Đồ án thiết kế hệ dẫn động băng tải

d­ìng cho sinh viªn kh¶ n¨ng gi¶i quyÕt nh÷ng vÊn ®Ò tÝnh to¸n vµ thiÕt kÕ c¸c chi tiÕt m¸y, lµm c¬ së ®Ó vËn dông vµo viÖc thiÕt kÕ m¸y. §èi víi c¸c ngµnh c¬ khÝ, chi tiÕt m¸y lµ m«n kü thuËt c¬ së cuèi cïng, lµ kh©u nèi gi÷a phÇn båi d­ìng nh÷ng chi thøc vÒ khoa häc kü thuËt c¬ b¶n víi phÇn båi d­ìng kiÕn thøc chuyªn m«n.Trong néi dung mét ®å ¸n m«n häc, ®­îc sù chØ b¶o h­íng dÉn tËn t×nh cña thÇy gi¸o TrÞnh ChÊt, em ®• hoµn thµnh b¶n thiÕt kÕ HÖ dÉn ®éng b¨ng t¶i víi hép gi¶m tèc ph©n ®«i cÊp nhanh. Tuy nhiªn, do kiÕn thøc cßn h¹n chÕ nªn em kh«ng tr¸nh khái sai sãt.Em rÊt mong tiÕp tôc ®­îc sù chØ b¶o, gãp ý cña thÇy c« vµ c¸c b¹n.Nh©n ®©y, em còng xin bµy tá lßng c¶m ¬n ®èi víi thÇy gi¸o TrÞnh ChÊt vµ c¸c thÇy gi¸o trong bé m«n C¬ së ThiÕt kÕ m¸y ®• gióp ®ì em hoµn thµnh ®å ¸n nµy. Hµ Néi, th¸ng 4 n¨m 2007 Sinh viªn D­¬ng ThÕ Quang Phần 1:Tính động học hệ dẫn động:1.Chọn động cơ điện:Pdc > Pyc ¬ndc  ndb Pyc= Pct.Tính : =dai. 3br¬¬. 3ol. ot. k = 0,95.0,963.0,993.0,98.1 (bảng 2.3 1) = 0,799Với:dai Hiệu suất của bộ truyền đaibr Hiệu suất một cặp bánh răngol Hiệu suất một cặp ổ lănot Hiệu suất một cặp ổ trượtk Hiệu suất nối trục di động Tính : = = 0,86Tính Pct:Pct = F.v1000= 6600.0,651000 = 4,29 Pyc= 4,29.0,860,799 = 4,62(KW) ndb = nct.usbnct = 60000.v.D = 60000.0,65.340 = 36,51Chọn sơ bộ usb= 41ndb = 36,51.41 = 1496,91  1500 Vậy chọn được động cơ với thông số:Kiểu động cơ: DK 524Số vòng quay thực: ndc =1440(vf) Công suất: Pdc= 7(kW) cos = 0,852. Phân phối tỷ số truyền: uch= ndcnct= 144036,51 = 39,44 = ungoai.uhChọn trước ungoai= 3uh = uchungoai = 39,443 = 13,15uh = u1.u2Chọn theo kinh nghiệm: u1 = 1,2u2u2 = 13,151,2 = 3,31u1 = 1,2.3,31 = 3,97Chọn lại : ungoai = = = 3,003. Tính toán thông số động họca. Số vòng quay: tính từ trục động cơ (vf) b. Công suất : tính từ trục công tác (kW) c. Momen xoắn :Được tính theo công thức : T = 9,55.106.Pn (N.mm)

Lời nói đầu.

Chi tiết máy là môn khoa học nghiên cứu các phơng pháp tính toán vàthiết kế các chi tiết máy có công dụng chung Môn học Chi tiết máy cónhiệm vụ trình bày những kiến thức cơ bản về cấu tạo, nguyên lý cũng nhphơng pháp tính toán các chi tiết máy có công dụng chung, nhằm bồi dỡngcho sinh viên khả năng giải quyết những vấn đề tính toán và thiết kế các chitiết máy, làm cơ sở để vận dụng vào việc thiết kế máy Đối với các ngành cơkhí, chi tiết máy là môn kỹ thuật cơ sở cuối cùng, là khâu nối giữa phần bồidỡng những chi thức về khoa học kỹ thuật cơ bản với phần bồi dỡng kiếnthức chuyên môn

Trong nội dung một đồ án môn học, đợc sự chỉ bảo hớng dẫn tận tìnhcủa thầy giáo Trịnh Chất, em đã hoàn thành bản thiết kế Hệ dẫn động băngtải với hộp giảm tốc phân đôi cấp nhanh Tuy nhiên, do kiến thức còn hạnchế nên em không tránh khỏi sai sót.Em rất mong tiếp tục đợc sự chỉ bảo,góp ý của thầy cô và các bạn

Nhân đây, em cũng xin bày tỏ lòng cảm ơn đối với thầy giáo TrịnhChất và các thầy giáo trong bộ môn Cơ sở Thiết kế máy đã giúp đỡ em hoànthành đồ án này

Với: dai Hiệu suất của bộ truyền đai

br Hiệu suất một cặp bánh răng

ol Hiệu suất một cặp ổ lăn

ot Hiệu suất một cặp ổ trượt

k Hiệu suất nối trục di động

4 , 1 5

, 1

dn K

cos = 0,85

2 Phân phối tỷ số truyền:

1

480 120,9( / ) 3,97

2

120,9

36,5( / ) 3,31

4, 29

4,38( w) 1.0,98

4,38

4,61( w) 0,96.0,99

4,61

5, 05( w) 0,96.0,99

ct ct

3

9,55.10 9,55.10 4,38

1146000( ) 36,5

P

n

6 6

2 2

2

9,55.10 9,55.10 4,61

364148,06( ) 120,9

1

9,55.10 9,55.10 5,05

100473,96( ) 480

dc dc

50236,98

364148,06

1146000

1122144,62

d u

 Sai lệch tỉ số truyền

0

0

3,18 3

0,06 6 3

4

t

u u u

u u

u u

Xác định tiết diện đai và chiều rộng bánh đai :

356,10.1,1

38,59 [ ] 2,03.5

727,38( ) 163,66

sin( )

2 2

Phần 3:Tí nh truyền động bánh răng

Số liệu: P1 = 2,43 kW

n1 = 480 ( vg/ph)

u1 = 3,97 u2 = 3,31 Thời hạn làm việc: 20 000 hLàm việc êm

o lim

HB 8 , 1

o lim

Trong đó o

lim H

lim F

 là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở

SH , SF là hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốnChọn độ rắn bánh răng nhỏ HB1 = 200; độ rắn bánh răng lớn HB2 = 185

t c 60

t t

t

t n c.

60

t c 60

YR : hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng

YS: hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất

KxF : hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn Chọn sơ bộ YR.YS.KxF = 1

=> [σF]1 = 360.1.1 226, 28

=> [σF]2 = 333.1.1 209,31

Ứng suất quá tải cho phép

Hv H 1

u

K K T

w

a Z

m u



6 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

Yêu cầu cần phải đảm bảo điều kiện H  [H] = 315 MPa

Do H =

nh

nh H 1 1

H M

U b

) 1 U (

K T 2 d

Z Z Z





;Trong đó : - ZM : Hệ số xét đến ảnh hởng cơ tính vật liệu;

b tw

- Vận tốc vòng

60000

n π.d

v  w1 1 (m/s)Với dw1 – đường kính vòng lăn bánh nhỏ

w1 w H

.K '.K 2.T

.d b υ

  

1 1

1

.2

w t w

t H H

M H

d u b

u K T Z Z

 Thỏa mãn điều kiện tiếp xúc

7.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Ứng suât uốn sinh ra tại chân răng tính theo công thức

σF1 = 2T '.Kb .d.Y .Y.m.Y

w1 w

F1 β ε F 1

bw = 35,4 (mm) dw1 = 38,7 (mm)+ Yε – hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Yε = 1/εα

Với εα – hệ số trùng khớp ngang

εα = 1,612  Yε = 1/1,612 = 0,62+ Yβ – hệ số kể đến độ nghiêng của răng

Yβ = 1 – β/140 = 1 – 14,961/140 = 0,893+ YF1, YF2 – hệ số dạng răng của bánh 1 và 2, phụ thuộc vào zv1, zv2

zv1 = z1/cos3β = 18/0,96613 = 19,962

zv2 = z2/cos3β = 92/0,96613 = 102 Tra bảng 6.18 ta được: YF1 = 4,08 YF2 = 3,60

+ KF – hệ số tải trọng khi tính về uốn

w1 w F

.K '.K 2.T

.d b υ

Với υ F = δF go v

t1

w

u a

F1 β ε F 1

= 2.16474.2,37,7.35,4.192.0,62.02,893.4,08 = 58,678 (MPa)

8.Kiểm nghiệm răng về quá tải

+ Hệ số quá tải Kqt = Tmax/T = 1,5+ σH max = [σH] K qt = 344,8 1 , 5 = 448,347 < [σH]max = 1260+ σF1 max = σF1 Kqt = 58,678 1,6 = 90,68 < [σF1]max = 464

σF2 max = σF2 Kqt = 56,089 1,6 = 89,74 < [σF2]max = 360

 Thỏa mãn điều kiện về quá tải

Các thông số và kích thước bộ truyền

Khoảng cách trục aw1 = 190 mmModule pháp m = 3 mmChiều rộng vành răng bw1 = 40 mm

Tỉ số truyền u1 =3,95 Góc nghiêng của răng β = 34,81°

Dịch chỉnh x1 = 0 x2 = 0Đường kính chia:

d1 =

 cos

da1 = d1 + 2m = 76,73+ 2.3= 82,73mm

da2 = d2 + 2m = 303,2+ 2.3= 309,2 mmĐường kính đáy răng

df1 = d1 – 2,5m = 76,73 – 2,5.3 = 69,23mm

df2 = d2 – 2,5m = 303,2 - 2,5.3 = 295,7 mm  Cấp chậm :

P2 = 4,61 (kw)

n2 = 1

1

480 121 3,95

Theo bảng 6.2 [TL1] đối với thép 45 tôi cải thiện :

giới hạn mỏi tiếp xúc :

0 lim1 0 lim1

2.225 70 520 1,8.250 405

H F

MPa MPa

2.210 70 490 1,8.210 378

H F

MPa MPa

6 ax

0 lim F

[ ]=

.( 1)

[ ] u

H a

42,3 ( 1) 2,5.(3,35 1)

a z

 tỉ số truyền thực :

2 1

142 3,38 42

m

z u z

1,81 sin(2 ) sin(2.19,9 )

105( ) 142

230 0,006.73.0,59 2,18

2 .

H H

H H

b d K

do đó ZR = 1 với da < 700 mm ; KxH = 1

 thỏa mãn điều kiện bền

4.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn :

1 1 1

w w1

2 .

2 2.363847,1.1,06.1,37

F Fv

F F

b d K

' '

5.Kiểm nghiệm răng về quá tải :

Theo CT6.48 [TL1] : với ax 1,5

T

m qt

     MPa < [ F2 ] max  272 MPa

 thỏa mãn điều kiện quá tải

Các thông số kích thước bộ truyền cấp chậm:

vòng chia

1 1 2,5.42 105

d2 m z 2  2,5.142 355  mm Đường kính

 Kiểm tra điều kiện bôi trơn :

Khoảng cách từ gối đỡ 0 đến bánh răng trụ thứ ba:

II TÝnh To¸n thiÕt kÕ trôc :

1.Vẽ sơ đồ trục sơ đồ chi tiết quay và lực từ các chi tiết quay tác dụng lên trục

+ Chọn hệ tọa độ Oxyz như hình thì ta có sơ đồ phân tích lực chung:

= 2.50236,98/76,73 = Ft3 = Ft4 =1310 N

Với D  t 63 ( theo bảng 16.10a [TL1] )

2.Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục :

* Trục 1 :

0 Fdx Ft2 Ft1 - Fx1

1310 61

96 , 363

.

.

1

11 1 13 2 12 1 1 0

t d dx y

F

l F l F l F l F m

1-3 1-2

47786

85523

9910222185

5914824236

6936 62

1310

.

.

1

21 1 24 4 23 5 22 3 0

t t

y

F

l F l F l F l F m

834

.

.

.

1

21 1 24 4 23 5 22 3 2

4 2 3 0

r r

a a

x

F

l F l F l F l F r F r F m

Fy1 = 428,5N

Fy0 = 428,5N

296236 111389

z y x

160 6936

.

.

1

33 31

1 32 6 0

t y

F

l F l F l F m

.

1

31 1 32 6 0

x

F

l F l F m

Fy1 = - 1262,5 N

Fy0 = - 1262,5 N

202000

1 2

87049

1 ,

0 

td

M

theo tiêu chuẩn lấy d1 = 25 mm

+Tại tiết diện 2 ( ổ O ) :

2 2

2 0 2 0

2 2

2 1 2

97707

1 ,

0 

td

M

theo tiêu chuẩn lấy d2 = 30 mm

+Tại tiết diện 3 ( bánh răng 1 ) :

2 2

2 3 2 3

2 2

2 1 2

155685

1 ,

0 

td

M

theo tiêu chuẩn lấy d3 =34 mm

+Tại tiết diện 4 ( bánh răng 2 ) :

2 2

2 4 2 4

2 2

2 1 2

112725

1 ,

2 2

2 0 2 0

2 2

2 2 2

353591

1 ,

0 

td

M

theo tiêu chuẩn lấy d2 =45 mm

+Tại tiết diện 3 ( bánh răng 5 ) :

2 2

2 3 2 3

2 2

2 2 2

655469

1 ,

0 

td

M

theo tiêu chuẩn lấy d3 =55 mm

+Tại tiết diện 4 ( bánh răng 4 ) :

Do tính chất đối xứng của chỗ lắp bánh răng 3 và 4 nên ta chọn đường kính chỗ lắp bánh răng 4 là: d4 =45 mm

+Tại tiết diện 1 và 5(ổ lăn 0 và ổ lăn 1):

Do momen uốn và momen xoắn bằng 0 nên ta chọn d=40 cho phù hợpvới chỗ lắp bánh răng 3 và 4

2 2

2 3 2

1545602

1 ,

0 

td

M

theo tiêu chuẩn lấy d2 =80 mm

+Tại tiết diện 3 ( ổ lăn 1 ) :

2 2

2 3 2 3

2 2

2 3 2

1 ,

0 

td

M

theo tiêu chuẩn lấy d3 =70 mm

+Tại tiết diện 4 ( khớp nối ) :

2 1 2

4

4  M  0 , 75 T  0  0 , 75 1231140

   

 3 4 3

4

48 1 , 0

1066198

1 ,

1.Kiểm nghiệm hệ số an toàn về mỏi của trục 1:

Nhận thấy có 2 tiết diện nguy hiểm là tiết diện qua 1-2 và qua 1-3Tại tiết diện qua 1-2(Chỗ lặp bánh răng 1) ta có:

+Mô men uốn toàn phần:

129074

2 2 2

129074

 (MPa)

ứng suất xoắn  = 6,39

8 , 7860 2

100516

Giới hạn mỏi uốn:  -1 = 256,2(MPa)

Giới hạn mỏi xoắn:-1 =152,5(MPa)

Hệ số tập trung ứng suất thực tế, tra bảng (15.3) [CTM II], đối với rãnhthen của trục có giới hạn bền  b  700 Mpa Ta có k = 1,75; k = 1,6

93 , 3 0 8 , 32 88 , 0 1

75 , 1

2 , 256

6 , 1

5 , 152

71 , 3 22 , 11 93 , 3

22 , 11 93 , 3

2 2

s s s

Do S >[S] = (1,5 2,5) nên trục thoả mãn điều kiện uốn, xoắn tại tiếtdiện 1-2

*Tại tiết diện qua 1-3 (chỗ lắp bánh răng 2) ta nhận thấy rằng

+Mô men uốn toàn phần:

) ( 103984

2 3 2

3 My Nmm Mx

Giới hạn mỏi uốn:  -1 = 256,2(MPa)

Giới hạn mỏi xoắn:-1 =152,5(MPa)

Hệ số tập trung ứng suất thực tế, tra bảng (15.3) [CTM II], đối với rãnhthen của trục có giới hạn bền  b  700 Mpa Ta có k = 1,75; k = 1,6

Tra bảng (15.2) [CTM II], ta có hệ số kích thớc  = 0,77;  = 0,88

Đối với thép Cácbon, hệ số ảnh hởng của ứng suất trung bình đến độbền mỏi lấy  = 0,1;  = 0,05.

Coi ứng suất uốn thay đổi theo chu trình đối xứng, bỏ qua ứng suất kéohoặc nén gây ra, ta có a = u =26,46MPa; m = 0

Vậy có hệ số an toàn xét riêng ứng suất uốn:

87 , 4 0 46 , 26 88 , 0 1

75 , 1

2 , 256

6 , 1

5 , 152

76 , 7 4 , 22 87 , 4

4 , 22 87 , 4

2 2

s s s

Do S >[S] = (1,5 2,5) nên trục thoả mãn điều kiện uốn, xoắn tại tiếtdiện 1-3

2.Kiểm nghiệm hệ số an toàn về mỏi của trục 2:

Nhận thấy có 2 tiết diện nguy hiểm là tiết diện qua 2-2 ,2-3 và 2-4

Do tiết diện 2-2 và tiết diện 2-4 là nh nhau nên ta chỉ cần kiểm nghiệmtiết diện 2-2

Tại tiết diện qua 2-2 (chỗ lắp bánh răng 3) ta có:

+Mô men uốn toàn phần:

316486

2 2 2

T

(MPa)Trục làm bằng thép C45 nên ta có:

Giới hạn mỏi uốn:  -1 = 256,2(MPa)

Giới hạn mỏi xoắn:-1 =152,5(MPa)

Hệ số tập trung ứng suất thực tế, tra bảng (15.3) [CTM II], đối với rãnhthen của trục có giới hạn bền  b  700 Mpa Ta có k = 1,75; k = 1,6

75 , 1

2 , 256

Mặt khác ở đây do a = m = max= 5 Mpa nên hệ số an

toàn xét riêng ứng suất xoắn là:

06 , 13 5 05 , 0 5 7 , 0 1

6 , 1

5 , 152

36 , 3 06 , 13 46 , 3

06 , 13 46 , 3

2 2

s s s

Do S >[S] = (1,5 2,5) nên trục thoả mãn điều kiện uốn, xoắn tại tiếtdiện 2-2

*Tại tiết diện qua 2-3 ta nhận thấy rằng:

+Mô men uốn toàn phần:

) ( 636220

2 3 2

3 My Nmm Mx

+Mô men xoắn: T= 182074 (N.mm)

 = 0,1.d3 = 0,1.553 = 16637,5 (mm3)

0 = 2. = 2 16637,5 = 33275 (mm3)

ứng suất uốn: u = 38 , 24

5 , 16637

182074

T

(MPa)Trục làm bằng thép C45 nên ta có:

Giới hạn mỏi uốn:  -1 = 256,2(MPa)

Giới hạn mỏi xoắn:-1 =152,5(MPa)

Hệ số tập trung ứng suất thực tế, tra bảng (15.3) [CTM II], đối với rãnhthen của trục có giới hạn bền  b  700 Mpa Ta có k = 1,75; k = 1,6

75 , 1

2 , 256

6 , 1

5 , 152

11 , 3 83 , 23 14 , 3

83 , 23 14 , 3

2 2

s s s

Do S >[S] = (1,5 2,5) nên trục thoả mãn điều kiện uốn, xoắn tại tiếtdiện 2-3

3.Kiểm nghiệm hệ số an toàn về mỏi của trục 3:

Nhận thấy có 1 tiết diện nguy hiểm là tiết diện qua 3-1 và tiết diện 3-2 -Tại tiết diện qua 3-1 ( chỗ lắp bánh răng 6) ta có:

+Mô men uốn toàn phần:

1118976

2 2 2

Giới hạn mỏi uốn:  -1 = 256,2(MPa)

Giới hạn mỏi xoắn:-1 =152,5(MPa)

Hệ số tập trung ứng suất thực tế, tra bảng (15.3) [CTM II], đối với rãnhthen của trục có giới hạn bền  b  700 Mpa Ta có k = 1,75; k = 1,6

75 , 1

2 , 256

86 , 10 01 , 6 05 , 0 01 , 6 7 , 0 1

6 , 1

5 , 152

9 , 4 86 , 10 49 , 5

86 , 10 49 , 5

2 2

s s s

Do S >[S] = (1,5 2,5) nên trục thoả mãn điều kiện uốn, xoắn tại tiếtdiện 3-1

-Tại tiết diện qua 3-2 ( chỗ lắp ổ lăn 1) ta có:

+Mô men uốn toàn phần:

1091430

2 2 2

1231140

T

(MPa)Trục làm bằng thép C45 nên ta có:

Giới hạn mỏi uốn:  -1 = 256,2(MPa)

Giới hạn mỏi xoắn:-1 =152,5(MPa)

Hệ số tập trung ứng suất thực tế, tra bảng (15.3) [CTM II], đối với rãnhthen của trục có giới hạn bền  b  700 Mpa Ta có k = 1,75; k = 1,6

77 , 3 0 82 , 31 82 , 0 1

75 , 1

2 , 256

6 , 1

5 , 152

35 , 3 28 , 7 77 , 3

28 , 7 77 , 3

2 2

s s s

Do S >[S] = (1,5 2,5) nên trục thoả mãn điều kiện uốn, xoắn tại tiếtdiện 3-2

V.Tính then

Để cố định bánh răng, theo phơng tiếp tuyến thì ta phải dùng then Với

đồ án này ta sẽ chọn mối ghép then bằng

Theo các tính toán ở trên ta có đờng kính tại vị trí lắp then của các trục

nh sau:

Tại trục 1 : d = 21 mm

Tại trục 2 : d = 45 mm ,

Tại trục 3 : d = 80 mm, d = 65 mm

1.Tính then cho trục 1.

Tra bảng (9.2) [TKHDD I], theo tiêu chuẩn TCVN 2261-77 ta có với trục

1 thì đờng kính vị trí lắp then là d1 = 25 mm do đó các thông số của thenlà: b = 8; h = 7; t1 = 4; t2 = 2,8; chọn chiều dài then l =22 mm

- Kiểm nghiệm sức bền dập theo công thức (7.17) [TKCTM] :

M

] [

c

   N/dmm2 < []c

Vậy then lắp trên trục 1 đã thoả mãn

2.Tính then cho trục 2

Tra bảng (9.1a) [TKHDD I], ta có với trục 2 thì đờng kính vị trí lắpthen là d = 45 Để đồng nhất ta chọn then có các thông số nh sau: b = 14; h

= 9; t = 5,5; t1 = 3,8; chọn chiều dài then l =35 mm

- Kiểm nghiệm sức bền dập theo công thức (9.1) [TKCTM]:

Vậy then lắp trên trục 2 đã thoả mãn.

3 Tính then cho trục 3

a.Với trục có đờng kính vị trí lắp then d = 65 mm Tra bảng (9.1a)

[TKHDD I], ta chọn then có các thông số : b = 18; h = 11; t = 7; t1 = 4,4;chọn chiều dài then l =40 mm

- Kiểm nghiệm sức bền dập theo công thức (7.17) [TKCTM]:

dbl

M

] [

c

   N/dmm2 < []c

Vậy then lắp trên trục 3 đã thoả mãn

b Với trục có đờng kính vị trí lắp then d = 80 mm Tra bảng (9.1a)

[TKHDD I], ta chọn then có các thông số : b = 22; h = 14; t =9; t1 = 5,4;chọn chiều dài then l = 90 mm

- Kiểm nghiệm sức bền dập theo công thức (7.17) [TKCTM]:

=> 2.1118976 2

36,14 / 80.8,6.90

dbl

M

] [

_Dựa theo tải trọng :

vì 2 lực dọc trục Fa1 và Fa2 triệt tiêu lẫn nhau

0 0,3

a r

F F

+ Phản lực tổng hợp tại các ổ :

N F

F

0     

+ Tính tải trọng động quy ước :

1 0

3

m 

576 10

20000 480 60 10

.

h

L n

_ Dựa theo tải trọng :

Vì 2 lực dọc trục Fa3 và Fa4 triệt tiêu lẫn nhau

0 0,3

a r

F F

+ Phản lực tổng hợp tại các ổ :

N F

F

0 2 0

0     

N F

F

1 2 1

1     

+ Tính tải trọng động quy ước :

Theo CT11.3 [TL1] :

Q X V F k k r d t

20000 9 , 120 60 10

.

h

L n

_Dựa theo tải trọng :

vì 2 lực dọc trục Fa1 và Fa2 triệt tiêu lẫn nhau

0 0,3

a r

F F

F

0 2 0

+ Tải trọng động quy ước :

20000 5 , 36 60 10

.

_Vật liệu dùng để đúc vỏ hộp giảm tốc là gang xám GX15-32

a.Chọn bề mặt lắp ghép giữa nắp và thân :

_Bề mặt ghép của vỏ hộp đi qua đường tâm của các trục và song song với mặt đế.

b.Xác định các kích thước cơ bản của vỏ hộp :

+ Chiều dày thân và nắp :

_Chiều dày thân :   0 , 03 a W  3  0 , 03 230  3  9 , 9

lấy   10mm _Chiều dày nắp hộp : 1  0 , 9   0 , 9 10  9 mm

+Gân tăng cứng :

_Chiều dày gân : e ( 0 , 8  1 )   ( 0 , 8  1 ) 10  8  10 mm

lấy e = 10 mm _Chiều cao : h < 58 mm  chọn h = 50 mm

_Độ dốc : lấy = 10

+Đường kính bu lông và vít :

_Đường kính bu lông nền, d1 :

2 , 19 10 230 04 , 0 10

04 , 0

d5  ( 0 , 5  0 , 6 )d2  ( 0 , 5  0 , 6 ) 15  7 , 5  9

lấy d5 = 8 mm  chọn vít M8 ( theo TCVN )+Mặt bích ghép nắp và thân :

_Chiều dày bích thân hộp :

S3  ( 1 , 4  1 , 8 )d3  ( 1 , 4  1 , 8 ) 13  18 , 2  23 , 4

lấy S3 = 20 mm _Chiều dày bích nắp hộp :

_Đường kính ngoài và tâm lỗ vít : xác định theo kích thước nắp ổ trabảng 18.2 [TL1] :

Trục 1 : D= 62 mm

D3 = 90 mm

D2 = 75 mmTrục 2 : D=80 mm

D3 =125 mm

D2 = 100 mmTrục 3 : D=125 mm

D3 =180 mm

D2 = 150 mm _Bề rộng mặt ghép bu lông cạnh ổ, K2 :

R2  1 , 3 2  1 , 3 15  19 , 5

lấy R2 =28 mm+Mặt đế hộp :

_Chiều dày khi không có phần lồi :

mm d

S1  ( 1 , 3  1 , 5 ) 1  ( 1 , 3  1 , 5 ) 20  26  30

lấy S1 = 28 mm _Bề rộng mặt đế hộp :

mm d

K1  3 1  3 20  60

mm K

q1  1 2   60  2 10  80

+Khe hở giữa các chi tiết :

_Giữa bánh răng với thành trong hộp :

>(1 1,2).=(1 1,2)10=10 12 lấy   12 mm

_Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp :

1≥ (3 5).=(3 5)10=30 50 lấy1 = 40 mm

_Giữa mặt bên các bánh răng với nhau :

≥=10mm lấy   10 mm+Số lượng bu lông nền, Z :

sơ bộ chọn :

L =0,5.(daBR1+daBR3)+aw+2+