Yêu cầu bài tốn thiết kế cơ cấu truyền động của băng tải

YÊU CẦU BÀI TỐN THIẾT KẾ CƠ CẤU TRUYỀN ĐỘNG CỦA BĂNG TẢI Nhu cầu phục vụ của nhà may thức ăn gia xúc,cần một băng tảiđể chuyển hàng.các yêu cầu như sau: Dài L = 7300(mm ) Bề rộng băng W = 400 (mm) Tải trọng cho phép 35kg/m Tổng tải trọng cho phép 182,5kg Tốc độ băng tải 30m/phút Năng suất 45000 kg/giờ PHẦN CHUNG ĐƯA RA CÁC PHƯƠNG ÁN VÀ TÍNH TỐN CÔNG SUẤT SUẤT SUẤT TRÊN TRỤC DẪN CỦA BĂNG TẢI I) CÁC PHƯƠNG ÁN PHƯƠNG ÁN 1 Hộp giảm tốc khai triển sử dụng bộ truyền ngồi xích Ưu điểm: Kết cấu đơn giản.Sử dụng truyền xích thì không có hiện tượng trượt khi truyển động hiệu xuất cao hơn so với truyền đai, không đòi hỏi phải căng xích ,có thể làm việc khi có tải đột ngột.Kích thước nhỏ gọn hơn bộ truỵền đai nếu có cùng công suất .Tỉ số truyền của hộp giảm tốc từ 8 -40 .Có nhều ưu điểm nên ngày nay vẫn còn được sử dụng rộng rãi Nhược :Bánh răng bố trí không đối xứng trên trục nên tải trọng phân bố không đều trên các ổ .kích thước thường to hơn các loại hộp giảm tốc khác khi thực hiện cùg chức năng.Mắt xích dễ bị mòn,gây tải trọng động phụ,ồn khi làm việc PHƯƠNG ÁN 2 Hộp giảm tốc khai triển bộ truyền ngồi là đai Ưu điểm:kết cấu đơn giản Xử dụng truyền đai nên co thểâ giữ động cơ xa hộp giảm tốc, làm việc êm không ồn ,có thể truyền với vận tốc lớn .Kết cấu vận hành đơn giản Tỉ số truyền của hộp giảm tốc từ 8 -40 Nhược :Tải trọng phân bố không đều trên trục.Kích thước bộ truyền lớn,tỉ số truyền khi làm việc dễ bị thay đổi,tải trọng tác dụng lên trục và ổ lớn tuổi thọ thấp PHƯƠNG ÁN 3 Hộp giảm tớc hai cấp đồng trục sử dụng bộ truyền ngồi là đai Ưu điểm:Tải trọng phân bố đều trên các trục, bánh răng bố trí đối xứng nên sự tập trung ưng xuất ít ,mômen xoắn tại các tiết diện nguy hiểm giảm còn một nửa Kích thước chiều dài giảmtrọng lượng cũng giảm.Sử dụng truyền xich nên không có hiện tượng trượt như truyền đai ,hiệu suất cao Nhược :Có bề rộng lớn ,cấu tạo các bộ phận phức tạp,số lượng chi tiết tăng.Khả năng tải cấp nhanh chưa dùng hết,có ổ đỡ bên trong vỏ hộp,trục trung gian lớn.Mắt xích dễ bị mòn và ồn khi làm việc PHƯƠNG ÁN 4 Hộp giảm tốc hai cấp đồng trục sử dụng bộ truyền ngồi xích Ưu điểm :Kích thước chiều dài nhỏ,giảm được trọng lượng của hộp giảm tốc .Làm việc êm không ồn Nhược :Khả năng tải nhanh chưa dùng hết,hạn chế chọn phương án ,kêt cấu ổ phức tạp có ổ đỡ bên trong vỏ hộp,khó bôi trơn,kích thươc chiều rộng hộp giảm tốc lớn.Có thể trượt do truyền động bằng đai ,tỉ số truỵền thay đổi PHƯƠNG ÁN 5 Hộp giảm tốc hai cấp phân đôi sử dụg bộ truyền ngồi la øxích Ưu điểm: Tải trọng phân bố đều,sử dũng hết khả năng tải ,bánh răng bố trí đối xứng nen sự tập trung úng suất giảm momen xoắn trên các trục trung gian giảm.Không có hiện tượng trươt như truyền đai Nhược :Có bề rộng lớn cấu tạo các bộ phận phức tạp,số lượng các chi tiết và khối lượng gia công tăng.Làm việc ồn do có truyền động bằng xích,mắt xích dễ bị mòn PHƯƠNG ÁN 6 Hộp giảm tốc hai cấp phân đôi sử dụng bộ truyền ngồi là đai Ưu điểm:Tải trọng phân bố đều trên các trục ,bánh răng bố trí đối xứng nên sự tập trung ứng suất ít ,mômen xoằn tại các tiết diễn nguy hiểm giảm làm viện không ồn có thể truyền vận tốc lớn Nhược :Có bề rộng hộp giảm tốc lớn,cấu tạo phức tạp,số lượng chitiết tăng.Dễ bị trượt do truyền động bằng đai nên tỉ số truyền thay đổi,tuổi thọ thấp PHƯƠNG ÁN 7 Hộp giảm tốc hai cấp sử bánh rămg côn trụ sử dụng truyền ngồi là đai Ưu điểm:Truyền được momen xoắn vàchuyển động quay giữa các trục giao nhau.Sử dụng bộ truyền ngồi bằng đai nên làm việc êm hơn .Với tỉ số truyền của hộp giảm tốc là 8 -15 Nhược : Giá thành chế tạo đắt ,lắp ghép khó khăn,khối lượng và kích thước lớn hơn so với việc sử dụng bánh răng trụ PHƯƠNG ÁN 8 Hộp giảm tốc hai cấp bánh răng côn trụ sử dụng bộ truyền ngồi xích Ưu điểm:Truyền được momen xoắn vàchuyển động quay giữa các trục giao nhau .Có truyền động bằng xích nên tỉ số truyền cao hơn truyền động bằng đai và có thể làm việc được khi có quá tải .Tỉ số truyền của hộp giam3 tốc từ 8-15 Nhược : Giá thành chế tạo đắt ,lắp ghép khó khăn,khối lượng và kích thước lớn hơn so với việc sử dụng bánh răng tru ï .Sử dụng truyền xích nên mắt xích dể bị mòn ,ồn khi làm việc II) TÍNH TỐN CÔNG SUẤT TRÊN TRỤC DẪN CỦA BĂNG TẢI 1.Lực cản trong băng có tải và không tải W12=(q.cosβ+q1’)LW-qLsinβ W34=[(q+qb)cosβ+q1]LW+(q+qb)Lsinβ Trọng lượng trên một mét chiều dài băng qb=128N/m *ql’,ql:trọng lượng phần quay của các con lăng đở trên một mét chiều dài nhánh tải và không tải ql’=9,81.m/lo=9,81.10/3=32,7N/m ql’=9,81.m/lc=9,81.10/1,3=75,5N/m với m:khối lượng của các con lăn lo,lc: khỗng cách giữa các con lăngđở trên nhánh tải và nhánh không tải *q: trọng lương một mét chiều dài dòng vật liệuvận chuyển trên băng tải(N/m) q=25.9,81=245(N/m) *L chiều dài băng tải,L=7,3 m *Bo bề rộng băng tải Bo=0.4 m *W là hệ số cản chuyển động của băng trên con lăng chọn W=1,2 thay số: W12=(128.cos16+32,7).1,2.7,3 - 128.7,3.sin16=1107 N/m W34=[(245+128)+75,5].1,2.7,3+9128+245).7,3.sin16=4679 N/m 2.Lực căng băng ở nhánh nhả và nhánh cuốn của tang dẫn Ta có: S4=k2(S1+W12)+W34 S4=S1.e Ta chọn loại tang dẩn làmbăng thép,điều kiện làm việc là xưởng khô,góc ôm 180 Tra bảng 3.3 được e=2,56 Chọn k2=1,05 Thay số S4=1,05(S1+1107)+4679 S4=2,56.S1 Ta được:S4=9903N,S1=3868N 3.Số lớp vải cần thiết để tạo băng tải Z=1,1.Smax.k1/Bo.σ Vì Bo=0,4ÞK1=10 Smax=S4=9903N chọn σ=1100 N/cm Z=1,1.9903.10/40.1100=2,5 lớp Vậy chọn Z=3 để đảm bảoyêu cầu bền 4.Chiều dài tang dẫn L=Bo+100=400+100=500 mm *Đường kính tang dẩn Dtd = (120-150)Z Dtd = 360 mm *Đường kính tang cuối Dtc = 100.Z = 300 mm 5. Các thông số của trục tang dẫn Số vòng Nlv=60000.V/pD=60000.0,5/3,14.360=26,5 vòng/phút làm việc Công suất trên trục tang dẫn Ntd=W.vt.K/1000 W=S4-S1=9903-3868=6035N K=1,1-1,5 Chọn K=1,1 vt=0,5 m/s ntd=6035.0,5.1,1/1000=3,3KW PHẦN TÍNH TỐN RIÊNG LỰA CHỌN PHƯƠNG ÁN VÀ TÍNH TỐN CHI TIẾT MÁY SINH VIÊN THỰC HIỆN : NGUYỄN ĐỨC TÍNH PHẦN MỘT CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN I) CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN Số vòng quay của băng tải : nlv =26,5 vòng /phút Công suất trên trục dẫn của băng tải:Ptd =3,3 kw Với:Hiệu suất của một cặp bánh răng trong hộp giảm tốc:hbr=0,97 Hiệu suât của bộ truyền đai:hđ=0,96 Hiệu suất của một cặp ổ lăn: hol=0,99 Hiệụ suất của khớp nối : hk=0,99 Þ h=0,972.0,96.0,994.0,99=0,859 Þ= = 3,84 kW Theo phương pháp bôi trơn ta chọn uh = 10 Theo tiêu chuẩn chọn ud = 2,5 Þ ut = ud uh = 25 Þ Số vòng quay sơ bộ trên trục dẫn của động cơ: nsb = 25.26,5= 662,5 (vòng/phút) Ta chọn động cơ có số vòng đồng bộ nđb = 750 vòng/phút Công suất của động cơ:4KW(4A132S8Y3) Sồ vòng quay của động cơ nđc =720 vòng /phút II ) PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN ut = Chọn uđ = 2,5Þ uh=10,87 chọn u1 =3,83 Þu2 =2,84 Ta có số vòng quay của các trục: n1 = vòng/phút n2 = vòng/phút n3 =vòng/phút Công suất trên các trục: P3 = P2 = P1 = Mômen xoắn trên các trục: T1 = T2 = T3 = Tđc = Bảng thông số kỹ thuật Thông số Trục Động cơ 1 2 3 Tỉ số truyền 2,5 3,83 2,84 Công suất(KW) 4 3,651 3,506 3,367 Số vòng quay n 720 288 75,2 26,5 Mômen T 530055,6 121066,2 445243,4 1213390,6 PHẦN HAI TÍNH TỐN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY I TÍNH TỐN BỘ TRUYỀN ĐAI: Chọn đai vải đai cao su: với đặc tính bền, dẻo,ít bị ảnh hưởng của độ ẩm và sự thay đổi của nhiệt độ ,đai vải đai cao su được dùng khá rộng rãi Thông số bộ truyền: Đường kính bánh nhỏ: d1 = (5,2 … 6,4). = (5,2… 6,4) =(195…240) mm chọn d1 =200mm (theo tiêu chuẩn) d2 =d1.uđ.(1-) với bộ truyền nhanh lấy =0,01 Þd2 =200.2,5(1-0,01) =495 mm chọn d2 =500( theo tiêu chuẩn) Tính lại uđ = Khoảng cách trục a(1,5...2)(d1 +d2) =(1,5...2)(500+200) = 1050...1400 lấy a =1100mm Chiều dài đai L =2.a + Lấy L=3500 mm Góc ôm đai a =180 -=164,450 Lực vòng Ft = với v=m/s Ft = Ứng suất có ích cho phép [sF] =[sF]0.Ca.Cv.C0 Ứng suất có ích cho phép xác định bằng thực nghiệm : [sF]0 =k1 - k2 Với đai vải đai cao su chọn Bộ truyền đạt gần như thẳng đứng s0 =1,6Þk1 =2,3; k2 =9 Þ[sF]0 =2,3 -=2,075 Hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm đai a1:Ca Với a =164,450 ta lấy Ca =,9534 Hệ số kể đến ảnh hưởng của lực ly tâm ,đến độ nhám của đai trên bánh đai: Cv =1-kv(0,01v2 -1) kv =0,04; v=7,536m/s ÞCv = 1,0173 Hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền trong không gian và phương pháp căng đai C0 =0,9 [sF] = 2,075.0,9534.1,0173.0,9 =1,8113MPa Tiết diện đai A =b.d = ; Þd=5 b = Lấy theo tiêu chuẩn b = 71mm Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục: F0 = s0 d.b =1,6.5.71 =568N Lực tác dụng lên trục F1 = 2.F0 .sin =2.568.sin = 1125,6N II) TÍNH HỘP GIẢM TỐC Chọn vật liệu Với tải trọng trung bình bộ truyền làm việc êm,va đập ít,quá tải thấp.bánh nhỏ của răng làm việc nhiều hơn bánh lớn,do đó trong 2 cấp truyền ta chọn vật liệu chế tạo bánh nhỏ cứng hơn bánh lớn: Bánh nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ cứng HB280 sb1 =850MPa sch1 =580MPa Bánh lớn: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ cứng HB260 sb2 =850MPa sch2 =580MPa Xác định ứng xuất cho phép(tính sơ bộ) [sH] = Với =2.HB1 +70 =2.280+70 =630 MPa =2.HB2 + 70 =2.260+ 70 =590MPa = 1,8.HB1 = 1,8.280 =504Mpa = 1,8 .HB2 =1,8.260 =468Mpa Tra bảng 6.2 (TL 1) ta có SH = 1,1 Bộ truyền coi như chịu trải trọng tĩnh NHO =20.HB2,4 Từ đó ta có :NHO1=30.2802,4 =22,4.106 NNO2 =30.2602,4 =18,75.106 Bộ truyền làm việc 5 năm mỗi năm làm việc 300 ngày mỗi ngày 12 giờ Þ tå =19500 h n1 =288 vòng/phút Số lần ăn khớp trong một vòng quay c = 1 NHE =60.1.288.19500 =336,96.106 NHE > NHO1> NHO2 KHL= 1 Þ [sH]1 == = 572,73Mpa [sH]2 =Mpa NFE = NHE (Bộ truyền chịu tải trọng tĩnh) NFO =4.106 ;NFE >NFO Þ KFL =1 Bộ truyền quay một chiều Þ KFC =1 Tra bảng 6.2 ta có SF =1,75 [sF]1 =Mpa [sF]2 =Mpa ứng suất cho phép khi chịu quá tải [sH]1max =2,8sch1 =580.2,8 =1624MPa [sH]2max =2,8sch2 =2,8.580 =1624Mpa [sF]1max =0,8sch1 =0,8.580 =464 Mpa [sF]2max =0,8sch2 =0,8.580 =464 Mpa Tính bộ truyền cấp nhanh Koảng cách trục aw1 = Ka (u1 +1) Chọn y =0,3 (Bảng 6.6 –TL[1]) Bánh răng nghiêng Ka =43 ybd =0,53.yba (u1 + 1) =0,53.0,3.(3,83 +1) =0,768 Þ KHb =1,112(Tra bảng6.7 TL [1]) Þ aw1 =43.(3,83 +1) Xác địng môđun và góc nghiêng răng m =(0,01 ¸0,02)aw1=(0,01¸0,02)154 = 1,54…3,08 Chọn m =2 Chọn sơ bộ b1 =120 Z1 = Lấy Z1 = 31 răng Þ Z2 =u1. Z1 =3,83.31 =118,73 ta lấy Z2 =118 răng Tính lại b1 cosb1 = Þb1 =14,640 Tỉ số truyền thực u1 = Tính lại khoảng cách trục aw1 =0,5mm Kiệm nghiệm về độ bền tiếp xúc sH =ZM.ZH.Ze Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp: ZM =274 (tra bảng 6.5 TL [1]) Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc: ZH = bb - Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở tgbb =cosat .tgb1 = cos200.tg14,640 Þbb =13,790 ZH ==1,738 Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:Ze Với eb = >1 Þ Ze = Với Ze = Hệ số tải trọng khi tính vềtiếp xúc:KH KH =KHb.KHa.KHv KHb =1,112 KHa -Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp Với v1 = với dw1 = ZH = Þ v1 = Từ v1 tra bảng 6.13 TL[1] ta được cấp chính xác 9 Tra bảng 6.14 TL[1] ta có KHa =1,13 ;KFa =1,37 KHv = 1+ ZH = Hệ dố kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp:KHv KHv = 1+ KH =KHb.KHaKHv=1,112.1,13.1,0087 =1,2675 sH=ZM.ZH.Ze =274.1,738.0,7686 =523Mpa sH < [sH ]2 =536,36Mpa chênh lệch này nhỏ nên ta thu chiều dầy răng : bw1 =46,2 a)Kiểm nghiệm về độ bền uốn Hệ số kể đế sự trùng khớp răng với Hệ số kể đến độ nghiêng của răng YF1 ,YF2 hệ số hình dạng của bánh răng 1và 2 Tra bảng 6.8 TL.[1] với hệ số dịch chỉnh x = 0 ta được YF1 =3,7577 ;YF2 =3,6 Hệ số tải trọng khi tính về uốn : KF =KFb.KFaKFn KF b =1,2288 (tra bảng 6.7 TL[1] với ybd = 0,768) KFa -Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp: KFa =1,37 KFn - Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp Þ KF = 1,2288.1,37.1,0195 = 1,7163 sF1 < [sF]1 =288 Mpa sF2 = sF2 < [sF]2 e)Kiểm nghiệm về độ quá tải Kqt =2,2 Þ sHmax < [sH]max =1624Mpa sFmax =sF1 .Kqt =139,68.2,2 = 307,3 < [s]Fmax =464Mpa f)Thông số hình học của cặp bánh răng cấp nhanh Khoảng cách trục aw1 =154mm Môdun m = 2 Góc nghiêng răng b1 = 14,640 Hệ số dịch chỉnh x1 =x2 = 0 Tỉ số truyền u1 =3,81 Đường kính vòng chia d1 =mm d2 = Đường kính đỉnh răng: da1 =d1 + 2.m =64,08 + 2.2 =68,08 mm da2 = d2 + 2.m =243,92 + 2.2 =247,92 mm Đường kính chân răng df1 =64,08 -2,5.m =64,08 -2,5.2 =59,08 mm df2 =243,92 -2,5.m =243,92 -2,5.2 =238,92 mm chiều rộng vành răng bw1 =44 Tính bộ truyền cấp chậm Koảng cách trục aw2 = Ka (u2 +1) Chọn y =0,5 (Bảng 6.6 –TL[1]) Þybd =0,53.yba (u2 + 1) =0,53.0,5(2,84 +1) =1,0176 Þ KHb =1,112 ;KFb =1,16528(Tra bảng6.7 TL [1]) Bánh răng nghiêng Ka =43Mpa1/3(Bảng 6.5 TL [1]) Þ aw1 =43.(2,84 +1) Lấy aw2 =274 mm Xác địng môđun và góc nghiêng răng m =(0,01 ¸0,02)aw2=(0,01¸0,02)174 = 1,74…3,46 Chọn m =2 Chọn sơ bộ b1 =120 Z3 = Lấy Z3=44 răng Þ Z4 =u2. Z3 =2,84.44 =124,96 ta lấy Z4 =125 răng Tính lại b2 cosb2 = Þb1 =13,770 Tỉ số truyền thực u1 = Tính lại khoảng cách trục aw2 =0,5mm Kiệm nghiệm về độ bền tiếp xúc sH =ZM.ZH.Ze Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp: ZM =274 (tra bảng 6.5 TL [1]) Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc: ZH = bb - Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở tgbb =cosat .tgb2 = cos200.tg13,770 Þbb =12,970 ZH ==1,7413 Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:Ze Với eb = >1 Þ Ze = Với Ze = Hệ số tải trọng khi tính ve àtiếp xúc:KH KH =KHb.KHa.KHv KHb =1,07264 KHa -Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp Với v2 = với dw3 = Þ v2 = Từ v1 tra bảng 6.13 TL[1] ta được cấp chính xác 9 Tra bảng 6.14 TL[1] ta có KHa =1,13;KFa =1,37 KHv = 1+ ZH = Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp:KHv KHv = 1+ KH =KHb.KHaKHv=1,07264.1,13.1,003 =1,21556 sH=ZM.ZH.Ze =274.1,71738.0,76 =512Mpa sH < [sH ]2 =536,36Mpa chênh lệch này nhỏ nên ta thu chiều dầy răng : bw1 =87 a)Kiểm nghiệm về độ bền uốn Hệ số kể đến sự trùng khớp răng với Hệ số kể đến độ nghiêng của răng YF3 ,YF4 hệ số hình dạng của bánh răng 3 và 4 Tra bảng 6.8 TL.[1] với hệ số dịch chỉnh x = 0 ta được YF3 =3,7577 ;YF4 =3,6 Hệ số tải trọng khi tính về uốn : KF =KFb.KFaKFn KF b =1,15628 (tra bảng 6.7 TL[1] với ybd = 1,0176) KFa -Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp: KFa =1,37 KFn - Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp Þ KF = 1,16528.1,37.1,007 = 1,61 sF1 < [sF]1 =288 Mpa sF2 = sF2 < [sF]2 e)Kiểm nghiệm về độ quá tải Kqt =2,2 Þ sHmax < [sH]max =1624Mpa sFmax =sF1 .Kqt =188,25.2,2 = 414,15 < [s]Fmax =464Mpa f)Thông số hình học của cặp bánh răng cấp chậm Khoảng cách trục aw2 =174mm Môdun m = 2 Góc nghiêng răng b2 =13,770 Hệ số dịch chỉnh x3 =x4 =0 Tỉ số truyền u2 =2,841 Đường kính vòng chia d3 =mm d4 = Đường kính đỉnh răng: da3 =d3 + 2.m =90,6 + 2.2 =94,6 mm da4 = d4 + 2.m =257,4+ 2.2 =261,4 mm Đường kính chân răng df3 =d3 -2,5.m =90,6 -2,5.2 =85,6 mm df4 =d4 -2,5.m =257,4 -2,5.2 =252,4 mm Chiều rộng vành răng bw1 =80 mm Tính tốn điều kiện bôi trơn a)Kiểm nghiệm bôi trơn Từ các thông số của bánh răng vừa tính được ta kiểm nghiệm điều kiên bôi trơn Với h =2,5.m = 2,5.2 = 5 ta chọn công thức tính điều kiện bôi trơn với da4 = 261,4 mm ;da2 = 247,92mm Hệ thống thoả mãn điều kiện bôi trơn b)Tính mức dầu trong hộp giảm tốc Chiều cao ngâm dầu không vươt quá (0,75…2)h nhưng không nhỏ hơn 10 mm Do đó mức dầu thấp nhất trong hộp lấy khoảng 10 mm (tính từ đường kính đỉnh răng) Phần bánh răng ngâm trong dầu không vượt quá 1/3 bán kính vòng đỉnh Khoảng cách giữa mức dầu thấp nhất và cao nhất hmax - hmin =(10…15)mm Mức dầu cao nhất khoảng 25 mm (tính từ đường kính đỉnh răng) III) TÍNH TRỤC Tải trọng tác dụng lên trục Trục 1: bao gồm lực căng của bộ truyền đai,lực do bánh răng truyền động Lực do truyền bánh răng nghiêng: Lựa dọc trục ,lực vòng ,lực hướng tâm Lực vòng Ft1 =N =Ft2 Lực hướng tâm: Fr1 = Fr2 = Fa1=Ft1.tgb1 =3781,4.tg14,640 =978,8N Lực do bộ truyền đai:Ftđ = 830,2N Trục 2:lực do bộ truyền răng nghiêng :lực vòng , lực hướng tâm và lực dọc trục Lực vòng Ft4 =Ft3 = Lực dọc trục :Fa3 =Fa4 =Ft3.tgb2 = 9828,8.tg13,770 =2408.7N Lực hướng tâm :Fr4 =Fr3 =Ft4tgatw =9828,8tg200 =2408,7N Sử dụng khớp nối cứng D =260mm ÞPtkn = Frkn =16178(0,2...0,3) lấy Frkn=4000N Tính sơ bộ trục: dt1 [t]- ứng suất uốn cho phép lấy dt1= 35 mm dt2 lấy dt2 =45mm dt3mm lấy dt3 =60mm Xác định khoảng cách giữa gối đỡ và điểm đặt lực: Chiều dài mayơ bánh răng trụ lm1 =(1,2...1,5)dt1 = (1,2...1,5)35=42...52,5 Lấy lm1 =50mm lm2 =54mm lm3 =80mm lm4 =80mm Chiều dài nửa khớp nối :L =115mm k1-khoảng cách mặt mútchi tiết đến thành trong của hộp,lấy k1 =10mm k2 - khoảng cách mặt mút ổ đến thành trong của hộp, lấy k2 =7mm k3 – khoảng cách từ mặt mút chi tiết đến lắp ổ ,lấy k3 =15 mm hn – chiều cao lắp ổ và đầu bu lông, lấy hn =18 mm l22 = 0,5(lm22 +b0) + k1 +k2 l22 = 0,5(54+21) +10 +7 =54,5mm khoảng cách từ gối đỡ trục 2 lên chi tiết thứ 2 trên trục l23 =l22 +0,5(lm22 + lm23 ) +k1 l23=54,5+0,5(54 + 80) +10 =131,5 mm khoảng cáhc giữa các gối đỡ trên trục 2 l21 = lm22 + lm23 +3k1 + 2k2 + b0 =54 +80 +3.10 +2.7 +21 =199mm khoảng công xôn trên trục 1tính từ bánh đai: lc12 =0,5(lm12 +21) +k3 +hn lm12 -chiều dày đai ,lm12 =80mm (tra bảng 21.16 TL [1]) lc12 =0,5(80 +21) +15 +18 =83,5mm lc32 =0,5(L +b0) +15 +18 =0,5(115 +21) +15 +18 =101mm Xác định đường kính các đoạn trục : 1)Trục 1: Vẽ biểu đồ mômen Fy11 +Fy12 + Ftđ – Fr1 =0 83,5.Ftđ + Fa1 -199Fy12 +54,5.Fr1 =0 Þ Fy12 = Fy11 =Fr1 –Fy12 - Ftđ = 1422,5 - 895,5 – 830,2 =303,5 Fx11 +Fx12 -Ft1 =0 -54,5Ft1+199Fx12 =0 ÞFx12= Fx11 = Ft1 - Fx12 =3781,4 -1035,6 = 2745,8 N Tính đường kính các đoạn trục: M10 = d10 = lấy d10 =26 mm M11 = d11 = chọn theo tiêu chuẩn d11 =30 mm =d13 M12 = d12 = ;lấy d12 =34 mm Trục 2 (trục giữa) T2 =438212,25Nmm Biểu đồ lực và biểu đồ mômen Fy21+Fy22 =Fr23 -Fr22 199Fy22 –131,5Fr23 + 54,5 Fr22 -Ma22 +Ma23 = 0 Fy21 =3683,2 –1422,5 –3192,5 = -931,8N Fx21 + Fx22 = Ft2 +Ft3 Fx22 .199 –54,5.Ft2 –131,5.Ft3 =0 Fx22 = Fx21 =Ft2 + Ft3 -Fx22 =3781,4+9828,8 –7530,5 = 6079,7N Tính đường kính các ïđoạn trục: M21 = d21 = lấy d21 =48mm M22 = d22 = lấy d22 =48mm với kích thước trục vùa tính ta lấy d20 =d23 =40mm 3) Tính trục 3: Vẽ biểu đồ lực và mômen Fy31 +Fy32 = Fr4 199Fy32 –131,5Fr4 +121,96Fa4 =0 ÞFy32= Fy31 =Fr4 - Fy32ø =3683,2 – 963,2 = 2720N Fx31 +Fx32 =-Ft4 + Fk 199.Fx32 +131,5Ft4 –(199+101)Fk =0 ÞFx32 = Fx31= 4000 - 9828,8 + 464,6 =-5364N Tính đường kính các đoạn trục: M30=0 M31 = d31 = lấy d31=60mm M32 = d32 = lấy d32 =55mm =d10 M33= d33 = lấy d33 = 52mm Tính then: Với lm1 =50mm;lm2 =54mm ;lm3 =80mm ;lm4 =80mm T1 =121066,2Nmm;T2 =445243,4Nmm ;T3 =1213390,6Nmm; d10 =26mm;d12 =34mm;d21=48mm ;d22 = 48mm ;d31 =60mm d33 =52mm d (mm) bh (mm) t1(mm) l (mm) sdMPa sc MPa 26 87 4 40 58,2 33,26 34 108 5 40 59,3 17,8 48 1412 7 45 87,95 31,4 48 1412 7 63 58,89 21 52 1614 9 80 116,6 36,46 60 1816 10 63 107 35,7 Hộp giảm tốc làm việc với tốc độ trung bình chịu va đâïp nhẹ nên: [sd] =120Mpa [sc] =60 Mpa 4) Kiểm nghiệm về độ bền mỏi tại tiết diện của các trục trục 1:tại tiết diện: 10 –11 –12 trục 2 :tại tiết diện:21 –22 trục 3:tại tiết diện :31 –32 –33 Với thép cacbon45 ta lấy sb =600Mpa Þ s-1 =0,436.sb =0,436.600 =261,6Mpa t-1 =0,58.s-1 =0,58.261,6 =151,73Mpa smj =0 ;saj = Tính mômen cản uốn và mômen cản xoắn Wj =;W0j = Với dj là đường kính trục tại tiết dịên kiểm tra b chiều rộng then t1 chiều sâu của rãnh then trên trục Tiết diện d(mm) bh t1 Wj (mm)3 W0j (mm)3 10 26 87 4 1427,67 3151,44 12 34 108 5 3238,3 7095 21 48 1412 7 9135,84 19987,68 22 48 1412 7 9135,84 19987,68 31 60 1816 10 17445 38640 33 55 164 9 11237 25034 Các thông số khác : saj;taj Hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ưnùg suất trùng bình đến độ bền mỏi ys =0.05 yt =0 Hệ số:= Kx hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt:Kx =1,06 (tra bảng 10.8TL1) Ky hệ số tăng bền bề mặt trục Ky =1,8 (tra bảng 10.9 TL1) Hệ số kích thước (tra bảng 7.2 CSTKM) es10 es12 es21 es22 es31 es33 0,91 0,88 0,84 0,84 0,81 0,81 et10 et12 et21 et22 et31 et33 0,89 0,81 0,78 0,78 0,81 0,76 Trị số đối với bề mặt lắp có độ dôi kiểu lắp k6: d= 30…50 (mm); sb =600Mpa : =1,64 D = 50…100 (mm) =2,03 Ks ;Kt đối với trục có rãnh then: Ks =1,46 ; Kt = 1,54 Với : saj = ;taj = Từ các thông số vừa tím ta có bảng: Tiết diện d(mm) Tỉ số Tỉ số Rãnh then Lắp căng Rãnh then Lắp căng 10 26 1,6 2,06 1,73 1,64 1,18 0,99 11 30 - 2,06 - 1,64 1,18 0,94 12 34 1,66 2,06 1,9 1,64 1,18 1,1 21 48 1,74 2,06 1,97 1,64 1,18 1,1 22 48 1,74 2,06 1,97 1,64 1,18 1,13 31 60 1,8 2,52 2,03 2,03 1,43 1,16 32 55 - 2,52 - 2,03 1,43 1,16 33 52 1,8 2,52 2,03 2,03 1,43 1,16 Tiết diện d (mm) saj taj Ksd Ktd ss st s 10 26 0 19,2 1,18 0,99 - 7,98 7,98 11 30 39,8 12,67 1,18 0,94 5,57 10,98 4,96 12 34 59,3 7,77 1,18 1,1 3,74 17,75 3,66 22 48 38,55 11,13 1,18 1,13 5,75 12.07 5,1 23 48 60,4 11,13 1,18 1,13 3,67 12,1 3,5 31 55 25 20,7 1,43 1,16 7,32 6,32 4,78 32 60 46 15,7 1,43 1,16 3,98 8,33 3,59 33 52 0 24,23 1,43 1,16 - 5,4 5,4 Với [s] =2,5…3 ÞTrục đạt độ bền mỏi và độ cứng vững IV) TÍNH Ổ LĂN Tính lực dọc trục và lực hướng tâm -Lực dọc trục Fa1t =978,8 N ;Fa2t =2408,7 – 978,8 =1429,9N ;Fa3t =2408,7N -Lực hướng tâm Fr1 = Fr2 = Fr3 = Với bộ truyền bánh răng nghiêng có lực dọc trục ta xét: > 0,3 ta sử dụng ổ bi đỡ chặn < 0,3 ta sử dụng ổ bi đỡ ta sử dụng ổ bi đỡ chặn Từ các thông số cùa trục lắp ổ lăn ta chọn sơ bộ các ổ như sau: -Trục I ta chọn cặp ổ đỡ chặn có ký hiệu 46306 -Trục II ta chọn ổ đỡ 208 -Trục III ta chọn ổ đỡ chặn 46111 Kiểm nghiệm theo khả năng tải động Q =(X.V.Fr +Y.Fa)kt.kđ kt hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ kt =1 kđ –hệ số kể đến đặc tính tải trọng kđ =1(bảng 11.3 TL1) Thời gian làm việc của ổ lăn là:Lh = 12.103 h Tuổi thọ L1= =207,36 L2 ==54,1 L3 = Lực dọc trục do lực hướng tậm gây ra Với a =260 Þ e = 0,68 Fs1 =0,68.2762,5 =1878,5N ÞFa1 =2857,3N Fs3 =0,68.6104 =4150,7N Þ Fa3 =65559,4N X1 =0,41 Y1 =0,87 Q1 =0,87.2757,3 +0,41.2762,5 =3618,7 C1 =Q1 . < C=25,6KN X3 =0,41 Y3 =0,87 Q3 =0,41.6104+ 0,78.6559,42 =8209,45 C3 =Q1<25,2KN=C X2 =1 Y2 =0 C2 =< C =39,2KN Ổ lăn chọn ở trên thoả mãn V) TÍNH VỎ HỘP GIẢM TỐC 1)Chiều dầy thân hộp d = 0,03.a +3 =0,03.174 +3 =8,22 lấy d =9mm -Nắp hộp d1 =8mm Gân tăng cứng: e =9mm 2) Đường kíng Bulông nền d1 =16mm Bulông cạnh ổ d2 =12mm Bulông ghép bích và thân d3 =10mm Vít ghép cửa thăm d5 =8 3) Mặt bích ghép nắp và thân Chiều dầy bích thân hộp S3 =15mm Chiều dầy bích nắp hộp S4 = 15mm Chiều rộng bích nắp và thân K3 =35mm 4) Kích thước gối trục Tra bảng 18-2 TL1 ta được đường kính ngồi và đường kính tâm vít và số vít cần có Trục 1 Trục 2 Trục 3 D2 90mm 110mm 110mm D3 115 mm 135mm 135mm d4 M8 M8 M8 Z 6 6 6 Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ K2 =40mm Tâm lỗ bulông cạnh ổ C1 =58mm ;C2 =68mm ;C3 =75mm 5) Mặt đế hộp Chiều dầy S1 =24 mm Bề rộng mặt đế hộp k = 3.ôp5 VI) MỘT SỐ THÔNG SỐ KHÁC -Bulông vòng (tra bảng 18-3a ) theo khối lượng ước tính ta chọn bulông M12 Dùng để di nâng hộp giảm tốc khi lắp ráp cũng như khi di chuyển hộp từ nơi này sang nơi khác. Chốt định vị d =8 mm Cửa thăm (tra bảng 18 –5 ) ta lấy A (mm) B (mm) A1 (mm) B1 (mm) C (mm) K (mm) R (mm) Vít Số lượng vít 100 75 150 100 125 87 12 M8 4 -Nút thông hơi (bảng 18 –6 TL[1]) Khi máy làm việc nhệt độ trong hộp tăng lên ,áp suất trogn hộp cũng tăng theo.Để giảm áp suất và thông khí trong hộp ta dùng nút thôn hơi ,đồng thời cũng là đễ điều hòa không khí bên trong và bên ngồi hộp A B C D E G H I K L M N O P Q R S M27 15 30 15 45 36 32 6 4 10 8 22 6 32 18 36 32 -Nút tháo dầu(tra bảng 18-7 TL [1]) Sau một thời gian làm việc , dầu bôi trơn trong hộp bị bẩn hoặc biến chất, do đó cần thay dầu mới. Nút tháo dầu dùng để xả dầu cũ ra bên ngồi. M22 ;L =29mm - Que thăm dầu Dùng để kiểm tra mức dầu trong hộp giảm tốc , để đảm bảo mức dầu luôn ở mức cho phép để các chi tiết được hoạt động tốt. VII) BẢNG DUNG SAI LẮP GHÉP Dựa vào kết cấu và yêu cầu làm việc , chế độ tải của các chi tiết trong hộp giảm tốc mà ta chọn các kiểu lắp ghép sau: 1) Dung sai vàlắp ghép bánh răng: Chịu tải vừa, thay đổi, va đập nhẹ ta chọn kiểu lắp trung H7/k6 2) Dung sai và lắp ghép ổ lăn: Vòng trong ổ chịu tải tuần hồn, va đập nhẹ, lắp theo hệ thống trục, để vòng ổ không bị trượt trên bề mặt trục khi làm việc ta chọn chế độ lắp k6, lắp trung gian có độ dôi. Vòng ngồi lắp theo hệ thống lỗ, vòngngồi không quay nên chịu tải cục bộ. Để ổ mòn