Đồ án Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải

Phần I: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN & PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN Chọn động cơ điện: Để chọn động cơ điện ta tính công suất cần thiết. Gọi Nct : Công suất cần thiết . N : Công suất trên băng tải. h : Hiệu suất truyền chung. Ta có: Trong đó: h1 = 0,96 - Hiệu suất bộ truyền xích h2 = 0,97 - Hiệu suất bộ truyền bánh răng h3 = 0,99 - Hiệu suất của mỗi cặp ổ lăn h4 = 1 - Hiệu suất khớp nối Þ h = 0,96.0,972.0,944.1 = 0,8677 Công suất cần thiết là: Ta cần chọn động cơ có công suất lớn hơn Nct. Tra bảng 2P (TKCTM - Nxb GD) ta chọn động cơ điện che kín có quạt gió loại AO2(AOP2) 32-4 Nđc = 3 [KW]; nđc =1430 [vg/ph] Phân phối tỷ số truyền: Tỷ số truyền động chung: nt : số vòng quay băng tải Þ mà: i = ix. ibn. ibc với: ix - Tỷ số truyền của bộ truyền xích ibn - Tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh ibc - Tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp chậm Vì hộp giảm tốc là loại hộp đồng trục nằm ngang nên ta chọn: ibn = ibc = it = ibn. ibc. Chọn ibn = ibc = 3,5 Þ Để tạo điều kiện bôi trơn các bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc ta chọn phương pháp bôi trơn dầu. Bảng các số liệu tính : Trục T.số Trục động cơ I II III IV i ich = 36 ibn = 3,5 ibc = 3,5 ix = 3 n (vg/ph) 1430 1430 408,57 116,73 38,83 N (vg/ph) 3 2,94 2,8 2,66 Công suất trên các trục: NI = Nđc.hk.hổ 2 = 3.1.0,992 = 2,94 [KW] NII = NI.hbr.hổ 2 = 2,94.0,97.0,992 = 2,80 [KW] NIII = NII.hbr.hổ 2 = 2,8.0,97.0,992 = 2,66 [KW] Số vòng quay trên các trục: n1 = nđc = 1430 [vg/ph] Mô mem xoắn trên các trục: Phần II: THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN I. Tính chọn bộ truyền xích: Chọn loại xích: Ta chọn loại xích ống con lăn, vì giá thành không cao so với xích răng và bộ truyền không yêu cầu làm việc êm, ít ồn. Định số răng của xích: Số răng của xích càng ít thì càng bị mòn nhanh, va đập của mắt vào răng đĩa xích càng tăng và xích làm việc càng ồn. Do đó ta cần hạn chế số răng nhỏ nhất của đĩa xích. Chọn số răng nhỏ nhất của đĩa xích nhỏ Z1 theo bảng 6-3 (TKCTM-Nxb GD) Chọn Z1 = 25; vì có ix = 3 Þ Z2 = ix.Z1 = 25.3 = 75 răng Định bước xích: Bước xích t được chọn theo điều kiện hạn chế ứng suất sinh ra trong bản lề và số vòng quay trong 1 phút của đĩa xích nhỏ nhỏ hơn số vòng quay giới hạn. Để tìm bước xích t trước hết ta định hệ số sử dụng. k = kđ. kA ko kđc kb .kc Trong đó: kđ - Hệ số xét đến tính chất của tải trọng ngoài, chọn kđ = 1 (tải trọng êm). kA - Hệ số xét đến chiều dài xích, chọn kA = 1 ko - Hệ số xét đến cách bố trí bộ truyền xích, chọn ko = 1 (đường nối tâm hai đĩa xích hợp với phương một góc nhỏ hơn 60o). kđc - Hệ số xét đến khả năng điều chỉnh lực căng xích, chọn kđc = 1 (trục không điều chỉnh được và cũng không có đĩa hoặc con lăn căng xích). kđ - Hệ số xét đến điều kiện bôi trơn, chọn kb = 1 (chọn phương pháp bôi trơn nhỏ giọt). kc - Hệ số xét đến chế độ làm việc của bộ truyền , chọn kđ = 1,25 (làm việc 2 ca). Vậy k = 1.1.1.1,25.1.1,25 = 1,5625 Xác định công suất tính của bộ truyền: Nt = k.kz.kn.N Trong đó: N = 2,66 [KW] Công suất danh nghĩa. hệ số răng đĩa xích Z01, n01: số răng và số vòng quay đĩa dẫn của bộ truyền cơ sở Þ Nt =1,5625.1.1,71.2,66 = 7.12 [KW] Tra bảng 6-4 ta chọn: t = 25,4 [mm] Công suất cho phép: [N] = 11,4 [KW] Tra bảng 6-1 được: Tải trọng phá hủy: Q = 50000 [N] Khối lượng một mét xích: q = 2,57 [N] Tra bảng 12.3 (CTM T.2 Nxb GD) với t = 25,4 và Z1 = 25 ta tìm được số vòng quay giới hạn: ngh = 1030 [vg/ph] Có n1 = 116,73 < 1030 = ngh (thoả mãn) do đó ta sử dụng xích một dãy Định khoảng cách trục và số mắt xích: Gọi: A - khoảng cách trục, X - số mắt xích Ta lấy A = 35.t = 35.25,4 = 889 [mm] Þ số mắt xích: Làm tròn X = 120 Tính lại A: Kiểm nghiệm số lần va đập u của bản lề xích trong một giây Tra bảng 6-7(TKCTM-Nxb GD) ta được số lần va đập [u] của xích trong một giây [u] = 30 > 1,62125 = u (thoả mãn) Để xích khỏi chịu lực căng quá lớn ta rút bớt khoảng cách trục A một đoạn DA: DA = 0,0039A = 3,37 [mm] Þ A = 862 [mm] Tính đường kính vòng tròn chia của đĩa xích + Đường kính vòng tròn chia của đĩa dẫn: + Đường kính vòng tròn chia của đĩa bị dẫn: Tính lực tác dụng lên trục Lực R tác dụng lên trục được tính theo công thức: Trong đó: kt = 1,15 - hệ số xét tác dụng trọng lượng xích khi bộ truyền nằm ngang hoặc nghiêng một góc nhỏ hơn 45o. Þ II. Thiết kế bộ truyền trong hộp giảm tốc Trong hộp giảm tốc có hai cặp bánh răng ăn khớp, các cặp đồng trục và giống nhau, do đó ta chỉ cần tính cho cấp chậm rồi áp dụng vào cho cả cặp cấp nhanh (vì cấp chạm chịu mô men xoắn lớn hơn). Bộ truyền cấp chậm Chọn vật liệu và cách nhiệt luyện + Bánh nhỏ: Thép 45 (C45), thường hoá. Tra bảng 3-8 (TKCTM-Nxb GD) được cơ tính. (Phôi rèn, giả thiết đường kính phôi 100 ¸ 300 mm). Giới hạn bền kéo: sb = 580 [N/mm2] Giới hạn chảy : sch = 290 [N/mm2] Độ cứng : HB = 200 + Bánh lớn: Tra bảng 3-6 chọn thép 35 (phôi rèn, giả thiết đường kính phôi 300 ¸ 500 mm) Cơ tính: Giới hạn bền kéo: sb = 480 [N/mm2] Giới hạn chảy : sch = 240 [N/mm2] Độ cứng : HB = 170 2. Định ứng suất mỏi tiếp xúc và ứng suất mỏi uốn a) Ứng suất tiếp xúc cho phép [s]tx = [s]Notx.k’N. Trong đó: [s]Notx- ứng suất tiếp xúc cho phép k'N - hệ số chu kỳ ứng suất tiếp xúc. Với: No = 107 - hệ số chu kỳ cơ sở (bảng 3-9) Ntđ = N = 600.n.u.T - số chu kỳ tương đương (ta xem bánh răng chịu tải trọng không đổi). n - số vòng quay trong một phút của bánh răng T - Tổng số giờ làm việc T = 6.275.16 = 26400 giờ Vậy số chu kỳ tương đương: Với bánh lớn: Với bánh nhỏ: Ntđ1 = i. Ntđ2 = 64717488 > No Do đó hệ số ứng suất chu kỳ ứng suất tiếp xúc của hai bánh đều bằng nhau và = 1 Vậy ứng suất tiếp xúc của bánh lớn: [s]tx2 = 2,6.120 = 442 [N/mm2] bánh nhỏ: [s]tx1 = 2,6.200 = 520 [N/mm2] để tính bền ta sử dụng trị nhỏ là : [s]tx2 = 442 [N/mm2] Ứng suất uốn cho phép Răng làm việc một chiều (răng chiệu ứng suất thay đổi mạch động) Trong đó: - hệ số chu kỳ ứng suất uốn. Với: No = 5.106 - hệ số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi uốn Ntđ - số chu kỳ tương đương ứng với tải trọng không thay đổi và có giá trị như trên. Do đó hệ số ứng suất chu kỳ ứng suất tiếp xúc của hai bánh đều bằng nhau và = 1 - Giới hạn mỏi uốn của thép 45: s-1 = 0,43.580 = 250 [N/mm2] - Giới hạn mỏi uốn của thép 35: s-1 = 0,43.580 = 250 [N/mm2] - Hệ số an toàn : n = 1,5 - Hệ số tập trung ứng suất ở chân răng: Ks = 1,8 Vậy ứng suất cho phép: Với bánh nhỏ: Với bánh lớn: 3. Sơ bộ lấy hệ số tải trọng: Ksb = 1,3 4. Chọn hệ số chiều rộng bánh răng: yA = 0,4 5. Tính khoảng cách trục theo công thức: Lấy A = 140 [mm] Trong công thức trên: N = 2,8 [KW] - Công suất trên trục dẫn K = 1,3 - Hệ số tải trọng q = 1,25 - Hệ số phản ánh sự tăng khả năng tải theo sức bền tiếp xúc của bánh răng nghiêng so với bánh răng thẳng. 6. Tính vận tốc vòng của bánh răng và chọn cấp chính xác để chế tạo bánh răng. Tra bảng 3-11 (TKCTM-Nxb GD) chọn cấp chính xác 9 7. Xác định hệ số tải trọng K và khoảng cách trục. * Hệ số tải trọng K được tính theo công thức: K = Ktt.Kđ Trong đó: Ktt = 1 - Hệ số tải trọng (bộ truyền chạy mòn và tải trọng không đôi) Kđ - Hệ số tải trọng động, chọn theo cấp chính xác, vận tốc vòng và độ rắn bề mặt răng. Giả sử Với cấp chính xác 9 và độ cứng £ 350 và vận tốc vòng < 5 [m/s] Tra bảng 3-14 ta được: Kđ = 1,4 Þ K = 1.1,4 = 1,4 Sai số DK = | Ktt - K sb| = 1,4 - 1,3 = 0,1 Sai số này khá lớn, ta cần tính lại khoảng cách trục A 8. Xác định môđun, số răng, chiều rộng bánh răng và góc nghiêng của răng + Mô đun được chọn theo khoảng cách trục A mn = 0,015.A = 0,015.143 = 2,145 [mm] Tra bảng 3-1 chọn mn = 2 [mm] + Số răng bánh dẫn Với bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng, chọn sơ bộ góc nghiêng b = 10o Lấy Z1 = 31 răng + Số răng bánh lớn: Z2 = i.Z1 = 3,5.31 = 108,5 Lấy Z2 = 108 răng Tính lại b: Þ b = arcCos0,972 » 13o35’ + Chiều rộng bánh răng: b = yA .A = 0,4.142 = 57 [mm] bánh nhỏ lấy b1 = 63 [mm] Chiều rộng bánh răng thoả mãn điều kiện: 9. Kiểm nghiệm ứng suất bền uốn của răng: + Tính số răng tương đương: Bánh nhỏ: Bánh lớn: Kiểm nghiệm ứng suất sinh ra trong chân răng theo công thức: Hệ số dạng răng, tra bảng 3-18 (TKCTM-Nxb GD) được Bánh nhỏ: y1 = 0,46 Bánh lớn: y2 = 0,517 Lấy hệ số tăng khả năng tải: q” = 1,5 K, N, n, b, Z: Hệ số tải trọng, công suất,số vòng quay, bề rộng, số răng. + Kiểm nghiệm ứng suất uốn đối với bánh nhỏ: (bánh răng không dịch chỉnh) Với bánh răng lớn: 10. Kiểm nghiệm sức bền của răng khi chịu quá tải đột ngột Trường hợp bánh răng chịu quá tải đột ngột với hệ số quá tải + Ứng suất tiếp xúc cho phép: Bánh nhỏ: [s]txqt1 = 2,5. [s]Nõt1 = 2,5.520 = 1300 [N/mm2] Bánh lớn: [s]txqt2 = 2,5. [s]Nõt2 = 2,5.442 = 1105 [N/mm2] + Ứng suất uốn cho phép: Bánh nhỏ: [s]uqt1 = 0,8. sch1 = 0,8.290 = 232 [N/mm2] Bánh lớn: [s]uqt2 = 0,8. suqt2 = 0,8.240 = 190 [N/mm2] + Kiểm nghiệm sức bên tiếp xúc: Trong đó hệ số số quá tải Kqt = 1,8. Ứng suất tiếp xúc quá tải nhỏ hơn trị số cho phép nhỏ hơn đối với cả bánh lớn và bánh nhỏ. + kiểm nghiệm sức bền uốn: Có: su = 36 [N/mm2] suqt = su.Kqt £ [s]uqt Bánh nhỏ: suqt1 = 36.1,8 = 64,8 [N/mm2] < [s]uqt1 Bánh lớn: suqt2 = 32.1,8 = 57,6 [N/mm2] < [s]uqt2 11. Định các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền: Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền được tính theo các công thức trong bảng 3-2 (TKCTM-Nxb GD) + Mô đun pháp: mn = 2 + Số răng: Z1 = 31; Z2 = 108 + Góc ăn khớp: an = 20o + Góc nghiêng: b = 13o35’ + Đường kính vòng chia (vòng lăn) + Khoảng cách trục: A = 143 [mm] + Đường kính vòng đỉnh: De1 = dc1+2.mn = 63,8+2.2 = 67,8 [mm] De2 = dc2+2.mn = 222,2+2.2 = 226,2 [mm] + Đường kính vòng chân: Di1 = dc1-2.mn - 2.c ; lấy c = 0,5 Þ Di1 = 63,8 - 2.5.2 = 68,8 [mm] Þ Di2 = 222,2 - 2.5.2 = 227,2 [mm] 12. Tính lực tác dụng lên trục: + Lực vòng: + Lực hướng tâm: + Lực dọc trục: Pa1 = P1.tgb = 1959.tg13o35’ = 496 [N] Pa2 = P2.tgb = 1959.tg13o35’ = 474 [N] Thiết kế bộ truyền cấp nhanh: Từ mục 1 ¸ 5 lấy các thông số của bộ truyền cấp chậm 6. Tính vận tốc vòng và chọn cấp chính xác Tra bảng 3-11 (TKCTM-Nxb GD), chọn cấp chính xác 9. Mục 7, 8 : lấy số liệu từ cấp chậm Mục 9, 10: Do ở cấp chậm ta đã kiểm nghiệm thoả mãn các điều kiện bền, do đó ở cấp nhanh sẽ thừa bền, ta không cần phải kiểm nghiệm lại. Mục 11: lấy từ cấp chậm 12. Tính lực tác dụng lên trục: + Lực vòng: + Lực hướng tâm: + Lực dọc trục: Pa1 = P1.tgb = 616.tg13o35’ = 149 [N] Pa2 = P2.tgb = 5891.tg13o35’ = 1424 [N] Phần III: THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN I. Thiết kế trục: 1. Chọn vật liệu Vật liệu làm trục là thép 45, thường hoá. 2. Tính sức bền trục: a) Tính sơ bộ: Đường kính sơ bộ của trục được tính theo công thức Trong đó: d - đường kính trục N - Công suất truyền [KW] N - số vòng quay trong một phút của trục C = 130 - hệ số, tính phụ thuộc vào [t]x + Trục I: N = 2,94 [KW] n = 1430 [vg/ph] Þ + Trục II: N = 2,8 [KW] n = 408,57 [vg/ph] Þ + Trục III: N = 2,66 [KW] n = 116,73 [vg/ph] Þ Để chuẩn bị cho bước tính gần đúng tiếp theo ta có thể lấy d2 = 30 [mm] Tra bảng 14P (TKCTM - Nxb GD) chọn được ổ bi đỡ cỡ trung có chiều rộng B = 15 [mm] b) Tính gần đúng: Để tính gần đúng ta xét tác dụng đồng thời của các mô men uốn lẫn mô men xoắn đến sức bền của trục. Trị số mô men xoắn đã biết, chỉ cần tính trị só mô men uốn. Để tính kích thước chiều dài của trục chọn các kích thước sau: + Khoảng cách từ mặt bên của chi tiết quay đến thành trong của hộp giảm tốc a = 10 [mm]; A = 13[mm] + Khoảng cách giữa hai đầu trục I và III: C = 18 [mm] + Khoảng cách từ mặt bên của chi tiết quay đến thành trong của hộp giảm tốc l2 = 10 [mm] + Chiều dày nắp: l3 = 30 [mm] + Khoảng cách từ mặt bên của chi tiết quay ngoài hộp đến ổ: l4 = 8 [mm] + Chiều dày đĩa xích: lđx = 14 [mm] + Chiều dày của các phần mayơ lắp với trục được tính theo chiều dày của đĩa xích hoặc nối trục đàn hồi. * Tính các giá trị khác: lII1 = lI1 = 59 [mm] lII2 = lI2 + lIII1 + C + B = 49 + 46 + 18 + 15 = 128 [mm] lIII2 = lII1 = 59 [mm] Sơ đồ phân tích lực tác dụng lên các bánh răng Trục I: Có: P1 = 616 [N] lI1= lI3 = 59 [mm] Pr1 = 231 [N] lI2= 49 [mm] Pa1 = 149 [N] d1= 63,8[mm] (đường kính vòng lăn) Tính phản lực ở các gối trục: RAy = -Pr1 - RBy = -231- (-149) = -82 [N] RAx = P1 - RBx = 616 - 280 = -336 [N] Tính mô men uốn ở tiết diện chịu tải lớn n - n: Tính đường kính trục ở tiết diện chịu tải lớn n - n: Mô men tương đương Lấy [d] = 48 [N/mm2] (TKCTM - Nxb GD) Lấy dI = 35[mm] Vì trục có rãnh then nên đường kính trục lấy lớn hơn so với tính toán. Trục II: Có: P2 = 5891[N] P3 = 2052[N] lII1= 59 [mm] Pr2 = 2206[N] Pr3 = 768[N] lII2= 128[mm] Pa2 = 1424[N] Pa3 = 496[N] d2= 63,8[mm] (đường kính vòng lăn bánh răng 2) d3= 222,2[mm](đường kính vòng lăn bánh răng 3) Tính phản lực ở các gối trục: RCy = Pr3 + Pr2 - RDy = 768 + 2206 - 1280 =1695 [N] RCx = -P2 + P3 - RDx = -5891 + 2052 - 4970 = 147 [N] Tính mô men uốn ở tiết diện nguy hiểm Mô men uốn tổng cộng: Ở tiết diện e-e: Ở tiết diện i-i: Tính đường kính trục ở các tiết diện nguy hiểm tính theo công thức: Lấy [d] = 50 [N/mm2] (TKCTM - Nxb GD) Mô men tương đương Mtđ: Ở tiết diện e-e: Ở tiết diện i-i: Vì trục có rãnh then để cố định bánh răng theo phương tiếp tuyến nên đường kính trục lấy lớn hơn so với tính toán. de-e = 52 [mm]; di-i = 55 [mm] Trục III: Biểu đồ nội lực trang bên Các thông số: P4 = 1959 [N]; lIII1 = 46 [mm] Pr4 = 734 [N]; lIII2 = 59 [mm] Pa4 = 474 [N]; lIII1 = 59,5 [mm] Rx = 2474 [N]; d2 = 222,2 [mm] Tính phản lực ở các gối trục REy = Rx - Pr4 - RFy = 2474 - 734- (-1313) = 3053 [N] REx = - P4 - RFx = - 1959 - (-1101) = -858 [N] Tính mô men uốn ở tiết diện nguy hiểm: Ở tiết diện n-n: Ở tiết diện m-m: Tính đường kính trục ở các tiết diện nguy hiểm tính theo công thức: Lấy [d] = 50 [N/mm2] (TKCTM - Nxb GD) Mô men tương đương Mtđ: Ở tiết diện n-n: Ở tiết diện m-m: Vì trục có rãnh then để cố định bánh răng theo phương tiếp tuyến nên đường kính trục lấy lớn hơn so với tính toán. dn-n = 42 [mm]; dm-m = 40 [mm] c) Tính chính xác trục (kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn) Hệ số an toàn được tính theo công thức ns - hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp Vì trục quay nên ứng suất pháp (uốn) biến đổi theo chu kỳ đối xứng sa = smax = smin = ; sm = 0 ne - hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp Bộ truyền làm việc một chiều nên ứng suất tiếp (xoắn) biến đổi theo chu kỳ mạch động. ta = tmin = ; s-1 - giới hạn mỏi uốn s-1 = 0,45.sb = 0,45.600 = 150 [N/mm2] (trục làm bằng thép 45 nên có sb = 600 [N/mm2] t-1 - giới hạn mỏi xoắn t-1 = 0,25.sb = 0,25.600 = 150 [N/mm2] ys và yt - hệ số xét đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến sức bền mỏi Với thép cacbon trung bình có thể lấy ys =0,1; yt = 1 b - hệ số tăng bền: Ở đây không dùng các biện pháp tăng bền nên lấy b = 1 es và et - hệ số kích thước: xét ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi ( tra bảng 7-4). ks và kt - hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn [n] - hệ số an toàn cho phép: trong điều kiện làm việc bình thường lấy [n] = 2 * Đối với trục I: Chọn hệ số ks , kt , es và et Theo bảng 7-4 (TKCTM - Nxb GD) lấy es = 0,85 et = 0,73 Theo bảng 7-8 (TKCTM - Nxb GD) tập trung cho rãnh then ks = 1,63 kt = 1,5 Tỷ số: Tập trung do cắt răng, ta chọn kiểu lắp với áp suất sinh ra trên bề mặt lắp ghép ³ 30 [N/mm2] tra bảng 7-10 ta có: d) Kiểm nghiệm trục khi chịu quá tải đột ngột Điều kiện đảm bảo trục làm việc bình thường £ [s] [s] = 0,8.sch ,bảng 3-8 có: sch = 300 [N/mm2] Þ [s] = 0,8.300 = 240 [N/mm2] Kqt = 1,3 Bảng các giá trị: Tiết diện n-n i-i e-e m-m Đường kính 35 55 52 40 Mumax 19323 378015 131605 141221 Mxmax 224049 746233 746233 248153 s 4,5 27,7 9,4 0,55 t 26 22,4 26,5 19,4 stđ 45,3 47,7 46,9 33,6 Như vậy ở mọi tiết diện đều có stđ < [s], do đó trục làm việc bình thường. II. Kết cấu trục Hình dáng cấu tạo trục được xác định bởi: + Vị trí và số lượng các chi tiết lắp trên nó + Các kiểu lắp và phương pháp cố định các chi tiết trên trục + Kết cấu, loại và kích thước của ổ trục + Công nghệ chế tạo trục Bán kính góc lượng của phần trục mang chi tiết máy trục trục r 45o s r1 bạc bạc Ta lập bảng: Đường kính trục d 35 55 52 40 Bán kính góc lượng r 2 2,5 2,5 2 r1 = s 2.5 3 3 2,5 Bán kính góc lượng của phần trục không mang chi tiết máy R D d Tra bảng 7-16 (TKCTM - Nxb GD) chọn được R = 3 [mm] Độ vát của các phần trục (không dùng cho chi tiết cắt ren), tra bảng 7-17 45o a d d a Bảng các giá trị chọn: Đường kính trục c a a 35 2 3 30o 55 2,5 5 52 2.5 5 40 2 3 III. Tính then Để cố định bánh răng theo phương tiếp tuyến hoặc truyền mô men xoắn từ bánh răng đến trục hoặc ngược lại ta cần dùng then. * Điều kiện bền dấp trên mặt cạnh làm việc tính theo công thức sau: £ [s]d * Điều kiện bền dấp trên mặt tiếp xúc giữa trục và then £ [s]d * Điều kiện bền cắt của then £ [t]c Trong đó: Mx: Mô men xoắn cần truyền d : Đường kính trục, lấy ở các vị trí lắp bánh răng l : Chiều dài then: l = lm b : Chiều rộng then k và t: Phần then lắp trong rãnh của và trong rãnh của mayơ l, b, K, t: tra bảng 7-2a sd, tc : ứng suất dập và cắt thực tế [s]d, [t]c: ứng suất dập và cắt cho phép, bảng 7-20, 7-21 Ta có bảng sau: Vị trí then d l b´h k t Mx dd t [d]d [t]c Bánh răng nhỏ 35 50,4 10´8 4,2 4,5 169504 42,4 17,82 150 120 Bánh răng lớn 55 45,6 16´10 6.2 5 654490 84,18 32,62 150 120 Bánh răng nhỏ 52 50,4 16´10 6.2 5 654490 80,56 41,62 150 120 Bánh răng lớn 40 45,6 12´8 4,5 4,4 217645 54,24 20 150 120 Lắp đĩa xích 42 35 12´8 4,5 4,4 217645 84 31 150 120 Như vậy tất cả các then đều đảm bảo điều kiện bền dập và cắt Phần IV: THIẾT KẾ GỐI ĐỠ TRỤC I. Chọn ổ lăn Cả ba trục đều cá lực dọc trục, do đó ta chọn ổ bi, đũa đỡ chặn để làm gối đỡ trục. * Sơ đồ chọn ổ cho trục I: A B Pa1 b SA RA RB SB Chọn sơ bộ b = 16o (Kiểu 3600) Hệ số khả năng làm việc tính theo công thức £ Cbảng n = 1430 [vg/ph] h = 26400 [giờ] Q = (Kv.R + m.At).Kn.Kt m = 1,5 - hệ số chuyển tải trọng dọc trục về tải trọng hướng tâm. R - Tải trọng hướng tâm Kt = 1,3 - hệ số tải trọng động (tra bảng 8-3) Kn = 1 - hệ số nhiệt độ Kv = 1 - hệ số xét đến vòng nào của ổ là vòng quay Si = 1,3.Ri.tgb - lực dọc trục thành phần SA = 1,3.RA.tgb = 1,3.375.tg16o = 140[N] SB = 1,3.RB.tgb = 1,3.317.tg16o = 118[N] At - Tổng lực dọc trục. At = SA + Pa1 - SB = 140 + 149 - 118 = 171 [N] Như vậy lực At hướng về gối trục bên phải, lực hướng tâm ở hai gối trục gần bằng nhau nên ta chỉ tính đối với trục bên phải và chọn ổ cho trục này, còn trục bên trái lấy cùng loại ổ. QB =(317 + 1,5.171).1,3 = 746 [N] = 74,6 [daN] Þ C = 74,6.(1430.26400)0,3 = 13990 Tra bảng 17P, ứng với d =30mm chọn ổ bi có kí hiệu 46306, Cbảng = 41000, Đường kính ngoài D = 72mm, bề rộng B = 19mm. * Sơ đồ chọn ổ cho trục II: C D Pa3 Pa2 b SC RC RB SB Có: Pa3 = 496 [N] Pa2 = 1424 [N] Vì có lực hướng tâm lớn nên chọn ổ đũa côn làm gối đỡ trục. Chọn sơ bộ b = 15o20’, cỡ trung Hệ số khả năng làm việc tính theo công thức £ Cbảng n = 408,57 [vg/ph] h = 26400 [giờ] m = 1,5 - hệ số chuyển tải trọng dọc trục về tải trọng hướng tâm. Kt = 1; Kn = 1; Kv = 1 - hệ số xét đến vòng nào của ổ là vòng quay SC = 1,3.RC.tgb = 1,3.1701.tg15o20’ = 606[N] SD = 1,3.RD.tgb = 1,3.4186.tg15o20’ = 1492[N] At = SC + Pa3 - Pa2 - SD = 606 + 496 - 1424 - 1492 = - 814 [N] Như vậy lực At hướng về gối trục bên trái trục, QC = (Kv.RC + m.At).Kn.Kt = (1701 + 1,5.1814) = 4422 [N] = 442,2[daN] Þ C = 442,