1. Trang chủ
  2. » Luận Văn - Báo Cáo

Đồ án chi tiết máy Thiết kế hệ dẫn động băng tải

31 15,7K 42
Tài liệu đã được kiểm tra trùng lặp

Đang tải... (xem toàn văn)

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

THÔNG TIN TÀI LIỆU

Thông tin cơ bản

Định dạng
Số trang 31
Dung lượng 638,5 KB

Nội dung

Luận Văn: Đồ án chi tiết máy Thiết kế hệ dẫn động băng tải

Trang 1

Thuyết minh đồ án môn học chi tiết máy

Thiết kế hệ dẫn động băng tải**********************

I Chọn động cơ

1 Xác định công suất cần thiết của động cơ

Công suất cần thiết lớn nhất Nct trên trục động cơ đợc xác định theo côngthức:

Nct = Nlv / hTrong đó :

 Nct - Công suất cần thiết trên trục động cơ. Nlv - Công suất tính toán trên trục máy công tác.

Với F , v - là lực kéo và vận tốc băng tải  h - Hiệu suất chung của hệ dẫn động Theo sơ đồ tải trọng đề bài thì :

h =htv.hkn hbr hmol .hx

Trong đó:

- m = 4 – là số cặp ổ lăn ; Tra bảng 2.3 , ta đợc các hiệu suất:

- hol = 0,99 - hiệu suất của một cặp ổ lăn; ( vì ổ lăn đợc che kín)

- hbr = 0,96 - hiệu suất của một cặp bánh răng ; - hkn = 0.99 - hiệu suất của khớp nốitrục đàn hồi;- hx = 0,9 - hiệu suất của bộ truyền xích;

(bộ truyền xích để hở ) - htv=0,8 -hiệu suất bộ truyền trục vít

Thay số ta có : h =0,8 0.99 0,96 0,994 0,9 ằ 0,664 => Nct = Nlv / h = 1.674 / 0.664 ằ 2.521 (kW)

Công suất cần thiết của động cơ là: 2,52(kW)

Tìm vận tốc vòng sơ bộ nsb:

nsb=nlv.uch(maxámin)- uch: tỉ số truyền chung của hệ thống: uch=uh.un

- uh: tỉ số truyền của hộp giảm tốc

- un: tỉ số truyền của bộ truyền ngoài(bộ truyền xích)+uh chọn trong khoảng:35á80

+un chọn trong khoảng:2á5

uchmã=80.5=400

 nsb= (nlv.uchminánlv.uchmax) =(280v/pá1600v/p) Chọn u tiên động cơ có tốc độ quay là 1500v/p

Quy cách động cơ phải thỏa mãn đồng thời : N  N , Tmm T1

Trang 2

nđc ằ nsb

và :

dnKmm

Do vậy ta chọn động cơ có số hiệu là:Dk.42-4Các thông số của động cơ là:

- vận tốc vòng:n=1420v/p

- công suất động cơ :Nđc=2,8(kW)- Tk/Tdn=1,9

Chọn uh = 80 ị un =uch/uh =335/80=4,2 Trong đó uh= u1 u2

Trong đó : u1 : Tỉ số truyền cấp nhanh(bánh răng) u2 : Tỉ số truyền cấp chậm(trục vít)

chọn u1=2,5 => u2=uh/u1=80/2,5=32

Kết luận : uc = 335 ; u1 = 2,5;u2 = 32 ; uxích = 4,2

2 Xác định công suất, mômen 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 :

N1=Nđc=2,8 (kW) ; n1 =nđc=1420 vg/phCông suất trên các trục là:

Trục I NI = Nct hk hol = 2,52 0,99 0,99 = 2.47 KWTrục II NII = NI hol .hbr = 2,47 0,99 0,96 = 2,35 KWTrục III NIII = NII htv hol = 2,35 0,8 0,99 = 1,86 KWTrục tang Nt = NII hx hol = 1,86 0,9 0,99 = 1,66 KWSố vòng quay:

Trục I nI = nđc = 1440 vg/ph

Mô men

TI = 9,55 106 166121420

N mm.

TII = 9,55 106 39511568

N mm.

Trang 3

TIII = 9,55 106 1000732

N mm

Tt = 9,55 106 37745242

N mm.Bảng thông số:

1 Chọn loại xích và xác định các thông số của bộ truyền.

Do vận tốc và công suất truyền không cao cho nên ta chọn loại xích conlăn.

Dạng hỏng chủ yếu và nguy hiểm nhất là mòn, do đó ta tính xích theo độbền mòn.

-Theo bảng 5.4 (sách tính toán thiết kế tr 80-T1 ) ứng với u = 4,2, tachọn số răng đĩa nhỏ Z1 = 29-2.u=29-2.4,2=20,6

 chọn số răng đĩa nhỏ là Z1= 21

 Từ đó ta có số răng đĩa lớn Z2 = u Z1= 4,2.21=88,2 => Z2=87- Tỉ số truyền thực là :ux= 4,14

- Bớc xích( t ) đợc xác định theo công thức tính toán ( công thức 12-22) vàtra bảng 12.5 [ giáo trình chi tiết máy T2 – tr 12-15 ]

Ta có

Làm việc êm, lấy Kđ = 1 – hệ số tải trọng động Chọn khoảng cách trục a 25.t

 Ka = 1,25 – hệ số chiều dài xíchBộ truyền nằm ngang

 Ko = 1 – hệ số xét đến cách bố trí bộtruyền(aÊ400)

Bộ truyền có thể điều chỉnh đợc

 Kđc = 1- hệ số xét đến khả năng điềuchỉnh

=1,5 1 1 1 1,3 1= 1,62Hệ số răng đĩa dẫn KZ = 25/ Z1 = 25/21=1,19

Trang 4

Hệ số vòng quay Kn = n0 / n1 = 50/ 17,75 = 2,81 ; với n0 = 50vg/ph

- Khoảng cách trục sơ bộ a = 25 t = 25 38,1 =952,5 mm Số mắt xích đợc xác định theo công thức

X= 2.a/ t + 0,5( Z1 + Z2 ) + (Z2 - Z1 ) 2 t / 4P2.a

= 2.952,5/38,1+0,5(21+87) + (87-21)2.38,1/4 P2.952,5 =104,06

Theo công thức 5.17 (sách tính toán thiết kế tr 86-T1 ) Ta có :

đờng kính đĩa xích dẫn

d1 = t/sin(/Z1) = 38,1 / sin(/21) = 255,6 mm đờng kính đĩa xích bị dẫn

d1 = t/sin(/Z2) = 38,1 / sin(/87) = 1055 mmđờng kính đỉnh răng xích:

da1=t.(0,5+cotg(/Z1))=38,1(0,5+cotg(/21))=272da2=t.(0,5+cotg(/Z2))= 38,1(0,5+cotg(/87))=1073,6

2.Tính toán kiểm tra xích về độ bền:

 Hệ số an toàn của bộ truyền: s=Q/(Kđ.Kt+F0+Fv)[s]

=127.103/(1,7.7900+0,32+158)=9,35>[s]= 7

+Q:tải trọng phá hỏng tra bảng 5.2,5.3 sách tính toán thiếtkế Q=127000(N)

+Kđ : hệ số tải trọng động Kđ=1,7 (do Tmm=1,8T1)+ Ft : lực vòng;

Ft=1000.N/v=6 107.N/ Z1 n1 t

=1,86.6.107/ (21.38,1.17,75)= 7900(N)

+F0 : lực căng do trọng lợng nhánh xích bị động gây ra F0=9,81.kf.q.a=9,81.4.0,732.5,5=158 +Fv : lực căng do lực li tâm sinh ra

Fv=q.v2=5,5.0,242=0,32

+s,[s] : hệ số an toàn và hệ số an toàn cho phép(ta bảng 5.10sách thiết kế hệ dẫn động tập 1)

Trang 5

Nhận xét: Độ bền của bộ truyền xích đảm bảo

 Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc cho xích: ứng suất tiếp xúc củaxích phải thoả điều kiện

sH=0,47 Kr(Ft.KdFvd)E/(A.kd) [ sH] =0,47 0,48(7900.11,3).2,1.105/395

E=2,1.105 Mpa+Kđ=1:hệ số tải trọng động

+Kr=0,48: hệ số xét đến ảnh hởng của số răng đĩa xích(Z)+kd =1 : hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy

+A=395: diện tích chiếu của bản lề (tra bảng 5.12 TKHDĐCK)Nhận xét : bộ truyền xích đảm bảo độ bền tiếp xúc

 Lực tác dụng lên trục đĩa xích đợc xác định theo công thức Fr = Kt Ft = 6 107.Kt N/ Z1 n1 t

Trong đó Kt = 1,15 – là hệ số xét đến trọng lợng củaxích tác dụng lên trục ( ở đây bộ truyền nằm ngang )

Thay số ta có

Fr = 1,15.1,86.6.107/ (21.38,1.17,75) = 11850 (N)

Các số liệu ban đầu:

NII = 1,86 KW , n1 = 568 v/ph , n2 = 17,75 v/ph T2 = 1000732 N.mm ,

Bộ truyền làm việc trong 11000 giờ

1.Chọn vật liệu,xác định ứng suất tiếp xúc cho phép [sH] Vận tốc trợt của bộ truyền

T = 4,5.10-5.56831000732=2,56 m/s

Do vậy ta chọn vật liệu làm vành bánh vít là đồng thanh không thiếc9-4 , phần đĩa để lắp bánh vít vào trục làm bằng gang xám để giảm giáthành bộ truyền

Đúc trong khuôn kim loại => sb=500(MPa);sch=200(MPa)Tra bảng 7.2 ta đợc [sH]=180(MPa) ;ứng suất uốn cho phép [sF]=[sF0].KFL

Do bộ truyền quay 1 chiều => [sF0]=0,25.sb+0,08sch=141 (MPa) Hệ số tuổi thọ:

KFL=9106/NFE =9106/6,45.106 =0,81Trong đó NFE=60.n2. TiT 9ti

( =60.17,75.11000(19.0,5+0,89.3/8) =6,45.106

 [sF]= [sF0].KFL=141.0,81=114,2(MPa) ứng suất cho phép khi quá tải:

[sH]max =0,2sch=0,2.200=400 MPa[sF]max =0,8sch=0,8.200=160 MPa

Trang 6

aw (Z2+18)3

( Z sHTKHq

 (64+18)3(170/64.180)2.1000732.1,2/18=204,97mm

chọn aw=205 mm

 Tính đợc môđun m theo công thức:

m= 2aw/(q+Z2)=2.205/(18+64)=5+ Đờng kính vòng chia trục vít: dw1=q.m=18.5=90 mm

Hệ số dịch chỉnh: x=(aw/m)-0,5(q+Z2)=(210/5)-0,5(18+64)=0+Tính ứng suất tiếp xúc –kiểm nghiệm độ bền:

KHb=1 + (Z2/q)3(1-kt)= 1+(64/230)3(1-0,5)=1,01 Với kt=[(T2i /T2imax).ti /ti]=(1.0,5+0,5.0,6)=0,5

q : hệ số biến dạng trục vít ( tra bảng 7.5 TKHDĐCK) q=230Vận tốc trợt: vs=.dw1.n1/(60000.cosgw)

=.90.568/60000.cos5,710=2,7 m/s với góc vít g=gw=arctg[Z1/q]=arctg[2/18]=6,340

vs=2,7 => chọn cấp chính xác là 8 ,tra bảng 7.7 ta đợc KHV=1,2 sH=(170/Z2) [(Zq)/a ]3.T2`.KHKHV /q

+Kiểm nghiệm sức bền uốn

- Z1=2 => b2 0,75.da1 ,b2:chiều dày bánh vít,da1:đờng kính vòng đỉnhbánh vít da1=m(q+2)=5(18+2)=100 mm =>b2 75 mm

Chọn b2=70 mm

-Số răng tơng đơng Zv=Z2/cos3g=64/cos36,340ằ 65 răng Tra bảng 7.8 => YF=1,73

-Hệ số KF=KH=KHb.KHV=1,01.1,2=1,212

-d2=m.Z2=5.64=320 mm : đờng kính chia bánh vít Kiểm nghiệm sức bền uốn theo công thức: sF=1,4.T2YFKF/b2.d2.m.cosg

=1,4.1000732.1,73.1,2/70.320.5.cos6,340=26,1<[sF]=114,2Mpa

Kết luận: Bộ truyền cấp chậm làm việc an toàn

3.Các thông số của bộ truyền

-Khoảng cách trục: aw=0,5m.(q+Z2)=0,5.5.(18+64)=205 mm -Đờng kính vòng chia: d1=qm=18.5=90 mm

d2=mZ2=5.64=320 mm

Trang 7

-Đờng kính vòng đỉnh: da1=d1+2m=90+2.5=100

da2=m(Z2+2)=5(64+2)=330 mm -Đờng kính vòng dáy: df1=m(q-2,4)=5(18-2,4)= 78 mm

-Đờng kính ngoài của bánh vít: daM2 da2+1,5m=330+7,5=337,5 -Chiều rộng bánh vít : b20,75da1=75 mm, lấy b2=70mm

-Góc ôm d=arcsin[b2/(da1-0,5m)]=45,880 =>2d=91,760

4.Tính nhiệt cho bộ truyền

-Diện tích thoát nhiệt cho bộ truyền đợc tính theo công thức:A1000(1-h).P1/{[0,7.Kt(1+y)+0,3KtqAq]b(td-t0)}Trong đó:

Hệ số kể đến sự giảm nhiệt sinh ra trong 1 đơn vị thời gian b=tck/(

(Piti/tck) =1/(0,5.1+0,8.3/8)= 1,25Chọn hệ số toả nhiệt Kt=15 w/m2C;

Hệ số kể đén sự thoát nhiệt qua bệ máy y=0,25

Ktq:hệ số toả nhiệtcủa phần bề mặt hộp đợc quạt, chọn Ktq=21 ứngvới nq=930 v/p

Nhiệt độ cao nhất cho phép của dầutd =900c;t0=200CDiện tích bề mặt hộp đợc quạt nguội Aq=0,3AThay số vào công thức ta đợc A0,92 (m2)

5.Lực tác dụng lên bộ truyền

= 6255.tg200/cos6,340=2290(N)

V.Tính toán bộ truyền bánh răng + Các dữ kiện đã biết của bộ truyền: -Tỉ số truyền u= 2,5

T1=16610 Nmm n1=1420 v/pT2=43250 Nmm n2=568 v/p

1 Chọn vật liệu Xác định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép

Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo sự thống nhất hoá trong thiết kế tachọn vật liệu nh sau:

Bánh răng nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241 á 285 có:sb1 = 750 MPa ;sch 1 = 450 MPa Chọn HB1 = 200 (HB)

Bánh răng lớn: Thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn MB 192 240 có:sb2 = 750 MPa ;sch 2 = 450 MPa Chọn HB2 = 150 (HB)

Do bộ truyền làm việc trong điều kiện che kín đủ dầu bôi trơn nên dạnghỏng chủ yếu là tróc mỏi, do đó ta tính toán theo độ bền tiếp xúc – ta xácđịnh ứng suất tiếp xúc cho phép

ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơsở của bánh 1 và bánh 2:

s01lim

H =2HB1+70=2.200+70=470(MPa) s0

H =2HB2+70=2.150+70=370(MPa) s0

F =1,8HB1=1,8.200=360(MPa)

Fr1Fa2

Trang 8

s02lim

F =1,8HB2=1,8.150=270(MPa)Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở:

NH01=30HB2,4

1 =30.2002,4=1.107

NH02=30HB2,4

2 =30.1502,4=0,5.107

NF0 = 4.106 (Đối với tất cả các loại thép)

Số chu kì chịu tải trọng thay đổi tơng đơng của bánh lớn NHE,NFE đợc xácđịnh theo công thức

H KHL1/sH1=470.1/1,1=427,3 (MPa) [sH2]= s0

H KHL2/sH2=370.1/1,1=336,4 (MPa)Bánh răng là bánh răng trụ răng nghiêng nên lấy:

[sH]=1/2([sH1]+[sH2])=382 (MPa)

 ickm

N 2 60 2../ 1 F./ thay số vào ta đợcNFE2=2,24.108> NF0=4.106 => KFL2=1 , do NFE1=u.NFE2 nên KFL1 = 1

ứng suất uốn cho phép:

Hệ số an toàn SF = 1,75 - bảng 6.2 (sách tính toán thiết kế T1)

[sF1]= s01lim

[sF2]= s02lim

ứng suất quá tải cho phép:

[sH]max=2,8,sch2=2,8.450= 1260[sF1]max=0,8,sch1=0,8.450= 360(MPa)[sF1]max=0,8,sch2=0,8.450= 360(MPa)

Trong đó:

T1 – môn xoắn trên trục bánh chủ động T1 =16610 (N.mm)

ya = bw/ aw - hệ số chiều rộng bánh răng

do bộ truyền đặt đối xứng với ổ nên ta chọn ya = 0,3 => yd = 0,53.ya(u+1) = 0,53.0,3.( 2,5 +1 ) = 0,5565Tra theo yd ứng với bảng 6.7 (sách tính toán thiết kế T1) Ta có: KHB = 1,03

Trang 9

ằ 81,1 mm Ta lấy aw = 85 mm

Các thông số ăn khớp:

Mô đun pháp m = ( 0,01 á 0,02 ) 85 = 0,75á 1,7 mm Theo dãy tiêu chuẩn ta chọn m = 1,5

Chọn sơ bộ b = 100 => cosb = 0,9848

=> số răng bánh nhỏ (bánh 1) Z1 = 2 aw cosb/ m(u+1) =

= 2.85.0,9848/ 1,5.(2,5+1) ằ31,5 Ta lấy Z1 = 31 răng

=> số răng bánh lớn (bánh 2) Z2 = u.Z1 = 2,5.31 = 77,5 Ta lấy Z2 = 77 răng

Do vậy tỷ số truyền thực um = Z2/ Z1 = 77/ 31 = 2,484Tính lại b : cosb = m ( Z1 + Z2 ) / 2 aw

= 1,5.( 31+ 77 )/ 2 85 = 0,95294 b ằ17,64o = 17038’ Đờng kính vòng chia :

d1 = dw1 = m Z1/ cosb = 1,5 31 / 0,964285 ằ 48,78 mm d2 = dw2 = m Z2/ cosb = 1,25 77 / 0,964285 ằ 121,17 mm

Chiều rộng vành răng bw = ya aw = 0,3 85 = 25,5mm Lấy bw = 26 mm

;Trong đó : - ZM : Hệ số xét đến ảnh hởng cơ tính vật liệu; - ZH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc; - Ze : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng; - KH : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc; - bw : Chiều rộng vành răng.

- dw : Đờng kính vòng chia của bánh chủ động;T3 = 16610 Nmm ; bw = 26 mm ;

ZM = 275 MPa (tra bảng 65 ) ; - Góc prôfin răng bằng góc ăn khớp :

aÊt = aÊtw = arctg(tgaÊ/cosb) = arctg(tg200/ cos17,60) ằ20,90o

tgbb = cos aÊt.tgb = cos(20,90o).tg(17,6o)= 0,296 ị bb = 16,50o

ZH =

=

=1,69 ;

eaÊ = 1,88 3,21/Z11/Z2.cosb 1,88 3,21/311/77.0,953191,654, Ze = 1/eaÊ = 1/1,654 ằ 0,78

KH = KHb KHVKHaÊ ;

KHb = 1,03 (Tính ở trên);

Trang 10

theo bảng 6.15 => dH =0,002

tra bảng 6.16 chọn go= 73 , Theo công thức 6.42

1 2. . .. 1 2.016610,842.26.1,.0348.,178,16 1,0271

KH = KHb KHV KHaÊ = 1,03.1,03.1,16 ằ 1,23 Thay số : sH = 275.1,69.0,78 26.2,484.(48,78)2

Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

Yêu cầu sF [sF] ; Theo công thức 6.43 (sách tính toán thiết kế T1) sF3 = 2.T3.KFYeYbYF1/( bwdw.m)

Tính các hệ số :

Tra theo yd ứng với bảng 6.7 (sách tính toán thiết kế T1), ta có

KFb = 1,08 ; với v < 2,5 m/s tra bảng 6.14 (sách tính toán thiết kế T1,trang 107) cấp chính xác 9 thì KFaÊ = 1,40.

Tra bảng 6.16 chọn go= 73Theo bảng 6.15 => dF =0,006

85.63,3.73.006,0. 1

KF = KFb.KFaÊ.KFV = 1,08.1,40.1,225 = 1,85Với eaÊ = 1,654 ị Ye = 1/eaÊ = 1/1,654 = 0,605;

b = 17,6o ị Yb = 1 - b/1400 = 1 – 17,6°/1400 = 0,874;Số răng tơng đơng:

Ztđ1 = Z1/cos3b = 31/(0,95319)3 = 35,79 Ztđ2 = Z2/cos3b = 77/(0,95319)3 = 88,91Với Ztđ1 = 35,79 ; Ztđ2 = 88,91

tra bảng 6.18 trang 109 thì ta có YF1= 3,70 ; YF2= 3,60;

ứng suất uốn :

sF1 = 2.16610.1,85.0,605.0,874.3,70 / (26.48,78.1,5) = 63,2 MPa; sF2 = sF1 YF2 / YF1 = 63,2.3,60/ 3,70 = 61,5 MPa;

Ta thấy độ bền uốn đợc thoả mãn

vì sF1 < [sF1] =205,7 MPa, sF2< [sF2] = 154,3 MPa;

Kiểm nghiệm răng khi quá tải:

Kqt = Tmax/ T = 1,4.

Trang 11

* Kết luận : Bộ truyền cấp nhanh làm việc an toàn.

4.Thông số cơ bản của bộ truyền cấp nhanh :

- Mô đun pháp m = 1,5 mm- Khoảng cách trục : aw = 85 mm- Đờng kính vòng chia :

d1 = dw1 = m Z1/ cosb = 1,5 31 / 0,95319 ằ 48,78 mmd2 = dw2 = m Z2/ cosb = 1,5 77 / 0,95319 ằ 121,17 mm- Đờng kính đỉnh răng :

da1 = d1 + 2.m = 48,78 + 2 1,5 = 51,78 mm,da2 = d2 + 2.m = 121,17 + 2 1,5 = 124,17 mm,- Đờng kính đáy răng :

df1 = d1 - 2,5 m =48,78 - 2,5.1,5 = 45,03 mm,df2 = d2 - 2,5 m = 121,17 - 2,5 1,5 = 117,42 mm,- Đờng kính cơ sở :

db1 = d1 cos aÊ = 45,03 cos 200 = 42,31 mm,db2 = d2 cos aÊ = 121,17 cos 20° = 113,86 mm- Chiều rộng vành răng

bw = 26 mm - Góc nghiêng của răng:

(N) = Ft 2;

273 (N) = Fr 2 ;-Fa1 = Ft1.tgb = 681.tg17,6o = 216 (N) = Fa2 ;

6.Kiểm tra sự phù hợp của bộ truyền với kết cấu hộp giảm tốc

Để phù hợp với kết cấu bộ truyền phải đảm bảo:abr + da1/2 + 20 á 30  atv

với abr và atv là khoảng cách trục của bộ truyền bánh răng và bộ truyềntrục vít ; da1 là đờng kính ngoài bánh răng 1.

Thay số vào ta đợc:

85+51,78/2+20á30=130,89á140,89 < atv=205Vậy bộ truyền phù hợp với kết cấu hộp giảm tốc

a2

Trang 12

+Với trục 1: lấy c1= 160;N1=2,47 kW;n1=1420 v/pTa có d1 c13

= 1603

2 = 19,24 mm Chọn d1= 20 mm ;

+Với trục 2 : c2=160; N2=2,35; n2=568 v/pd2c23

= 1603

2 = 25,68mm lấy d2= 30 mm

+Với trục 3: c3=149; N3=1,86 ; n3=17,75 v/p d3 c3

= 1203

= 56,57 mm lấy d3= 60mm

 Chọn sơ bộ ổ lăn:

Chọn sơ bộ ổ lăn là ổ đũa côn

Với d1= 20 ị chọn ổ đũa côn loại nhẹ có bo1= 15 mm Với d2= 30 ị chọn ổ đũa côn loại nhẹ có bo1= 19 mmVới d3= 60 ị chọn ổ đũa côn loại trung có bo1= 31mm

2.Vẽ phác hộp giảm tốc.

 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực: Chọn K1 = 10 (mm)

K2 = 10 (mm) K3 = 15 (mm) hn = 20 (mm)

Chiều dài moay ơ nối trục, bánh răng, đĩa xích : lm12 = (1,4 á 2,5 )dI = 40 (mm)

lm13 = (1,2 á 1,5 )dI = 30 (mm) lm22 = (1,2 á 1,5 )dII = 35 (mm) lm32 = (1,2 á 1,8 )dIII = 90 (mm)

lm33 = (1,2 á 1,5 )dIII = 80 (mm) Khoảng cách trên các trục :

Trục I:

l12 = - lc12 = -[0,5.(lm12+ bo1 )+k3 +hn ]= -62,5 (mm) l13 = 0,5.(lm13+ bo)+k1 +k2 = 42.5 (mm)

l11 = 2 l13 = 85 mmTrục II

l22 = 0,5.(lm22+ bo2 )+k1 +k2 = 47 (mm) l21 = (0,9á1)daM2 = 337 (mm)

l23 = l21/2= 168,5 (mm)Trục III

l32 = 0,5.(lm32+ bo3 )+k1 +k2 = 80,5 (mm) l31 = 2.l32 = 161 (mm)

l33 = l31 + lc33 = l31 + 0,5.(lm33+ bo3 )+k3 +hn = 251,5 (mm)lc3= l33 –l31= 251,5-161=90,5

Trang 13

Các thành phần lực trong thiết kế đợc biểu diễn nh hình vẽ phần trên.+Lực tác dụng của khớp nối: FK = (0,2 á 0,3).2T1 /D0 ,

Với : T1 = 16612 N.mm , D0 = 50 mm ị 

-Ft1 = Ft 2 = 681(N); -F = F = 273(N);

Fr3Ft4Fa4

Ft4

H R

Xx

Trang 14

-Fa1 = Fa2 = 216(N); -Ft3 = Fa4 = 878(N); -Ft4 = Fa3 = 6255(N); -Fr3 = Fr4 = 2290(N);

+Lực tác dụng trên bộ truyền xích:

Lực căng của xích trên nhánh chủ động RX=Ft+F0+Fv

=7900+158+0,32=8058(N)(Ft : lực vòng; F0 : lực căng do trọng lợng nhánh xích bị động gâyra; Fv : lực căng do lực li tâm sinh ra)

Lực này đợc chia ra làm hai thanh phần RXx và RXy;

Để xác định RXX và RXY ta phải xác định các góc aÊ và b, ta có:sinb= (R2-R1)/A= (1055-255,6)/2.732= 0,546 => b= 33,090

Lấy hhộp=300mm

sinaÊ= (H-hhộp)/A=(750-300)/732=0,615 => aÊ= 37,930 =>g= aÊ+b=71,020

RXx= FX.cosg=8058.cos71,020= 2621 (N)RXy= FX.sing= 8058.sin71,020= 7612 (N)

4.Thiết kế trục :

Ta đi tính toán và thiết kế từng trục:

<4.1> Sơ đồ đặt lực, biểu đồ mômen và kết cấu của trục I ( Hình 2)

 Tính các phản lực R (chỉ số chỉ thứ tự phơng , trục,đầu ổ) và vẽ biểu đồmômen

 Chiếu các lực lên phơng oy : 

<=>

<=>

Giải hệ này ta đợc Rx12 = 462,5(N), Rx11 = 52,5 (N)Viết phơng trình mômen Mux cho trục I:

+Đoạn AB (0z62,5) : Mx1= Fk.z = 166.z

+Đoạn BC (62,5z105) : Mx2 =Fk.z+Rx11(z-62,5)=166.z+52,5(z-62,5)+Đoạn CD (105z147,5) : My3= Fk.z+Rx11(z-62,5)-Ft1(z-105)

=166.z+52,5(z-62,5)-681(z-105) Mômen xoắn trên trục Mx= 16612(Nmm)

Từ đó ta vẽ đợc biểu đồ mômen Muy ,Mux , Mx cho trục I ( Hình 2)

Tính mômen uốn tổng và mômen tơng đơng tại các thiết diện nguy hiểm

Trang 15

+Tại thiết diện C: MuC= 22

M  = 8434 2196612 =21394(Nmm)

Mômen tơng đơng tại B và C:

+ MtđB= MuB20,75.Mx2 = 10357 20,75.166122 = 17727(Nmm)+ MtđC= MuC20,75.Mx2 = 21394 20,75.166122 = 25781(Nmm)Tính đờng kính trục tại các thiết diện B và C theo công thức:

dj 3 Mtdj /(0,1.[s]) với [s] là ứng suất cho phép của thép để chế tạo

trục ,chọn thép chế tạo trục là Thép 45 có sb=600Mpa =>[s]= 63 MPa + dB  3 MtdB/(0,1.[s])=317727/(0,1.63)=14,1 mm

 Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi:

Kết cấu trục thiết kế đợc phải thoả mãn điều kiện: sss.s / ss2s2  s

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 , s - hệ số an toàn chỉ xét riêng cho trờng hợp ứng suất pháp hoặcứng suất tiếp, đợc tính theo công thức sau đây:

; sk s a ym

Các trục của hộp giảm tốc đều quay, ứng suất uốn thay đổi theo chukì đối xứng ,do đó sa tính theo ct 10.22

sm = 0, sa=smax= Mu/W = 10357/331= 31,3 MPa (W=.d3/32) Vì trục quay 1 chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch

động do đó m1 , a tính theo ct 10.23 m1 = a = T/2Wo =16612/2.662= 12,5 Mpa.

ys, y là hệ số kể đến ảnh hởng của trị số ứng suất trung bình đếnđộ bền mỏi tra theo bảng 10.7 đợc ys=0,05; y=0

Phơng pháp gia công trên máy tiện , tại các tiết diện nguy hiểm yêucầu đạt Ra = 2,5 …0,004).a 0,63 mm, do đó theo bảng 10.8 , hệ số tập trungứng suất do trạng tháI bề mặt Kx = 1,06

Không dùng các phơng pháp tăng bền bề mặt do đó hệ số tăng bền

Ngày đăng: 10/12/2012, 10:45

HÌNH ẢNH LIÊN QUAN

♦ Vẽ phác hộp giảm tốc:(Hình vẽ trang bên) - Đồ án chi tiết máy Thiết kế hệ dẫn động băng tải
ph ác hộp giảm tốc:(Hình vẽ trang bên) (Trang 15)
w