Thiết kế hệ dẫn Động băng tải

đồ án chi tiết máy về đề tài thiết kế hệ dẫn động bang Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền Tính toán thiết kế bộ truyền ngoài Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng Tính thiết kế trục Thiết kế kết cấu

Tính toán thiết kế bộ truyền ngoài 5

Xác định ứng suất cho phép 8

• Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép:

GVHD: Nguyễn Thanh Thành SVTH: Nguyễn văn An-Lớp Ôtô2 K56

Chọn sơ bộ 𝑍 𝑅 𝑍 𝑣 𝐾 𝑥𝐻 = 1; 𝑌 𝑅 𝑌 𝑠 𝐾 𝑥𝐹 = 1 Sh, Sf hệ số an toàn khi tính về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn

Bánh răng chủ động: 𝑆 𝐻 1 = 1,1; 𝑆 𝐹 1 = 1,75 Bánh răng bị động : 𝑆 𝐻 2 = 1,1; 𝑆 𝐹 2 = 1,75 𝜎 𝐻 𝑙𝑖𝑚 0 , 𝜎 𝐹 𝑙𝑖𝑚 0 ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở

𝜎 𝐹 𝑙𝑖𝑚 0 2 = 1,8 𝐻𝐵 2 = 1,8.210 = 378 (𝑀𝑃𝑎) + KHL và KFL lần lượt hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng thời gian phục và chế độ tải trọng bộ truyền

Trong đó mH, mF lần lượt bậc đường cong mỏi khi thử về ứng suất tiếp xúc và uốn, do bánh răng có HB< 350

→ mH = 6, mF= 6 𝑁 𝐻0 , 𝑁 𝐹𝑜 lần lượt số chu kỳ thay đổi ứng suất khi ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn

NHE và NFE số chu kì thay đổi ứng suất tương đương

Do bộ truyền chịu tải trọng tĩnh

→ NHE = NFE = 60.c.n.𝑡 𝛴 Trong đó c=1 số lần ăn khớp trong 1 vòng quay n số vòng quay bánh răng trong một phút 𝑡 𝛴 - tổng số giờ làm việc của bánh răng

N HE 1 > N H0 1 → lấy N HE 1 = N H0 1 → K KL 1 = 1 N HE 2 > N H0 2 → lấy N HE 2 = N H0 2 → K KL 2 = 1

N FE 1 > N F0 1 → lấy N FE 1 = N F0 1 → K FL 1 = 1 N FE 1 > N F0 2 → lấy N FE 2 = N F0 2 → K FL 2 = 1

Do bộ truyền bánh răng trụ nghiêng

• Ứng suất cho phép khi quá tải do HB< 350 + [𝜎 𝐻 ]max = 2,8.max(𝜎 𝑐ℎ 1 , 𝜎 𝑐ℎ 2 ) = 2,8.450 = 1260 (MPa) + [𝜎 𝐹 1 ]max = 0,8𝜎 𝑐ℎ 1 = 0,8.450 = 360 (MPa)

Xác định sơ bộ khoảng cách trục 10

Trong đó Ka hệ số phụ thuộc vật liệu cặp bánh răng

96[1] → Ka = 43(MPa) 1/3 T1- momen xoắn trên trục chủ động: T1 = 35216,57 (MPa) [σH]- ứng suất tiếp xúc cho phép: [σH] = 454,546 (MPa) u tỉ số truyền: u = 4

+ 𝛹 𝑏𝑎 , 𝛹 𝑏𝑑 hệ số chiều rộng vành răng Tra bảng B 6.6

97 với bộ truyền HB< 350, chọn 𝛹 𝑏𝑎 = 0,45 𝛹 𝑏𝑑 =0,5 𝛹 𝑏𝑎 (u+1) = 0,5.0,45.(4+1) = 1,125

98 với 𝛹 𝑏𝑑 = 1,125 và sơ đồ vị trí 6

{K Hβ = 1,055 𝐾 𝐹𝛽 = 1,125 lấy theo nội tuyến tính

Xác định các thông số ăn khớp 11

a Mođun pháp : m = (0,01÷0,02)aw= (0,01÷0,02).100 = 1÷2 (mm) Tra bảng B 6.8

99 chọn m theo tiêu chuẩn m= 2 (mm) b Xác định số răng

𝑧 2 = 77 + Tỉ số truyền thực tế: utt = 𝑧 2

19 = 4,052 + Sai lệch tỉ số truyền:

4 |.100% = 1,3 % < 4%→ thỏa mãn c Xác định góc nghiêng răng trên trục: cosβ = 𝑚.(𝑧 1 + 𝑧 2 )

→ β = 16,26˚ thỏa mãn β = 8 0 ÷20 0 d Xác định góc ăn khớp αtw bánh răng nghiêng αt = αtw = arctan( 𝑡𝑎𝑛𝛼

𝑐𝑜𝑠16,26˚) = 20,76 0 Đối với bánh răng nghiêng không dịch chuyển Bảng B 6.11

104 tra góc profin gốc α = 20 0 + Góc nghiêng răng trên hình trụ cơ sở

Xác định các hệ số và thông số động học 11

+ Tỉ số truyền thực tế: utt = 4.052 + Đường kính vòng lăn của cặp bánh răng

+ Vận tốc vòng của bánh răng v = 𝜋.𝑑 𝑤1 𝑛 1

106 với bánh răng trụ nghiêng và v = 1,11 m/s chọn cấp chính xác của bộ truyền là CCX = 9

→ {𝐾 𝐻𝑣 = 1,012 𝐾 𝐹𝑣 = 1,043 ( Hệ số tải trọng động trong vùng ăn khớp) + Từ thông tin trang 91, 92

Ra = 1,25÷0,63 (μm) → ZR = 1 v = 1.11 (m/s) < 5 m/s → Zv= 1 da ≈ dw2 = 160,41 mm < 700 mm da đường kính vòng đỉnh bánh răng

→ KxH = 1 + Chọn YR = 1 YR là hệ số ảnh hưởng độ nhám mặt lượn chân răng YS = 1,08 – 0,0695.ln(m) = 1,0318

Do da2 ≈ dw2 = 160,41 (mm) < 400 (mm)

→ KxF =1 + KHV, KHV lần lượt hệ số tải trọng động trong vùng ăn khớp về ứng suất tiếp xúc và uốn

+ Hệ số tập trung tải trọng: {𝐾 𝐻𝛽 = 1,055

𝐾 𝐹𝛽 = 1,125+ KHα, KFα Hệ số phân bố không đều tải trọng trên các đôi răng khi tính về ứng suất tiếp xúc và uốn

Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng 12

a Kiểm nghiệm về ứng suất tiếp xúc σH = ZM.ZH.Zε.√ 2.𝑇 1 𝐾 𝐻 (𝑢 𝑡 +1)

[σH]’ = [σH] ZM.ZH.KxH = 454,546.1.1.1= 454,546 (MPa) + ZM là hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp Tra bảng B 6.5

96 ZM = 274 (MPa) 1/3 + ZH là hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

+ Zε là hệ số trùng khớp của bánh răng, phụ thuộc vào hệ số trùng khớp ngang ɛα và hệ số trùng khớp dọc ɛβ

- Hệ số trùng khớp ngang ε α = (1,88 – 3,2 ( 1

77) ).cos16,26 0 = 1,603 - Hệ số trùng khớp dọc

Trong đó bw chiều rộng vành răng bw = 𝛹 𝑏𝑎 𝑎 𝑤 = 0,45.100 = 45 εβ = 𝑏 𝑤 𝑠𝑖𝑛𝛽

𝜀 = √ 1,603 1 = 0,789 - KH hệ số tải trọng khi tiếp xúc

KH = KHα.KHβKHv = 1,13.1,055.1,012 = 1,206 - Chiều rộng vành răng bw = 𝛹 𝑏𝑎 𝑎 𝑤 = 0,4.140 = 56 (mm)

45.4,052.39,59 2 = 451,93 σH < [σH] ’ = 454,546 (MPa) b Kiểm nghiệm về độ bền uốn

- [𝜎 𝐹1 ], [𝜎 𝐹2 ] lần lượt ứng suất uốn cho phép của bánh chủ động và bị động

- KF hệ số tải trọng khi tính về uốn - KF = KFα.KFβ.KFv = 1,37.1,125.1,03 = 1,608 - Yε hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

1,603 = 0,624 - Yβ hệ số kể đến độ nghiêng của răng

140˚ = 0,884 - YF1, YF2 lần lượt hệ số dạng răng và phụ thuộc vào số răng tương đương ZV1, ZV2

𝑌 𝐹2 = 3,61 Thay số vào ta được:

Một số thông số hình học của cặp bánh răng 14

• Khoảng cách trục chia a = 0,5.(d1 + d2) = 100 (mm) • Đường kính đỉnh răng

• Đường kính vòng cơ sở:

Bảng tổng kết các thông số của bánh răng 15

PI = 1,976 (kw) TI = 35216,57 (N.mm) nI = 535,85 (vòng/phút) u = utt = 4,052

Thông số Ký hiệu Đơn vị Kết quả tính toán

Khoảng cách trục chia a mm 100

Số răng Z 1 /Z 2 - 19/77 Đường kính vòng lăn d w1 mm 39,59 d w2 mm 160,41 Đường kính đỉnh răng d a1 mm 43,583 d a2 mm 164,416

Hệ số trùng khớp ngang ɛα 1,603

Hệ số trùng khớp dọc ɛβ 2,005

Bề rộng răng b w mm 45 Đường kính đáy răng d F1 mm 34,583 d F2 mm 155,416

Tính thiết kế trục 16

Tính chọn khớp nối 16

Thông số đầu vào: T=TII = 135308,30 (Nmm) 1 Chọn khớp nối sử dụng khớp nối vòng đàn hồi để nối trục điều kiện

58 với hệ dẫn động băng tải k = 1,2÷1,5 chọn k = 1,3

Tt = k.TII = 1,3.135308,30 = 175900,79 (Nmm) + Tra bảng B 16.10𝑎

→ Tkn = 250 (Nm); dkn = 40 (mm); Z = 6; D0 = 105 (mm); l = 110 (mm)

69 với 𝑇 𝑘𝑛 = 250 (N.m) Kích thước cơ bản vòng đàn hồi l1 = 34 (mm) l2 = 28 (mm) dc (mm)

• Kiểm nghiệm khớp nối a Kiểm nghiệm sức bền dập vòng đàn hồi 𝜎 𝑑 = 2.𝑘𝑇 𝐼𝐼

𝑧.𝐷 𝑜 𝑙 3 ≤ [𝜎 𝑑 ] ứng suất dập cho phép vòng cao su [𝜎 𝑑 ] = 2÷4 [𝜎 𝑑 ] Chọn [𝜎 𝑑 ] = 3 (MPa)

6.105.40.28 = 0,499 < [𝜎 𝑑 ] → thỏa mãn b Điều kiện sức bền của chốt 𝜎 𝑢 = 𝑘𝑇 𝐼𝐼 𝑙 0

• Lực tác dụng lên trục

Xác định lực, sơ đồ tác dụng lên trục 17

2 Xác định các giá trị của các lực tác dụng lên trục và bánh răng + Lực tác dụng của khớp nối lên trục Fkn = 0,2.Ft = 515,46 (N)

Fđ = Fr = 500,44 (N) + Lực từ bánh đai tác dụng lên trục Fđ = Fr = 500,44 (N) + Lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

Fr1= Fr2 = 𝐹 𝑡1 tan 𝛼 𝑡𝑤 cos 𝛽 = 1779,06.tan 20,76 cos 16,26 = 702,47 (N)

Fa1= Fa2 = Ft1.tan β = 1779,06.tan 16,26 0 = 518,89 (N)

Xác định đường kính sơ bộ của trục 18

1.Chọn vật liệu Vật liệu chế tạo trục là thép 45 có 𝜎 𝑏 = 600 (MPa) ứng suất cho phép [𝜏] = 15÷30 (MPa)

Chọn [𝜏1] = 15 (MPa) [𝜏1] = 20 (MPa) 2.Xác định đường kính sơ bộ

189 chiều rộng của ổ lăn bo1= 17 (mm) bo2= 21 (mm) + Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực

• Trục I là chiều dài mayo bánh răng d1= 25 (mm) + Khoảng cách từ gối đỡ A đến thiết diện bánh răng C lm13= (1,2÷1,5).d1 = 30÷37,5 → chọn lm13= 35 mm

- k1 là khoảng cách từ mặt chi tiết quay đến thành trong của hộp k1=8÷15 chọn k1= 15

- k2 là khoảng cách từ mặt mút của ổ đến thành trong của hộp k2= 5÷15 chọn k2= 5

+ Khoảng cách từ gối đỡ A đến thiết diện đai D lm12 = (1,2÷1,5).d1 = 30÷35,5 chọn lm12= 35 (mm) lc12= 0.5.(lm12+b01)+k3+kn =0,5.(35 + 17) + 20 + 20 = 66 (mm)

- lc12 là khoảng công xôn trên trục thứ 1 tính từ chiều dài mayo chi tiết quay thứ 2 ổ ngoài hộp giảm tốc đến gốc đỡ

- lm12 là chiều dài mayo chi tiết quay thứ 2 lên trục 1 - k3 là khoảng cách từ mặt mút chi tiết đến nắp ổ k3= 10÷20 - kn là chiều cao nắp ổ và đầu bu lông kn= 15÷20 chọn {𝑘 3 = 20

𝑘 𝑛 = 20 + Khoảng cách từ gối đỡ A đến gối đỡ B l11= 2.l13= 2.46= 92 (mm)

• Trục II là chiều dài mayo bánh răng d2= 35 (mm), b02! (mm) + Khoảng cách từ gối đỡ B ’ đến thiết diện bánh răng C ’

20 lm23= (1,2÷1,5).d2 = 42÷52,5 → chọn lm23= 45 (mm) → l23= 0,5.(lm23 + b02) + k1 + k2= 0,5.(45+21)+ 15+ 5= 53 (mm) Trong đó

- k1 là khoảng cách từ mặt chi tiết quay đến thành trong của hộp k1=8÷15 chọn k1= 15

- k2 là khoảng cách từ mặt mút của ổ đến thành trong của hộp k2= 5÷15 chọn k2= 5

+ Khoảng cách từ gối đỡ B ’ đến trục đàn hồi D ’ lc22= 0.5.(lkn+b02)+k3+kn =0,5.(59 + 21) + 15 + 15 = 70 (mm) chọn {𝑘 3 = 15

→ chon lknY (mm) + Khoảng cách từ gối đỡ A ’ đến gối đỡ B ’ l21= 2.l23= 106 (mm)

Trục I tính theo chi tiết 21

IV.1 Xác định phản lực tại 2 ổ

+ các phương trình cân bằng:

→ FyB = 500,44+ 702,47 -1099= 103,91 (N) Trong đó l12 = 66 (mm) l13 = 46 (mm) l11 = 92 (mm) Fđ = 500,44 (N) Fr1 = 702,47 (N) Fa1 = 518,89 (N) Ft1 = 1779,06 (N)

+ Momen tổng, momen uốn tương đương và đường kính

[σ] = 50 (MPa) ứng suất cho phép, chọn theo bảng B 10.5

- MA = √(33029,04) 2 2 = 33029,04 (N.mm) MtđA= √(33029,04) 2 2 + 0,75 35216,57 2 = 44956,03 (N.mm) dA= √ 3 0,1[𝜎] 𝑀 𝑡đ𝐴 = 20,79 (mm)

- MD =0 MtđD= √0,75 35216,57 2 2 = 30497,99 (N.mm) dD= √ 3 0,1[𝜎] 𝑀 𝑡đ𝐷 = 18,27 (mm)

+ Chọn đường kính các đoạn trục

- Vị trí lắp bánh răng dC= 28 (mm)

- Vị trí lắp ổ lăn dA = dB = 25 (mm) - Vị trí lắp bánh đai dD = 24 (mm)

MỚI LÀM TỚI ĐÂY TRỞ VỀ SAU TỰ THAY LỰC LẠI VÀ TÍNH LẠI

+ Tại gối A: FrA=√𝐹 𝑥𝐴 2 + 𝐹 𝑦𝐴 2 = √889,53 2 + (619,86) 2 = 1084,20 (N) + Tại gối B: FrB=√𝐹 𝑥𝐵 2 + 𝐹 𝑦𝐵 2 = √889,53 2 + 821,89 2 = 1211,10 (N) Ta có {

→ Chọn ổ bi đỡ chặn cho cả 2 gối Tra bảng B 𝑃2.7

254 với dA= dB= 25 mm ta được thông số ổ lăn cho 2 gối:

• Khả năng tải động : C= 21,1 (kN)

• Khả năng tải tĩnh : Co,9 (kN)

• r = 2 (mm) b Kiểm nghiệm khả năng tải động và tải tĩnh

+m=3: bậc của đường cong mỏi +Q: tải trọng động quy ước +L: tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay

10 6 = 546,57 (triệu vòng quay) -Xác định tải trọng động quy ước:

V= 1: hệ số kể đấn vòng trong quay kt=1: hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ kđ : hệ số kể đến đặc tính của tải trọng, tra bảng B 11.3

X,Y : hệ số tải trong hướng tâm và dọc trục

- Tại ổ lăn A FsA= e.FrA=0,68.1084,20= 737,256 (N) α= 26 0 ; tra bảng B 11.4

FsB= e.FrB=0,68.1211,10 3,55 (N) Do đó ta được:

215: XA= 1; YA= 0 XB= 0,41; YB= 0,87 Suy ra

{ 𝑄 𝐴 = (X V F rA + 0) kt kđ = (1.1.1084,20 + 0) 1.1 = 1084,20 (𝑁) 𝑄 𝐵 = (X V F rB + Y F aB ) kt kđ = (0,41.1.1211,1 + 0,87.1256,09) 1.1 = 1589,35 (N) 𝑄 𝐵 > 𝑄 𝐴 kiểm nghiệm cho ổ B, 𝑄 𝐵 = 1589,35 (N)

 Khả năng tải động được đảm bảo

Trong đó Qt làtrị số lớn hơn trong 2 giả trị:

Xo, Y0: hệ số tải trọng hướng tâm và dọc trục

QtB= X0.FrB + Y0.FaB= 0,5.1211,10+0,37.71256,09= 1070,30 (N) chọn Qt= (QtA;QtB)max = 1211,10 (N) < C0= 14900 N

 Khả năng tải tĩnh của cả 2 ổ được đảm bảo IV.3 Chọn then

+ Tại vị trí lắp bánh răng: dC= 28 (mm)

173 với then bằng ta được b= 8 (mm) h= 7 (mm) t1= 4 (mm) t2= 2,8 (mm) rmin= 0,16 (mm); rmax= 0,25 (mm) + Tại vị trí lắp bánh đai

173 với then bằng ta được b= 8 (mm) h= 7 (mm) t1= 4 (mm) t2= 2,8 (mm) rmin= 0,16 (mm) rmax= 0,25 (mm) - l= (0,8÷0,9)lm12 = 28÷31,5 (mm)→ chọn l= 30 (mm) lm12 = 35 (mm) - Kiểm nghiệm then theo độ bền dập và cắt σd= 2.𝑇

24.30.8 = 12,22 (MPa) ≤ [τc] @÷60 (MPa) [σd] ứng suất dập cho phép

[τc] ứng suất cắt cho phép + Xác định mối ghép then trục 1 lắp bánh răng dbr= dC= 28 (mm) l chiều dài then

- l= (0,8÷0,9)lm13 = 28÷31,5 (mm)→ chọn l= 30 (mm) lm13 = 35 (mm)

- về độ bền mỏi và độ bền trục bảo đảm hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm

- Trong đó [S] hệ số an toàn cho phép: [S]= 1,5÷2,5 Sσj- hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp Sτj- hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp

- σ-1 và τ-1; giớ hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng σ-1= 0,436.σb= 0,436.600 = 261,6 (MPa)

- σaj, τaj, σmj, τmj; biên độ và trị số trung bình ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện j σaj= 𝜎 𝑚𝑎𝑥 –𝜎 𝑚𝑖𝑛

- Đối với trục quay, ứng suất thay đổi theo chu kì đối xứng: σmj= 0; σaj= σmaxj= 𝑀 𝑗

𝑊 𝑗 - Trục quay 1 chiều, ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động:

- Trong đó: Wj và W0j là momen cản uốn và momen cản xoắn tại tiết diện j của trục

Với trục có tiết diện tròn:

Với trục có 1 rãnh then:

- Với trục I: Dựa theo kết cấu và biểu đồ momen tương ứng ta thấy tiết diện cần được kiểm tra là:

Tiết diện ổ lăn A,B Tiết diện bánh răng C Tiết diện bánh đai D

Tiết diện Đường kính trục (dj) b t1 Wj (mm 3 ) W0j (mm 3 )

- Bảng tính: σaj, τaj, σmj, τaj= τmj

(mm 3) σaj σmj 𝜏aj= τmj

-𝛹σ, 𝛹τ; Hệ số ảnh hưởng của ứng suất trung bình đến độ bền mỏi

197 𝛹σ= 0,05, 𝛹τ= 0 -Kσ, Kτ hệ số xác định theo công thức

Do kx hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt phụ thuộc vào phương pháp gia công tra bảng B 10.8

197 chọn Kx= 1 Do dùng biện pháp tăng bền bề mặt nên chọn Ky= 2

- Kσ, Kτ hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn, xoắn tra bảng

199 chọn Kσ = 1,76, Kτ=1,54 - εσ, ετ: hệ số kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến độ bền mỏi, có ở bảng B 10.10

• Xét tại tiết diện bánh răng C d198 C= 28 mm → εσ= 0,888, ετ= 0,826

• Xét tiết diện bánh đai D

Do Mj = 0 chỉ kiểm tra hệ số an toàn khi tính riêng ứng suất tiếp

• Xét tại tiết diện ổ lăn dA=dB= 25 mm → εσ= 0,9 ετ= 0,85

- Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh của bánh răng dC= 28 (mm) [σ]= 0,8 σch= 0,8.450= 360 (MPa) σch= 450 Mtd= 63512,55 (N.mm)

V.1 Xác định các phản lực tại gối đỡ + các phương trình cân bằng

+ Moment tại trục 2, TII5308,30 (N.mm)

Trong đó momen tác dụng tại C’

MxA’= 182315,23 (N.mm) MyA’ = -39530,05 (N.mm) MyB’= 2299,14 (N.mm)

MtđC’= 2 √186077,90 2 + 0,75 135308,30 2 = 219900,50 (N.mm) dC’= 3 √ 0,1[𝜎] 𝑀 𝑡đ𝑐′ = 35,29 (mm) chọn dC’ = 36 (mm)

Trong đó Mx= 36082,2 (N.mm) My= 0

MtđB’ = √36082,2 2 2 + 0,75 (135308,30 ) 2 = 122609,85 (N.mm) dB’= √ 3 𝑀 0,1[𝜎] 𝑡đ𝐵′ = 29,05 (mm) chọn dB’= 30 (mm)

Trong đó Mx= 0 My= 0 MtđD’= 2 √0,75 135308,30 2 = 117180,43 (N.mm) dD’= 3 √ 𝑀 0,1[𝜎] 𝑡đ𝐷 ′ = 28,60 (mm) chọn dD’ = 28 (mm)

+ Chọn đường kính các đoạn trục

- Vị trí lắp bánh răng dC’= 36 (mm) - Vị trí lắp ổ lăn dA’ = dB’ = 30 (mm) - Vị trí lắp khớp nối dD’ = 28 (mm) V.2 Tính ổ lăn

Chọn ổ lăn: Fa2= 597,5 N + Tại tiết diện 20:

V.3 Chọn then + Tại vị trí lắp bánh răng: dC’= 36 (mm)

173 với then bằng ta được b= 10(mm) h= 8 (mm) t1= 5 (mm) t2= 3,3 (mm) rmin= 0,25 (mm); rmax= 0,4 (mm) + Tại vị trí lắp khớp nối dD’ = 28 (mm)

173 với then bằng ta được b= 8 (mm) h= 7 (mm) t1= 4 (mm) t2= 2,8 (mm)

E.1 Thiết kế vỏ giảm tốc và một số chi tiết + Vỏ hộp giảm tốc

- Chỉ tiêu cơ bản của vỏ hộp giảm tốc là độ cứng cao và khối lượng nhỏ

- Chọn vật liệu đúc là gang xám GX15-32 - Gia công đúc a Chọn bề mặt lắp ghép thân - Bề mặt lắp ghép vỏ hộp thường đi qua đường tâm các trục - Bề mặt lắp ghép song song mặt đế b Xác định kích thước cơ bản vỏ hộp a= 150 (mm) - Chiều dày: Thân hộp δ; δ= 0,03a+3= 7,5→ δ=8 mm Nắp hộp δ1; δ1= 0,9.δ= 0,9.8= 7,2

- Gân tăng cứng: e=(0,8÷1)δ =6,4÷8 chọn e= 8 mm

- Chiều cao h=5δ=5.8= 40 mm Độ dốc khoảng 2˚

- Đường kính Bulông nền d1= 16 mm Bulông cạnh ổ d2 d2=(0,7÷0,8)d1= (0,7÷0,8).16,2÷12,8

Bulông ghép bích nắp và thân d3 d3=(0,8÷0,9)d2=9,6÷10,8 mm

→ d3mm Vít ghép nắp ổ d4=(0,6÷0,7)d2=7,2÷8,4 mm → d4=8 mm Vít ghép nắp cửa thăm d5 =(0,5÷0,6)d2 → d5= 6 mm - Mặt bích ghép nắp và thân

Chiều dày bích thânS3=(1,4÷1,8)d3 → S3 mm

Chiều dày bích nắp hộp S4=(0,9÷1)S3 → S4 mm

Bề rộng bích nắp và thân K3= K2–(3÷5)= 34 mm Do Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ K2=E2+R2+(3÷5)=1,6d2+1,3d2+(3÷5) 7,8÷39,8 mm → K2= 38 mm Đường kính ngoài và tâm lỗ vít D3, D2 tra bảng B 18.2

Trục 1: D3= 90 mm, D2= 75 mm Trục 2: D35 mm, D20 mm

- Mặt để hộp chiều dày khi không có phần lồi S1

S1=(1,3÷1,5)d1 ,8÷24 mm→ S1= 22 mm - Bề rộng mặt để hộp K1 và q

K1=1= 48 mm q≥ K1+2δ= 48 + 2.8= 62 mm → qdmm - Khe hở giữa các chi tiết giữa bánh răng với thành hộp Δ≥(1÷1,2)δ = 8÷9,6 mm→ Δ mm - Khe hở giữa mặt bên các bánh răng Δ≥δ=8→ Δ= 8 mm - Khe hở giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp Δi≥(3÷5)δ= 24÷40 mm→ Δi0 mm Số lượng bulông nền z= 6 c Kết cấu bánh răng: chế tạo phôi bằng phương pháp rèn

E.2 Một số chi tiết khác + Chốt định vị hình trụ Các thông số của chốt định vị: d=6; c=1; l÷120

+ Cửa thăm Các thông số của cửa thăm

- Do v< 12 (m/s) nên bánh răng ngâm trong dầu, chiều cao mức dầu trong hộp được kiểm tra qua thiết bị chỉ dầu, chọn kiểm tra bằng que thăm dầu

E.3 Bôi trơn các bộ truyền 1 Bôi trơn hộp giảm tốc

- Do bánh răng trong hộp giảm tốc đều có vận tốc v= 1,11 (m/s) < 12 (m/s) nên bôi trơn với phương pháp ngâm trong dầu Độ nhớt bôi trơn

101 chọn loại dầu AK-20 - Bôi trơn ngoài hộp bôi trơn định kỳ, bôi trơn ổ lăn

45 dựng loại mỡ LGMT2 và chiếm ẵ khoảng trống trong ổ

2 Bảng kê kiểu lắp sai lệch giới hạn và dung sai lắp ghép

Trục Vị trí lắp Kiểu lắp Sai lệch giới hạn

1 Trịnh Chất, Lê Văn Uyển- Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí , Tập 1,2 Nxb Giáo dục Hà Nội, 2006

2 Nguyễn Trọng Hiệp- Chi tiết máy , Tập 1,2 Nxb Giáo dục Hà Nội, 1994

3 Ninh Đức Tốn- Dung sai và lắp ghép Nxb Giáo dục Hà Nội, 2004

Tiêu đề	Thiết Kế Hệ Dẫn Động Băng Tải
Tác giả	Nguyễn Văn An
Người hướng dẫn	GVHD: Nguyễn Thanh Thành
Trường học	Trường Đại Học
Chuyên ngành	Cơ khí
Thể loại	Đồ án chi tiết máy
Năm xuất bản	K56
Thành phố	Thành phố Hồ Chí Minh

Định dạng
Số trang	42
Dung lượng	713,16 KB