Đồ án truyền động băng tải

Đề tài là : THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI dùng “ Hộp Giảm Tốc Hai Cấp Bánh Răng Trụ Răng Nghiêng Đồng Trục “ có các đặc điểm là : Kích thước nhỏ , chịu được tải trọng động , khã n

Đối với các ngành kỹ thuật trong các trường Đại Học , sau khi học xong phần lý thuyết , sinh viên sẻ bước qua phần thiết kế đồ án Đối với môn học Chi Tiết Máy cũng vậy.

Thiết kế chi tiết máy là một bước ngoặc đối với sinh viên mới bắt tay vào làm đồ

án Giúp cho việc nghiên cứu cơ sở tính toán và thiết kế các bộ truyền động cơ khí cũng như Chi Tiết Máy của sinh viên được đi vào thực tế hơn Đây là đề tài chính xác đầu tiên đối với sinh viên học ngành cơ khí Nhiêm vụ chung là thiết kế hệ thống dẫn động từ động cơ điện đến cơ cấu chấp hành

Đề tài là : THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI dùng “ Hộp Giảm Tốc Hai Cấp Bánh Răng Trụ Răng Nghiêng Đồng Trục “ có các đặc điểm là : Kích

thước nhỏ , chịu được tải trọng động , khã năng tải lớn , hiệu suất cao , tuổi thọ cao , làm việc tin cậy Kết cấu hộp giảm tốc gọn , giá thành chế tạo cao vì chế tạo các bánh răng trụ răng nghiêng tương đối phức tạp , đòi hỏi độ chính xác cao , tuy nhiên hộp dẫn tốc này vẫn được sử dụng khi đòi hỏi bộ truyền tải chịu tải lớn.

Khi thiết kế Đồ Án Chi Thiết Máy sinh viên cần phải vận dụng những kiến thức và

lý thuyết đã học được , để giải quyết các vấn đề trong thực tế đồ án này là sản phẩm thiết kế đầu tay còn mang nặng tính lý thuyết nhưng có tính chất đào sâu chuyên ngành , giúp cho mổi sinh viên có ý thức sâu về công việc cũng như nghiên cứu và tính toán

Trong Đồ Án vấn đề sai sót là không thể tránh khỏi , kính mong các quý thầy cô tận tình chỉ bảo để giúp em bổ sung những khuyết điểm , những khúc mắc còn tồn tại và

có thêm kiến thức để tiếp tục thực hiên những đề tài sau này

Xin chân thành cảm ơn các quý thầy cô

Đà Nẵng , ngày tháng năm Sinh viên thiết kế:

Nguyễn Văn Đạt

Chương I CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN.

cơ thấp Chọn điện áp không thích hợp sẻ ảnh hưởng đến vốn đầu tư

Phương pháp chọn động cơ:

Tính công suất cần thiết của động cơ

Xác định sơ bộ số vòng quay của động cơ

Dựa vào công suất và số vòng quay của động cơ , kết hợp với yêu cầu về quá tải , mômem mở máy và phương pháp lắp đặt động cơ để chọn kích thước phù hợp với yêu cầu thiết kế

Công suất trên băng tải :N=

1000

.V P

=

1000

05 , 1 2615

=2,75 (Kw)P: Lực kéo băng tải (N)

V: Vận tốc băng tải (m/s)

4

4 3 1

2

2 η η η η

75 ,

Nct : Công suất đặt trên trục của động cơ

Căn cứ vào điều kiện Nđm≥ Nct và bài toán về kinh tế Theo bảng 2P trang 322

TKCTM Chọn động cơ AO2-41-4

Có công suất : Nđm = 4,0 (Kw)

Số vòng quay : nđc = 1450 (vòng/phút)

II PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

Hộp giảm tốc gồm bộ truyền ngoài là bộ truyền xích và bộ truyền trong là bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

Nên phân phối tỉ số truyền phải đảm bảo cho bộ truyền có kích thước nhỏ gọn và bôi trơn tốt

+ Phân phối tỉ số truyền sao cho việc bôi trơn dể nhất

14 , 3

05 , 1 1000 60

1000 60

=

=

=

t t

D

V n

V: Vận tốc băng tải (m/s)

Dt: Đường kính của tang (mm)

4 , 52 67 , 27

ix :Tỉ số truyền của bộ truyền xích

ibn :Tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh

ibc :Tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp chậm

Vì hộp giảm tốc là hộp đồng trục nằm ngang nên ta chọn:

N

= 9,55.106

1450

0 , 4

= 26345 (N.mm)2) Trục 1

=26081 (N.mm)3) Trục 2

n2= 346 , 89

18 , 4

1450

1 = =

bn i

n3 = 82 , 99

18 , 4

89 , 346

2 = =

bc i

I Thiết Kế Bộ Truyền Ngoài (Bộ Truyền Xích).

1 Chọn loại xích

Theo đầu bài V = 1,05 (m/s) <10 ÷ 15 (m/s) , nên dùng xích ống con lăn Có giá thành rẻ hơn để chế tạo hơn xích răng

2 Tính số răng của đĩa xích :

Số răng đĩa xích càng ít thì càng bị mòn nhanh,va đập càng tăng và làm việc càng

ồn Do đó ta cần hạn chế số răng nhỏ nhất của đĩa xích

ko- hệ số xét đến cách bố trí bộ truyền , bố trí đĩa xích hợp với phương nằm ngang một góc nhỏ hơn 60o thì ko = 1.

kđc- hệ số xét đến khả năng điều chỉnh lực căng xích , chọn trục không điều chỉnh được và không có đĩa hoặc con lăn căng xích kđc = 1,25

kb- hệ số xét đến điều kiện bôi trơn , ta chọn bôi trơn liên tục ( Xích được nhúng trong dầu hoặc bôi trơn liên tục) kb = 1,5

kc- hệ số xét đến chế độ làm việc của bộ truyền , ta chọn làm việc 2 ca , kc = 1,25 Thay số vào ta có : k = 1.1.1.1,25.1,5.1,25 = 2,34

+ Xác định công suất tính toán của bộ truyền xích

Z01 và n01 – số răng và số vòng quay đĩa dẫn của bộ truyền cơ sở

Công suất tính toán theo {công thức (6-7)}

Nt = N3.k.kz.kn = 3,73.2,34.1.2,08 = 18,15 (Kw)

Tra bảng 6-4 TKCTM-trang 106 với no1 = 200 (V/ph) chọn được xích ống con lăn một dãy có bước t = 31,75 (mm) diện tích bản lề F = 262,2 (mm2), có công suất cho phép [N] = 20,1 (Kw) , với loại xích này tra bảng (6-1) TKCTM – 103 có tải trọng phá hỏng Q = 70000 (N), khối lượng một mét xích q = 3,73 (kg)

Kiểm nghiệm số vòng quay theo điều kiện n3 ≤ ngh công thức (6-5) TKCTM -107 Theo bảng (6-5) TKCTM – 107 với t = 31,75 (mm) và số răng đĩa dẫn Z1 = 25 , số vòng quay giới hạn ngh của đĩa dẫn có thể đến 750 (V/ph) Như vậy n3 =

A Z

Z

X

2 1 2 2

75 , 31 14 , 3 2

25 75 75

, 31

5 , 952 2 2

+

=

X

Làm tròn: X=112

−

=

2 1 2

2 2 1 2

1

2

8 2

2

Z Z Z

Z X Z

Z X

t

951 64 , 950 14

, 3 2

25 75 8 2

75 25 112 2

75 25 112 4

75 ,

99 , 82 25

=1,23Tra bảng 6-7(TKCTM-NXBGD) vớI: t=31,75 có [u]=25

Vậy : u<[u]

Để đảm bảo độ võng bình thường , tránh cho xích khỏi bị căng quá , giảm khoảng cách trục A một khoảng

3 951 003 , 0 003 ,

=

Cuối cùng lấy A = 951-3=948 (mm)

5 Tính đường kính chia của xích Công thức (6-1)TKCTM -102

Đường kính vòng chia của đĩa xích

Z

t

180 sin

=

Đường kính vòng chia của đĩa xích dẫn

253 25

180 sin

75 ,

758 75

180 sin

75 , 31

tn Z

N k P

, 82 75 , 31 25

73 , 3 15 , 1 10

⊗ Bánh răng nhỏ : Thép 40XH thường hóa

⊗ Bánh răng lớn : Thép 40X thường hóa Bảng (3-6) TKCTM – 39

Cơ tính của hai loại thép này được tra bảng (3-8)TKCTM – 40

(phôi rèn giả thiết đường kính phôi 100 ÷ 300 mm)

Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng với các thông số :

2. Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép

a) Ứng suất tiếp xúc cho phép

Số chu kỳ tương đương của bánh lớn , công thức (3-3)TKCTM-42

Ntđ1 >1011 > N0 = 5.106 .

Vậy cả Ntđ1 và Ntđ2 đều lớn hơn N0 = 5.106 , do đó k N'' = 1

Giới hạn mỏi của thép 40XH σ-1 = 0,43.850 = 365,5 (N/mm2)

Giới hạn mỏi của thép 40X σ-1 = 0,43.750 = 322,5 (N/mm2)

Hệ số an toàn n = 1,5 , hệ tập trung ứng suất ở chân răng kσ = 1,8

Vì ứng suất thay đổi theo chu kỳ mạch động cho nên dùng công thức (3-5) TKCTM – 42 để tính ứng suất uốn cho phép

[σ]u =

σ

σ

k n

k N

.

).

6 , 1 4 , 1 ( "

1 5 , 365 5 , 1 ] [ σ u1 = = (N/mm2)

8 , 1 5 , 1

1 5 , 322 5 , 1 ] [ σ u2 = = (N/mm2)

3. Sơ bộ lấy hệ số tải trọng K = Ktt.Kđ = 1,3

4. Chọn hệ số chiều rộng bánh răng = = 0 , 4

A

b A

12

6

.

] [

10 05 , 1

n

N K

96 , 3 3 , 1 3 572

10 05 , 1 3

2 6

1000 60

1450 116 2 ) 1 (

1000

.

60

2 12

+

= +

i

n A

Với vận tốc này theo bảng (3-11)TKCTM – 46 Có thể chọn cấp chính xác 9

7. Định chính xác hệ số tải trọng K

Vì tải trọng không đổi và độ cứng bánh răng nhỏ hơn 350 HB nên lấy Ktt=1

( ktt bang : hệ số tập trung tải trọng khi bộ truyền không chạy mòn )

Theo bảng (3-14)TKCTM -48 tìm được hệ số tải trọng động Kđ = 1,4

(giả sử sin β

5 ,

96 , 3 4 , 1 3 572

10 05 , 1 3

2 6

Vậy ta lấy A = 120 (mm)

8. Xác định môđun , số răng và góc nghiêng của răng

Môđun pháp : mn = (0,01÷0,02).A Công thức (3-22)TKCTM -49

mn = (0,01÷0,02).120 = (1,2÷2,4) (mm)

Lấy mn = 1,5 (mm)

Sơ bộ chọn góc nghiêng β = 10o cos β = 0,985

Tổng số răng của hai bánh

Zt = Z1 + Z2 = 158

5 , 1

985 , 0 120 2 cos

n m

A β

(Răng)

Số răng bánh nhỏ Z1 = 30 , 5

1 18 , 4

158 1

12

= +

= +

i

Z t

Lấy Z1 = 30 (răng)

Theo điều kiện cắt chân răng

Z1 ≥17.cos3.β = 17.(0,985)3 = 16,25 (Răng ) Vậy thỏa điều kiện

Số răng bánh lớn Z2 = Z1.i12 = 31.4,18 = 129 (răng)

Tính chính xác góc nghiêng β công thức (3-28)TKCTM -50

120 2

5 , 1 ).

129 30 (

.Vậy β = 6o26’

5 , 1 5 , 2 sin

5 ,

βn

m

(mm)

9. Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng

Tính số răng tương đương công thức (3-37)TKCTM – 52

Ztđ = cos 2 β

Z

Bánh nhỏ : Ztđ1 = 31

) 987 , 0 (

30

2 =

Bánh lớn : Ztđ2 = 133

) 987 , 0 (

96 , 3 4 , 1 10 1 , 19

.

10 1 , 19

2

6

"

1 1

2 1

1 6

θ

σ

b n Z m y

N K tđ n

σu1 < [σ]u1 = 203,06 (N/mm2)

Đối với răng bánh lớn , công thức (3-40)TKCTM – 52

12 , 28 517 , 0

451 , 0 24 , 32

2

1 1

y

y u

u σ

, 346 48 5 , 1

8 , 1 96 , 3 4 , 1 ) 1 18 , 4 ( 3 120

10 05 ,

Chiều cao răng : h = 2,25.mn = 2,25.1,5 = 3,375 (mm)

Chiều cao đầu răng : hđ = mn = 1,5

Đường kính vòng chia (vòng lăn )

dω1 = dc1 = 45

993 , 0

30 5 , 1 cos

. 1 = = β

129 5 , 1 cos

2 1

Fr1 = Fr2 = 424 , 91

993 , 0

364 , 0 16 , 1159 cos

.

=

= β

αn

t tg F

(N)

Lực dọc trục :

Fa1 = Fa2 = Ft.tgβ = 1159,16.0,113 = 131 (N)

B Thiết kế cặp bánh răng 2-3

1 Chọn vật liệu làm bánh răng

⊗ Bánh răng nhỏ : Thép 40XH thường hóa

⊗ Bánh răng lớn : Thép 40 thường hóa Bảng (3-6) TKCTM – 39

Cơ tính của hai loại thép này được tra bảng (3-8)TKCTM – 40

(phôi rèn giả thiết đường kính phôi 100 ÷ 300 mm)

Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng với các thông số :

2 Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép

a ứng suất tiếp xúc cho phép

Số chu kỳ tương đương của bánh lớn , công thức (3-3)TKCTM-42

b ứng suất uốn cho phép

Số chu kỳ tương đương của bánh lớn Công thức (3-3)TKCTM -43

Ntđ3 > N0 = 5.106

Ntđ2 > N0 = 5.106

Vậy cả Ntđ2 và Ntđ3 đều lớn hơn N0 = 5.106 , do đó k N'' = 1

Giới hạn mỏi của thép 40XH σ-1 = 0,43.850 = 365,5 (N/mm2)

Giới hạn mỏi của thép 45 σ-1 = 0,43.800 = 322,5 (N/mm2)

Hệ số an toàn n = 1,5 , hệ tập trung ứng suất ở chân răng kσ = 1,8

Vì ứng suất thay đổi theo chu kỳ mạch động cho nên dùng công thức

k N

.

).

6 , 1 4 , 1 ( "

1 5 , 365 5 , 1 ] [ σ u2' = = (N/mm2)

8 , 1 5 , 1

1 5 , 322 5 , 1 ] [ σ u3 = = (N/mm2)

3 Sơ bộ lấy hệ số tải trọng K = Ktt.Kđ = 1,3

4 Chọn hệ số chiều rộng bánh răng = = 0 , 4

A

b A

23

6

.

] [

10 05 , 1

n

N K

84 , 3 3 , 1 3 572

10 05 , 1 3

2 6

1000 60

89 , 346 185 2 ) 1 (

1000

.

60

2 23

+

= +

i

n A

185 2 1

74 2

Với ψd = 1,03 theo bảng (3-12)TKCTM – 47 tìm được ktt bảng = 1,25 Tính hệ số tập trung tải trọng thực tế theo công thức (3-20)TKCTM -47

125 , 1 2

1 25 , 1 2

2 m n

b> )

84 , 3 48 , 1 3 572

10 05 , 1 3

2 6

8 Xác định môđun , số răng và góc nghiêng của răng

Môđun pháp : mn = (0,01÷0,02).A Công thức (3-22)TKCTM -49

mn = (0,01÷0,02).195 = (1,95÷3,9) (mm)

Lấy mn = 2,5 (mm)

Sơ bộ chọn góc nghiêng β = 10o cos β = 0,985

Tổng số răng của hai bánh

Zt = Z2’ + Z3 = 154

5 , 2

985 , 0 195 2 cos

n m

A β

(Răng)

Số răng bánh nhỏ Z2’ = 30

1 18 , 4

154 1

23

= +

= +

i

Z t

(răng)Theo điều kiện cắt chân răng

Z2’ ≥17.cos3.β = 17.(0,985)3 = 16,25 (Răng ) Vậy thỏa điều kiện

Số răng bánh lớn Z3 = Z2’.i23 = 30.4,18 = 125 (răng)

Tính chính xác góc nghiêng β công thức (3-28)TKCTM -50

195 2

5 , 2 ).

125 30 (

Vậy β = 6o46’

Z2’ ≥ 17.cos3.β = 17.(0,993)3 = 16 Vậy chọn Z2’ = 30 (Răng)

Chiều rộng bánh răng b thỏa mản điều kiện

b = 67 > 52 , 08

12 , 0

5 , 2 5 , 2 sin

5 , 2

9 Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng

Tính số răng tương đương công thức (3-37)TKCTM – 52

Ztđ = cos 2 β

Z

Bánh nhỏ : Ztđ2’ = 30

) 993 , 0 (

30

2 =

Bánh lớn : Ztđ2 = 127

) 993 , 0 (

156 5 , 1 67 99 , 82 30 5 , 2 451 , 0

84 , 3 5 , 1 10 1 , 19

.

10 1 , 19

2

6

"

2 ' 2

2 ' 2

2 6 '

θ

σ

b n Z m y

N K tđ n

σu2’ < [σ]u2’ = 203,1 (N/mm2)

Đối với răng bánh lớn , công thức (3-40)TKCTM – 52

08 , 136 517 , 0

451 , 0 156

3

' 2 ' 2

y

y u

10 05

,

46 , 535 99

, 82 67 5 , 1

8 , 1 84 , 3 5 , 1 ) 1 18 , 4 (

3

=

+

(N/mm2)Trong đó hệ số quá tải kqt = 1,8 Ứng suất tiếp xúc quá tải nhỏ hơn trị số cho phép đối với bánh lớn và bánh nhỏ

Kiểm nghiệm sức bền uốn , công thức (3-38) – 52 và (3-42) – 53 TKCTM

Chiều cao răng : h = 2,25.mn = 2,25.2.5 = 5.625 (mm)

Chiều cao đầu răng : hđ = mn = 2,5

Đường kính vòng chia (vòng lăn )

dω2’ = dc2’ = 76

993 , 0

30 5 , 2 cos

. 2'

=

= β

125 5 , 2 cos

2 2 ' 2

Fr2’ = Fr3 = 1019 , 79

993 , 0

364 , 0 01 , 2782 cos

.

=

= β

αn

t tg F

(N) Lực dọc trục :

Fa2’ = Fa3 = Ft.tgβ = 2782,01.0,12 = 333,84 (N)

C Để cho trục 1 và trục 3 đồng trục với nhau ta lấy khoảng cách của trục 1 và trục 2 là : A = 195 (mm)

Kiểm tra lại cho bánh răng cấp nhanh

1 Tính vận tốc vòng của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng

Vận tốc vòng : Công thức (3-17)TKCTM – 46

71 , 5 ) 1 18 , 4 (

1000 60

1450 195 2 ) 1 (

1000

.

60

2 12

+

= +

i

n A

195 2 1

78 1

Với ψd = 1,04 theo bảng (3-12)TKCTM – 47 tìm được ktt bảng = 1,28 Tính hệ số tập trung tải trọng thực tế theo công thức (3-20)TKCTM -47

14 , 1 2

1 28 , 1 2

2 m n

b> )

Hệ số tải trọng : K = Ktt.Kđ = 1,14.1,4 = 1,71

3 Xác định môđun , số răng và góc nghiêng của răng

Môđun pháp : mn = (0,01÷0,02).A Công thức (3-22)TKCTM -49

mn = (0,01÷0,02).195 = (1,95÷3,9) (mm)

Lấy mn = 2,5 (mm)

Sơ bộ chọn góc nghiêng β = 10o cos β = 0,985

Tổng số răng của hai bánh

Zt = Z1 + Z2 = 154

5 , 2

985 , 0 195 2 cos

n m

A β

(Răng)

Số răng bánh nhỏ Z1 = 30

1 18 , 4

154 1

12

= +

= +

i

Z t

(Răng) Theo điều kiện cắt chân răng

Z1 ≥17.cos3.β = 17.(0,985)3 = 16,25 (Răng ) Vậy thỏa điều kiện

Số răng bánh lớn Z2 = Z1.u12 = 30.4,18 = 125

Tính chính xác góc nghiêng β công thức (3-28)TKCTM -50

195 2

5 , 2 ).

125 30 (

Vậy β = 6o29’

Z1 ≥ 17.cos3.β = 17.(0,993)3 = 16,65 Vậy chọn Z1 = 30 (Răng)

Chiều rộng bánh răng b thỏa mản điều kiện

b = 70 > 55 , 31

113 , 0

5 , 2 5 , 2 sin

5 ,

βn

m

(mm)

4 Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng

Tính số răng tương đương công thức (3-37)TKCTM – 52

Ztđ = cos 2 β

Z

Bánh nhỏ : Ztđ1 = 30

) 993 , 0 (

30

2 =

Bánh lớn : Ztđ2 = 127

) 993 , 0 (

96 , 3 71 , 1 10 1 , 19

.

10 1 , 19

2

6

"

1 1

2 1

1 6

θ

σ

b n Z m y

N K tđ n

σu1 < [σ]u1 = 203,06 (N/mm2)

Đối với răng bánh lớn , công thức (3-40)TKCTM – 52

76 , 8 517 , 0

451 , 0 04 , 10

2

1 1

y

y u

u σ

σu2 < [σ]u2 = 179,17 (N/mm2)

5 Kiểm nghiệm sức bền của răng chịu quá tải đột ngột trong thời gian ngắn

Ứng suất tiếp xúc cho phép , công thức (3-43)TKCTM – 53

, 346 70 5 , 1

8 , 1 96 , 3 71 , 1 ) 1 18 , 4 ( 18 , 4 195

10 05 ,

Kiểm nghiệm sức bền uốn , công thức (3-42) – 53 TKCTM

Chiều cao răng : h = 2,25.mn = 2,25.2,5 = 5,625 (mm)

Chiều cao đầu răng : hđ = mn = 2,5

Đường kính vòng chia (vòng lăn )

dω1 = dc1 = 76

993 , 0

30 5 , 2 cos

. 1 = = β

125 5 , 2 cos

. 2

=

= β

Z

m n

(mm) Khoảng cách trục A = 195 (mm)

993 , 0

364 , 0 686 cos

β

αn

t tg F

(N) Lực dọc trục :

1000 60

1450 195 2 ) 1 (

1000 60

2 12

1

+

= +

i

n A

) 1 18 , 4 (

1000 60

89 , 346 195 2 ) 1 (

1000 60

2 23

2

+

= +

i

n A

1 3

1R banh lon = = (mm)

 Mức dầu lớn nhất : Rmax = 13 , 5

2

81 3

1

3

1 R banh nho = = (mm)

Chương III THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN

d ≥

Trong đó :

d : Đường kính trục

N : Công suất truyền [Kw]

n : Số vòng quay rong một phút của trục

C : Hệ số tính toán , phụ thuộc vào [τ]x Ta chọn C = 130 Trục 1 :

17 , 18 1450

96 , 3

84 , 3

73 , 3

14 , 3

3 = (mm)  dbt = 64 (mm)

3 Tính gần đúng

Để tính gần đúng ta xét đồng thời tác dụng đồng thời mômen uốn và mômen xoắn đến sức bền của trục Trị số mômen xoắn đã biết , chỉ cần tính trị số của mômen uốn

Để định kích thước dài của trục ta chọn các kích thước sau :

• Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay , đến thành trong của hộp : ta chọn

a = 15 (mm) – sở dĩ lấy tương đối như vậy vì cần phải làm bạc chắn mỡ để bảo vệ mỡ trong bộ phận ổ, ở đây không thể dùng dầu bắn tóe để bôi trơn bộ phần ổ vì vận tốc

bộ truyền nhỏ hơn 3m/s

• Bề dày của các bánh răng b = 70 (mm)

• Chọn chiều rộng sơ bộ của ổ B = 18 (mm)- ( Bảng 10-10- TKCTM-tr269 )

• Khoảng cách giữa các chi tiết quay : ta chọn c = 15 (mm)

• Khe hở giữa bánh răng và thành trong hộp : ta chọn D ≥ 1,2Δ

Δ : Chiều dày của thân hộp , chọn δ = 10 (mm) D ≥ 1,2.10 = 12 (mm)

• Khoảng cách từ cạnh ổ đến thành trong của hộp chọn l2 = 10 (mm)

• Chiều cao của nắp và đầu bu lông Theo kiểu lót kín và phương pháp cố đinh nắp ổ , ta chọn sơ bộ l3 = 18 (mm)

• Khoảng cách từ nắp ổ đến mặt cạnh của chi tiết quay ngoài hộp l4 = 15 (mm)

• Chiều dài phần mayơ lắp trục l5 = 1,2.d = 1,2.45 = 54 (mm)

• Khe hở giửa trục và bánh răng , chọn sơ bộ là : l7 = 20 (mm)

Vẽ phác họa sơ đồ hộp giảm tốc :

SỰ PHÂN BỐ LỰC TRÊN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG

2+b +a+l2 = + + + =

B

(mm) Tính phản lực ở các gối trục

69 69

45 131 69 91 , 424 )

.

2 1

1 1 1

1

= +

+

= +

+

=

a a

d F a

F

R By r a

ω

(N) nmAy = - Ft1.a1 + RBx.(a1+a2) = 0

58 , 579 69

69

69 16 , 1159

Fr2

Fa1 Ft1

Ft2 Fa2

Fr1

II

4 , 16133 ( ) 02 , 39991 (

1

,

0

89 , 48679

2 2 ' 2 ' 2 1

'

2

2

2

.

b b b

d F

d F b

F

+ +

−

+

=

ω ω

69 85 69

2

195 131 2

76 84 , 333 69 79

,

1019

= +

85 69

) 85 69 (

16 , 1159 69

01 , 2782 )

.(

.

3 2 1

2 1 2 1

'

+ +

+

−

= +

b b F b

Tính mômen uốn ở những tiết diện nguy hiểm

Ở tiết diện e-e :

Đường kính trục ở tiết diện e-e :

Ở đây M tđ = M u2 + 0 , 75 M x2 = ( 135250 ) 2 + 0 , 75 ( 105716 , 51 ) 2 =163323,4(N.mm)

Chọn ứng suất cho phép : [σ] = 58 (N/mm2)

42 , 30 58

51 , 105716 (

75 , 0 ) 7 , 34767 (

75 ,

1

,

0

5 , 97932

c 1 = l 3 + l 4 +

2 5

c

c

F t

(N) nmE y = - R x c 1 – F r3 c 2 + R Fy (c 2 + c 3 ) = 0

61 61

61 79 , 1019 69

3002

.

3 2

2 3

+

+

= +

+

c c

c F c

41 , 429226 (

75 , 0 ) 207138 (

75 ,

41 , 429226 (

75 , 0 ) 205594 (

75 ,