tính toán thiết kế cụm gấp giấy, chương 5 pps

CHƯƠNG 5 :TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CỤM GẤP GIẤY 5.1 Phân phối tỉ số truyền Tỉsố truyền chung cần có đối với bộ truyền 120 2810  bx dc x n n i =23,4 Do từ động cơ tới bộ phận làm việc thông qua bộ truyền đai và hộp giảm tốc , nên ta chọn tỉ số truyền bộ truyền đai là u=3,9 và tỉ số truyền cho hộp giảm tốc u h =6 Theo bảng(3.1) ta chọn Tỉ số truyền của hộp giảm tốc là 6, hộp giảm tốc khai triển bánh răng trụ hai cấp có tỉ số truyền cấp nhanh 2,73 ,và của cấp chậm là 2,2 BẢNG PHÂN BỐ TỈ SỐ TRUYỀN Trục Thông số Động cơ –I II III IV Công suất p(kw) 1,01 0,965 0,927 0,89 Tỉ số truyền u 3,9 2,73 2,2 Số vòng quay n(v/f) 2810 720,7 264 120 Mô men xoắn T(Nmm) 3432,6 12787,2 33533,5 70829,2 P 3 = p lv =0,89 (Kw) P 2 =p 3/ br  . ol  =0,89/0,99.0,97=0,927 (Kw) P 1 =P 2 / br  . ol  =0,927/0,99.0,97=0,965 (Kw) P 0 = P 1 / đ  =1,01 (Kw) n 0 =n dc =2810 (vòng/phút) n 1 =n 0 /u đ =720,7 (vòng/phút) n 2 =n 1 /u 1 =264 (vòng/phút) n 3 =n 2 /u 2 =264 (vòng/phút) T=9,55.10 6 .p i /n i (Nmm) T 0 =3432,6 (Nmm) T 1 =12787,2 (Nmm) T 2 =33533,5 (Nmm) T 3 =70829,2 (Nmm) 5.2 .Tính toán bộ truyền đai thang 1) Chọn tiết diện đai Theo hình 4.1 [1] ta chọn tiết diện đai thang là tiết diện A 2) Các thông số của bộ truyền - Số vòng quay bánh đai dẫn : 1 n =2810(vòng/phút) - Số vòng quay bánh đai bò dẫn : 2 n = 9,3 2810 1  dai i n =720,7(vòng/phút) - Đai làm việc với tải ổn đònh ,làm việc 8 giơ ø mỗi ngày . - Ta chọ sơ bộ loại đai .Chọn loại đai thang thường ( đai vải cao su ,chòu được sự thay đổi nhiệt độ và độ ẩm tốt ) vì vận tốc làm việc nhỏ hơn 25 (m/s). Kí hiệu đai :A có : b t =11 ; b =13 ; y 0 =2,8; A= 81 ; h =8. Theo bảng (4.13) [1], ta chọn đường kính bánh đai nhỏ: d 1 = 90 (mm) - Vận tốc đai: 60000 2810.90.14,3 60000 11  nd v  =13,2 (m/s) v 1 = 13,2 (m/s) < v max = 25 (m/s) Theo công thức (4.2), ε = 0,01 với  là hệ số trượt - Đường kính bánh đai lớn: 5,354 02,01 9,3.90 1 . 1 2       ud d mm Ta chọn theo tiêu chuẩn là 2 d =350 (mm)  Lúc này tỉ số truyền thực tế sẽ là :    )1( 1 2 2 1  d d n n i dai 3,93  Sai số của tỉ số truyền đã chọn là : %76,0100. 93,3 9,393,3    . Sai số này chấp nhận được trong kỹ thuật .Vậy ta chấp nhận 1 d và 2 d . - Theo bảng(4.14) Chọn sơ bộ khoảng cách trục : a=d 2 =350mm Theo (4.4)chiều dài đai đượcxác đònh như sau : l=2a+     a dddd 4 2 2 1221     =1439,4(mm) - Lấy theo tiêu chuẩn bảng 4.13 l =1400(mm) - Kiểm tra tuổi thọ đai theo số màng cốt : i = 4,1 2,13  l v =9,4 <10. Vậy chiều dài đai chấp nhận được . - Tính chính xác khoảng cách trục a : a = 4 8 22   Trong đó 2 )( 21 dd l     =708,8 2 12 dd   =130  Vậy khoảng cách trục chính xác sẽ là :a = 328 (mm) Theo (4.7) góc ôm: 180 1   ¨ - 57 12 x a dd  ¨=134,8 ¨>120 ¨ 3)Xác đònh số đai Z: Theo (4.16)   1 d 0 l u z P K Z P C C C C   Trong đó : * 1 P :công suất trên bánh chủ động :P=1,01(KW) * 0 P : công suất cho phép ,tra bảng 4.19 ta có được : 0 P =3(KW) * d K :hệ số tải trọng động : tra bảng 4.7 d K =1,1 *  C :hệ số ảnh hưởng góc ôm : tra bảng 4.15 :  C =0,88 * 1 C :hệ số ảnh hưởng đến chiều dài đai : tra bảng 4.16: 1 C =1,02 * u C :hệ số ảnh hưởng của tỉ số truyền : tra bảng 4.17 : u C =1,14 * z C : hệ số ảnh hưởng của sự phân bố tải không đều, tra bảng 4.18: z C =1  Vậy ta tính được Z=0,4 ta chọn Z=1 đai . * Chiều rộng bánh đai theo (4.17) và bảng 4.21 : B= (Z-1).t+2.e  Vậy ta tính được bề rộng của bánh đai là 20(mm) - Đường kính ngoài của bánh đai nhỏ : )(6,962 0 mmhdd a  Với h 0 =3,3(bảng 4.21) - Đường kính ngoài của bánh đai lớn : )(6,3562 02 mmhdD a  4) Xác đònh lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục: - Theo CT (4.19) lực căng ban đầu bằng : 1 d 0 v 780P K F F vC Z    trong đó: * F v = q m .v 2 (đònh kì điều chỉnh lực căng) với q m = 0,105 (kg/m) (bảng 4.22) => F v =0,105.13,2 2 =18,5 (lực căng do lực ly tâm gây ra) do đó:  0 F 89,1 (N) Vậy lực tác dụng lên trục:   2/sin.2 1  ZFF or  =165,04 (N) 5.3 –Tính toán thiết kế hộp giảm tốc 5.3 .1–Tính toán thiết kế bánh răng 1)Chọn vật liệu chế tạo bánh răng: Vật liệu phải thoả điều kiện về độ bền tiếp xúc ( tránh tróc rỗ,mài mòn , dính…) và độ bền uốn . Do không yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hoá trong thiết kế , ta chọn vật liệu hai cấp bánh răng như nhau . Theo bảng 6.1[1] ta chọn : Bánh nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện, đạt độ rắn: HB241÷285,có giới hạn bền  b =850(Mpa) và  ch =580(Mpa). Bánh lớn : Thép 45 tôi cải thiện, đạt độ rắn: HB192÷240 có giới hạn bền  b =750(Mpa),  ch =450(Mpa). 2)Phân phối tỉ số truyền : u h =6 cho 2 cấp , theo bảng3.1[1] ta có : u 1 =2,73 và u 2 =2,2. 3)Xác đònh ứng suất cho phép : Ứng suất tiếp xúc cho phép : [  H ]= 0  Hlim K HL Z R Z V K L K xH /S H . Tra bảng 6.2[1] với thép 45 tôi cải thiện có độ rắn HB180÷350 ta có : 0  Hlim =2HB+70 S H =1,1(hệ số an toàn phụ thuộc vào phương pháp nhiệt luyện) 0  Flim =1,8HB. S F =1,75 (hệ số an toàn trung bình). Chọn độ rắn của bánh nhỏ: HB 1 =245. độ rắn của bánh lớn: HB 2 =230.  0  Hlim1 =2.245+70=560 (MPa). 0  FLim1 =1,8.245=441(MPa).  0  HLim2 =2,230+70=530(MPa). 0  Flim2 =1,8.230=414(MPa). +Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở : N HO =30 4.2 HB H . Ta có: N HO1 =30.(245) 2,4 =1,6.10 7 . N HO2 =30.(230) 2,4 =1,39. 10 7 . Do bộ truyền chòu tải trọng tónh : N HE = N FE = N = 60cn  t Với c , n ,  t lần lượt là số lần ăn khớp trong một vòng quay , số vòng quay trong một phút và tổng thời gian làm việc của bánh răng đang xét . - c=1 - n 2 =720,7 vòng/phút - n 3 =264 vòng/phút Bộ truyền làm việc 2 ca trong 1 ngày , ca 8 giờ và sử dụng 300 ngày trong 1 năm,thời gian phục vụ 5 năm. -  t =2.8.3005=24000 (giờ) Ta có : N HE2 =N FE2 =60.1. 720,7.24000=1,04.10 9 N HE3 = N FE3 =60.1. 264.24000=3,8.10 8 Vậy : N HE1 > N HO1  K HL1 =1. N HE2 > N HO2  K HL2 =1. Sơ bộ ta xác đònh được ứng suất tiếp xúc cho phép (sơ bộ lấy Z R Z V K L K xH =1): [ H  ]= 0  Hlim .K HL /S H [ H  ] 1 =560.1/1,1=509(Mpa). [ H  ] 2 =530.1/1,1=481,8(Mpa). Với cấp nhanh và cấp chậm ta đều sử dụng bánh răng thẳng , do đó theo công thức (6.12) , ta có : [ H  ]=min([ H  ] 1 ,[ H  ] 2 )=481,8(MPa). Ứng suất uốn cho phép: [ H  ]=  0 Flim K Fc K FL Y R Y x Y  /S F. Lấy sơ bộ: Y R Y x Y  =1; K Fc =0,7:vì bộ truyền quay 2 chiều. [ F  ] 1 =441.0,7.1/1,75=176,4 Mpa [ F  ] 2 =414.0,7.1/1,75=165,6 Mpa Ứng suất tải cho phép : [ H  ] max =2,8 ch  [ F  ] max =0,8 ch   [ H  ] 1max =2,8 1ch  =2,8.580=1624 Mpa  [ H  ] 2max =2,8 2ch  =2,8.450=1260 Mpa  [ F  ] 1max =0,8 1ch  =0,8.580=464 Mpa  [ F  ] 2max =0,8 2ch  =0,8.450=360 Mpa . CHƯƠNG 5 :TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CỤM GẤP GIẤY 5. 1 Phân phối tỉ số truyền Tỉsố truyền chung cần có đối với bộ truyền 120 2810  bx dc x n n i =23,4 Do. 0,1 05 (kg/m) (bảng 4.22) => F v =0,1 05. 13,2 2 =18 ,5 (lực căng do lực ly tâm gây ra) do đó:  0 F 89,1 (N) Vậy lực tác dụng lên trục:   2/sin.2 1  ZFF or  =1 65, 04 (N) 5. 3 Tính toán thiết. tác dụng lên trục:   2/sin.2 1  ZFF or  =1 65, 04 (N) 5. 3 Tính toán thiết kế hộp giảm tốc 5. 3 .1 Tính toán thiết kế bánh răng 1)Chọn vật liệu chế tạo bánh răng: Vật liệu phải thoả điều kiện