Thiết kế hệ dẫn động băng tải

Thiết kế hệ dẫn động băng tải

Website: http://www.docs.vn Email : lienhe@docs.vn Tel : 0918.775.368 Thuyết minh đồ án môn học chi tiết máy Thiết kế hệ dẫn động băng tải ********************** I. Chọn động cơ 1. Xác định công suất cần thiết của động cơ Công suất cần thiết lớn nhất N ct trên trục động cơ đợc xác định theo công thức: N ct = N lv / Trong đó : N ct - Công suất cần thiết trên trục động cơ. N lv - Công suất tính toán trên trục máy công tác. )(674.1 1000 23,0.28000 1000 . KW vF N lv === Với F , v - là lực kéo và vận tốc băng tải . - Hiệu suất chung của hệ dẫn động . Theo sơ đồ tải trọng đề bài thì : = tv . kn . br . m ol . x Trong đó: - m = 4 là số cặp ổ lăn ; Tra bảng 2.3 , ta đợc các hiệu suất: - ol = 0,99 - hiệu suất của một cặp ổ lăn; ( vì ổ lăn đợc che kín) . - br = 0,96 - hiệu suất của một cặp bánh răng ; - kn = 0.99 - hiệu suất của khớp nốitrục đàn hồi; - x = 0,9 - hiệu suất của bộ truyền xích; (bộ truyền xích để hở ) . - tv =0,8 -hiệu suất bộ truyền trục vít Thay số ta có : =0,8. 0.99 . 0,96. 0,99 4 . 0,9 0,664 => N ct = N lv / = 1.674 / 0.664 2.521 (kW) Công suất cần thiết của động cơ là: 2,52(kW) 2. Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ , chọn động cơ. Tốc độ làm việc của băng tải là: v=0.23 (m/s) Đờng kính tang : D=350(mm)=0,35(m) Vận tốc vòng n lv = )(4 350. 23,0.60000 . .60000 p v D v == Tìm vận tốc vòng sơ bộ n sb : n sb =n lv .u ch (maxữmin) 1 T mm T 1 T 2 t ck t 1 t 2 t mm Website: http://www.docs.vn Email : lienhe@docs.vn Tel : 0918.775.368 - u ch : tỉ số truyền chung của hệ thống: u ch =u h .u n - u h : tỉ số truyền của hộp giảm tốc - u n : tỉ số truyền của bộ truyền ngoài(bộ truyền xích) +u h chọn trong khoảng:35ữ80 +u n chọn trong khoảng:2ữ5 u chmin =35.2=70 u chmã =80.5=400 n sb = (n lv .u chmin ữn lv .u chmax ) =(280v/pữ1600v/p) Chọn u tiên động cơ có tốc độ quay là 1500v/p Quy cách động cơ phải thỏa mãn đồng thời : N đc N đc/yc , n đc n sb và : dn K mm T T T T Do vậy ta chọn động cơ có số hiệu là:Dk.42-4 Các thông số của động cơ là: - vận tốc vòng:n=1420v/p - công suất động cơ :N đc =2,8(kW) - T k /T dn =1,9 Kết luận: Động cơ Dk.42-4 có kích thớc phù hợp với yêu cầu thiết kế. II. PHÂN PhốI Tỷ Số TRUYềN 1. Phân phối tỉ số truyền Ta có : u ch = u h . u n Tỷ số truyền chung 335 4 1420 === lv dc ch n n u Chọn u h = 80 u n =u ch /u h =335/80=4,2 Trong đó u h = u 1 . u 2 Trong đó : u 1 : Tỉ số truyền cấp nhanh(bánh răng) u 2 : Tỉ số truyền cấp chậm(trục vít) chọn u 1 =2,5 => u 2 =u h /u 1 =80/2,5=32 Kết luận : u c = 335 ; u 1 = 2,5;u 2 = 32 ; u xích = 4,2 2. Xác định công suất, mômen và số vòng quay trên các trục. Tính công suất, mô men, số vòng quay trên các trục (I, II, III, T {tang}) của hệ dẫn động. Công suất : N 1 =N đc =2,8 (kW) ; n 1 =n đc =1420 vg/ph 2 Website: http://www.docs.vn Email : lienhe@docs.vn Tel : 0918.775.368 Công suất trên các trục là: Trục I N I = N ct . k . ol = 2,52 . 0,99 .0,99 = 2.47 KW Trục II N II = N I . ol . br = 2,47 . 0,99 . 0,96 = 2,35 KW Trục III N III = N II . tv . ol = 2,35 . 0,8 .0,99 = 1,86 KW Trục tang N t = N II . x . ol = 1,86 . 0,9 .0,99 = 1,66 KW Số vòng quay: Trục I n I = n đc = 1440 vg/ph Trục II 568 5,2 1440 1 1 === u n n II vg/ph Trục III 75,17 32 568 2 2 === u n n III vg/ph Trục tang 2,4 335 1440 === c dc t u n n vg/ph Mô men T I = 9,55. 10 6 . 16612 1420 47,2 .10.55,9 6 == I I n N N. mm. T II = 9,55. 10 6 . 39511 568 35,2 .10.55,9 6 == II II n N N. mm. T III = 9,55. 10 6 . 1000732 75,17 86,1 .10.55,9 6 == III III n N N. mm. T t = 9,55. 10 6 . 3774524 2,4 66,1 .10.55,9 6 == t t n N N. mm. Bảng thông số: I II III T U u 1 = 2,5 u 2 = 32 u xích = 4,2 N(kw) 2,47 2,35 1,86 1,66 n (vg/ph) 1420 568 17,75 4,2 T(N.mm) 16.612 39.511 1.000.732 3.774.524 III. Tính bộ truyền ngoài Bộ truyền xích Số liệu đầu: Công suất N = N III = 1,86 KW n 1 = n III = 17,75 vg/ph, n 2 = 4,2 vg/ph , u = u x = 4,2, tải trọng va đập vừa, bộ truyền nằm ngang 1. Chọn loại xích và xác định các thông số của bộ truyền. Do vận tốc và công suất truyền không cao cho nên ta chọn loại xích con lăn. Dạng hỏng chủ yếu và nguy hiểm nhất là mòn, do đó ta tính xích theo độ bền mòn. 3 Website: http://www.docs.vn Email : lienhe@docs.vn Tel : 0918.775.368 -Theo bảng 5.4 (sách tính toán thiết kế .tr 80-T1 ) ứng với u = 4,2, ta chọn số răng đĩa nhỏ Z 1 = 29-2.u=29-2.4,2=20,6 chọn số răng đĩa nhỏ là Z 1 = 21 Từ đó ta có số răng đĩa lớn Z 2 = u. Z 1 = 4,2.21=88,2 => Z 2 =87 - Tỉ số truyền thực là :u x = 4,14 - Bớc xích( t ) đợc xác định theo công thức tính toán ( công thức 12-22) và tra bảng 12.5 [ giáo trình chi tiết máy T2 tr 12-15 ] Ta có Làm việc êm, lấy K đ = 1 hệ số tải trọng động Chọn khoảng cách trục a 25.t K a = 1,25 hệ số chiều dài xích Bộ truyền nằm ngang K o = 1 hệ số xét đến cách bố trí bộ truyền(40 0 ) Bộ truyền có thể điều chỉnh đợc K đc = 1- hệ số xét đến khả năng điều chỉnh Chọn phơng án bôi trơn định kỳ K b = 1,3 - hệ số xét đến điều kiện bôi trơn Bộ truyền làm việc 1 ca K c = 1 - hệ số kể đến chế độ làm việc Theo công thức 5.4 (sách tính toán thiết kế .) ta có hệ số điều kiện sử dụng xích K = K đ . K a . K o . K đc . K b . K c =1,5 . 1 . 1 . 1 . 1,3 . 1= 1,62 Hệ số răng đĩa dẫn K Z = 25/ Z 1 = 25/21=1,19 Hệ số vòng quay K n = n 0 / n 1 = 50/ 17,75 = 2,81 ; với n 0 = 50 vg/ph Hệ số xét đến số dãy xích K x = 1 chọn xích một dãy. Theo công thức 12 22 (giáo trình chi tiết máy T2 tr 12-15) ta có công suất tính toán là N tt = K . K Z . K n . N / K x = 1,62. 1,19.2,81.1,86/ 1 = 10,08 KW theo bảng 5.5 (sách tính toán thiết kế . T1) với n 0 = 50 vg/ ph, ta chọn bộ xích một dãy có bớc xích t = 38,1 mm thoả mãn điều kiện bền mòn N tt < [N] = 10,5 KW đồng thời theo bảng 5.8 thì thoả mãn điều kiện t < t max - Khoảng cách trục sơ bộ a = 25 . t = 25 . 38,1 =952,5 mm Số mắt xích đợc xác định theo công thức X= 2.a/ t + 0,5( Z 1 + Z 2 ) + (Z 2 - Z 1 ) 2 . t / 4 2 .a = 2.952,5/38,1+0,5(21+87) + (87-21) 2 .38,1/4. 2 .952,5 =104,06 Ta đợc X = 104 mắt Ta tính chính xác khoảng cách trục a theo công thức 4 Website: http://www.docs.vn Email : lienhe@docs.vn Tel : 0918.775.368 ( ) ( ) [ ] ( ) [ ] +++= 2 12 2 2121 /Z2Z0,5-XZ0,5-X 25,0 ZZZta ( ) ( ) [ ] ( ) [ ] +++= 22 /2187287210,5-10487210,5-104.1,38.25,0 a thay số ta đợc a = 734,4 mm để xích không phải chịu lực căng quá lớn ta giảm khoảng cách trục a vừa tính đợc một lợng a = ( 0,0020,004).a do đó ta lấy a = 732 Đờng kính các đĩa xích Theo công thức 5.17 (sách tính toán thiết kế .tr 86-T1 ) Ta có : đờng kính đĩa xích dẫn d 1 = t/sin(/Z 1 ) = 38,1 / sin(/21) = 255,6 mm đờng kính đĩa xích bị dẫn d 1 = t/sin(/Z 2 ) = 38,1 / sin(/87) = 1055 mm đờng kính đỉnh răng xích: d a1 =t.(0,5+cotg(/Z 1 ))=38,1(0,5+cotg(/21))=272 d a2 =t.(0,5+cotg(/Z 2 ))= 38,1(0,5+cotg(/87))=1073,6 2.Tính toán kiểm tra xích về độ bền: Hệ số an toàn của bộ truyền: s=Q/(K đ .K t +F 0 +F v )[s] =127.10 3 /(1,7.7900+0,32+158)=9,35>[s]= 7 +Q:tải trọng phá hỏng tra bảng 5.2,5.3 sách tính toán thiết kế Q=127000(N) +K đ : hệ số tải trọng động K đ =1,7 (do T mm =1,8T 1 ) + F t : lực vòng; F t =1000.N/v=6. 10 7 .N/ Z 1 . n 1 . t =1,86.6.10 7 / (21.38,1.17,75)= 7900(N) +F 0 : lực căng do trọng lợng nhánh xích bị động gây ra F 0 =9,81.k f .q.a=9,81.4.0,732.5,5=158 +F v : lực căng do lực li tâm sinh ra F v =q.v 2 =5,5.0,24 2 =0,32 +s,[s] : hệ số an toàn và hệ số an toàn cho phép(ta bảng 5.10 sách thiết kế hệ dẫn động . tập 1) Nhận xét: Độ bền của bộ truyền xích đảm bảo Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc cho xích: ứng suất tiếp xúc của xích phải thoả điều kiện H =0,47 )./().( dvddtr kAEFKFK + [ H ] =0,47. 395/10.1,2).3,11.7900(48,0 5 + =165,3(MPa)<[ H ]=600 MPa 5 Website: http://www.docs.vn Email : lienhe@docs.vn Tel : 0918.775.368 + H ,[ H ] :ứng suất tiếp xúc và ứng suất tiếp xúc cho phép (bảng 5.11 sách TKHDĐCK ) + F vd :lực va đập trên dãy xích F vd =13.10 -7 n 1 t 3 = 13.10 -7 17,75.38,1 3 .1=1,3 + E: mô dun đàn hồi của vật liệu con lăn và răng đĩa; E=2,1.10 5 Mpa +K đ =1:hệ số tải trọng động +K r =0,48: hệ số xét đến ảnh hởng của số răng đĩa xích(Z) +k d =1 : hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy +A=395: diện tích chiếu của bản lề (tra bảng 5.12 TKHDĐCK) Nhận xét : bộ truyền xích đảm bảo độ bền tiếp xúc Lực tác dụng lên trục đĩa xích đợc xác định theo công thức F r = K t . F t = 6. 10 7 .K t .N/ Z 1 . n 1 . t Trong đó K t = 1,15 là hệ số xét đến trọng lợng của xích tác dụng lên trục ( ở đây bộ truyền nằm ngang ) Thay số ta có F r = 1,15.1,86.6.10 7 / (21.38,1.17,75) = 11850 (N) iV.TíNH toán, thiết kế Bộ TRUYềN trục vít bánh vít Các số liệu ban đầu: N II = 1,86 KW , n 1 = 568 v/ph , n 2 = 17,75 v/ph T 2 = 1000732 N.mm , Bộ truyền làm việc trong 11000 giờ 1.Chọn vật liệu,xác định ứng suất tiếp xúc cho phép [ H ] Vận tốc trợt của bộ truyền V sb =4,5.10 -5 .n 1 . 3 2 T = 4,5.10 -5 .568 3 1000732 =2,56 m/s Do vậy ta chọn vật liệu làm vành bánh vít là đồng thanh không thiếc 9-4 , phần đĩa để lắp bánh vít vào trục làm bằng gang xám để giảm giá thành bộ truyền Đúc trong khuôn kim loại => b =500(MPa); ch =200(MPa) Tra bảng 7.2 ta đợc [ H ]=180(MPa) ;ứng suất uốn cho phép [ F ]=[ F0 ].K FL Do bộ truyền quay 1 chiều => [ F0 ]=0,25. b +0,08 ch =141 (MPa) Hệ số tuổi thọ: K FL = 9 6 /10 FE N = 9 66 10.45,6/10 =0,81 Trong đó N FE =60.n 2 . ii tTT 9 max22 )/( =60.17,75.11000(1 9 .0,5+0,8 9 .3/8) =6,45.10 6 [ F ]= [ F0 ].K FL =141.0,81=114,2(MPa) ứng suất cho phép khi quá tải: 6 Website: http://www.docs.vn Email : lienhe@docs.vn Tel : 0918.775.368 [ H ] max =0,2 ch =0,2.200=400 MPa [ F ] max =0,8 ch =0,8.200=160 MPa 2.Xác định khoảng cách trục và kiểm nghiệm độ bền Mô men xoắn trên trục vít T 2 =1000732 (Nmm) Chọn sơ bộ hệ số tải trọng K H =1,2 Chọn sơ bộ q=(0,3.Z 2 ) =18; Chọn Z 1 = 2 =>Z 2 =u 1 Z 1 =32.2=64 răng +a đợc xác địmh theo công thức: a (Z 2 +18) 3 2 2 2 / ]).[/170( qKTZ HH (64+18) 3 2 18/2,1.1000732.)180.64/170( =204,97 mm chọn a =205 mm Tính đợc môđun m theo công thức: m= 2a /(q+Z 2 )=2.205/(18+64)=5 + Đờng kính vòng chia trục vít: d 1 =q.m=18.5=90 mm Hệ số dịch chỉnh: x=(a /m)-0,5(q+Z 2 )=(210/5)-0,5(18+64)=0 +Tính ứng suất tiếp xúc kiểm nghiệm độ bền: K H =1 + (Z 2 /) 3 (1-kt)= 1+(64/230) 3 (1-0,5)=1,01 Với kt= ]/)./[( max22 iiii ttTT =(1.0,5+0,5.0,6)=0,5 : hệ số biến dạng trục vít ( tra bảng 7.5 TKHDĐCK) =230 Vận tốc trợt: v s =.d 1 .n 1 /(60000.cos ) =.90.568/60000.cos5,71 0 =2,7 m/s với góc vít = =arctg[Z 1 /q]=arctg[2/18]=6,34 0 v s =2,7 => chọn cấp chính xác là 8 ,tra bảng 7.7 ta đợc K HV =1,2 H =(170/Z 2 ) qKKTaqZ HVH / ]/)[( `2 3 2 + =(170/64) 18/2,1.01,1.1000732.]210/)1864[( 3 + 168,24 MPa vậy H <[ H ] = 180 => bộ truyền đảm bảo độ bền tiếp xúc Kiểm tra lợng thừa bền theo công thức: ([ H ]- H )/ H =(180-168,24)/168,24=0,07<0,1 => độ thừa bền là hợp lí +Kiểm nghiệm sức bền uốn - Z 1 =2 => b 2 0,75.d a1 ,b 2 :chiều dày bánh vít,d a1 :đờng kính vòng đỉnh bánh vít d a1 =m(q+2)=5(18+2)=100 mm =>b 2 75 mm Chọn b 2 =70 mm -Số răng tơng đơng Z v =Z 2 /cos 3 =64/cos 3 6,34 0 65 răng Tra bảng 7.8 => Y F =1,73 -Hệ số K F =K H =K H .K HV =1,01.1,2=1,212 -d 2 =m.Z 2 =5.64=320 mm : đờng kính chia bánh vít 7 Website: http://www.docs.vn Email : lienhe@docs.vn Tel : 0918.775.368 Kiểm nghiệm sức bền uốn theo công thức: F =1,4.T 2 Y F K F /b 2 .d 2 .m.cos =1,4.1000732.1,73.1,2/70.320.5.cos6,34 0 =26,1<[ F ]=114,2Mp a Kết luận: Bộ truyền cấp chậm làm việc an toàn * Trục vít -Chọn vật liệu làm trục vít là thép C45 tôi cải thiện, HB=200 MPa -Theo bảng 7.10 ta tính đợc chiều dài phần cắt ren trục vít b 1 (11+0,06.Z 2 )m=(11+0,06.64).5=74,2 chọn b 1 =85 mm 3.Các thông số của bộ truyền -Khoảng cách trục: a =0,5m.(q+Z 2 )=0,5.5.(18+64)=205 mm -Đờng kính vòng chia: d 1 =qm=18.5=90 mm d 2 =mZ 2 =5.64=320 mm -Đờng kính vòng đỉnh: d a1 =d 1 +2m=90+2.5=100 d a2 =m(Z 2 +2)=5(64+2)=330 mm -Đờng kính vòng dáy: d f1 =m(q-2,4)=5(18-2,4)= 78 mm -Đờng kính ngoài của bánh vít: d aM 2 d a2 +1,5m=330+7,5=337,5 -Chiều rộng bánh vít : b 2 0,75d a1 =75 mm, lấy b 2 =70mm -Góc ôm =arcsin[b 2 /(d a1 -0,5m)]=45,88 0 =>2=91,76 0 4.Tính nhiệt cho bộ truyền -Diện tích thoát nhiệt cho bộ truyền đợc tính theo công thức: A1000(1-).P 1 /{[0,7.K t (1+)+0,3K tq A q ](t d -t 0 )} Trong đó: Hệ số kể đến sự giảm nhiệt sinh ra trong 1 đơn vị thời gian =t ck /( )/( ckii ttP =1/(0,5.1+0,8.3/8)= 1,25 Chọn hệ số toả nhiệt K t =15 w/m 2 C; Hệ số kể đén sự thoát nhiệt qua bệ máy =0,25 K tq :hệ số toả nhiệtcủa phần bề mặt hộp đợc quạt, chọn K tq =21 ứng với n q =930 v/p Nhiệt độ cao nhất cho phép của dầut d =90 0 c;t 0 =20 0 C Diện tích bề mặt hộp đợc quạt nguội A q =0,3A Thay số vào công thức ta đợc A0,92 (m 2 ) 5.Lực tác dụng lên bộ truyền -F t1 =F a2 =2T 1 /d 1 =2.39510/90=878(N) -F t2 =F a1 =2T 2 /d 2 =2.1000732/320=6255(N) -F r1 =F r2 =F t2 .tg()/cos() = 6255.tg20 0 /cos6,34 0 =2290(N) 8 F a1 F t1 F t2 F r2 F r1 F a2 Website: http://www.docs.vn Email : lienhe@docs.vn Tel : 0918.775.368 V.Tính toán bộ truyền bánh răng. + Các dữ kiện đã biết của bộ truyền: -Tỉ số truyền u= 2,5 T 1 =16610 Nmm n 1 =1420 v/p T 2 =43250 Nmm n 2 =568 v/p 1. Chọn vật liệu. Xác định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép. Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo sự thống nhất hoá trong thiết kế ta chọn vật liệu nh sau: Bánh răng nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241 ữ 285 có: b1 = 750 MPa ; ch 1 = 450 MPa. Chọn HB 1 = 200 (HB) Bánh răng lớn: Thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn MB 192 .240 có: b2 = 750 MPa ; ch 2 = 450 MPa. Chọn HB 2 = 150 (HB) Do bộ truyền làm việc trong điều kiện che kín đủ dầu bôi trơn nên dạng hỏng chủ yếu là tróc mỏi, do đó ta tính toán theo độ bền tiếp xúc ta xác định ứng suất tiếp xúc cho phép ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở của bánh 1 và bánh 2: 0 1limH =2HB 1 +70=2.200+70=470(MPa) 0 2limH =2HB 2 +70=2.150+70=370(MPa) 0 1limF =1,8HB 1 =1,8.200=360(MPa) 0 2limF =1,8HB 2 =1,8.150=270(MPa) Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở: N H01 =30HB 4,2 1 =30.200 2,4 =1.10 7 N H02 =30HB 4,2 2 =30.150 2,4 =0,5.10 7 N F0 = 4.10 6 (Đối với tất cả các loại thép) Số chu kì chịu tải trọng thay đổi tơng đơng của bánh lớn N HE ,N FE đợc xác định theo công thức . ( ) ckiiiHE ttTTtnCN /./ 60 3 122 = Trong đó : C = 1 là số lần ăn khớp của răng trong một vòng quay t i = 11000 là tổng thời gian làm việc của bộ truyền t i là thời gian làm việc ở chế độ tải trọng T i từ đó ta có N HE2 = 60.1.568.11000.(1 3 .4/8 + 0,8 3 .3/8) = 2,6.10 8 => N HE2 > N HO2 => lấy hệ số tuổi thọ K HL2 = 1 , do N HE1 =u.N HE2 nên K HL1 = 1 ứng suất tiếp xúc cho phép Bánh răng không đợc tăng bề mặt nên chọn hệ số an toàn S H = 1,1 [ H1 ]= 0 1limH .K HL1 /s H1 =470.1/1,1=427,3 (MPa) 9 Website: http://www.docs.vn Email : lienhe@docs.vn Tel : 0918.775.368 [ H2 ]= 0 2limH .K HL2 /s H2 =370.1/1,1=336,4 (MPa) Bánh răng là bánh răng trụ răng nghiêng nên lấy: [ H ]=1/2([ H1 ]+[ H2 ])=382 (MPa) ( ) cki m iiFE ttTTtnCN F /./ 60 122 = thay số vào ta đợc N FE2 =2,24.10 8 > N F0 =4.10 6 => K FL2 =1 , do N FE1 =u.N FE2 nên K FL1 = 1 ứng suất uốn cho phép: Hệ số an toàn S F = 1,75 - bảng 6.2 (sách tính toán thiết kế . T1) [ F1 ]= 0 1limF .K FL1 /s F1 = 360/1,75=205,7(MPa) [ F2 ]= 0 2limF .K FL2 /s F2 = 270/1,75=154,3(MPa) ứng suất quá tải cho phép: [ H ] max =2,8, ch2 =2,8.450= 1260 [ F1 ] max =0,8, ch1 =0,8.450= 360(MPa) [ F1 ] max =0,8, ch2 =0,8.450= 360(MPa) 2. Tính khoảng cách trục và các thông số ăn khớp: Xác định sơ bộ khoảng cách trục: theo công thức 6.15a (sách tính toán thiết kế . T1) a 2 = 43(u 2 +1) [ ] 3 2 1 . aH H u KT Trong đó: T 1 môn xoắn trên trục bánh chủ động T 1 =16610 (N.mm) a = b / a - hệ số chiều rộng bánh răng do bộ truyền đặt đối xứng với ổ nên ta chọn a = 0,3 => d = 0,53. a (u+1) = 0,53.0,3.( 2,5 +1 ) = 0,5565 Tra theo d ứng với bảng 6.7 (sách tính toán thiết kế . T1) Ta có: K HB = 1,03 Thay vào ta có: a = 43(2,5+1) [ ] 3 2 3,0.5,2.382 03,1.16610 81,1 mm Ta lấy a = 85 mm Các thông số ăn khớp: Mô đun pháp m = ( 0,01 ữ 0,02 ) 85 = 0,75ữ 1,7 mm Theo dãy tiêu chuẩn ta chọn m = 1,5 Chọn sơ bộ = 10 0 => cos = 0,9848 => số răng bánh nhỏ (bánh 1) Z 1 = 2 a . cos/ m(u+1) = = 2.85.0,9848/ 1,5.(2,5+1) 31,5 10 [...]... hơn Theo ct 11.1 Khả năng tải động C d = Q.m L Trong đó -Q :tải trọng quy ớc -L : tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay -m :bậc của đờng cong mỏi khi thử về ổ lăn ,với ổ bi m=3 L = Lh.n1.60.10-6 = 11000.1420 60 10-6 = 937,2 triệu vòng Hệ số khả năng tải động: Cd = 626 3 937,2 = 6,13 kN Do Cd = 6,13kN < C = 12,4 kN loại ổ lăn đã chọn đảm bảo khả năng tải động Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh Tra bảng 11.6... đảm bảo khả năng tải động Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh Tra bảng 11.6 đợc X0=0,6 => Qt=X0.Fr0=0,6.1040=624 N Do Qt = 624 N < C0 =20,2 kN loại ổ lăn này thoả mãn khả năng tải tĩnh * Do tải trọng dọc trục lớn nên ổ 1 là ổ kép gồm 2 ổ đũa côn ghép lại Fs1 Fat Fs1 Chọn ổ đũa côn có số hiệu 7310 ,d=50mm C=96,6kN ;C0=75,9kN;=11,670 Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ lăn Fr1 Fr1 0 Fr1 hệ số e= 1,5tg=1,5.tg11,67... không đều của tải trọng hớng tâm nên ta coi ổ chịu tải trọng lớn hơn chịu 0,6 Fr1 =>công thức tính tải trọng động quy ớc là: Q=0,6.X1.Fr1+Y1.Fa1 Tổng lực dọc trục Fa1=Fs1 + Fat Fs1= 0,6.Fr1.e= 0,5.1666.0,31=258N Fa1=258+6271= 6529N Xét tỉ số Fa1/VFr1=6529/1666=3,9> e tra bảng 11.4 ta đợc các hệ số X1,Y1 X1=0,4 Y1=0,4.cotg11,670=1,93 Q=0,6.0,4.1666+1,93.6529= 13kN Hệ số khả năng tải động: Cd = 13... độ thừa bền là hợp lí Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn: Yêu cầu F [F] ; Theo công thức 6.43 (sách tính toán thiết kế T1) F3 = 2.T3.KFYYYF1/( bwdw.m) Tính các hệ số : Tra theo d ứng với bảng 6.7 (sách tính toán thiết kế T1), ta có KF = 1,08 ; với v < 2,5 m/s tra bảng 6.14 (sách tính toán thiết kế T1, trang 107) cấp chính xác 9 thì KF = 1,40 Tra bảng 6.16 chọn go= 73 Theo bảng 6.15 => F =0,006 => F... 2 2 2 +Tại thiết diện B là ngõng trục do vậy ta chọn đờng kính trục là dB=25mm + Tại thiết diện C là phần trục lắp bánh răng do vậy chọn đờng kính trục là 34mm theo tiêu chuẩn Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi: Kết cấu trục thiết kế đợc phải thoả mãn điều kiện: 2 s = s s / s + s2 [ s ] Trong đó: [s] hệ số an toàn cho phép, [s] = 1,5 2,5 khi cần tăng độ cứng thì [s] = 2,5 3 s , s - hệ số an toàn... 2 2 2 +Tại thiết diện C là ngõng trục do vậy ta chọn đờng kính trục là dB=65mm + Tại thiết diện B là phần trục lắp bánh vít do vậy chọn đờng kính trục là 70 mm theo tiêu chuẩn Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi: Kết cấu trục thiết kế đợc phải thoả mãn điều kiện: 2 s = s s / s + s2 [ s ] Trong đó: [s] hệ số an toàn cho phép, [s] = 1,5 2,5 khi cần tăng độ cứng thì [s] = 2,5 3 s , s - hệ số an toàn... năng tải : Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ lăn hệ số e= 1,5tg=1,5.tg14,080=0,376 Các lực dọc trục tác dụng vào ổ đợc xác định theo sơ đồ trên: Fs0=0,83.e.Fr0=0,83.0,376.2801= 874N Fs1=0,83.e.Fr1=0,83.0,376.14145= 4414N => Fa 0 = Fs1 + Fat = 874 + 878 = 1752 > Fs 0 => Fa 0 = 1752 N F a1 = Fs 0 Fat = 874 878 = 4 < Fs1 => Fa1 = Fs1 = 4414 N Xác định các hệ số X,Y trong công thức tính tải trọng động. .. Lh.n1.60.10-6 = 11000.17,75 60 10-6 =11,7 triệu vòng Hệ số khả năng tải động: Cd = 14,14 3 11,7 = 32,1 kN Do Cd = 32,1kN < C = 52,9 kN ổ lăn đã chọn đảm bảo khả năng tải động Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh Tra bảng 11.6 đợc X0=0,5 ,Y0=0,47 => Qt=X0.Fr1+Y0.Fa1=0,5.14145+0,47.4414=9147 N Do Qt = 9147 N < C0 = 51,3 kN loại ổ lăn này thoả mãn khả năng tải tĩnh Các thông số cơ bản của ổ lăn trong hộp giảm... 4 .Thiết kế trục : Ta đi tính toán và thiết kế từng trục: Sơ đồ đặt lực, biểu đồ mômen và kết cấu của trục I ( Hình 2) Tính các phản lực R (chỉ số chỉ thứ tự phơng , trục,đầu ổ) và vẽ biểu đồ mômen Y = R y11 Fr1 + R y12 = 0 Chiếu các lực lên phơng oy : d I M oy = Fa1 1 + Fr1.l13 R y12 2l13 = 0 2 Y = R y11 273 + R y12 = 0 48,78 I M oy = 216 + 273.42,5 R y12 2.42,5 = 0 2 Giải hệ. .. răng Hệ số trùng khớp = b sin / .m = 26.0,302/ 3,14 1,5 =1,67 3.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn, độ bền tiếp xúc và khi quá tải Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: Yêu cầu cần phải đảm bảo H [H] H = ZM ZH Z 2.T1 K H (u m + 1) ; 2 bw u m d 1 Trong đó : - ZM : Hệ số xét đến ảnh hởng cơ tính vật liệu; - ZH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc; - Z : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng; - KH : Hệ