Đồ Án môn học thiết kế trạm dẫn Động băng tải môn học Đồ Án chi tiết máy

TRƯỜNG ĐẠI HỌC SƯ PHẠM KỸ THUẬT VĨNH LONGKHOA KTCN CƠ KHÍ ĐỒ ÁN MÔN HỌC THIẾT KẾ TRẠM DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI MÔN HỌC: ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Sinh viên thực hiện: Nhóm 30 Người hướng dẫn:ThS.Nguy

TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ

TÍNH CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN

Chọn động cơ điện cần thực hiện các công việc sau:

- Tính công suất cần thiết của động cơ;

- Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ;

Để chọn kích thước động cơ phù hợp với yêu cầu thiết kế, cần dựa vào công suất, số vòng quay đồng bộ, các yêu cầu về quá tải, moment mở máy và phương pháp lắp đặt động cơ.

1.1.1 Tính công suất cần thiết của động cơ

Công suất cần thiết trên băng tải

(Theo công thức 3.4 trang 87 - tài liệu [1] Nguyễn Hữu Lộc (2004), Cơ sở thiết kế máy)

P - lực vòng trên băng tải (N)

V - vận tốc trên băng tải (m/s)

 Moment thực tế trên băng tải

❖ Công suất tương đương trên băng tải

Hình 1 1 Đồ thị đặc tính tải trọng

Theo đồ thị đặc tính tải trọng hình 1.1 ta thấy rằng hệ dẫn động làm việc với tải trọng thay đổi theo chu kỳ Có Moment tương đương:

Vậy ta có kết quả:

❖ Số vòng quay của trục tang băng tải

❖ Công suất tương đương trục băng tải theo 3.10 trang 89 tài liệu [3] Nguyễn Hữu Lộc (2004),cơ sở thiết kế máy)

❖ Hiệu suất truyền động Tra bảng 3.3 trang 88 - tài liệu [1] Nguyễn Hữu Lộc (2004), Cơ sở thiết kế máy:

▪ Hiệu suất bộ truyền xích: ηx = 0,96 (bộ truyền kính)

▪ Hiệu suất bộ truyền bánh trụ: ηbrt = 0,98 (bộ truyền kín)

❖ Hiệu suất truyền động chung:

❖ Công suất cần thiết trên trục động cơ

Với: Ntđ - công suất tương đương trên băng tải (kW) ηch - hiệu suất truyền động chung

-chọn động cơ điện: căn cứ : , tra theo bảng P1.3 trang 237 tài liệu [2] chọn dãy đồng bộ và 2p=6 ta chọn được thông số động cơ sau :

Bảng1.1 thông số động cơ điện

Vận tốc quay, vg/ph

4A160M6Y3 15 970 2,0 0,87 87,5 1,2 a Kiểm tra điều kiện mở máy

− Khi mở máy, moment tải không được vượt quá moment khởi động của động cơ (T < TK) nếu không động cơ sẽ không hoạt động. Điều kiện mở máy:

(thỏa điều kiện) b Kiểm tra điều kiện quá tải

So sánh kết quả: Vậy [Tđc] = 266,5(Nm) > Tmaxqtdc = 120,8(Nm)

PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

(2004), Cơ sở thiết kế máy)

▪ ubrt : tỷ số truyền của bánh răng trụ

▪ ukn : tỷ số truyền cuả khớp nối (ở đây ukn = 1)

▪ ux : tỷ số truyền của bộ truyền đai

Với: nđc - số vòng quay của động cơ đã chọn (v/ph) nbt

- số vòng quay của trục công tác (v/ph)

Tỷ số truyền bộ truyền xích 2 – 5⟹ chọn = 2,5

1.3 Tính toán các thông số động học

1.3.2 Tính toán tốc độ quay của các trục: ndc = 970 v/p

1.3.3 Tính Mômen xoắn trên các trục:

Bảng1.2 bảng phân phối tỷ số truyền

Thông số ĐC I II Băngtải

PHỤ LỤC BẢNG TRA CHƯƠNG 1

TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN

THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH

Bảng 2.1 Thông số đầu vào bộ truyền xích

Tỷ số truyền bộ truyền xích uxích = 2,5

Có 3 loại xích: xích ống, xích con lăn và xích bánh răng Để đảm bảo về chỉ tiêu kinh tế và kỹ thuật trong hệ dân động băng tải, chọn loại xích con lăn Các ưu điểm của xích con lăn như sau: Xích ống- con lăn gọi tắt là xích con lăn, về kết cấu giống như xích ống, chỉ khác phía ngoài ống lắp them má sát trượt giữa ống và răng đĩa (ở xích ống) bằng ma sát lăn giữa con lăn và răng đĩa (ở xích con lăn) Kết quả là độ bền mỏi của xích con lăn cao hơn xích ống, chế tạo nó không phức tạp bằng xích răng, do đó xích con lăn được dùng khá rộng rãi

2.1.2.Chọn số răng sơ bộ đĩa xích nhỏ và tính số răng đĩa xích lớn.

-Theo công thức: Z1)-2u)-2.2,5 = 24 răng (theo công thức trang 172 tài liệu

[1] Nguyễn Hữu Lộc (2004), Cơ sở thiết kế máy) z2=uxích.z1≤zmax (theo công thức trang 172 tài liệu [1] Nguyễn Hữu Lộc (2004), Cơ sở thiết kế máy)

Thay vào: Z2=2,5.24 = 60≤zmax 0 (zmax = 120 với xích con lăn)

2.1.3 Sai lệch tỷ số truyền thực tế

Tỷ số truyền thực tế utt Sai số tương đối tỷ số truyền:

% NHO1, NHE2 > NHO2, NFE1 > NFO1 và NFE2 > NFO2 dẫn đến việc KHL1, KHL2, KFL1 và KFL2 đều bằng 1.

2.2.5 Giới hạn mỏi tiếp xúc và uốn các bánh răng σ Hlim o , σ Flim o – (Theo bảng 6.13 trang 223 tài liệu[1] Nguyễn Hữu Lộc (2004), Cơ sở thiết kế máy) với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB (180 ÷ 350)

2.2.6 Ứng suất tiếp xúc cho phép

Công thức 6.39 trang 225 tài liệu [1] Nguyễn Hữu Lộc (2004), Cơ sở thiết kế máy

Hệ số an toàn: sH = 1,1 (bảng 6.13 trang 223 tài liệu [1] Nguyễn Hữu Lộc (2004),

Cơ sở thiết kế máy) Ứng suất tiếp xúc cho phép tính toán: Công thức 6.40a trang 225 tài liệu [1] Nguyễn Hữu Lộc (2004), Cơ sở thiết kế máy

Vậy ứng suất tiếp xúc cho phép của từng bánh răng là:

(Công thức 6.47 trang 226 tài liệu [1] Nguyễn Hữu Lộc (2004), Cơ sở thiết kế máy)

S F – Hệ số an toàn khi tính về uốn S F = 1 , 75 (bảng 6.13 trang 223 tài liệu [1]

Nguyễn Hữu Lộc (2004), Cơ sở thiết kế máy)

K FC – Hệ số xét đến ảnh đặt tải K FC = 1 ( bộ truyền quay 1 chiều )

2.2.8 Ứng suất quá tải cho phép Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải: (Công thức 6.13 trang 95 tài liệu [2] Trịnh Chất, Lê Văn Uyển (1998),

Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1)

[σH]max = 2,8 σch = 2,8.580 = 1624 (MPa) Ứng suất uốn cho phép khi quá tải: (Công thức 6.14 trang 96 tài liệu [2] Trịnh Chất,

Lê Văn Uyển (1998), Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1)

2.2.9 Chọn hệ số vành răng theo tiêu chuẩn

Hệ số chiều rộng vành răng Ψbd được xác định theo công thức trong tài liệu của Nguyễn Hữu Lộc (2004) với giá trị Ψba nằm trong khoảng 0,3 đến 0,5 Theo bảng 6.15 của cùng tài liệu, giá trị tiêu chuẩn được chọn là Ψba = 0,4.

- chọn : KHβ=1,03; KFβ=1,05 (Bảng 6.4 trang 209 tài liệu [1] Nguyễn Hữu Lộc

(2004), Cơ sở thiết kế máy)

2.2.10 Tính toán khoảng cách trục

Khoảng cách trục bộ truyền: (Công thức 6.67 trang 231 tài liệu [1] Nguyễn HữuLộc (2004), Cơ sở thiết kế máy)

Theo tiêu chuẩn ta chọn: aw1 = 200(mm)

2.2.11 Xác định modun bánh răng

Môđun răng: (Công thức 6.68 trang 232 tài liệu [1] Nguyễn Hữu Lộc (2004), Cơ sở thiết kế máy)

Chọn sơ bộ môđun răng theo tiêu chuẩn m = 2.5 (mm) (trang 195 tài liệu [1] Nguyễn Hữu Lộc (2004), Cơ sở thiết kế máy)

2.2.12 Xác định số răng bánh dẫn, bánh bị dẫn

+ Góc nghiêng răng sơ bộ: β = 0 0 theo công thức 6.31 trang 103 tài liệu [1] Nguyễn Hữu Lộc (2004), Cơ sở thiết kế máy)

+ Tổng số răng: (Công thức 6.71 trang 232 tài liệu[1] Nguyễn Hữu Lộc (2004), Cơ sở thiết kế máy)

→Chọn số răng bánh dẫn: Z16 răng

+ Số răng bánh bị dẫn:

2.2.13 Tính toán lại tỷ số truyền u u1= Z2/Z14/36 = 3,4

- Đường kính vòng đỉnh: da2 = d2 + 2m = 310+ 2.2,5 = 315(mm)

- Đường kính vòng chân: df1= d1 - 2,5m = 90- 2,5.2,5 = 85(mm) df2= d2 - 2,5m = 310- 2,5.2,5 = 303,75 (mm)

- Đường kính vòng lăn dw2=dw1.u = 91 3,3956 = 308,9 (mm)

- Chiều cao răng: h=2,25.mn=2,25.2,5=5,62(mm)

- Khoảng cách trục: aw=0,5(d1+d2 )=0,5(90+310) 0(mm)

+ Bánh bị dẫn: b2=ψba aw=0,4.200(mm)

Bảng 2.2: các thông số của bánh răng

Tra bảng 6.11 trang 104 tài liệu [1] đối với bánh răng không dùng dịch chỉnh(α =0)

THÔNG SỐ KÝ HIỆU TÍNH TOÁN

Số răng bánh dẫn z1 Z1= 36 răng

Số răng bánh bị dẫn z2 Z2= 124 răng

Tỉ số truyền u u = 3,3956 Đường kính chia d

Khoảng cách trục chia a a = 0,5.(d1+d2) = 0,5.(90+ 310) = 200(mm)

Chiều rộng vành răng b b2= a.ψba= 200.0,4 = 80 (mm) b1= b2 +5 = 85 mmGóc profin gốc α α 0 (TCVN 1065-71)

Góc ăn khớp giữa hai bánh răng được xác định là αtw = αt = 20 độ (bánh răng không dịch chỉnh) Khoảng cách trục aw và đường kính lăn dw được tính là dw2 = dw1.u = 91.3,3956 = 308,9 mm Đường kính đỉnh răng da được tính như sau: da1 = d1 + 2m = 90 + 2.2,5 = 95 mm và da2 = d2 + 2m = 310 + 2.2,5 = 315 mm Đường kính đáy răng df được tính là df1 = d1 - 2,5m = 90 - 2,5.2,5 = 85 mm và df2 = d2 - 2,5m = 310 - 2,5.2,5 = 303,75 mm.

Hệ số trùng khớp ngang εα

2.2.15 Tính vận tốc bánh răng

Vận tốc vòng bánh răng:

Theo bảng 6.3 trang 204 tài liệu [1] Nguyễn Hữu Lộc (2004), Cơ sở thiết kế máy ứng với cấp chính xác 9

2.2.16 Chọn hệ số tải trọng động

Hệ số tải trọng động theo bảng 6.6 trang 211 tài liệu [1] Nguyễn Hữu Lộc (2004),

Cơ sở thiết kế máy ứng với cấp chính xác và vận tốc ta có:

2.2.17 Tính toán kiểm nghiệm giá trị ứng suất tiếp xúc

Kiểm nghiệm giá trị ứng suất tiếp xúc: (Công thức 6.63 trang 230 tài liệu [1]

Nguyễn Hữu Lộc (2004), Cơ sở thiết kế máy)

- Hệ số kể đến cơ tính vật liệu: ZM= 274 (MPa) 1/3 (Bảng 6.5)

- Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc: (Bảng

- Hệ số kể đến sự trùng khớp của các răng:

Với: KHβ=1,12(Tính ở phần khoảng cách trục)

Kiểm nghiệm giá trị ứng suất tiếp xúc theo công thức 6.33 trang 105 tài liệu [1]

2.2.18 Tính toán kiểm nghiệm giá trị ứng suất uốn

Các hệ số tính toán: Hệ số dạng răng: (Công thức 6.80 trang 236 tài liệu [1] Nguyễn Hữu Lộc (2004), Cơ sở thiết kế máy)

- Đối với bánh bị dẫn

Kiểm nghiệm độ bền uốn của bánh răng dẫn và bánh răng bị dẫn được thực hiện theo công thức 6.78 trong tài liệu trang 235 Hệ số dịch chỉnh răng x bằng 0 do lựa chọn số răng không dịch chỉnh.

[1] Nguyễn Hữu Lộc (2004), Cơ sở thiết kế máy

Kiểm nghiệm độ bền uốn của bánh răng dẫn và bánh răng bị dẫn là một bước quan trọng trong thiết kế cơ khí Hệ số dịch chỉnh răng được đặt bằng 0 khi lựa chọn số răng không có dịch chỉnh, theo công thức 6.78 trong tài liệu trang 235 Việc thực hiện kiểm nghiệm này giúp đảm bảo hiệu suất và độ tin cậy của các bánh răng trong hệ thống truyền động.

[1] Nguyễn Hữu Lộc (2004), Cơ sở thiết kế máy)

2.2.19 Tính toán kiểm nghiệm giá trị ứng suất quá tải

Theo kiểu động cơ đã chọn ở phần 1 thì hệ số quá tải:

(σch –các giới hạn chảy tra bảng 6.1 trang 92 tài liệu [2] Trịnh Chất, Lê Văn Uyển

Trong tài liệu "Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1" của Trịnh Chất và Lê Văn Uyển (1998), ứng suất tiếp xúc cực đại được xác định theo công thức 6.48 (trang 110), trong khi ứng suất uốn cực đại được tính theo công thức 6.49 (trang 110) Các cặp bánh răng đã được tính toán đảm bảo an toàn về quá tải.

2.2.20 Các lực tác dụng lên bộ truyền

Hình 2.1 Lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng thẳng

Đối với hộp giảm tốc bánh răng trụ 1 cấp, mức dầu tối thiểu phải đạt 12mm, tương đương với 2h là 4,5 mô đun Mức dầu tối đa cần cao hơn mức tối thiểu từ 10 đến 15mm, do đó, mức dầu cao nhất được khuyến nghị là 22mm.

Bôi trơn hộp giảm tốc là cần thiết để giảm thiểu mất mát công suất do ma sát, ngăn ngừa mài mòn răng, đảm bảo khả năng thoát nhiệt hiệu quả và phòng tránh tình trạng han rỉ cho các chi tiết máy Việc bôi trơn liên tục các bộ truyền trong hộp giảm tốc không chỉ giúp nâng cao hiệu suất hoạt động mà còn kéo dài tuổi thọ của thiết bị.

Vì vận tốc vòng của bánh răng v < 12 m/s nên ta chọn phương pháp bôi trơn bằng phương pháp ngâm dầu

Dùng dầu công nghiệp để bôi trơn

2.4 KIỂM TRA SAI SỐ VẬN TỐC

2.4.1 Kiểm tra sai số vận tốc

CHƯƠNG 3: TÍNH TOÁN CÁC CHI TIẾT ĐỠ NỐI

3.1.1Điều kiện làm việc của trục:

Mômen xoắn trên trục 1: T1= 271756,5722(Nmm)

Mômen xoắn trên trục 2: T2= 886169,9288 (Nmm)

3.1.2 Chọn vật liệu chế tạo trục:

Thép C45 thường hoá có khả năng chịu lực σb = 600 MPa và τ = 15÷30 MPa Để xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực, cần tính toán đường kính sơ bộ của trục I và trục II.

Tra bảng 10.2 trang 189 chọn: d1 = 45 (mm) b01 = 25 (mm) d2 = 55(mm) b02 = 29 (mm)

Hình 3.1.Sơ đồ hộp giảm tốc một cấp b Chiều dài các đoạn trục:

Trục 1: l11= 0,5.lmđ+k3+hn+0,5.bo 1= 0,5.60+15+20+0,5.25 = 77,5 mm l12= 0,5.bo2+ k2+ k1+0,5.lm1 = 0,5.29 +10+10+0,5.95 = 82 mm l13=l12+ 0,5.bo2+ k2+ k1+0,5.lm1= 164 mm

- Chọn sơ bộ chiều dài mayơ bánh đai: lmđ= (1,2÷1,5).d1 = (1,2÷1,5).45 = 54 ÷ 67,5 mm,

- Chọn sơ bộ chiều dài mayơ khớp nối : lmkn= (1,4÷2,5 ).d2= (1,4÷2,5).60 = 84 ÷ 150

- Mayo bánh răng dẫn chọn (bề rộng bánh răng dẫn)

- Chọn sơ bộ chiều dài mayơ bánh răng Z2: chọn (bề rộng bánh răng bị dẫn)

Trong bảng 10.3, các thông số kỹ thuật được chỉ định như sau: k1 = 10(mm) là khoảng cách từ mặt mút chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc giữa các chi tiết quay; k2 = 10(mm) là khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp; k3 = 15(mm) là khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ; và hn = 20(mm) là chiều cao nắp ổ cùng với đầu bulong.

3.1.4 Phân tích lực tổng quát

Hình 3.2.Phân tích lực 3.1.5 Xác định trị số và chiều các lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục: a Trục 1:Lực tác dụng lên bánh răng nhỏ

Lực bộ truyền đai tác dụng lên trục (tính ở bộ truyền xích )

Fr= 1356,4 (N)+ Trong mặt phẳng oyz:

Hình 3.3 Biểu đồ mômen của trục 1

+Tại D: Ứng suất cho phép của vật liệu: C45 có σb = 600 (Mpa).

Tra bảng 10.5 ta có: [σ] = 60 (Mpa) Đường kính trục tối thiểu tại các tiết diện:

Chọn: dA= 35mm, dB 5mm, dC @mm, dD0mm b Trục 2:

Lực tác dụng lên bánh răng lớn cấp chậm:

Lực tác dụng do khớp nối:

Chọn: dAU mm, dB = 55 mm, dC `mm, dDPmm

Hình 3.4: Biểu đồ mô men của trục 2 3.2 TÍNH TOÁN VÀ CHỌN Ổ LĂN

3.2.1 Chọn ổ lăn trục 1 a Chọn loại ổ lăn.

Hình 3.5 Sơ đồ lực tác dụng lên ổ trục 1Tải trọng hướng tâm của ổ:

Ta chọn ổ bi đỡ 1 dãy cỡ trung 309, theo bảng P2.7 trang 255 ,tập 1: d = 35mm D = 90mm

B = 25mm r = 2,5 [C] = 37,8kN, [Co] = 26,70kN b.Tính kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ (kiểm nghiệm ổ chịu tải lớn hơn)

Bố trí ổ như trên hình vẽ

Lực dọc trục tác dụng lên các ổ: FaA= FaB=ΣFa= 0

Tải trọng động qui ước:

Trong đó: Kt=1(hệ số ảnh hưởng của nhiệt độ), Kd=1(B11.3 trang 215) Kiểm tra khả năng tải động:

Trong đó: triệu vòng quay c Kiểm tra khả năng tải trọng tĩnh

Tải trọng tĩnh tính toán:

Co=Xo.FrB+Yo.FaB= 0,6.4,0173+ 0,5.0 = 2,41 (N) < [Co]= 26,70 (kN)

Yo= 0,5 (Bảng 11.6 trang 221) 3.2.2 Chọn ổ lăn trục 2 a Chọn loại ổ lăn.

Hình 3.6 Sơ đồ lực tác dụng lên ổ trục 2 Tải trọng hướng tâm của ổ:

Ta chọn ổ bi đỡ 1 dãy cỡ trung 310 có: d = 55 mm D = 110mm

B = 27mm r = 3mm [C] = 48,5kN, [Co] = 36,30kN b.Tính kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ (kiểm nghiệm ổ chịu tải lớn hơn)

Trong đó: Kt=1(hệ số ảnh hưởng của nhiệt độ), Kd=1(B11.3 trang 215)

= 164 , 54 triệuvòng quay c Kiểm tra khả năng tải trọng tĩnh

Co=Xo.FrB+Yo.FaB= 0,6 8,3962 +0,5.0 = 5.03(N) < [Co]= 34,7(kN)

Yo= 0,5 (Bảng 11.6/tr221) 3.3 CHỌN KHỚP NỐI

Ta sử dụng khớp nối trục vòng đàn hồi để đảm bảo hiệu suất hoạt động Dựa vào mô men xoắn trên trục và đường kính trục sơ bộ, việc chọn kích thước khớp nối được thực hiện theo bảng 16.10a.

Mômen xoắn lớn nhất: Tmax00N.m d = 71 mm: đường kính trong

Do= 200 mm: đường kính vòng tròn các chốt dm = 120 mm l = 140 mm

L = 175 mm: chiều dài mayo khớp nối

Kích thước của vòng đàn hồi bao gồm: đường kính dc = 24mm, chiều dài chốt l3 = 44mm, chiều dài đoạn chốt bị dập h = 2mm, và D2 = 32mm Chiều dài chịu uốn của chốt được tính bằng công thức lo = (l1 + l2) / 2R + 24 / 2, cho kết quả là 64mm.

Chiều dài vòng đàn hồi: l = 95mm

Bulong đầu vòng đàn hồi M16 được kiểm nghiệm theo điều kiện bền của vòng đàn hồi và chốt với hệ số k=1,5 Bảng 16-1 trình bày các thông số liên quan đến điều kiện bền dập của vòng đàn hồi, đồng thời nêu rõ điều kiện bền uốn của chốt.

Như vậy khớp nối bảo đảm bền

Hình 3.7 Nối trục vòng đàn hồi

3.4 THIẾT KẾ THEN - KIỂM NGHIỆM TRỤC

Kích thước trục tại vị trí lắp ghép (tại C): Ф 0(mm)

Sử dụng then bằng tra bảng 9.5 trang 178

- Điều kiện bền ct: b Kiểm nghiệm trục tại vị trí lắp ổ lăn (Tại B)

Lắp ghép có độ dôi Kích thước trục tại vị trí lắp ghép Ф5(mm)

+ Biên độ trung bình của ứng suất pháp:

+ Biên độ trung bình của ứng suất tiếp:

Trong đó: (Bảng 10.11) c Kiểm nghiệm trục tại vị trí lắp bánh răng (Tại C)

Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

Kiểm nghiệm mỏi tại tiết diện có mặt cắt nguy hiểm (tại C)

Kích thước trục tại vị trí lắp ghép: Ф = 40 (mm)

Với: b = 12(mm); t1 = 5 (mm) tra bảng (10.16) tra được then:

+ Vì lắp ghép có độ dôi nên tra bảng 10.11, với kiểu lắp ghép k6, ta có:

Kích thước trục tại vị trí lắp ghép (tại D): Ф P(mm)

Chọn kích thước then theo đường kính trục Ф70 d b h t1 t2 l

Lắp ghép có độ dôi Kích thước trục tại vị trí lắp ghép ФU(mm)

→ Các hệ số: b Kiểm nghiệm trục tại vị trí lắp bánh răng (Tại C)

Kích thước trục tại vị trí lắp ghép: Ф`(mm)

Với: b (mm); t1 = 7,5 (mm) tra bảng (10.16) tra được then:

CHƯƠNG 4: CẤU TẠO VỎ HỘP CHỌN CÁC CHI TIẾT

4.1 Kích thước hộp giảm tốc đúc

Lập bảng giá trị theo Bảng 18-1

Tên gọi Biểu thức tính toán Chọn

Chiều cao, h Độ dốc e=(0,8÷1).δ =(0,8÷1).10=8÷10 h < 58 khoảng 2 0

Vít ghép nắp cửa thăm, d5 d1> 0,04.a+10=0,04.200+10 d2=(0,7÷0,8).d1,6÷14,4 d3=(0,8÷0,9).d2,2÷12,6

R2(Bán kính cong gối trục)

Bề rộng mặt ghép bulong cạnh ổ, K2

Chiều dày bích thân hộp, S3

Chiều dày bích nắp hộp, S4

Bề rộng bích nắp và thân, K3

40 mm Kích thước gối trục 1: Đường kính lỗ lắp ổ lăn, D D = 100 mm 100mm

C (k/c tâm bulong đến tâm lỗ)

C=D3/25/2umm (Bảng 18.2/tr88) Phụ thuộc kết cấu

Kích thước gối trục 2: Đường kính lỗ lắp ổ lăn, D Đường kính tâm lỗ vít, D2 Đường kính ngoài, D3

D30 mm (Bảng 18.2/tr88) C=D3/20/2 mm (Bảng 18.2/tr88) Phụ thuộc kết cấu

Chiều dày (không có phần lồi): S1

Bề rộng mặt đế hộp: K1 q

Khe hở giữa các chi tiết:

Bánh răng với thành trong hộp, Δ Đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp

Mặt bên các bánh răng với nhau Δ=(1÷1,2) δ ÷12 Δ1=(3÷5) δ 0÷50 Δ2≥ δ

Số lượng bulong nền Z(chẵn) 4 cái

Kiểm tra sai số vận tốc

2.4.1 Kiểm tra sai số vận tốc

CHƯƠNG 3: TÍNH TOÁN CÁC CHI TIẾT ĐỠ NỐI

3.1.1Điều kiện làm việc của trục:

Mômen xoắn trên trục 1: T1= 271756,5722(Nmm)

Mômen xoắn trên trục 2: T2= 886169,9288 (Nmm)

3.1.2 Chọn vật liệu chế tạo trục:

Thép C45 thường hoá có độ bền σb = 600 MPa và giới hạn chảy τ = 15÷30 MPa Để xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực, cần tính toán đường kính sơ bộ cho trục I và trục II.

Tra bảng 10.2 trang 189 chọn: d1 = 45 (mm) b01 = 25 (mm) d2 = 55(mm) b02 = 29 (mm)

Hình 3.1.Sơ đồ hộp giảm tốc một cấp b Chiều dài các đoạn trục:

Trục 1: l11= 0,5.lmđ+k3+hn+0,5.bo 1= 0,5.60+15+20+0,5.25 = 77,5 mm l12= 0,5.bo2+ k2+ k1+0,5.lm1 = 0,5.29 +10+10+0,5.95 = 82 mm l13=l12+ 0,5.bo2+ k2+ k1+0,5.lm1= 164 mm

- Chọn sơ bộ chiều dài mayơ bánh đai: lmđ= (1,2÷1,5).d1 = (1,2÷1,5).45 = 54 ÷ 67,5 mm,

- Chọn sơ bộ chiều dài mayơ khớp nối : lmkn= (1,4÷2,5 ).d2= (1,4÷2,5).60 = 84 ÷ 150

- Mayo bánh răng dẫn chọn (bề rộng bánh răng dẫn)

- Chọn sơ bộ chiều dài mayơ bánh răng Z2: chọn (bề rộng bánh răng bị dẫn)

Trong bảng 10.3, các thông số được xác định như sau: k1 = 10(mm) là khoảng cách từ mặt mút chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay; k2 = 10(mm) là khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp; k3 = 15(mm) là khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ; và hn = 20(mm) là chiều cao nắp ổ và đầu bulong.