thiết kế bánh răng trụ răng thawngrt đai thang inbox để nhận bản vẽ

LỜI NÓI ĐẦU Môn học chi tiết máy môn sở lý thuyết cho sinh viên khoa khí nói chung khoa khác nói riêng có cách nhìn tổng quan công nghiệp phát triển vũ bão Thiết kế đồ án chi tiết máy việc quan trọng từ sinh viên có hội tổng kết lại kiến thức lý thuyết làm quen với việc thiết kế Trong nhà máy xí nghiệp sản xuất, cần vận chuyển vật liệu rời, chủ yếu sử dụng máy vận chuyển gián đoạn, máy vận chuyển liên tục.Khác với máy vận chuyển gián đoạn thiết bị máy vận chuyển liên tục làm việc thời gian dài, chuyển vật liệu theo hướng định sẵn cách liên tục có suất cao.Băng tải loại máy thường sử dụng vận chuyển loại vật liệu Băng tải có cấu tạo đơn giản, bền, có khả chuyển vật liệu theo hướng nằm ngang, nằm nghiêng với khoảng cách lớn ,làm việc êm, suất cao Để làm quen với việc em giao thiết kế dẫn động băng tải, với kiến thức học sau thời gian nghiên cứu với giúp đỡ tận tình thầy Nguyễn Văn Tuân trao đổi bạn bè,em hoàn thành đồ án giao Song với hiểu biết hạn chế với kinh nghiệm thực tế chưa nhiều em không tránh khỏi thiếu sót.Em mong nhận bảo, đóng góp thầy thầy cô khoa, để đồ án em hoàn thiện hơn.Em xin chân thành cảm ơn thầy cô môn tận tình giúp đỡ em hoàn thành đồ án đặc biệt thầy giáo Nguyễn Văn Tuân hướng dẫn Sinh viên thực LƯU VĂN ĐOÀN Phần I: Chọn Động Cơ Và Phân Phối Tỉ Số Truyền I Chọn động Xác định công suất cần thiết động - Công suất cần thiết xác định theo công thức: Pct = Trong đó: Pct công suất cần thiết động (KW) Pt công suất tính toán trục tang (KW) η hiệu suất truyền động β là hệ số kể đến sự biến đổi của tải trọng - Hiệu suất truyền động: η = η2ol ηđ ηbr ηkn Trong đó: ηol hiệu suất cặp ổ lăn ηđ hiệu suất truyền đai thang ηbr hiệu suất truyền bánh trụ ηkn hiệu suất nối trục đàn hồi Tra bảng 2.3 ta có: ηol 0,99 → ηđ ηbr 0,95 0,96 ηkn 0,995 η = 0,992.0,95.0,96 0,995 = 0,89 Ta có : Với : 14000.0,35 1000 Pt = = = 4,9 (KW) Pt công suất làm việc trục tang băng tải F lực kéo băng tải (N) v vận tốc băng tải (m/s) => 4,9 0,89 Pct = β = = 5,5 (KW) β là hệ số kể đến sự biến đổi của tải trọng β= k P t ( i )2 i = ∑ tck i =1 P1 Ti ti ∑ (T ) t i =1 ck T t T t = ( )2 + ( )2 T1 tck T1 tck 12 3,2 4,6 + 0,652 = 0,8 8 = Xác định số vòng quay sơ hợp lý động điện - Tỉ số truyền toàn hệ thống (Ut): Ut = Uh Uđ Trong đó: Uh tỉ số truyền hộp giảm tốc Uđ tỉ số truyền truyền đai thang Tra bảng 2.4 ta chọn sơ bộ: Uđ = → ; Uh = Ut = = - Số vòng quay sơ động điện (nsb) nsb = nlv Ut Với nlv số vòng quay trục tang ( vòng/phút) nlv = 60000.0,35 3,14.80 60.1000.v π D => nsb = = 83,6 ( vòng/phút) = 83,6 = 752,39 ( vòng/phút) - Chọn số vòng quay đồng động là: nđb = 1000 (vòng/phút) Chọn quy cách động - Động chọn thỏa mãn điều kiện sau: Pđc ≥ Pct Nđb ≈ nsb ≤ Tmm T = 1,55 hệ số tải Ta có: Pct = 5,5 kW ; nsb = 752,39 (v/ph) Từ bảng P1.3 chọn động 4A có số liệu sau: Kí hiệu Công suất(KW) 4A132M6Y3 7,5 Vận tốc cosφ η (%) 0,81 85,5 (vòng/phút) 968 2,0 II.Phân phối tỉ số truyền Xác định tỉ số truyền hệ thống dẫn động theo nđc: 968 83,6 Ut = = = 11,58 Phân phối tỉ số truyền: Ut = Uh Uđ Chọn Uđ = theo tiêu chuẩn => Uh = Ut Uđ = 11,58 = 3,86 III Xác định công suất,số vòng,mô men xoắn trục Tính công suất P mỗi trục: + Trục động cơ: P0 = Pct = 5,5 (KW) n0 = nđc = 968 (vòng/phút) T0 = Tđc = 9,55 106 Pct/ nđc = 9,55 10 + Trục I: 5,5 968 =54261,4 (N.mm) P1 = P0 ηđ ηol =5,5 0,95 0,99 = 5,17 (KW) n1 = = 968 = 323 (vòng/phút) 5,17 323 T1 = 9,55 106 P1/ n1= 9,55 10 + Trục II: = 152859,1 (N.mm) P2 = P1 ηbr ηol = 5,17 0,96 0,99 = 4,91 n2 = = 323 = 108 (vòng/phút) T2 = 9,55 106 P2/ n2 = 9,55 106 + Trục công tác: (KW) 4,91 108 = 434171,3 (N.mm) P3 = P2 ηkh ηot = 4,91 0,98 0,995 = 4,79 n3 = n2/ Ukh = 108 (KW) = 108 (vòng/phút) T3 = 9,55 106 P3/ n3 = 9,55 106 4,789 108 = 423383,3 (N.mm) + Ta có bảng số liệu: Trục Động I II Công tác 7,5 5,17 4,91 4,79 108 108 Thông số P n (kw) (vòng/phút) T (N.mm) U 968 323 54261,4 152859,1 434171,3 423383,3 Phần II : Thiết kế truyền ngoài: Đai thang I Chọn loại đai - Căn theo yêu cầu kĩ thuật truyền hình 4.1 ta chọn đai thang thường loại Б làm vải cao su có sức bền tính đàn hồi cao - Tra bảng 4.13 chọn tiết diện đai : Sơ đồ tiết diện đai Kí hiệu Kích thước tiết diện đai b0(mm) 14 h(mm) 10,5 b(mm) 17 h0(mm) 4,1 F(mm2) 138 II Xác định thông số truyền Đường kính bánh đai - Đường kính bánh đai nhỏ: d1 Từ bảng 4.13 chọn đường kính bánh đai nhỏ d1 = 180 (mm) - Đường kính bánh đai lớn: d2 d2 = d1 Uđ (1 - ε ) = 180 ( 1- 0,02 ) = 529,2 (mm) Với ε hệ số trượt đai loại Б , - Tra bảng 4.26 chọn d2 theo tiêu chuẩn : ε = 0,02 d2 = 560 (mm) - Tỉ số truyền thực tế: Utt Utt = => ∆U = 100 = = 560 180 (1 − 0,02) 3,17 − 3 - Vận tốc đai: v = = = 3,17 100 = 0,17 % < ∆Umax = % ∏.968.180 60000 = 9,12 (m/s) < vmax= 25 (m/s) Khoảng cách trục: a - Dựa vào tỉ số truyền Uđ = ; tra bảng 4.14 chọn sơ khoảng cách trục : a = d2 1,0 = 560 1,0 = 560 (mm) Chiều dài đai: L L = 2a + + = 560 + ∏.(180 + 560) + - Tra bảng 4.13 chọn L theo tiêu chuẩn : (560 −180 ) 4.560 = 2346 (mm) L = 2500 (mm) - Nghiệm số vòng quay đai giây: 9,12 2,5 i= = = 3,65 s ≤ imax = 10 s Vậy đai thỏa mãn điều kiện mỏi - Tính khoảng cách trục a theo chiều dài đai tiêu chuẩn: + Theo công thức 4.6 ta tính được: − λ + λ 8∆ a= λ Với d −d =L- ; ∆ = + Thay số ta có: λ =1338,2 ; ∆ =190 ⇒ a= − 1338,2 + 1338,2 8×190 a = 641 (mm) - Tính góc ôm: α1 α1 = 180 - = 180 - 57.( 560 − 180 ) 641 Thỏa mãn điều kiện góc ôm 10 = 146,20 > αmin = 1200 Trong : σ-1,τ-1 giới hạn uốn xoắn ứng với chu kỳ đối xứng Với thép 45x có σb = 600 Mpa σ-1= 0,436.σb = 0,436.600 = 261,6 Mpa τ-1= 0,58 σ-1= 0,58.261,6 = 151,73 Mpa ứng suất pháp ứng suất tiếp tiết diện j: σ max j − σ j σaj = σ max j + σ j σmj = Đối với trục quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng, đó: σmj = Mj σaj = Wj M yj2 + M xj2 Với Mj = Khi trục quay chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động Tj τ max j τmj = τaj = = 2.Woj 45 Với Wj Wọj mômen cản uốn mômen cản xoắn tiết diện J trục, xác định sau: Trục có tiết diện tròn π d 3j Wj = 32 π d 3j W0j = 16 Trục có rãnh then π d 3j 32 − b.t1 (d j − t1 ) 2.d j Wj = π d 3j 16 − b.t1 ( d j − t1 ) Woj = 2.d j ψσ ψτ - hệ số kể đến ảnh hưởng trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi tra theo bảng 10.7 Kσdj Kτdj - hệ số xác định theo công thức Kσdj = Kσdj =  Kσ   + K x − 1  εσ  Ky  Kτ   + K x − 1  ετ  Ky 46 Trong đó: Kx: Hệ số tập trung ứng suất trạng thái bề mặt, phụ thuộc vào phương pháp gia công độ nhẵn bề mặt, cho bảng 10.8 Ky: Hệ số tăng bền bề mặt trục, cho bảng 10.9 phụ thuộc vào phương pháp tăng bền bề mặt, tính vật liệu εσ ετ - hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi, trị số cho bảng 10.10 Kσ Kτ - hệ số tập trung ứng suất thực tế uốn xoắn, trị số chúng phụ thuộc vào loại yếu tố gây tập trung ứng suất Tại bề mặt trục lắp có độ dôi, tra trực tiếp tỉ số Kσ εσ Kτ ετ theo bảng 10.11 Trị số hệ số tập trung ứng suất thực tế Kσ Kτ rãnh then cho bảng 10.12 phụ thuộc vào giới hạn bền vật liệu trục Trị số hệ số tập trung ứng suất thực tế Kσ Kτ góc lượn tra bảng 10.13 Như trị số Kσ Kτ khác biệt tuỳ thuộc vào loại yếu tố gây tập trung ứng suất Trường hợp tiết diện trục đồng thời có nhiều nguyên nhân gây tập trung ứng suất, chẳng hạn mặt cắt trung bình bề mặt lắp ghép bánh với trục đồng thời có hai yếu tố gây tập trung ứng suất, lắp có độ dôi rãnh then 47 tính toán phải so sánh giá trị Kσ εσ , Kτ ετ với lấy giá trị lớn để tính Nhận thấy bánh nguy hiểm a) Với thép 45X có σb = 600 Mpa σ-1= 0,436.σb = 0,436.600 = 261,6 Mpa τ-1= 0,58 σ-1= 0,58.261,6 = 151,73 Mpa Theo bảng 10.7, ψσ = 0,05 ψτ = b) Các trục hộp giảm tốc quay, ứng suất thay đổi theo chu kì đối xứng, đó: σm3 = σa3 = M3 W3 = 95191 3325,1 = 28,62 (Mpa) Vì trục quay chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động, τm3 = τa3 = τ max = T3 2.Wo = 10,14 (Mpa) 6.1 Kiểm tra trục I: Thay số liệu vào 10.20 10.21 ta có: Sσ = 261,6 2,3.28,26 + 0,05 = 3,97 48 Sτ = 151,7 2,13.10,14 = 7,02 3,97.7,02 S = S ⇒ 3,97 + 7,02 =3,45 > [ S = 3,45 ] =1,5÷2,5 Trục I thỏa mãn điều kiện mỏi 6.2 Kiểm tra trục II: Thay số liệu vào 10.20a 10.21a ta có: Sσ Sτ 2 = = 261,6 2,54.26,7 = 3,85 151,7 2,23.11,99 = 5,67 3,85 5,67 S S ⇒ = 3,85 + 5,67 =3,18 > [ S = 3,18 ] =1,5÷2,5 Trục II thỏa mãn điều kiện mỏi Tính kiểm nghiệm độ bền tĩnh: 49 Đề phòng khả bị biến dạng dẻo lớn phá hỏng tải đột ngột (chẳng hạn mở máy) cần tiến hành kiểm nghiệm trục độ bền tĩnh 7.1 Kiểm nghiệm trục I: (tại bánh 3) σ tđ σ + 3τ ≤ = [σ] Trong đó: [σ] ứng suất cho phép, [σ]= 0,8.σch = 0,8 340 = 272 (MPa) M 0,1.d σ= T ⇒ σ tđ ⇒ max 3 0,2.d τ= σ max 3 tđ = = = 474658,2 0,1.403 152859 ,1 0,2.403 = 74,16 (MPa) = 11,94 (MPa) 74,16 + 3.11,94 = 76,99 (MPa) = 46,99 < [σ] = 272 (MPa) Trục I thỏa mãn điều kiện bền tĩnh 7.2 Kiểm nghiệm trục II: (tại bánh 2) σ tđ = σ + 3τ ≤ [σ] 50 Trong đó: [σ] ứng suất cho phép, [σ]= 0,8.σch = 0,8 340 = 272 (MPa) M σ= 0,1.d T ⇒ σ tđ ⇒ max 0,2.d τ= σ max tđ = = = 265157,8 0,1.553 371.10 0,2.553 = 15,94 (MPa) = 111,5 (MPa) 15,94 + 3.111,52 = 193,77 (MPa) = 193,77 < [σ] = 272 (MPa) Trục II thỏa mãn điều kiện bền tĩnh Q = 1.1.1074.1.1,3 = 1396 N Chọn ổ lăn a Chọn ổ lăn cho trục Với các thông số đầu vào là n = 323 v/p , thời gian phục vụ 15000 h , tải trọng tĩnh ⇒ Ft10 = Fx210 + Fy210 = 2210,58 + 3498,04 = 4138( N ) ⇒ Ft11 = Fx211 + Fy211 = 2311,04 + 2012,5 = 3064,48( N ) 51 Đường kính ngõng trục là 35 mm * Chọn loại ổ lăn Với tải trọng nhỏ và chỉ có lực hướng tâm ta dùng ổ bi đỡ dãy cho các gối đỡ và * Chọn sơ đồ kích thước ổ Với kết cấu trục đã vẽ và đường kính ngõng trục là 35mm tra bảng P2.7 trang 254/Q1 Chọn ổ bi đỡ dãy cỡ trung 307 với các thông số sau : đường kính d = 35mm, đường kính ngoài D= 80 mm, chiều rộng của ổ B = 21mm, r=2,5, đường kính bi = 14,29 mm , khả tải động C = 26,2kN , khả tải tĩnh C = 17,90 kN * Tính kiểm nghiệm khả tải của ổ - Tính tải trọng quy ước Q , với lực dọc trục Fa = (N) Q= X V Fr k t k d = 1.1.3064,48.1 = 3,06448( kN ) Trong đó: - X: hệ số tải trọng hướng tâm; X=1 , - V: hệ số kể đến vòng quay (vòng quay ) nên V=1 - kt: hệ số kể đến ảnh hưởng nhiệt độ, nhiệt độ làm việc ổ ta kt = chọn (nhiệt độ ≤100 0C ), -kđ: hệ số kể đến đặc tính tải trọng,kđ=1 (tải trọng tĩnh) - tính khả tải động của ổ C d = Q m L = 3,064483 290,7 = 20,3 < C = 37,8( kN ) 52 Trong : M: bậc đường cong mỏi; m=3; L: tuổi thọ ổ bi đỡ Với; Lh=15000 Tuổi thọ ổ lăn: L= Lh.n1.60.10-6= 15000.323.60.10-6= 290,7 triệu vòng - kiểm nghiệm khả tải tĩnh của ổ với lực dọc trục Fa = (N) Q0 = Fr = 2012,5( N ) = 2,0125( kN ) < C = 26,7( kN ) b Chọn ổ lăn cho trục Với các thông số đầu vào là n = 108 v/p , thời gian phục vụ 15000h , tải trọng tĩnh ⇒ Ft 20 = Fx220 + Fy220 = 3708,8 + 1084 ,3 = 3864 ,1( N ) ⇒ Ft 21 = Fx221 + Fy221 = 47422 + 1084 ,3 = 4864,4( N ) Đường kính ngõng trục là 50 mm * Chọn loại ổ lăn Với tải trọng nhỏ và chỉ có lực hướng tâm ta dùng ổ bi đỡ dãy cho các gối đỡ và * Chọn sơ đồ kích thước ổ Với kết cấu trục đã vẽ và đường kính ngõng trục là 50 mm tra bảng P2.7 trang 254/Q1, chọn ổ bi đỡ dãy cỡ trung 210 với các thông số sau : Đường kính d = 50 mm , đường kính ngoài D = 90 mm , chiều rộng của ổ B= 20mm , r= 2,0 , đường kính bi = 12,7 mm , khả tải động C= 27,5 kN , khả tải tĩnh C0 =20,2 kN * Tính kiểm nghiệm khả tải của ổ Chọn lại chiều của Fx cho phản lực sinh ổ là lớn nhất Nhận thấy chọn chiều Fx tính trục thỏa mãn yêu cầu Vậy ta tiến hành kiểm nghiệm cho ổ chịu tải trọng lớn Fr=Ft20=3708,8 (N) 53 - Tính tải trọng qui ước Q, với lực dọc trục Fa=0 (N) Q= X V Fr k t k d = 1.1.3708,8.1 = 3,7( kN ) t Trong đó với ổ đỡ chỉ chịu lực hướng tâm X= , V=1 (vòng quay ), k =1 nhiệt d độ < 100 C ) , k =1 ( tải trọng tĩnh ) - tính khả tải động của ổ C d = Q m L = 3,73 97,2 = 17( kN ) < C = 56( kN ) Trong : M: bậc đường cong mỏi; m=3; L: tuổi thọ ổ bi đỡ Với; Lh=15000 Tuổi thọ ổ lăn: L= Lh.n2.60.10-6= 15000.108.60.10-6= 97,2 triệu vòng - kiểm nghiệm khả tải tĩnh của ổ với lực dọc trục Fa =0 (N) Q0 = Fr = 3708,8( N ) = 3,7( kN ) < C0 = 42,6( kN ) Thỏa mãn điều kiện Phần Tính toán kết cấu hộp giảm tốc Các phần tử cấu tạo hộp giảm tốc: Vỏ hộp giảm tốc có nhiều loại khác nhau, song chúng phải đảm bảo nhiệm vụ chung sau: bảo đảm vị trí tương đối chi tiết phận máy, tiếp nhận tải trọng chi tiết lắp vỏ truyền đến, đựng dầu bôi trơn, bảo vệ chi tiết máy tránh bụi bặm Chỉ tiêu mà hộp giảm tốc cần thoả mãn độ cứng vững cao đồng thời có khối lượng nhỏ Để đảm bảo yêu cầu trên, hộp giảm tốc chế tạo phương pháp đúc Vật liệu thường sử dụng để đúc hộp giảm tốc gang xám, ta chọn loại gang xám có kí hiệu GX15-32 Hộp giảm tốc cấu thành hai phận thân nắp hộp Để xác định kích thước phận này, người ta thường kích thước 54 truyền để tính toán theo bảng 18.1 [1], kết tính toán kích thước hộp giảm tốc trình bày theo bảng đây: Bảng Kích thước vỏ hộp giảm tốc Tên gọi Công thức Chiều dày thân hộp δ = 0,03.a + > Chiều dày nắp hộp δ = 0,9.δ δ1 = 8,3 Chiều dày gân tăng cứng e = ( 0,8 ÷ 1).δ e= Chiều cao gân tăng cứng Độ dốc h < 58 50 Khoảng độ Kích thước δ = 7,5 Đ/k bu lông d > 0,04.a + 10 > 12 d1= 20 Đ/k bu lông cạnh ổ d = ( 0,7 ÷ 0,8).d1 d2= 14 Đ/k bu lông ghép bích nắp thân d = ( 0,8 ÷ 0,9 ).d d3= 12 Đ/k vít ghép nắp ổ d = ( 0,6 ÷ 0,7 ).d d4= Đ/k vít nắp cửa thăm d = ( 0,5 ÷ 0,6) d d5=8 Chiều dày mặt bích thân hộp S = (1,4 ÷ 1,8).d S3=18 Chiều dày mặt bích nắp hộp S = ( 0,9 ÷ 1).S S4= 12 Bề rộng bích nắp thân K = K − ( ÷ 5) K3= 40 S1 = (1,4 ÷ 1,7 ).d1 D3= 80 D2= 65 K2= 45 S1= 30 Đường kính mặt bích ổ Đường kính tâm lỗ vít Bề rộng mặt ghép bu lông cạnh ổ Chiều dày mặt đế Khe hở chi tiết: Giữa bánh với thành hộp Giữa đỉnh bánh lớn với đáy hộp Giữa mặt bên bánh với ∆ ≥ (1 ÷ 1,2 )δ ∆1 ≥ ( ÷ 5)δ 55 10 40 11 ∆ ≥δ K = 3.d1 Bề rộng mặt đế Số lượng bu lông K1= 60 Z=4 2.Một số kích thước khác liên quan đến cấu tạo hộp giảm tốc: Bulong vòng móc: để nâng vận chuyển hộp giảm tốc (như gia công ,lắp ghép …)trên lắp thân thường lắp thêm bulong vòng móc Kích thước bulong chọn theo trọng lượng hộp giảm tốc Tra bảng 18-3btrang 89/Q2 Ta có trọng lượng hộp :240kg Chọn phương án làm móc Chốt định vị : Để đảm bảo vị trí tương đối nắp thân trước sau gia công lắp ghép dùng chốt định vị Nhờ có chốt định vị , xiết bulong không làm biến dạng vòng ổ (do sai lẹch vị trí tương đối giữu nắp thân)do loại trừ số nguyên nhân làm ổ chóng bị hỏng 56 Nắp cửa thăm: Để kiểm tra quan sát tiết máy hộp lắp ghép để đổ dầu vào hộp Nút thông hơi: Khi làm việc, nhiệt độ bên hộp giảm tốc tăng lên Để giảm áp suất điều hoà không khí bên bên hộp, ta lắp thêm lỗ thông nắp quan sát 57 Nút tháo dầu: Sau thời gian làm việc dầu bôi trơn hộp bị bẩn, bụi bặm hạt mài, bị biến chất không đủ khả bôi trơn cần phải tiến hành thay dầu Để tháo dầu cũ ra, đáy hộp ta bố trí lỗ tháo dầu, lúc làm việc lỗ tháo dầu bịt kín nút tháo dầu Kích thước nút tháo dầu lựa chọn sở bảng 18.8 [1] Nắp ổ: gồm hai loại nắp ổ kín nắp ổ thủng sử dụng với mục đích che kín ổ, đồng thời thông qua cách lắp ghép nắp ổ ổ điều chỉnh ăn khớp truyền nhờ điều chỉnh độ dày mỏng đệm Kích thước nắp ổ xác định thông qua kích thước mặt bích nắp ổ vỏ hộp giảm tốc đường kính ổ 3.Bôi trơn hộp giảm tốc Để giảm mát công suất ma sát ,giảm mài mòn ,đảm bảo thoát nhiệt tốt đề phòng chi tiết máy bị han gỉ cần phảI bôi trơn liên tục truyền hộp giảm tốc 1.Phương pháp bôi trơn hộp giảm tốc 58 - Với vận tốc vòng 2.8324(m/s) chọn phương pháp bôi trơn ngâm dầu - Bánh ngâm dầu ,với chiều sâu ngâm dầu =(0,75 ~2)h=22mm với h=16,962 (chiều cao răng) - với công suất truyền =5,5 kw lượng dầu cần thiết khoảng lít :P 2.Dầu bôi trơn hộp giảm tốc Với vật liệu làm bánh thép 45 có độ bền =600MPa dựa vào bảng 1811,18-3 trang 100,101 /Q2 chọn loại dầu bôi trơn cho hộp giảm tốc AK-20 59 [...]... băng tải chọn k = 1,4 Tt = 1,4.152859 ,1 1000 =213,96 (Nm) Tra bảng 16.10ab trang 68/Q2 Chọn nụi trục T=500 (Nm) thỏa mãn khả năng truyền momen xoắn có các kích thớc cơ bản sau *Kích thớc cơ bản của n/t vòng đàn hồi mm T=500, d=56, D=170, dm=80, L= , l= , d1=95, D0=130, Z=8, nmax=3600, B=5, B1=60, l1=30 , D3=28, l2=32 *Kích thớc cơ bản của vòng đàn hồi T=500, dc=14, d1=M10, D2=20, l=62, l1=34, l2=15,... = 5,625 (mm) Khong cỏch trc aw = 150 (mm) H s dch chnh x=0 Gúc nghiờng rng =0 Gúc n khp tw = 40 0 phn 3: tớnh toỏn trc 1.Chọn khớp nối trục Chọn loại khớp nối là : Nối trục đàn hồi Chọn cụ thể : 27 -Khớp nối có tác dụng truyền momen xoắn từ trục của hộp giảm tốc đến trục công tác do đó mà momen xoắn cần truyền phải nhỏ hơn hoặc bằng giá trị cho phép mà khớp nối có thể tải đợc Tt = k T [ T ] T : momen... d = 1,07 [ d ] = ( 2 ữ 4) (MPa) Kiểm nghiệm độ bền uốn của chốt u = kT2l0 1,4.152859 ,1.52 = 3 0,1.d c D0 Z 0,1.143.130.8 u = 40,0 [ u ] = ( 60 ữ 80 ) =40,0 (MPa) (MPa) Chọn nối trục thỏa mãn Tính lực tác dụng lên trục Fk = Fk (0,2 0,3).2.1512504,4 = 2420 3630 160 (N) Chọn Fk = 3000 N 2 TNH TRC a Chn vt liu S dng thộp C45, thng hoỏ, cú HB = 170217, b= 600 Mpa, b= 340 Mpa, ng sut xon cho phộp... ú: Fv = 0,178 9,122 = 33,6 (N) F0 = 780 7,5.1,25 9,12.0,89 2 + 33,6 = 484 (N) 0 - Lc tỏc dng lờn trc: Fr = 2.F0.z.sin() = 2 484 2.sin( 12 146,2 2 ) = 1852 (N) 6.Bng túm tt cỏc thụng s ca b truyn ai thang: Thụng s Giỏ tr ng kớnh bỏnh ai nh d1 (mm) 180 ng kớnh bỏnh ai ln d2 (mm) 560 Chiu rng bỏnh ai B (mm) 44 Chiu di dõy ai L (mm) 2500 Khong cỏch trc a (mm) 641 F i (mm2) 138 Fr (N) 1852 146,2 Tit ... 3: tớnh toỏn trc 1.Chọn khớp nối trục Chọn loại khớp nối : Nối trục đàn hồi Chọn cụ thể : 27 -Khớp nối có tác dụng truyền momen xoắn từ trục hộp giảm tốc đến trục công tác mà momen xoắn cần truyền... 54261,4 152859,1 434171,3 423383,3 Phn II : Thit k b truyn ngoi: thang I Chn loi - Cn c theo yờu cu k thut ca b truyn v hỡnh 4.1 ta chn thang thng loi lm bng vi cao su cú sc bn v tớnh n hi cao -... D0 Z 0,1.143.130.8 u = 40,0 [ u ] = ( 60 ữ 80 ) =40,0 (MPa) (MPa) Chọn nối trục thỏa mãn Tính lực tác dụng lên trục Fk = Fk (0,2 0,3).2.1512504,4 = 2420 3630 160 (N) Chọn Fk = 3000 N TNH