1) = 0,53.0,25(3+1)=0,53 theo(bảng6.7sơ đồ 5)

=>aW=43(3+1) = 234,22 mm; chọn aW=240 mm

+/Xác định các thông số ăn khớp:

m =(0,01- 0,02)aW=2,4- 4,8 mm; chọn m =3 theo tiêu chuẩn

Chọn sơ bộ b=150 (001,

ea = [1,88 – 3,2(+)].cosb

= [1,88 – 3,2(+)].cos12,840 =1,73)

bw1 = 0,25aw=0,25.240 = 60 mm;

dw1 =2.aw/(u+1) =2.240/(3+1) =120 mm;

KH :hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc

KH = KHb. KHa. KHV;

KHb :hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng

vành răng

KHb =1,027 (theo bảng6.7 với ybd=bw/dw1=0,53)

KHa : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho

các đôi răng đồng thời ăn khớp

KHa = 1,13(với v=p.dw1.n1/60000 = 1,08 (m/s) theo bảng 6.14)

KHV :hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp

KHV=1,01(theo bảng p2.3 ).

=>KH=1,172.

=> sH = 274.1,724.0,76.= 356,53MPa .

- Tính chính xác [sH]’= [sH]ZRZVKxH = [sH].1.1.1= 386,37MPa, do hệ số xột đến độ nham của mặt răng làm việc :ZR = 0,95 với Ra Không thừa bền.

Vậy điều kện bền tiếp xúc thoả mãn.

+/Kiểm nghiệm về độ bền uốn

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng ứng suất sinh ra tại mặt răng không được vượt quá giá trị cho phép:

sF1 =[sF1]

m=3

bw=60 mm

dw1= 120mm

=> dw2=u.dw1=3.120=360mm

=> da1=d1 + 2.(1+x)m=120+2.3=126mm

ð da2=d2 + 2.(1+x)m=360+2.3=366mm

ð df1=d1 -(2,5-2x)m=120-2,5.3=112,5mm

ð df2=d2 -(2,5-2x)m=360-2,5.3=352,5mm

Ye=1/ea =1/1,73 = 0,58.

Yb=1- b0/140 = 0,91: hệ số kể đến độ nghiêng của răng.

YF1 ,YF2 :hệ số dạng răng của bánh 1 và 2

YF1 = 3,69 (do Zv1 == = 42,07)

YF2 = 3,60 ( do Zv2 = 126,23) theo b6.18

KF : hệ số tải trọng khi tính về uốn;

KF =KFb .KFa .KFv =1,07.1,37.1,04 = 1,52;

do KFb =1,07 (b6.7); KFa =1,37 (b6.14); KFv =1,04 ( theo bảng p2.3)

=> sF1== 74,73 X0 = 470 – 109 – 279 = 82N

- Trên mặt phẳng x0y chỉ có mô men xoắn

T1=19715 Nmm

Do đó ta có biểu đồ mômen (đơn vị Nmm) và kết cấu trục :

*/Tính chính xác đường kính trục 1:

Với thép 45 có sb

600MPa ,dsb1=36 thì [s]=60 N.mm

-Tại mặt cắt 0: d10=

Trong đó Mtd0=

-Tại mặt cắt 2:

d12=mm

- Tại mặt cắt 3:

d13=mm

Xuất phát từ độ bền ,tính lắp ghép và tính công nghệ ta chọn đường kính trên các đoạn trục như sau:

d10 = d11=35 mm d13= 37 mm d12=30 mm,

+/Trên trục 2:

Với số liệu như sau: d1=214,2 (mm) là đường kính của bánh vít

d2= 120 (mm) là đường kính của bánh răng 1 trục 2

Mô men xoắn trên trục 2 T2=272644 Nmm

Lực trên bánh vít Ft 2=2580N Fa 2=470N Fr 2=939N

Lực tác dụng lên bánh răng Ft3=4640 N Fr3=1794 N Fa3=1159N

Theo sức bền ta tính được các phản lực tại các gối đỡ 0 và 1

-Trên mặt phẳng y0z:

åY=Y0+Y1-Fr2-Ft3=0

åmx= - l11.Y1 + l22.Fr2+ d2.Fa2/2+l23..Ft3=0

=> Y1= (l22.Fr2+ d2.Fa2/2+l23..Ft3)/l11

=(75.939+214,2.470/2+150.4640)/210=3889(N)

=> Y0=939+4640-3889=1690(N)

Trên mặt phẳng x0z:

åX=X0+X1+Ft2+Fr3=0

åmY=l11.X1+l22.Ft2-d3.Fa3/2+l23.Fr3=0

X1=- (l22.Ft2-d3.Fa3/2+l23.Fr3)/l11=-(75.2580-120.1159+150.1794)/210

X1= - 1540(N)

=> X0= -(X1+Ft2+Fr3)= -(-1540+2580+1794)= -2834(N)

-Trên mặt phẳng x0y chỉ có mô men xoắn T2=272644 Nmm

->Biểu đồ mômen và kết cấu của trục:

*/Tính chính xác đường kính trục 2:

Với dsb2=35 mm thì [s] = 60Nmm

-Tại mặt cắt 0: d0= ( do Mtd1=)

-Tại mặt cắt 1:

Mtd1= 0 nên d1= 0

-Tại mặt cắt 2:

=363714 Nmm

d22=mm chọn d2=40 mm

-Tại mặt cắt 3:

Nmm

d23= (mm) chọn tiêu chuẩn d3 =40 mm

Xuất phát từ độ bền ,tính lắp ghép và tính công nghệ ta chọn đường kính trên các đoạn trục như sau:

d20=35 mm d21=35 mm d22=40mm d23=40 mm

+/Trên trục 3:

Với số liệu như sau:

d2=360 (mm) là đường kính của bánh răng

Lực trên bánh xích:

Fxx=5052 N Fxy=4247N

Lực tác dụng lên bánh răng:

Ft4=4640 N Fr4=1794 N Fa4= 1159 N

Tính toán lực tác dụng lên các gối đỡ 0 và 1:

-Trên mặt phẳng y0z:

åY=Y0+Y1-Fxy+Ft4=0

åmx= - l31.Y1 - l32.Ft4 + l33..Fxy=0.

ð Y1=( l33..Fxy- l32.Ft4)/ l31=(290.4247-150.4640)/215=2491(N)

ð Y0= Fxy- Ft4- Y1=4247-4640-2491=-2884N)

- Trên mặt phẳng x0z:

åX=X0+X1-Fxx-Fr4=0.

åmY=l31.X1 - l33.Fxx-d4.Fa4/2-l32.Fr4=0

=> X1=( l33.Fxx+d4.Fa4/2+l32.Fr4)/l31

= (290.5062+360.1159/2+150.1794)/215=9049(N)

=>X0= Fxx+Fr4-X1 = 5062+1794-9049= -2193(N)

- Trên mặt phẳng x0y chỉ có mô men xoắn T3=795.031 Nmm.

->Biểu đồ mômen và kết cấu của trục:

*/Tính chính xác đường kính trục 3

Với dsb3=60 mm thì [s] =50 Nmm

-Tại mặt cắt 0: d0= (do Mtd1=)

-Tại mặt cắt 1:

d31=mm Chọn tiêu chuẩn d31=55 mm

-Tại mặt cắt 2:

d32=mm Chọn tiêu chuẩn d32=60 mm

-Tại mặt cắt 3: d33=

Trong đó Mtd3=

Xuất phát từ độ bền ,tính lắp ghép và tính công nghệ ta chọn đường kính trên các đoạn trục như sau:

d30= 55 mm d31=55 mm d32=57 mm d33= 55mm

f/Kiểm ngiệm độ bền của trục.

- Trục 1:

Với số liệu như sau :

d10 =d11=35mm d12 =30mm d13= 37 mm

Kết cấu trục cần thoả mãn điều kiện :

Trong đó: [s] – hệ số an toàn cho phép, [s] = 1,5...2,5,

khi cần tăng độ cứng thì [s] = 2,5... 3.

ss , st - hệ số an toàn chỉ xét riêng cho trường hợp ứng suất pháp hoặc ứng suất tiếp, được tính theo công thức sau đây:

;

trong đó s-1, t-1: giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng,vật liệu là thép 45 nên : s-1= 0,436sb, t-1» 0,58s-1

sa, ta, sm, tm là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện xét.

Xác định các thành phần trong công thức:

Tra bảng 10.5 (trang 195) sb = 600 MPa.Þ

s-1 = 0,436.600 = 261,6 MPa.

t1» 0,58s-1= 151,7 MPa

+/Do trục đều quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng:

smi = 0, saj=smạxj= Mi/Wi

Mi : Mômen uốn tổng tại điểm i

+/Do trục quay một chiều, ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động:

tm = ta=tmax/2=T/2.W0

+/Xác định hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số trung bình đến độ bền mỏi

Theo bảng 10.7 có ys = 0,05 yt= 0

+/Xác định các hệ số Ksdj , Ktdj với các tiết diện nguy hiểm theo:

Ksdj = ( Ksj/es + Kx – 1)/Ky

Ktdj = (Ktj/et + Kx –1)/Ky

Phương pháp gia công là tiện Ra = 2,5 …0,63 mm. Tra bảng 10.8 (trang 197) Þ Kx =1,06

Ky : hệ số tăng bền bề mặt Ky=1 (không tăng bền bề mặt)

Ks : hệ số tập trung ứng suất khi uốn

Kt : hệ số tập trung ứng suất khi xoắn

Bảng(10-12):dùng dao phay ngón,hệ số tập trung ứng suất tải rãnh ứng suất vật liệu: Ks2 =1,76; Kt2 =1,54

*/Xét các mặt cắt nguy hiểm :

+/Tại trục vít :

Có d13=37 mm Theo bảng (9.1a) ta có

Chọn then bằng với số liệu như sau :

b=10 mm h=8 mm t1=5 mm

Bảng(10-10):tra được hệ số kích thước es = 0,88 et =0,81

Thay số Ksd13 = ( 1,76/0,88 + 1,06 - 1)/1=2,06

Ktd13 = (1,54/0,81 + 1,06 - 1)/1=1,96

Như vậy có mô men cảm uốn và mô men cảm xoắn được tính

W13 = =

Wo13 = =

M13==

=> sa13=M13/W13=102977/1817= 56,67

ta13=T1/(2.W0)=19715/(2.4468) = 2,21

Vậy

ss2 =

st2 =

=>= (1,5...2,5)

+/Xét tại ổ trục1: d11=35 mm

Khi đó có

W11 = =

Wo11 = =

Mômen :

M1==0

=>sa1=0.

ta1=T1/(2.W011)= 19715/(2.8418)=1,17 (N/mm2)

Theo bảng 10.11 Ks1/es =2,06 Kt1/et=1,64 với kiểu lắp k6

Vậy có ss1 =

st1 =

=>= (1,5...2,5)

Với kết quả tính toán như trên thì trục thoả mãn độ bền .

- Trục 2:

Với số liệu như sau :

d20 =d21=35 mm d22 =40 mm d23= 40 mm

Kết cấu trục cần thoả mãn điều kiện :

+/Xác định các hệ số Ksdj , Ktdj với các tiết diện nguy hiểm theo:

Ksdj = ( Ksj/es + Kx – 1)/Ky

Ktdj = (Ktj/et + Kx –1)/Ky

Phương pháp gia công là tiện Ra = 2,5 …0,63 mm. Tra bảng 10.8 (trang 197) Þ Kx =1,06

Ky : hệ số tăng bền bề mặt Ky=1 (không tăng bền bề mặt)

Ks : hệ số tập trung ứng suất khi uốn

Kt : hệ số tập trung ứng suất khi xoắn

Bảng(10-12):dùng dao phay ngón,hệ số tập trung ứng suất tải rãnh ứng suất vật liệu: Ks2 =1,76; Kt2 =1,54

Bảng(10-10):tra được hệ số kích thước es = 0,88 et =0,81

Thay số Ksd2 = ( 1,76/0,88 + 1,06 - 1)/1=2,32

Ktd2 = (1,54/0,81 + 1,06 - 1)/1=2,11

*/Xét các mặt cắt nguy hiểm :

+/Tại bánh vít d22:

Bảng(10-10):tra được hệ số kích thước es = 0,85 et =0,78

Thay số Ksd2 = ( 1,76/0,85 + 1,06 - 1)/1=2,13

Ktd2 = (1,54/0,78 + 1,06 - 1)/1=2,03

Có d22=40 mm Theo bảng (9.1a) ta có

Chọn then bằng với số liệu như sau :

b=12 mm h=8 mm t1=5 mm Như vậy có mô men cảm uốn và mô men cảm xoắn được tính

W2 = =

Wo2 = =

M22==

=> sa2=M22/W22=266348/4813= 55,33(N/mm2)

ta2=T2/(2.W0)=272644/(2.11096) = 12,29(N/mm2)

Vậy

ss2 =

st2 =

=>= (1,5...2,5).

Cần tăng đường kính trục d22=45mm.Khi đó s=2,63 >

+/Xét tại bánh răng (vị trí 3) : d23=40 mm

Chọn then bằng với số liệu như sau :

b=12mm, h=8mm,t1=5mm W23 = =

Wo23 = =

Mômen :

M23==

=>sa23=M23/W23=337903/6271= 53,88(N/mm2)

ta23=T23/(2.W023)=272644/(2.11096)=12,29(N/mm2)

Theo bảng 10.11 Ks1/es =2,06 Kt1/et=1,53 với kiểu lắp k6.

Vậy có ss1 =

st1 =

=>= (1,5...2,5)

Với kết quả tính toán như trên thì trục chưa thoả mãn độ bền !Cần chọn d23=45mm.Khi đó s=2,9 > => Thỏa món độ bền.

- Trục 3:

Với số liệu như sau :

d30 = d33= 55 mm d31=60 mm d32 =65 mm

Kết cấu trục cần thoả mãn điều kiện :

Bảng(10-10):tra được hệ số kích thước es = 0,78 et =0,75

Thay số Ksd2 = ( 1,76/0,78 + 1,06 - 1)/1=2,32

Ktd2 = (1,54/0,75 + 1,06 - 1)/1=2,11

*/Xét các mặt cắt nguy hiểm :

+/Tại bánh răng d32:

Có d32=65 mm Theo bảng (9.1a) ta có

Chọn then bằng với số liệu như sau :

b=18 mm h=11 mm t1=7 mm Như vậy có mô men cảm uốn và mô men cảm xoắn được tính

W32 = =

Wo32 = =

M32==

=> sa32=M32/W32=543641/23700= 22,9 (N/mm2)

ta32=T32/(2.W032)=795031/(2.50662) = 7,85 (N/mm2)

Vậy

ss2 =

st2 =

=>= (1,5...2,5)

+/Xét tại ổ trục 1: d31=60 mm

Khi đó có :

W1 = =

Wo1 = =

Mômen :

M1==

=>sa1=M1/W1=495519/21206=23,37(N/mm2)

ta1=T3/(2.W01)=795031/(2.42412)=9,37(N/mm2)

Theo bảng 10.11 Ks1/es =2,52 Kt1/et=2,03 với kiểu lắp k6

Vậy có ss1 =

st1 =

=>= (1,5...2,5)

Với kết quả tính toán như trên thì trục thoả mãn độ bền

g/ Kiểm nghiệm độ bền của then :

Nguyên nhân hỏng then chủ yếu do bị dập hay bị cắt , do vậy ta kiểm nghiệm độ bền dập và độ bền cắt của then :

sd = 2T / [d.lt ( h - t1)] [sd] tc = 2T / (d.lt .b) [tc]

Với sd:là ứng suất dập tc : là ứng suất cắt

T : mô men xoắn trên các trục d : đường kính trục

h : chiều cao của then b : chiều rộng của then

t1 : chiều sâu rãnh then trên trục

lt : chiều dài rãnh then

Theo bảng 9.5: Với mối ghép cố định , trạng thái làm việc va đập vừa.

Nên ta chọn được [sd]=100 Mpa

Với thép 45, do tải trọng va đập vừa nên có được

[tc]=(60..90)(1-1/3)=40..60 Mpa (theo trang 174 T1)

Chọn [tc]=50 Mpa

lt=(0,8..0,9).lm : chiều dài then

+/Xét trục 2:

T2 =272644 Nmm; d22= 40 mm

b = 12mm h =8mm t1 =5mm ll= 50mm (tiêu chuẩn)

sd= 2T / [d22.lt.( h - t1)] = 98,9MPa Không đảm bảo độ bền. Ta dùng hai then đặt cách nhau 1800 khi đó mỗi then tiếp nhận 0,75T => s’d= 0,75sd = 0,75.120,76=90,34 F’r11 = 954 N < Fr11

- Lực dọc trục : Fa13 = 2580 N

a/Chọn loại ổ :Theo bảng( P2.7, 2.11)

Do lực dọc trục lớn ,tại gối “0”đặt 2 ổ đũa côn đối nhau kiểu v để hạn

chế sự di chuyển dọc trục về 2 phía .

Còn trên gối “1” dùng ổ tuỳ động , ở đây chọn ổ bi đỡ

- Tại gối “1” với đường kính ngỗng trục : d =35 mm có số liệu của ổ 700106

C=7,74 kN C0 = 5,79 kN

d=35 mm r = 0,5 mm

D = 62 mm B =9 mm

- Tại gối “0”:

Do Fa13 /Fr10 = 2580/300 = 8,6 > 1,5 nên tại gối “0”dùng ổ đũa côn cỡ nhẹ

Ký hiệu 7207 (bảng p2.11) số liệu như sau

C =35,2 kN C0 = 26,3 kN

d = 35 mm a = 13,83o

D = 72 mm B =17 mm

Sơ đồ đặt ổ trên trục :

b/ Kiểm nghiệm độ bền:

+/Tại gối “0” (hai ổ đũa côn ghép với nhau)

- Khả năng tải động:

-/ Xác định tải trọng quy ước :

Do tại gối “0” có lắp hai ổ đũa côn theo kiểu chữ v nên

Q1 =( 0,5.X.V.Fr10+ Y.Fa10).kt.kđ

X : hệ số tải trọng hướng tâm

Y : hệ số tải trọng dọc trục

V : hệ số kể đến vòng nào quay (vòng trong quay nên V=1)

Xác định tổng lực dọc trục tác dụng lên ổ

e=1,5.tga=1,5.tg13,830 = 0,369

=> Fa10=Fa13+Fs1=2580 + 0 =2580 N

Theo bảng 11.4 với Fa10/V.Fr10=2580/1.300=8,6> e, và với 2 ổ đũa côn , ta có:

X= 0,4 Y= 0,4.cotg a=0,4.cotg13,83 =1,62

kt =1 : hệ số ảnh hưởng của nhiệt độ

kđ =1,5 : hệ số ảnh hưởng của tải trọng (do tải trọng va đập vừa)

Vậy tải trọng quy ước trên ổ 1:

Q0 = ( 0,5.X.V.Fr10+ Y.Fa10).kt.kđ

=(0,5.0,4.1.300+1,62.2580).1.1,5=6360 (N)

-/Tải trọng tương đương:

Q0td = hay Qtd = Q1

Q0td =6360.(110/3 5/8 + (0,7)10/3.3/8)3/10 = 6360.0,913 = 5807 (N)

- Theo công thức 11.13 , tuổi thọ của ổ:

L = Lh.n1.60/106 = 20000. 2935. 60/106 = 3522 triệu vòng

- Theo công thức tính khả năng tải động (11.1)

Cd=Q.L3/10

=> Cd = 5807.35223/10 = 27295 (N) = 27,295 kN < C=35,2 KN

=> Đảm bảo khả năng tải động.

- Xét khả năng tải tĩnh:

Theo bảng 11.6 với ổ đũa côn

X0= 0,5 Y0= 0,22cotga =0,22.cotg13,67=0,9

Để đảm bảo khả năng tải tĩnh thì Qt< C0

C0 : khả năng tải tĩnh

Qt : tải trọng tĩnh

Theo 11.19 : Qt0 = X0.Fr0 +Y0.Fa0= 0,5. 255,7+0,9.1442= 1426N

Qt0 > Fr0 = 255,7 N

Do vậy chọn Qt0=1426 N =1,426 KN < C0= 22,3 KN

=>Khả năng tải tĩnh thoả mãn

+/ Xét tại ổ “1"(ổ bi đỡ)

- Khả năng tải động :

-/ Xác định tải trọng quy ước :

Q0=(X.V.Fr11+Y.Fa11).kđ.kt = X.V.Fr11.kđ.kt (do lực dọc trục Fa1=0)

=1.1.976.1.1,5=1464 N

-/ Xác định tải trọng tương đương

Q0td = hay Q0td = Q0.(ổ bi)

Q0td =1464.(13. 5/8 + (0,7)3.3/8)1/3 = 1464.0,913=1337 N

-/ Tuổi thọ của ổ lăn:

L = Lh.n1.60/106 = 20000. 2935. 60/106 = 3522 triệu vòng

-/Hệ số khả năng tải động: C1d =Q1td.L1/3= 1337.35221/3 =6336 N.

=>C0d = 6,336 kN < C = 7,74 kN.

Vậy khả năng tải động của ổ thoả mãn.

- Khả năng tải tĩnh:

Do là ổ bi đỡ nên theo bảng 11.6 thì X0=0,6 , Y0 = 0,5

Qt0=max{X0.Fr10+Y0.Fa10;Fr10)= max{0,6.300+0,5.0;300}=300 N

Khả năng tải tĩnh được đảm bảo.

2.Chọn ổ cho trục 2.

Với đường kính ngỗng trục d20=d21=35 mm

- Lực tác dụng lên gối đỡ “0”

F20=

Khi đó lực tác dụng lên ổ “0” ngược chiều với F20 => Fr20= 3530(N)

- Lực tác dụng lên gối đỡ 1:

F21=.

Khi đó lực tác dụng lên ổ “1” ngược chiều với F21 =>Fr21= 4082(N)

- Lực dọc trục Fat = Fa3- Fa2=1159 - 470 = 689 (N)

a/ Chọn loại ổ:

Do Fa20/Fr2o= 689/3530 =0,20 < 0,3

Fa2/Fr21= 689/4082=0,17< 0,3

Với trục 2 (trục bánh vít) do yêu cầu về tiếp xúc với trục vít nên chọn ổ đũa côn cỡ nhẹ loại ổ 7208 có:

C=42,40 kN C0 = 32,70 kN a=14,330

D = 80 mm r = 2,0 mm d= 40 mm

B= 18 mm

Sơ đồ lắp ổ

- Theo công thức ổ đũa côn : e = 1,5tga = 1,5tg13,830 = 0,369

Theo 11.7 lực dọc trục do lực hướng tâm sinh ra trên các ổ

Tại ổ 0 : Fs0 = 0,83.e.Fr20 = 0,83.0,369.3530 = 1081 N

Tại ổ 1 : Fs1 = 0,83.e.Fr21 = 0,83.0,369.4082= 1250 N

Với sơ đồ bố trí như hình vẽ ta có

åFa0=Fs1+ Fat = 1250 + 689= 1939 N >Fs0

åFa1=Fs0 - Fat = 1081 - 689 = 392 N < Fs1

Do đó Fa0 = 1939 N

Fa1=Fs1= 1250 N

b/Kiểm nghiệm:

+/Khả năng tải động:

- Xác định X,Y:

Có Fa0/V.Fr0=1939/ 1.3530=0,55 > e

Fa1/V.Fr1=1250/ 1.4082=0,31 < e

Theo bảng 11.4 chọn được ổ “0” ta được

X= 0,4 Y=0,4.cotg a=0,4.cotg13,83=1,62

ổ “1”: X=1 Y= 0

-Xác định tải trọng quy ước : Với kd=1,5, kt=1

Q0 =(X.V.Fr0 + Y.Fa0).kt.kd=(0,4.1.3530+1,62.1939).1.1,5= 6830 N

Q1 =(X.V.Fr1 + Y.Fa1).kt.kđ = 1.1.4082.1.1,5=6123 N

-Tải trọng tương đương:

Qtd = hay Qtd = Qmax.

Qtd = Qmax.(110/3 . 5/8 + (0,7)10/3.3/8)0.3 = 0,913.Qmax=6236 N

( Qmax=Q0 )

Do 2 ổ cùng loại nên chỉ cần xét ổ chịu tải trọng lớn hơn, xét ổ “0”

Theo(11.1) khả năng tải động của ổ Cd=Qtd.L0,3

Với Li=60.n2.Lh/106=60.172,65.20000/106=207,18 (triệu vòng )

Vậy Cd=6236.207,180,3=30889 N=30,889 kN < C = 42,40 kN

=>Khả năng tải động thoả mãn.

+/Khả năng tải tĩnh:

-Xét tại ổ 1 :

Theo bảng 11.6 ta có

X0= 0,5 Y0=0,22cotga =0,22.cotg13,83= 0,89

Để đảm bảo khả năng tải tĩnh thì Qt Fso

åFa1=Fs0+ Fat = 1626+1159 =2785 N

Từ khóa » Sơ đồ Hộp Giảm Tốc Trục Vít Bánh Răng

ĐỒ ÁN THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI HỘP GIẢM ...

I.3/ Tính công suất,số vòng quay, mômem xoắn trên các trục.

P3=

Bảng thông số:

c/ Kiểm nghiệm xích về độ bền:

e/ Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích:

Bánh răng 2:

+/Trên trục 2:

W13 = =

W2 = =

b=12mm, h=8mm,t1=5mm W23 = =

W32 = =

- Khả năng tải động :

Q0td =1464.(13. 5/8 + (0,7)3.3/8)1/3 = 1464.0,913=1337 N

-/Hệ số khả năng tải động: C1d =Q1td.L1/3= 1337.35221/3 =6336 N.

+/Khả năng tải tĩnh:

Đề Tài: Thiết Kế Hộp Giảm Tốc Bánh Răng Trục Vít, HAY, 9đ - SlideShare

Thiết Kế Hộp Giảm Tốc Trục Vít - Bánh Răng - Tài Liệu - 123doc

Đồ Án Chi Tiết Máy, Hộp Giảm Tốc Trục Vít Bánh Răng - Tài Liệu Text

CẤU TẠO HỘP GIẢM TỐC TRỤC VÍT BÁNH VÍT - Đại Kinh Bắc

Đồ án Hộp Giảm Tốc Trục Vít-bánh Răng_9

đồ án Hộp Giảm Tốc Trục Vít-bánh Răng

Hộp Số Giảm Tốc Trục Vít Bánh Vít 1 Cấp - MinhMOTOR

HỘP GIẢM TỐC TRỤC VÍT ĂN KHỚP VỚI BÁNH VÍT ĐƯỜNG KÍNH ...

Cấu Tạo Hộp Số Giảm Tốc, Cách Thiết Kế Vỏ Hộp Giảm Tốc Phù ...

Hộp Số Mini Bánh Răng Trục Vít (Tỉ Số Truyền 1:20)

Hộp Giảm Tốc Trục Vít

Nguyên Lý Hoạt động Của Hộp Giảm Tốc - Thế Giới điện Cơ

Tiêu Chuẩn Quốc Gia TCVN 1992:1995 Hộp Giảm Tốc Thông Dụng

Liên Hệ