Tính Toán Thiết Kế Bộ Truyền Xích Con Lăn, Hộp Giảm Tốc đồng Trục.DOC

Tính toán thiết kế bộ truyền xích con lăn, hộp giảm tốc đồng trục.DOC 37 4,9K 3 TẢI XUỐNG 3

Đang tải... (xem toàn văn)

XEM THÊM TẢI XUỐNG 3

Tài liệu hạn chế xem trước, để xem đầy đủ mời bạn chọn Tải xuống

1 / 37 trang TẢI XUỐNG 3

THÔNG TIN TÀI LIỆU

Thông tin cơ bản

Định dạng
Số trang	37
Dung lượng	810 KB

Nội dung

Phần 1: TíNH TOáN Hệ DẫN ĐộNG I. Chọn động 1. Xác định công suất cần thiết của động cơ Công suất cần thiết lớn nhất N ct trên trục động cơ đợc xác định theo công thức: N ct = N t / Trong đó : N ct - Công suất cần thiết trên trục động cơ. N t - Công suất tính toán trên trục máy công tác. KW vF N t 92.1 1000 42,0.4580 1000 . == Với F , v - là lực kéo và vận tốc băng tải . - Hiệu suất chung của hệ dẩn động . Theo sơ đồ tải trọng đề bài thì : = k . k br . m ol . x Trong đó: - m = 4 là số cặp ổ lăn ; - k = 2 là số cặp bánh răng ; Tra bảng 2.3 , ta đợc các hiệu suất: - ol = 0,995 - hiệu suất của một cặp ổ lăn; ( vì ổ lăn đợc che kín) . - br = 0,97 - hiệu suất của một cặp bánh răng ; - k = 0.99 - hiệu suất của khớp nốitrục đàn hồi; - x = 0,93 - hiệu suất của bộ truyền xích; (bộ truyền xích để hở ) . Thay số ta có : = 0.99 . 0,9954. 0,972. 0,93 0,85 => N ct = N t / = 1.92 / 0.85 2.26 KW Do tải trọng thay đổi nên ta chọn động cơ theo công suất tơng đơng N t = N tđ Vì công suất N tỷ lệ thuận với mô men T, do đó ta có hệ số chuyển đổi giữa mô men và công suất nh sau : 86,0 8 3 8,0 8 4 1. 22 2 1 =+= = ck ii t t T T Công suất tơng đơng N tđ đợc xác định bằng công thức nh sau: KWNN t 65.192.1.86.0. td == Công suất yêu cầu của động cơ đợc xác định bởi công thức: N đc/yc = N tđ / = 1.65 / 0.85 = 1.94 KW T mm T 1 T 2 t ck t 1 t 2 t mm 2. Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ. Chọn sơ bộ tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống là u sb . Theo bảng 2.4 (sách tính toán thiết kế tr 21 ); Chọn tỷ số truyền của hộp giảm tốc đồng trục bánh răng trụ 2 cấp là u sbh = 16 Chọn tỷ số truyền bộ truyền ngoài ( xích ) là u sbx = 3 Theo công thức ( 2.15 ) ta có : u sb = u sbh . u sbx = 16.3 = 48 Số vòng quay của trục máy công tác ( của tang ) là n lv : n lv = 300. 42,0.60000.60000 = D v = 26.7 vg/ph Trong đó : v : vận tốc băng tải D : Dờng kính băng tải Số vòng quay sơ bộ của động cơ n sb : n sb = n lv . u sb = 26.7.48 = 1281.6 vg/ph Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ là n đb = 1500 vg/ph. Quy cách động cơ phải thỏa mãn đồng thời : N đc N đc/yc , n đc n sb và dn K mm T T T T Với : N đc/yc = 1.94 KW ; n sb =1281.6 vg/ph ; 4,1 1 = T Tmm Theo bảng phụ lục P 1.1 ( sách tính toán thiết kế tr 234) Ta chọn đợc kiểu động cơ là : K112S4 Các thông số kĩ thuật của động cơ nh sau : N đc = 2.2 KW ; n đc = 1440 vg/ph ; 2,2= dn k T T % =81.5 ; cos = 0,82 ;khối lợng động cơ:35 kg Kết luận: Động cơ K122S 4 có kích thớc phù hợp với yêu cầu thiết kế. II. PHÂN PhốI Tỷ Số TRUYềN 1. Xác định tỷ số truyền Ta có : u c = u hộp . u xích Tỷ số truyền chung 54 7.26 1440 == lv dc c n n u Chọn u xích = 3 u hộp = 18 3 54 = u hộp = u 1 . u 2 Trong đó : u 1 : Tỉ số truyền cấp nhanh u 2 : Tỉ số truyền cấp chậm vì là hộp giảm tốc đồng trục nên để dùng hết khả năng tải của cấp nhanh ta chọn u 1 = u 2 = 24,418 == h u Tính lại giá trị u xích theo u 1 và u 2 trong hộp giảm tốc u xích = 3 24,4.24,4 54 . 21 == uu u c Kết luận : u c = 54 ; u 1 = u 2 = 4,24 ; u xích = 3. 2. Xác định công xuất, momen và số vòng quay trên các trục. Tính công suất, mô men, số vòng quay trên các trục (I, II, III, T {tang}) của hệ dẫn động. Công suất : N đc =2.2 kW ; n lv =26.7 vg/ph Do công suất thực của động cơ nhỏ hơn công suất cần thiết ở chế độ lớn nhất N ct Trục I N I = N ct . k . ol = 2,26 . 0,99 .0,995 = 2.23 KW Trục II N II = N I . ol . br = 2,23 . 0,995 . 0,97 = 2,15 KW Trục III N III = N II . br . ol = 2,15 . 0,97 .0,995 = 2,07 KW Truc tang N t = N II . x . ol = 2,07 . 0,93 .0,995 = 1,92 KW Số vòng quay: Trục I n I = n đc = 1440 vg/ph Trục II 340 24,4 1440 1 1 === u n n II vg/ph Trục III 80 24,4 340 2 2 === u n n III vg/ph Truc tang 7,26 54 1440 === c dc t u n n vg/ph Mô men T I = 9,55. 10 6 . 14789 1440 23,2 .10.55,9 6 == I I n N N. mm. T II = 9,55. 10 6 . 60390 340 15,2 .10.55,9 6 == II II n N N. mm. T III = 9,55. 10 6 . 247106 80 07,2 .10.55,9 6 == III III n N N. mm. T t = 9,55. 10 6 . 686742 7,26 92,1 .10.55,9 6 == t t n N N. mm. Bảng thông số I II III T u u 1 = 4,24 u 2 = 4,24 u xích = 3 N(kw) 2,23 2,15 2,07 1,92 n (vg/ph) 1440 340 80 26,7 T(N.mm) 14789 60390 247106 686742 III. Tính bộ truyền ngoài Bộ truyền xích Số liệu đầu: Công suất N = N III = 2.07 KW n 1 = n III = 80 vg/ph, n 2 = 26,7 vg/ph , u = u x = 3 , tải trọng va đập vừa, bộ truyền nằm ngang 1. Chọn loại xích : Do vận tốc và công suất truyền không cao cho nên ta chọn loại xích con lăn. 2. Xác định các thông số của bộ truyền. Dạng hỏng chủ yếu và nguy hiểm nhất là mòn, do đó ta tính xích theo độ bền mòn. -Theo bảng 5.4 (sách tính toán thiết kế tr 80-T1 ) ứng với u = 3, ta chọn số răng đĩa nhỏ Z 1 = 25, từ đó ta có số răng đĩa lớn Z 2 = u. Z 1 = 75 - Bớc xích( t ) đợc xác định theo công thức tính toán ( công thức 12-22) và tra bảng 12.5 [ giáo trình chi tiết máy T2 tr 12-15 ] Ta có Tải trọng va đập vừa, lấy K đ = 1,5 hệ số tải trọng động Chọn khoảng cách trục a 40.t K a = 1 hệ số chiều dài xích Bộ truyền nằm ngang K o = 1 hệ số xét đến cách bố trí bộ truyền Bộ truyền có thể điều chỉnh đợc K đc = 1- hệ số xét đến khả năng điều chỉnh Chọn phơng án bôi trơn định kỳ K b = 1,5 - hệ số xét đến điều kiện bôi trơn Bộ truyền làm việc 2 ca K c = 1.25 - hệ số kể đến chế độ làm việc Theo công thức 5.4 (sách tính toán thiết kế ) ta có hệ số điều kiện sử dụng xích K = K đ . K a . K o . K đc . K b . K c =1,5 . 1 . 1 . 1 . 1,5 . 1,25 = 2,81 Hệ số răng đĩa dẩn K Z = 25/ Z 1 = 1 Hệ số vòng quay K n = n 0 / n 1 = 50/ 80 = 0,625 ; với n 0 = 50 vg/ph Hệ số xét đến số dãy xích K x = 1 chọn xích một dãy. Theo công thức 12 22 (giáo trình chi tiết máy T2 tr 12-15) ta có công suất tính toán là N tt = K . K Z . K n . N / K x = 2,81 . 1 . 0,625 . 2,07 / 1 = 3,64 KW theo bảng 5.5 (sách tính toán thiết kế T1) với n 0 = 50 vg/ ph, ta chọn bộ xích một dãy có bớc xích t = 31,75 mm thoả mãn điều kiện bền mòn N tt < [N] = 5,83 KW đồng thời theo bảng 5.8 thì thoả mãn điều kiện t < t max - khoảng cách trục sơ bộ a = 40 . t = 40 . 31,75 =1270 mm Số mắt xích đợc xác định theo công thức X= 2.a/ t + 0,5( Z 1 + Z 2 ) + (Z 2 - Z 1 ) 2 . t / 4 2 .a Thay số ta đợc X = 131.6 Ta chọn số mắt xích là X = 132 ( mắt ). Ta tính chính xác khoảng cách trục a theo công thức ( ) ( ) [ ] ( ) [ ] +++= 2 12 2 2121 /Z2Z0,5-XZ0,5-X 25,0 ZZZta thay số ta đợc a = 1276,75 mm để xích không phải chịu lực căng quá lớn ta giảm khoảng cách trục a vừa tính đợc một lợng a = ( 0,0020,004).a do đó ta lấy a = 1274 mm Đờng kính các đĩa xích Theo công thức 5.17 (sách tính toán thiết kế tr 86-T1 ) Ta có : đờng kính đĩa xích dẩn d 1 = t/sin(/Z 1 ) = 31,75 / sin(/25) = 253,32 mm đờng kính đĩa xích bị dẩn d 1 = t/sin(/Z 2 ) = 31,75 / sin(/75) = 758,2 mm Lực tác dụng lên trục đĩa xích đợc xác định theo công thức F r = K t . F t = 6. 10 7 .K t .N/ Z 1 . n 1 . t Trong đó K t = 1,15 là hệ số xét đến trọng lợng của xích tác dụng lên trục ( ở đây bộ truyền nằm ngang ) Thay số ta có F r = 6. 10 7 .1,15 . 2,07/ 25 . 80 . 31,75 = 2249.3 (N) iV. TíNH Bộ TRUYềN BáNH RĂNG TRONG HộP GIảM TốC Vì là hộp giảm tốc đồng trục, đã chọn tỷ số truyền u 1 = u 2 do đó bộ truyền cấp nhanh không dùng hết khả năng tải cho nên ta tính bộ truyền cấp chậm trớc , bộ truyền cấp nhanh có thể lấy gần nh toàn bộ số liệu của bộ truyền cấp chậm A.Tính toán bộ truyền cấp chậm (bánh trụ răng nghiêng). Các số liệu : N II = 2,15 KW , n 3 = 340 v/ph , n 4 = 80 v/ph T 3 = 60390 N.mm , Bộ truyền làm việc trong 40000 giờ 1.Chọn vật liệu. Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo sự thống nhất hoá trong thiết kế ta chọn vật liệu nh sau: Bánh nhỏ(bánh 3) : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241 ữ 285 có: b3 = 850 MPa ; ch 3 = 580 MPa. Chọn HB 3 = 250 (HB) Bánh lớn(bánh 4) : Thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn MB 192 240 có: b4 = 750 MPa ; ch 4 = 450 MPa. Chọn HB 4 = 200 (HB) 2. Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép. Do bộ truyền làm việc trong điều kiện che kín đủ dầu bôi trơn nên dạng hỏng chủ yếu là tróc mỏi, do đó ta tính toán theo độ bền tiếp xúc ta xác định ứng suất tiếp xúc cho phép Số chu kì chịu tải trọng thay đổi tơng đơng của bánh lớn đợc xác định theo công thức . ( ) ( ) ckiiiHE ttTTtunCN /./ /.60 3 1134 = Trong đó : C = 1 là số lần ăn khớp của răng trong một vòng quay t i = 40000 là tổng thời gian làm việc của bộ truyền t i là thời gian làm việc ở chế độ tải trọng T i từ đó ta có N HE4 = 60.1.(340/4,24).40000.(1 3 .4/8 + 0,8 3 .3/8) = 10,3.10 7 theo bảng 10.8 (giáo trình CTM- T1) ta có số chu kỳ cơ sở N HO của thép C45 thờng hoá chế tạo bánh lớn là 10.10 6 , vậy N HE2 > N HO => lấy hệ số tuổi thọ K HL = 1 Số chu kì chịu tải trọng thay đổi tơng đơng của bánh nhỏ lớn hơn của bánh lớn u lần N HE1 = u. N HE2 = 4,24 . 10.10 7 = 42,4 .10 7 theo bảng 10.8 với độ rắn bề mặt răng bánh nhỏ 250 HB có thể lấy N HO = 17.10 6 vậy với bánh nhỏ ta cũng có N HE1 > N HO => lấy hệ số tuổi thọ K HL = 1 Giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bánh răng nhỏ và bánh răng lớn (theo bảng 10.7) [ Hgh3 ] =2.HB 3 + 70 = 2.250 + 70 = 570 MPa [ Hgh4 ] =2.HB 4 + 70 = 2.200 + 70 = 470 MPa ứng suất tiếp xúc cho phép của mỗi bánh răng đợc xác định theo công thức [ H ] = ( Hgh /S H ) . Z R . Z V . K L .K XH Tính sơ bộ lấy Z R . Z V . K L .K XH = 1 Do bánh răng không đợc tăng bề mặt nên chọn hệ số an toàn S H = 1,1 Ta có [ H3 ] = ( Hgh3 /S H ) . Z R . Z V . K L .K XH = 570/1,1 = 518 MPa [ H4 ] = ( Hgh4 /S H ) . Z R . Z V . K L .K XH = 470/1,1 = 427 MPa đối với bộ truyền bảnh răng trụ răng nghiêng [ H ] đợc xác định theo công thức [ ] [ ] [ ] ( ) ( ) [ ] [ ] === =+=+= MPa MPa HH HHH 504427.18,118,1 5,4724275185,05,0 4 43 Vậy ta chọn [ H ] = 472,5 Mpa ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải của mỗi bánh răng Bánh 3 : [ H3 ] Max = 2,8 . ch3 = 2,8 . 580 = 1624 Mpa Bánh 4 : [ H4 ] Max = 2,8 . ch4 = 2,8 . 450 = 1260 Mpa Vậy ta chọn [ H ] Max = 1260 MPa 3. Tính ứng suất uốn cho phép : Tơng tự trên ta có: Số chu kì chịu tải trọng thay đổi tơng đơng của bánh lớn đợc xác định theo công thức . ( ) ( ) ckiiiiiFE ttTTtuncN /./ / 60 6 1 = N FE4 = 60 . 1 . (340/ 4,24) 40000 . ( 1 6 .4/8 + 0,8 6 .3/8 ) = 11,5.10 7 N FE4 > N FO = 4.10 6 N FO : Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn do đó K FL4 = 1 tơng tự => K FL3 =1 Giới hạn mỏi uốn của 2 bánh công thức 10.74 và bảng 10.6( giáo trình) Fgh3 = o Fgh3 = 1,8.250 = 450 MPa Fgh4 = o Fgh4 = 1,8.200 = 360 MPa Bộ truyền làm việc một chiều => lấy K FC = 1 - hệ số ảnh hởng đặt tải, Hệ số an toàn S F = 1,75 - bảng 6.2 (sách tính toán thiết kế T1) Do đó theo công thức 6.2a (sách tính toán thiết kế T1) Ta có : [ F3 ] = Fgh3 . K FL3 . K FC /S F = 450 . 1 . 1 / 1,75 = 257 MPa [ F4 ] = Fgh4 . K FL4 . K FC /S F = 360 . 1 . 1 / 1,75 = 206 MPa ứng suất uốn cho phép khi qúa tải Bánh 3 : [ F3 ] Max = 0,8 . ch3 = 0,8 . 580 = 464 MPa Bánh 4 : [ F4 ] Max = 0,8 . ch4 = 0,8 . 450 = 360 MPa 4. Tính khoảng cách trục: Xác định sơ bộ khoảng cách trục theo công thức 6.15a (sách tính toán thiết kế T1) a 2 = 43(u 2 +1) [ ] 3 2 2 3 . aH H u KT Trong đó: T 3 môn xoắn trên trục bánh chủ động T 3 =60390 (N.mm) a = b / a - hệ số chiều rộng bánh răng do bộ truyền đặt không đối xứng với ổ nên ta chọn a = 0,25 d = a (u 2 +1)/ 2 = 0,25 ( 4,24 +1 )/ 2 = 0,655 Tra theo d ứng với bảng 6.7 (sách tính toán thiết kế T1) Ta có: K HB = 1,05 Thay vào ta có: a 2 = 43(4,24+1) [ ] 3 2 25,0.24,4.5,472 05,1.60390 145,26 mm Ta lấy a 2 = 145 mm 5. Các thông số ăn khớp: Mô đun pháp m = ( 0,01 ữ 0,02 ) a 2 = 1,45ữ 2,90 mm Theo dãy tiêu chuẩn ta chọn m = 2,5 Chọn sơ bộ = 10 0 => cos = 0,9848 => số răng bánh nhỏ (bánh 3) Z 3 = 2 a 2 . cos/ m(u+1) = = 2.145.0,9848/ 2.5.(4,24+1) 21 Ta lấy Z 3 = 21 răng => số răng bánh lớn (bánh 4) Z 4 = u.Z 3 = 4,24.21 = 89,04 Ta lấy Z 4 = 89 răng Do vậy tỷ số truyền thực u m = Z 4 / Z 3 = 89/ 21 = 4,238 Tính lại : cos = m ( Z 3 + Z 4 ) / 2 a 2 = 2,5.( 21+ 89 )/ 2. 145 = 0,94827 18,5 o = 18 0 30 Đờng kính vòng chia : d 3 = d 3 = m . Z 3 / cos = 2,5 . 21 / 0,94827 55,36 mm d 4 = d 4 = m . Z 4 / cos = 2,5 .89 / 0,94827 234,63 mm Chiều rộng vành răng b = a . a = 0,25 . 145 = 36,25mm Lấy b = 40 mm Hệ số trùng khớp = b . sin / .m = 40.0,317/ 3,14 .2,5 =1,62 6. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc. Yêu cầu cần phải đảm bảo H [ H ] H = Z M Z H Z 2 3 3 )1.( 2 dub uKT mw mH + ; Trong đó : - Z M : Hệ số xét đến ảnh hởng cơ tính vật liệu; - Z H : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc; - Z : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng; - K H : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc; - b w : Chiều rộng vành răng. - d w : Đờng kính vòng chia của bánh chủ động; T 3 = 60390 Nmm ; b w = 40 mm ; Z M = 274 MPa (tra bảng 65 ) ; - Góc prôfin răng bằng góc ăn khớp : t = tw = arctg(tg/cos) = arctg(tg20 0 / cos18,5) 21 o tg b = cos t .tg = cos(21 o ).tg(18,5 o )= 0,312 b = 17,33 o Z H = tw b 2sin cos2 = )21.2sin( )33,17cos(.2 0 0 = 1,69 ; = ( ) [ ] ( ) [ ] =+=+ 94827,0.89/121/12,388,1cos./1/12,388,1 43 ZZ 1,604, Z = /1 = 604,1/1 0,79 K H = K H . K HV K H ; K H = 1,05 (Tính ở trên); Vận tốc bánh dẫn : v = 986,0 60000 340.36,55. 60000 33 == nd w m/s; vì v < 4 m/s tra bảng 6.13 (trang 106) chọn cấp chính xác 9 ; K H = 1,13 (tra bảng 6.14). theo bảng 6.15 => H =0,002 tra bảng 6.16 chọn g o = 73 , Theo công thức 6.42 842,0 238,4 145 986,0.73.002,0. 2 === m w oHH u a vg 01,1 13,1.05,1.60390.2 36,55.40.842,0 1 2 1 3 3 =+=+= HH wwH Hv KKT db K K H = K H . K HV . K H = 1,05.1,01.1,13 1,2 Thay số : H = 274.1,69.0,79. 2 )36,55.(238,4.40 )1238,4.(2,1.60390.2 + 442 MPa Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép : [ H ] = [ H ]. Z R Z V K xH . Với v = 0,986 m/s Z V = 1 (vì v < 5m/s ) , Cấp chính xác động học là 9, chọn mức chính xác tiếp xúc là 8. Khi đó cần gia công đạt độ nhám là R Z = 2,5 1,25 àm. Do đó Z R = 0,95, với d a < 700mm K xH = 1. [ H ] = 472,5.1.0,95.1 449 MPa. Do H [ H ] nên răng thoả mãn độ bền tiếp xúc. 7. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn. Yêu cầu F [ F ] ; Theo công thức 6.43 (sách tính toán thiết kế T1) F3 = 2.T 3 .K F Y Y Y F3 /( b w d w3 .m) Tính các hệ số : Tra theo d ứng với bảng 6.7 (sách tính toán thiết kế T1), ta có K F = 1,12 ; với v < 2,5 m/s tra bảng 6.14 (sách tính toán thiết kế T1, trang 107) cấp chính xác 9 thì K F = 1,37. Tra bảng 6.16 chọn g o = 73 Theo bảng 6.15 => F =0,006 => 526,2 238,4 145 .986,0.73.006,0. 2 1FF === m w o u a vg 028,1 37,1.12,1.60390.2 36,55.40.526,2 1 2 . 1 3 3F =+=+= FF FV KKT db K K F = .K F .K F .K FV = 1,12.1,37.1,028 = 1,577 Với = 1,604 Y = 1/ = 1/1,604 = 0,623; = 18,5 o Y = 1 - /140 0 = 1 18,5 /140 0 = 0,868; Số răng tơng đơng: Z tđ3 = Z 3 /cos 3 = 21 /(0,94827) 3 = 24,63 Z tđ4 = Z 4 /cos 3 = 89/(0,94827) 3 = 104,37 Với Z tđ3 = 24,63, Z tđ4 = 104,37 tra bảng 6.18 trang 109 thì ta có Y F3 = 3,95, Y F4 = 3,60; ứng suất uốn : F3 = 2.60390.1,577.0,623.0,868.3,95 / (40.55,36.2,5) = 73,5 MPa; F4 = F3 . Y F4 / Y F3 = 73,5.3,60/ 3,95 = 67 MPa; Ta thấy độ bền uốn đợc thoả mãn vì F3 < [ F3 ] =257 MPa, F4 < [ F4 ] = 206 MPa; 8. Kiểm nghiệm răng về quá tải. K qt = T max / T = 1,4. H4 max = H . 98,5224,1.442 == qt K MPa < [ H ] max = 1260 MPa; F3max = F3 . K qt = 73,5. 1,4 = 102,9 MPa ; F4 max = F4 . K qt = 67. 1,4 = 93,8 MPa vì F3max < [ F3 ] max = 464 MPa, F4max < [ F4 ] max = 360 MPa nên răng thoả mãn về điều kiện quá tải. Kết luận : Bộ truyền cấp chậm làm việc an toàn. Thông số cơ bản của bộ truyền cấp chậm : - Mô đun pháp m = 2,5 mm - Khoảng cách trục : a = 145 mm - Đờng kính vòng chia : d 3 = d 3 = m . Z 3 / cos = 2,5 . 21 / 0,94827 55,36 mm d 4 = d 4 = m . Z 4 / cos = 2,5 .89 / 0,94827 234,63 mm - Đờng kính đỉnh răng : d a 3 = d 3 + 2.m = 55,36 + 2. 2,5 = 60,36 mm, d a4 = d 4 + 2.m = 234,63 + 2. 2,5 = 239,63 mm, - Đờng kính đáy răng : d f3 = d 3 - 2,5. m =5,36 - 2,5. 2,5 = 49,11 mm, d f4 = d 4 - 2,5. m = 234,63 - 2,5. 2,5 = 228,38 mm, - Đờng kính cơ sở : d b3 = d 3 . cos = 55,36 . cos 20 0 = 52,02 mm, d b2 = d 4 . cos = 234,63. cos 20 = 220,05 mm - Chiều rộng vành răng b = 40 mm - Góc nghiêng của răng: 18,5 o = 18 0 30 - Góc prôfin răng bằng góc ăn khớp : t = tw = arctg(tg/cos) = arctg(tg20 0 / cos18,5) 21 o - Hệ số trùng khớp = b . sin / .m = 40.0,317/ 3,14 .2,5 =1,62 B.Tính toán bộ truyền cấp nhanh (bánh trụ răng nghiêng). Do hộp đồng trục, bộ truyền cấp nhanh không dùng hết khả năng tải cho nên ta lấy các thông số cơ bản nh đối với bộ truyền cấp chậm, riêng đối với chiều rộng bánh răng lấy bằng 2/3 chiều rộng bánh răng của cấp chậm b 1 = 2 b /3 = 2.40/3 27 lấy b 1 = 30 mm Với các thông số nh vậy ta tiến hành kiểm nghiệm độ bền của chúng 1. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc. Yêu cầu cần phải đảm bảo H [ H ] H = Z M Z H Z 2 11 1 )1.( 2 dub uKT m mH + ; Trong đó : - Z M : Hệ số xét đến ảnh hởng cơ tính vật liệu; [...]... thoả mãn độ bền tiếp xúc 2 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn Yêu cầu F [F] ; Theo công thức 6.43 (sách tính toán thiết kế T1) F1 = 2.T1.KFYYYF1/( bw1dw1.m) Tính các hệ số : Tra theo d ứng với bảng 6.7 (sách tính toán thiết kế T1), ta có K F = 1,08 ; với v < 5 m/s tra bảng 6.14 (sách tính toán thiết kế T1, trang 107) cấp chính xác 8 thì KF = 1,27 Tra bảng 6.16 chọn go= 56 Theo bảng 6.15 => F =0,006... 2 mm, C = 44,9 kN, C0 = 34,7 kN VI .Thiết kế vỏ hộp giảm tốc, bôI trơn và đIều chỉnh ăn khớp 1 .Tính kết cấu của vỏ hộp: Chỉ tiêu của vỏ hộp giảm tốc là độ cứng cao và khối lợng nhỏ Chọn vật liệu để đúc hộp giảm tốc là gang xám có kí hiệu GX 15-32 Chọn bề mặt ghép nắp và thân đi qua tâm trục Các kích thớc cơ bản đợc trình bày ở trang sau 2.Bôi trơn trong hộp giảm tốc: Lấy chiều sâu ngâm dầu khoảng 1/4... arctg(tg/cos) = arctg(tg200/ cos18,5) 21o - Hệ số trùng khớp = b sin / .m = 30.0,317/ 3,14 2,5 =1,21 Lực ăn khớp của 2 bộ truyền sẽ đợc tính ở phần tính toán thiết kế trục V Phần tính trục Số liệu cho trớc: Công suất trên trục vào của hộp giảm tốc: N = 2,23 KW Số vòng quay n1= 1440 v/ph Tỷ số truyền u1= 4,238 u2= 4,238 Chiều rộng vành răng b1= 35 mm ; b2= 30mm b3= b4= 40 mm Góc nghiêng của cặp bánh răng... dụng từ các bộ truyền lên trục Ta có sơ đồ phân tích lực chung nh hình vẽ Tính các lực tác dụng lên trục: Lực do khớp nối, lực tác dụng lên bánh răng, Lực do xích Các thành phần lực trong thiết kế đợc biểu diễn nh hình vẽ phần trên Lực tác dụng của khớp nối: FK = (0,2 ữ 0,3).2TI /D0 , Với : T = 14789 N.mm , D0 = 50 mm (0,2 0,3).2.14789 = 148 (N) Fk = 50 Lực tác dụng khi ăn khớp trong các bộ truyền đợc... Fly31=7654,3(N) nh vậy Fly31 cùng chiều so với giả thiết My0=-Fx32115,75 Flx31.231,5- Fxy.301,25 Flx31.231,5=0 từ đó ta tính đợc Flx31=1119,37(N) cùng chiều so với giả thiết Ta có Mx1=- Fxx.69,75 + Fy32.115,75 Fy30.231,5=0 Từ đó ta tính đợc Fly30=-331,2(N) chiều giả thiết là sai My1= -Fx32.115,75 + Fx30.231,5 - Fxy.69,75=0 ta tính đợc Flx30=-3488,27(N) chiều giả thiết là sai.Theo các công thức M j= M 2... ta tính lực sử dụng các phơng trình mô men và phơng trình hình chiếu để tính lực tại ổ lăn Giả thiết lực tại ổ lăn1 và 2 có chiều nh hình vẽ Ta có Mx0= -Fy22.55 Fz22.123,5 + Fy23.115,75 + Fz24.123,5 Fy24.176,5 Fly21.231,5= 0 Fly21= 832,4(N) nh vậy Fly21 cùng chiều so với giả thiết M y0=-Fx22.55 Fx23.115,75- Fx24.176,5 Flx12.231,5=0 từ đó ta tính đợc Flx21= 3373,6(N) cùng chiều so với giả thiết. .. tốc bánh răng trụ này ta chọn chiều rộng bánh răng nhỏ tăng lên 10 % so với chiều rộng bánh răng lớn Các kích thớc của các phần tử cấu tạo nên hộp giảm tốc đúc: Tên gọi Biểu thức tính toán Chiều dày: Thân hộp, = 0,03.a + 3 = 0,03.215 + 3 = 10 mm > 6mm Nắp hộp, 1 1 = 0,9 = 0,9 10 = 9 mm Gân tăng cứng: Chiều dày, e e =(0,8 ữ 1) = 8 ữ 10, chọn e = 10 mm Chiều cao, h h < 5. = 50 mm Độ dốc Khoảng 2o... 31 387,5 Fkn = 0 Theo trục ox: Giải hệ này ta đợc Rx30 = -6270 (N), Rx31 = -480 (N) Sơ đồ đặt lực, biểu đồ mômen và kết cấu trục trung gian hộp giảm tốc phân đôi cấp chậm : Theo ct 10.15 tính mômen uốn tổng tại các tiết diện trên trục : 2 M 3 j = M x3 j + M y3 j 2 Theo ct 10.16 tính mômen tơng đơng tại các tiết diện trên trục : 2 M td 3 j = M 3 j + 0,75T3 j Thay vào ta đợc : M30 = 0 (Nmm) 2 M36... 2.210 ) = [1,88 3,2(1 / Z 3 + 1 / Z 4 ) ] cos = [1,88 3,2(1 / 21 + 1 / 89) ].0,94827 = 1,604, Z = 1 / = 1 / 1,604 0,79 KH = KH KHVKH ; KH = 1,03 Tra theo d ứng với bảng 6.7 (sách tính toán thiết kế T1), Vận tốc bánh dẫn : v = d 1 n1 55,36.1440 = 4,17 m/s; 60000 60000 vì v < 10 m/s tra bảng 6.13 (trang 106) chọn cấp chính xác 8 ; KH = 1,09 (tra bảng 6.14) theo bảng 6.15 => H =0,002 tra bảng... F1max = F3 Kqt = 28 1,4 = 39,2 MPa ; F2 max = F4 Kqt = 25,5 1,4 = 35,7 MPa vì F1max < [F1]max = 464 MPa, F2max < [F2]max = 360 MPa nên răng thoả mãn về điều kiện quá tải Kết luận : Bộ truyền cấp nhanh làm việc an toàn Thông số cơ bản của bộ truyền cấp nhanh : - Đờng kính vòng chia : d1 = d1 = m Z1/ cos = 2,5 21 / 0,94827 55,36 mm d2 = d2 = m Z2/ cos = 2,5 89 / 0,94827 234,63 mm - Đờng kính đỉnh răng . Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ. Chọn sơ bộ tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống là u sb . Theo bảng 2.4 (sách tính toán thiết kế tr 21 ); Chọn tỷ số truyền của hộp giảm tốc đồng trục bánh. của 2 bộ truyền sẽ đợc tính ở phần tính toán thiết kế trục. V. Phần tính trục Số liệu cho tr ớc: Công suất trên trục vào của hộp giảm tốc: N = 2,23 KW Số vòng quay n 1 = 1440 v/ph Tỷ số truyền. tốc đồng trục, đã chọn tỷ số truyền u 1 = u 2 do đó bộ truyền cấp nhanh không dùng hết khả năng tải cho nên ta tính bộ truyền cấp chậm trớc , bộ truyền cấp nhanh có thể lấy gần nh toàn bộ số

Ngày đăng: 12/04/2015, 23:46

Xem thêm

• Tính toán thiết kế bộ truyền xích con lăn, hộp giảm tốc đồng trục.DOC

TỪ KHÓA LIÊN QUAN

• tính toán thiết kế bộ truyền xích
• thiết kế bộ truyền xích con lăn