Đồ án Thiết kế hệ dẫn động băng tải

LỜI NÓI ĐẦU Thiết kế đồ án Chi tiết máy là một môn học cơ bản của ngành cơ khí,môn học này không những giúp cho sinh viên có cái nhìn cụ thể, thực tế hơn với kiến thức đã được học, mà nó còn là cơ sở rất quan trọng cho các môn học chuyên ngành sẽ được học sau này. Đề tài của sinh viên được giao là thiết kế hệ dẫn động băng tải gồm có hộp giảm tốc hai cấp bánh răng trụ và bộ truyền đai thang. Hệ thống được đẫn động bằng động cơ điện thông qua bộ truyền đai thang, hộp giảm tốc và khớp nối truyền chuyển động tới băng tải. Trong quá trình tính toán và thiết kế các chi tiết máy sinh viên đã sử dụng và tra cứu các tài liệu sau. -Tập 1 và 2 Chi tiết máy của GS.TS- NGUYỄN TRỌNG HIỆP. -Tập 1 và 2 Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí của PGS.TS.TRỊNH CHẤT- TS. LÊ VĂN UYỂN. -Dung sai và lắp ghép của GS.TS NINH ĐỨC TỐN. Do là lần đầu tiên làm quen với công việc tính toán, thiết kế chi tiết máy cùng với sự hiểu biết còn hạn chế cho nên dù đã rất cố gắng tham khảo tài liệu và bài giảng của các môn học có liên quan song bài làm của sinh viên không thể tránh được những thiếu sót. Sinh viên kính mong được sự hướng dẫn và chỉ bảo nhiệt tình của các Thầy cô bộ môn giúp cho sinh viên ngày càng tiến bộ. Cuối cùng sinh viên xin chân thành cảm ơn các Thầy cô bộ môn, đặc biệt là Thầy NGUYỄN ANH TÚ đã trực tiếp hướng dẫn,chỉ bảo một cách tận tình giúp sinh viên hoàn thành tốt nhiệm vụ được giao. Hà Nội năm 2008 Sinh viên : Kiều Văn Quyến PHẦN I : TÍNH ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG I.CHỌN ĐỘNG CƠ 1. Xác định công suất cần thiết của động cơ. Công suất yêu cầu dặt lên trục động cơ xác định theo công thức (2.8)[1]. Pyc Trong đó : +,Công suất công tác Pct: Theo công thức (2.11)[1] kw (trong đó F=8000 N Lực kéo băng tải V=0.3 m/s vận tốc băng tải ) +,Hiệu suất hệ dẫn động η : Theo công thức (2.9)[1] : Trong đó η1,η2,η3… là hiệu suất của các bộ truyền và các cặp ổ trong hệ thống dẫn động. Theo sơ đồ đề bài thì : : hiệu suất của khớp. :hiệu suất một cặp bánh răng. :hiệu suất bộ truyền đai. :hiệu suất một cặp ổ lăn. Tra bảng (2.3)[1], ta được các hiệu suất : vậy +,Hệ số xét đến sự thay đổi tải không đều β : Theo công thức (2.14)[1] thì hệ số β được xác định ; (Tmm được bỏ qua vì thời gian mở máy quá nhỏ so với một chu kỳ ) Công suất yêu cầu đặt lên trục động cơ là : 2. Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ điện. - Số vòng quay trên trục công tác nlv : Theo công thức (2.16)[1] ta có. (trong đó v=0,3 m/s vận tốc băng tải, D=350 mm đường kính tang ) - Tỷ số truyền chung của hệ dẫn động (sơ bộ) ut : Theo công thức (2.15)[1] ta có : Trong đó un là tỉ số truyền sơ bộ của đai thang uh là tỉ số truyền của hộp giảm tốc . Theo bảng 2.4[1] . +, Truyền động bánh răng trụ , HGT bánh răng trụ 2 cấp uh=(8…40) +, Truyển động đai thang un= uđ=(3…5) chọn uh= 20 un=ud =4 - Số vòng quay trên trục động cơ nsb Theo công thức (2.18)[1] ,ta có Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ nsb=1500 v/ph. 3, Chọn động cơ. Động cơ phải thỏa mãn điều kiện sau:  Ta có Pyc =2,1 kw nsb= 1309,6 v/ph +, Chọn động cơ. - Để thuận tiện cho việc tìm kiếm, bảo dưỡng, sửa chữa và giá thành sản phẩm không cao ta chọn động cơ điện loại DK. Tra bảng P1.2[1] ta chọn được loại động cơ DK42-4 có các thông số sau : Pdc= 2,8 kw nđb =1420 v/ph Khối lượng 47 kg -Đường kính trục động cơ :ddc= 25 mm (tra bảng 1.6[1] ) II, PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN -Tỷ số truyền chung của hệ dẫn động được xác định theo công thức (3.23)[1] - Theo công thức (3.24)[1] ta có Ta chọn ud= 3,15 Ta chọn tỷ số truyền bộ truyền cấp nhanh u1= 7 tỉ số truyền bộ truyền cấp chậm là : III, XÁC ĐỊNH CÁC THÔNG SỐ TRÊN CÁC TRỤC 1. Công suất tác dụng lên các trục. +, trên trục công tác, Pct= 2,4 kw (đã tính ) +, Trục III : +, Trục II ; +, Trục I : +, Trục động cơ : 2. Số vòng quay trên các trục. +, Tốc độ quay của động cơ ndc=1420 v/ph +, Tốc độ quay của trục I : +,Tốc độ quay của trục II : +, Tốc độ quay của Trục III: +, Tốc độ quay của trục công tác : nct= n3=16,38 v/ph 3,Mômen xoắn trên các trục. +, Trục I : +, Trục II : +, Trục III : +, Trục động cơ : +, Trục công tác : IV. BẢNG KẾT QUẢ TÍNH TOÁN. Trục Thông số Động cơ I II III Công tác Tỉ số truyền u ud=3,15 7 3,93 Khớp Số vòng quay n (v/ph) 1420 450,79 64,39 16,38 16,38 Công suất P (kw) 2,79 2,62 2,52 2,42 2,4 Momen xoắn T (N.mm) 18764 55504 T2’=186877 1410928 1399267 Trong đó : T’2= T2/2=373754:2 = 186877 N.mm. Phần II : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY I, TÍNH BỘ TRUYỀN ĐAI 1. Chọn đai. - Chọn tiết diện đai Theo hình 4.1[1]. Với Pdc=2,79 kw ndc= 1420 v/ph chọn tiết diện đai A với các thông số sau : Kí hiệu Kích thước tiết diện (mm) Diện tích tiết diện A (mm2) Đường kính bánh đai nhỏ d1 (mm) Chiều dài giới hạn l (mm) bt b H h Yy0 A 11 13 8 2,8 81 100÷200 560÷4000 -Chọn đường kính đai nhỏ Chọn d1 =180 (mm) theo bảng 4.21[1]. Kiểm tra vận tốc đai -Chọn đường kính đai lớn Theo công thức (4.2)[1] ta có Trong đó u= uđ =3,15 ε = 0,02 Theo bảng 4.21[1] chọn đường kính tiêu chuẩn : d2=560 mm Vậy tỷ số truyền thực tế : ut = = = 3,17 sai lệch tỷ số truyền : < 4 % thỏa mãn điều kiện *Chọn khoảng cách trục và chiều dài đai. Theo bảng 4.14[1] chọn khoảng cách trục dựa theo tỉ số truyền u và đường kính đai d2 . (ut=3,17 ) Kiểm tra điều kiện a. Thỏa mãn điều kiện Từ khoảng cách trục a đã chọn theo công thức (4.4)[1] ta có : l = 2.a + 0,5.п.(d1 + d2 ) + Theo bảng 4.13[1] , chọn chiều dài đai tiêu chuẩn : l = 2500 (mm) Theo công thức (4.15)[1] ta kiểm nghiệm đai về tuổi thọ. 2, Xác định các thông số của bộ truyền đai. - Tính lại khoảng cách trục a theo chiều dài tiêu chuẩn l = 2500 mm theo công thức (4.6)[1] ta có a = với = l - = 2500 - = 1337,61 Δ = = =190 Do đó * Góc ôm trên bánh đai nhỏ. Theo công thức (4.7)[1] ta có thỏa mãn điều kiện 3.Xác định số đai z: -Số đai z được tính theo công thức 4.16[1] : z = Theo bảng 4.7 (tttk) với đặc tính làm việc êm và số ca làm việc là 2 chọn Kđ = 1,2( hệ dẫn động cơ nhóm II ) : hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm Theo [1] trang 61 ta tính được: với Với = = 1,47 theo bảng 4.16 [1] suy ra C1=1,08 +, Cu : hệ số kể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền Theo bảng 4.17[1] và u = 3,17 > 3 nên = 1,14 +, [P0] : công suất cho phép (kw). Tra bảng 4.19[1] → [P0] =3,1 kw Với v= 13,38 m/s và d1=180 (mm) +Cz : hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các dây đai Theo bảng 4.18[1] Cz ≈ 1 khi Pdc/[P0] = 0,9 Do đó Vậy chọn z = 1 * Chiều rộng đai : Theo công thức 4.17[1] và bảng 4.21[1]: Ta có : B = (z – 1).t +2.e = (1 -1).15 + 2.10 = 20 (mm) * Đường kính ngoài của bánh đai da = d1 + 2.ho = 180 + 2.3,3 = 186,6 (mm) 4, Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục. -Lực căng bánh đai. Theo công thức (4.16)[1]. Fo = + Fv Trong đó : Fv = qm.v2 (lực căng do lực li tâm gây ra ) với qm = 0,105 ( theo bảng 4.22[1]. ) Fv = 0.105.13,382 = 18,79 (N) Vậy lực tác dụng lên trục : Theo công thức 4.21(tttk) : Fr = 2.Fo.z.sin() = 2.231,1.1.sin() = 442,23(N) 5, Bảng kết quả tính toán. Thông số Giá trị Đường kính bánh đai nhỏ d1(mm) 180 Đường kính bánh đai lớn d2(mm) 560 Chiều rộng bánh đai B(mm) 20 Chiều dài đai l (mm) 2500 Số đai z 1 Khoảng cách trục a (mm) 640,63 Lực tác dụng lên trục Fr (N) 442,23 II,THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CỦA HỘP GIẢM TỐC. A, Thiết kế bộ truyền cấp nhanh (Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng) +,Các thông số đầu vào. P1=2.62 kw n1=450,79 v/ph u1=7 T1=55504 N.mm 1, chọn vật liệu Theo bảng 6.1[1] chọn vật liệu cho cả 2 bánh là thép 45 ôi cải thiện Bánh nhỏ có độ rắn HB 241…285 có giới hạn bền σb1=850 Mpa và giới hạn chảy σch1=580 Mpa Bánh lớn có độ rắn HB 192…240 có giới hạn bền σb1=750 Mpa và giới hạn chảy σch1=450 Mpa 2,Xác định ứng suất cho phép. a, Ứng suất tiếp xúc cho phép. (*) Dựa vào bảng 6.2[1] với thép tôi cải thiện ta có : σ0Hlim=2HB +70 Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với chu kì cơ sở. SH=1,1 hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc Chọn độ rắn :Bánh nhỏ 250 HB Bánh lớn 240 HB → σ0Hlim1=2.250+70 =570 Mpa σ0Hlim2= 2.240 +70 =550 Mpa +, KHL là hệ số tuổi thọ xác định theo công thức (6.3)[1]. Với mH : là bậc đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc, do HB<350 → mH =6 +, NHO số chu kì thay đổi ứng xuất cơ sở khi thử về tiếp xúc Theo công thức (6.5)[1] ta có: NHO1=30HB12,4 =30.2502,4=17,1.106 NHO2=30HB22,4 =30.2402,4=15,5.106 +, NHE số chu kì thay đổi ứng xuất tương đương. Theo công thức (6.7)[1] ta có Thay vào(*) ta được (vì bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng nên [σH]=min{[σH]1,[σH]2}) b, Ứng suất uốn cho phép. Do trục quay 1 chiều nên KFC=1 Dựa vào bảng (6.2)[1] với thép 45 tôi cải thiện σ0Flim=1,8HB SF=1,75 → σ0Flim1=1,8.HB1=1,8.250=450 (Mpa) σ0Flim2=1,8.HB2=1,8.240=432 (Mpa) - KFL là hệ số tuổi thọ. theo công thức (6.4)[1] ta có. +,mF là bậc của đường cong mỏi mF=6 +, NFO :Số chu kì ứng suất cơ sở khi thử về uốn với thép NFO=4.106 Từ công thức (6.8)[1] ta có, Vậy : ; Þ [sF]1 = (Mpa) ; [sF]2 = ; c, Ứng suất quá tải cho phép. [σH]max=2,8.σch [σH]max=2,8.450=1260 Mpa [σF]max=0,8.σch [σF]max1=0,8.580=464 Mpa [σH]max2=0,8.450=360 Mpa 3, Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng. a, Khoảng cách sơ bộ trục. Theo công thức (6.15)[1] Theo bảng 6.6[1] ta chọn ψba=0,3 Theo bảng 6.5[1] ta chọn ka=49,5 (răng thẳng ) kHβ. Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng. Tra bảng 6.7[1]kHβ= 1.064 Với T1=55504 N.mm u1=7 ta có Ta chọn b, Xác định các thông số ăn khớp . -chọn modun pháp theo công thức (6.17)[1] - Chọn modun theo bảng 6.8[1] mn=2,5 -Số răng bánh nhỏ 1: Theo công thức (6.19)[1] ta có Theo công thức (6.21)[1] tính lại khoảng cách trục. *,Xác định hệ số dịch chỉnh. -Tính hệ số dịch tâm y. Hệ số dịch chỉnh của cả 2 bánh là x1=x2=0 *Góc ăn khớp. Theo công thức (6.27)[1] ta có Trong đó zt=z1+z2 Vậy ; 4, Tính kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng trụ -răng thẳng. a, Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc. Trong đó : +, Zm –Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp. Tra bảng 6.5[1] ta có Zm=274 (Mpa)1/3 +, ZH – Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc Vì bánh răng trụ răng thẳng nên ta có βb +,Zε - Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng. Theo công thức (6.38b)[1] ta có +, dω1 đường kính vòng lăn bánh nhỏ. +, bω chiều rộng vành răng bω1=ψba.aω1=0,3.190=57 (mm) +, kH –Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc Với kHB=1,064 Vận tốc vành răng là Theo bảng 6.13[1] chọn cấp chính xác 9 theo bảng (6.14),(6.15)[1] ta chọn được kHB=1,13 ,δH=0,004 , g0=73 Theo công thức (6.41)[1] ta có Ta tính được Theo công thức (6.1)[1] với v=1,12 m/s < 5 m/s thì Zv=1 với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công đạt đọ nhám Ra=2,5…1,25 μm do đó ZR=0.95 với da <700 mm. KXH=1, do đó theo (6.1)và (6.1a)[1] ta có Vậy bánh răng thỏa mãn điều kiện về độ bền tiếp xúc. b, Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn. Ta có ψbd=1,272 tra bảng 6.7[1] ta có kFB=1,158 Với vận tốc v=1,12 m/s với cấp chính xác 9 tra bảng 6.14[1] ta có kFα=1,37 Tr bảng 6.15 và 6.16[1] ta có δF= 0,011 (bánh rẳng thẳng, có vát đầu răng)và g0=73 -Hệ xét đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn. - Hệ số tải trọng khi tính về uốn Với Z1=19 , Z2=133 hệ số dịch chỉnh x1=x2=0 theo bảng 6.18[1] ta có YF1=4,14 YF2=3,6 -Hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng với bánh răng thẳng ta có Yβ=1 Vậy (Mpa) Tính chính xác ứng suất uốn cho phép YR :hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng YR=1 YxF : Hệ số xét đến kích thước bánh răng YxF1=1 YS hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu (Trang 92[1] ) Do đó Vậy bánh răng thỏa mãn điều kiện độ bền uốn. c,Kiểm nghiệm độ bền quá tải. Ta cã Vậy bánh răng thỏa mãn điều kiện quá tải. 5, Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng cấp nhanh. -Kho¶ng c¸ch trôc: -M«®un ph¸p : m=2,5 (mm) -ChiÒu réng vµnh r¨ng -TØ sè truyÒn: u1=7 -Sè r¨ng: z1=19 ; z2=133 -HÖ sè dÞch chØnh : x1= x2=0 Theo b¶ng 6.11/104 [I] ta cã: + §­êng kÝnh vßng chia: d1=mz1=2,5.19=47,5(mm); d2=mz2=2,5.133=332,5(mm) + §­êng kÝnh ®Ønh r¨ng: + §­êng kÝnh ch©n r¨ng: 6. TÝnh c¸c lùc t¸c dông B, Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm, (bánh răng trụ -răng nghiêng) +, Các thông số đầu vào P2=2.52 kw n2= 64,39 v/ph u2=3,93 T2=373754 N.mm Vì hộp giảm tốc phân đôi cấp chậm nên. P’2=2.62 kw T’2=186877 N.mm 1, Chọn vật liệu. Để đảm bảo tính thống nhất hóa ta chọn vật liệu cho bánh răng cấp chậm như bánh răng cấp nhanh, thép 45 tôi cải thiện. 2, Xác định ứng xuất cho phép. Vì chọn vật liệu như bộ truyền cấp nhanh nên KHL= và KFL= Với mH = 6; mF = 6; NHO1 = 17,1.106; NFO1 = NFO2 = 4.106; NHO2 = 15,5.106; NFE1 = 177,4.106; NHE1 = 187,33.106; NFE2 = 46,68.106; NHE2 = 49,3.106; Þ NHE1> NHO1 ; NHE2> NHO1 Þ KHL1 = KHL2 = 1; NFE1> NFO1 ; NFE2> NFO1 Þ KFL1 = KFL2 = 1; Vậy Vµ Vì bánh răng trụ răng nghiêng Þ Và [sH]max = 2,8.450=1260 Mpa [sF]max1 = 0,8.580 = 464 Mpa ; [sF]max2 = 0,8.450 = 360 Mpa 3, Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng. a, khoảng cách sơ bộ trục. (công thức 6.15[1]) Víi: T2: Momen xoắn trên trục chủ động , N.mm ; T’2 = 186877 N.mm Ka: hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và cặp bánh răng ; K a= 43 (vật liệu thép-thép, bánh răng nghiêng). Yba = bw/aw là hệ số chiều rộng vành răng theo bảng 6.6[1] do bộ truyền bánh răng đặt không đối xứng so với các ổ trục nên chọn Yba = 0,2 ; ybd = 0,53.yba.(u2+1) = 0,53.0,2.(3,93 +1 ) = 0,52 (công thức 6.16[1]) Tra bảng (6.7)[1], ta có: KHb = 1,062 = 43.(3,93+1). Lấy b, Xác định các thông số ăn khớp. +, Để đảm bảo tính thống nhất hóa trong thiết kế ta chọn modun cấp chậm bằng cấp nhanh mn = m = 2,5 mm +, chọn sơ bộ = 20o Þ Theo công thức 6.31[1] số răng bánh nhỏ là : z1 = Þ chọn z1 = 35 răng Þ Số răng bánh lớn là: z2 = u.z1 = 3,93.35 = 137.55 Þ chọn z2 = 138 răng +, Tính chính xác tỉ số truyền um = z2/z1 = 138/35 = 3,94; +, Tính chính xác theo 6.32[1] Cos = Þ = 16,26 = 16o15’36”; +, Chiều rộng bánh răng : bw = yba .aw = 0,2.225 = 45 (mm) ; 4. Tính kiểm nghiệm độ truyền bánh răng trụ răng nghiêng a, KiÓm nghiÖm r¨ng vÒ ®é bÒn tiÕp xóc Theo c«ng thøc (6.33)[1] : sH = ZM ZH Ze Trong ®ã : ZM : HÖ sè xÐt ®Õn ¶nh h­ëng c¬ tÝnh vËt liÖu, víi cÆp vËt liÖu b¸nh r¨ng thÐp - thÐp ZM =274 Mp1/3 ZH : HÖ sè kÓ ®Õn h×nh d¹ng bÒ mÆt tiÕp xóc; ZH = Trong ®ã: +, tgb = cost.tg +, Răng nghiêng không dịch chỉnh Þ = t = arctg=arctg Þ tgb = cos51,3o.tg16,26o = 0,18 Þ b =10,33 o ; Þ ZH = Ze : HÖ sè kÓ ®Õn sù trïng khíp cña r¨ng; = Þ Ze = Víi: ea = [1,88 - 3,2(1/z1 + 1/z2)].cosb ea = 1,88 - 3,2(1/35 + 1/138)cos16,26o = 1.77 KH : HÖ sè t¶i träng khi tÝnh vÒ tiÕp xóc; KH = KHb. KHVKHa ; KHb : hÖ sè t¶i träng khi tÝnh vÒ tiÕp xóc; (b¶ng 6.7[1]) KHb = 1,116; KHV : hÖ sè t¶i träng ®éng trong vïng ¨n khíp víi : dW2 = mm m/s v× v < 4 m/s tra b¶ng 6.13[1] chän cÊp chÝnh x¸c 9 KHa : hÖ sè kÓ ®Õn sù ph©n bè kh«ng ®Òu t¶i träng cho c¸c ®«i r¨ng ®ång thêi ¨n khíp; KHα = 1,13; m/s (tra b¶ng 6.15 r¨ng nghiªng ®­îc :dH =0,002 ) (tra b¶ng 6.16 cÊp chÝnh x¸c lµ cÊp 9 ®­îc :go =73 ) Þ Þ KH =1,062.1,13.1,003 = 1,204 bw : ChiÒu réng vµnh r¨ng; bω = 45 mm dw2 : §­êng kÝnh vßng chia cña b¸nh chñ ®éng; dw2 = 91,28 mm T2 = 186877 N.mm sH = 274. 1,43. 0,75. +, TÝnh chÝnh x¸c øng suÊt cho phÐp hay Do: v < 5 m/s nªn : Zv = 1; Ra = 2,5...1,25 mm nªn : ZR = 0,95 da < 700 mm nªn : KXH = 1 [sH] = 509,1. 0,95. 1. 1 = 483,65 MPa ; Ta cã: [sH] sH VËy cÆp b¸nh r¨ng trô tháa m·n bÒn tiÕp xóc ; b, KiÓm nghiÖm r¨ng vÒ ®é bÒn uèn Theo c«ng thøc ( 6.33) : ; trong ®ã : +, T’2 = 186877 N.mm : m«mem xo¾n trªn trôc chñ ®éng ; +, m = 2,5 mm : m«®un ph¸p ; +, b = 45 mm : chiÒu réng vµnh r¨ng ; +,dw2 = 91,28 mm : ®­êng kÝnh vßng l¨n cña b¸nh chñ ®éng ; +,Yb : hÖ sè kÓ ®Õn ®é nghiªng cña r¨ng ; Yb = 1 - /140 = 1- 16,26/140 = 0,88 +,víi ea =1,77 ® Ye =1/ea = 1/1,77 = 0,565 +,YF : hÖ sè d¹ng r¨ng, tra b¶ng (6.18)[1] ta cã : YF1 =3,7 ; YF2=3,60 (víi x1 = x2 = 0 vµ zV1 = 39.67, zv2 =155.97); +, KF : hÖ sè t¶i träng khi tÝnh vÒ uèn : KF = KFb .KFa .KFv ; KFb : hÖ sè kÓ ®Õn sù ph©n bè kh«ng ®Òu t¶i träng trªn chiÒu réng vµnh r¨ng KFb =1,234 (Bảng 6.7[1]) KFa: hÖ sè kÓ ®Õn sù ph©n bè kh«ng ®Òu cña t¶i träng cho c¸c ®«i r¨ng ®ång thêi ¨n khíp, tra b¶ng (6.14)[1] , ta ®­îc: KFa = 1,37 ( víi v = 0,31 m/s) KFV: hÖ sè t¶i träng ®éng suÊt hiÖn trong vïng ¨n khíp : KFn =1+nF.bw.dm1/(2.T1.KFbKFa ) Theo 6.64 : Trong ®ã : dF = 0,006 b¶ng (6.15) g0= 73 b¶ng (6.16) Þ Do ®ã : KFv = 1 + 1,03.67,5.91,28/(2. 186877. 1,234. 1,37) =1,01 ; KF = 1,234.1,37.1,01 = 1,71; Þ <[sF1] ; sF2 = sF1 .YF2/YF1 = 114.5.3,60/ 3,7 = 111.4 (MPa) <[sF2] ; Nh­ vËy: ®iÒu kiÖn bÒn uèn ®­îc ®¶m b¶o . c, KiÓm nghiÖm r¨ng vÒ qu¸ t¶i Theo (6.48) ,víi hÖ sè qu¸ t¶i : Kqt = 1,4 : Theo (6.49) : sF1max = sF1.Kqt = 114,5.1,4 = 160,3 (MPa) < [sF1] max sF2max = sF2.Kqt = 111,4.1,4 = 155.9 (MPa) < [sF2] max Þ Tho¶ m·n ®iÒu kiÖn vÒ qu¸ t¶i ; 5, C¸c th«ng sè vµ kÝch th­íc bé truyÒn b¸nh r¨ng trô Kho¶ng c¸ch c¸c trôc aw2 = 225 mm M« ®un ph¸p m = 2,5 mm ChiÒu réng vµnh r¨ng b2 = 45 mm Tû sè truyÒn u2 = 3,94 Gãc nghiªng cña r¨ng b = 16o15’36”; Gãc ¨n khíp a = 20o Sè r¨ng b¸nh r¨ng Z1 =35 r¨ng ; Z2 = 138 r¨ng HÖ sè dÞch chØnh chiÒu cao x1 = 0 ; x2 = - 0 §­êng kÝnh vßng chia d1 = 91mm ; d2 = 359 mm §­êng kÝnh ®Ønh r¨ng da1 = 93mm ; da2 = 361 mm §­êng kÝnh ®¸y r¨ng df1 = 88.5 mm ; df2 = 356,5 mm 6, TÝnh lùc ¨n khíp : khi ¨n khíp lùc ¨n khíp ®­îc chia lµm 3 thµnh phÇn : Ft3 = Ft4 =2.T2 /dw2 =2.186877/91,28 = 4095 (N) Fr3 = Fr4 = Ft3. tga/cosb = 4095. tg20o/cos34,69= 1813 (N) Fa3 = Fa4 = Ft3.tgb = 4095.tg34,690= 2834 (N) C, Bảng thông số của bộ truyền bánh răng cấp nhanh cấp chậm Khoảng cách trục aw (mm) 190 225 Môđun pháp um 2,5 2,5 Chiều rộng vành răng bw (mm) 57 45 Tỷ số truyền ut 7 3,94 Góc nghiêng của răng β 0 16o15’36”; Hệ số dịch chỉnh x1 0 0 x2 0 0 Số răng bánh răng z1 19 35 z2 133 138 Đường kính chia d1 (mm) 47,5 91 d2 (mm) 332,5 359 Đường kính đáy răng df1 (mm) 45 88,5 df2 (mm) 330 356,5 Đường kính đỉnh răng da1 (mm) 49,5 93 da2 (mm) 334,5 361 III,THIẾT KẾ TRỤC. 1,Chọn vật liệu. Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép 45 tôi thường hóa có giới hạn bền σb=600 và giới hạn chảy σch=340 2, Xác định tải trọng tác dụng lên trục. Lực tác dụng lên hệ dẫn động. -Trên bánh đai Fr=442,23 (N) -Trên cặp bánh răng trụ. +,Cặp bánh răng trụ- răng thẳng. Ft1=Ft2=2337 (N) Fr1=Ft2=850,6 (N) +,Cặp bánh răng trụ răng nghiêng. Ft3=Ft4=Ft5=Ft6= 4095 (N) Fr3=Fr4=Fr5=Fr6= 1813 (N) Fa3=Fa4=Fa5=Fa6=2834 (N) 3,Tính thiết kế trục a, Xác định sơ bộ đường kính trục Theo công thức 10.9(tttk) đường kính trục thứ k với k = 1…3 dk = ứng suất cho phép [] = 15…30 MPa lấy giá trị nhỏ đối với trục vào của hộp giảm tốc , trị số lớn đối với trục ra (ở đây trục vào là trục I và trục ra là trục III ) chọn [] = 20 d1 = = chọn [] = 25 d2 = = chọn [] = 27 d3 = = Vậy ta chọn sơ bộ đường kính trục như sau : d1 = 25 (mm) ; d2 = 35 (mm) ; d3 = 65(mm) Từ đường kính d và bảng 10.2[1] ta xác định được chiều rộng ổ lăn lần lượt như sau. b01=17 (mm) b02=21(mm) b03=33(mm) b, Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực. Kho¶ng c¸ch mÆt c¹nh cña chi tiÕt quay ®Õn thµnh trong hép: k1 = 8 mm Kho¶ng c¸ch mÆt c¹nh æ ®Õn thµnh trong cña hép : k2 = 8 mm Kho¶ng c¸ch tõ mÆt c¹nh chi tiÕt quay ®Õn l¾p æ : k3 = 10 mm ChiÒu cao l¾p æ vµ ®Çu bu l«ng : hn = 15 mm - Chiều dài mayơ và bánh răng trụ (trên trục I) lm12=lm13=(1,2..1,5).d1=(30 ÷ 37,5) mm Ta chọn lm12=30 mm và lm13=35 mm -Chiều dài mayơ bánh răng trụ răng nghiêng (trên trục II) lm22=lm23=lm24=(1,2 ÷ 1,5)d2