hệ thông phân cấp đôi chậm thiết kế đai thang côn trụ có bản vẽ đi kèm để lại tin nhắn nhận bản vẽ

Xác định các thông số của bộ truyền.a Đường kính bánh đai... Da là đường kính ngoài của bánh đai.. Hình: Thông số kích thước của bánh đai... Các thông số và kích thước của bộ truy

LỜI NÓI ĐẦU

Chi tiết máy là môn khoa học nghiên cứu các phương pháp tính toán và thiết kế các chi tiết máy có công dụng chung Môn học Chi tiết máy có nhiệm vụ trình bày những kiến thức cơ bản về cấu tạo, nguyên lý

cũng như phương pháp tính toán các chi tiết máy có công dụng chung, nhằm bồi dưỡng cho sinh viên khả năng giải quyết những vấn đề tính

toán và thiết kế các chi tiết máy, làm cơ sở để vận dụng vào việc thiết kế máy Đối với ngành cơ khí, Chi tiết máy là môn học kỹ thuật cơ sở cuối cùng, là khâu nối giữa phần bồi dưỡng những chi thức về khoa

học kỹ thuật cơ bản với phần bồi dưỡng kiến thức chuyên môn.

Trong nội dung một đồ án môn học, được sự chỉ bảo hướng dẫn tận

tình của THẦY giáo TRẦN DUY THỰC, em đã hoàn thành bản thiết

kế Hệ thống dẫn động băng tải hộp giảm tốc côn – trụ Tuy nhiên, do

kiến thức còn hạn chế nên em không tránh khỏi sai xót Em rất mong

tiếp tục được sự chỉ bảo, góp ý của thầy cô và các bạn.

Nhân đây, em cũng xin bày tỏ lòng cảm ơn đối với THẦY và các

thầy giáo trong bộ môn Cơ – Sức bền đã giúp đỡ em hoàn thành đồ án này.

Hà Nội, ngày 16 tháng 06 năm 2010 Sinh viên

I – Tính động lực học hệ dẫn động:

1 Chọn động cơ:

a) Xác định công suất đặt trên trục động cơ:

- Điều kiện để chọn công suất động cơ là:

Pct – Công suất trên trục công tác

Lực kéo băng tải: F=13000 (N)

Vận tốc băng tải v=0,25 (m/s)

η - hiệu suất 1 cặp ổ trượt

- Trị số các hiệu suất tra theo bảng 2.3

- Vậy ta có hiệu suất:

3

1 2

t T

T t

t T

1

2

1 1

b) Tốc độ đồng bộ của động cơ:

Với D- đường kính tang tải: D=280 (mm)

usb = usb h usb ng

- Từ bảng 2.4

21[1] chọn tỉ số truyền cho HGT côn trụ 2 cấp:

usb h (uh ) = 18usb ng (uđ) = 3 ⇒ usb=18.3=54

⇒Số vòng quay sơ bộ của động cơ: nsb = 17,06 54= 921 (vg/ph)

⇒Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ nđb = 1000 (vg/ph)

- Theo bảng phụ lục P1.1

234 [1], với yêu cầu Pyc = 3,02 (kW) và nđb = 1000 vg/ph,

ta chọn động cơ 4A112MB6I3, có các thông số:

Pđc = 4 (kW)

nđc = 950 (vg/ph)

2 Phân phối tỉ số truyền (TST):

a) Xác định tỉ số truyền chung:

uch = 950

17,06

dc ct

1

25 , 2

K K K

K

be be

- Tính chính xác ung:

- TST chung: uch = 55,7

- TST đai: uđ = 3

- HGT: uh = 18,6

- Xác định công suất, mômen và số vòng quay trên các trục:

+ Nguyên tắc: Pi- Tính từ trục máy công tác về trục động cơ

ni- Tính từ trục động cơ đến trục công tác

- Các thông số tính toán thể hiện trên bảng sau:

TST 3 4,5 4,1 1

n (vg/ph) 950 316,7 70,4 17,2 17,2

T (N.mm) 38904 110970 469361 1843372 1804506

II – Tính toán thiết kế bộ truyền ngoài : Bộ truyền đai thang :

Thông số: uđ = 3

Trên trục bánh đai nhỏ:

+ Gọi n1 = nđc = 950 (vg/ph)

+ Gọi P1 = P'đc = 3,87 (kW)

2 Xác định các thông số của bộ truyền.

a) Đường kính bánh đai

- Đường kính bánh đai nhỏ D1

+ Tra bảng 13.5[CTM2]

23 ta có:

+ Đường kính tối thiểu bánh đai nhỏ D1min của loại đai thang Б là 125 (mm)

+Với loại đai hình thang ta có: D1 ≈1,2 D1min =1,2.125 ≈ 150 (mm)

⇒ Theo theo tiêu chuẩn ta lấy D1 = 140 (mm).

- Nghiệm điều kiện vận tốc : 1 1

.n 3,14.140.95060.10 60.10

D

v= π = = 6,9 (m/s).

- Ta thấy v = 6,9 < 25 (m/s) →thỏa mãn với giả sử ban đầu

- Đường kính bánh đai lớn D2

2 1 11 3.140 1 0,01 415,8

+ Tra bảng 4.21[1]

63 , Theo tiêu chuẩn ta chọn: D2 = 400 (mm).

- Tỉ số truyền thực tế : 1 ( 2 ) ( )

Vậy ∆u nằm trong khoảng giá trị cho phép 4%

b) Khoảng cách trục a

- Khoảng cách trục a theo bảng 4.14[1]

60 , dựa vào tỉ số truyền u1 và D2, , ta có:

với u1 =3 ⇒ a/D2 =1 ⇒ a = 1.D2 = 400 (mm)

- Kiểm tra trị số a đã tính ở trên theo điều kiện:

Vậy khoảng cách trục đã chọn thỏa mãn điều kiện để ra.

c) Chiều dài đai

1

0

.[ ]

d

l u z

P K Z

P C C C Cα

=

- Trong đó:

+P1 - Công suất trên bánh đai chủ động, P1 = 3,87 (kw)

+[P0] - Công suất cho phép, tra bảng 4.19[1]

+ Cl -Là hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai, với tỷ số l/l0

=1700/2240=0,76 Theo bảng 4.7[1]

55 cho ta giá trị của Cl =0,93.

Cu –Là hệ số kể đến ảnh hưởng của tỷ số truyền, theo bảng 4.17[1]

61 , ta có uđ =3

Cu = 1,14

Cz –Là hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các dây

đai, tra bảng 4.18[1]

61 ta có với:

z’ =[ ]01

3,87 1,84 2,1

P

P = = ⇒ Cz = 0,97

1

0

2,5[ ] 2,1.0,89.0,93.1,14.0,97

d

l u z

P K Z

P C C C Cα

- Do số đai là số nguyên nên ta chọn số đai Z = 3

- Chiều rộng bánh đai B:

B là chiều rộng bánh đai

Da là đường kính ngoài của bánh đai

Hình: Thông số kích thước của bánh đai

4 Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục.

- Lực căng trên một đai F0 được tính theo công thức:

’ 0

780 K .

64 → qm = 0,178(kg/m)

Fv = 0,178 6,92 = 8,5 (N)

Vậy ta có:

1 0

780

đ v

Bảng 3 Các thông số và kích thước của bộ truyền.

Thông số Công thức tính hoặc bảng Giá trị

Tiết diện đai Ký hiệu đai Б

Đường kính bánh đai nhỏ Bảng 4.13[1]

Đường kính bánh đai lớn D2 = D1.uđ.(1 - ε) 415,8 (mm)

Vận tốc đai v = π.D1 n1 /60000 6,9 (m/s)

Trị số tiêu chuẩn của D2 Bảng 4.21[1]

Tỷ số truyền thực tế ut = D2/D1.(1 - ε) 2,89

Sai lệch tỷ số truyền ∆u = ((ut – uđ)/uđ).100% -3,6%

Khoảng cách trục sơ bộ a = 1 D2 400 (mm)

Khoảng cách trục tính toán a = (λ+ λ2 −8.∆2)/4 405,2 (mm)

Chiều dài tính toán l = 2.a+π

Chiều dài tiêu chuẩn Bảng 4.13-tr 59-TK1 1700(mm)

Số vòng chạy của đai i = v/l 4,06 (1/s)

Góc ôm trên bánh đai nhỏ α1 = 180° - (d2 – d1).57°/a 143,4°

Các hệ số

III – Thiết kế bộ truyền trong hộp giảm tốc:

HGT 2 cấp: - Truyền động bánh răng côn,

- Truyền động bánh trụ răng thẳng

2 Xác định ứng suất cho phép:

- Bảng 6.2[1]

94 với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 180-350:

0 lim

H

σ = 2.HB + 70; SH = 1,10

lim

F

σ = 1,8.HB; SF = 1,75 Trong đó: 0

T

n t T

u ∑

3

max

Tương tự, NHE 1 > NHO 1 ⇒KHL 1 = 1

Do đó để tính bộ truyền bánh răng côn răng thẳng,

lấy [σH] = min([σH1],[σH2]) = 491(Mpa)

+) Với cấp chậm sử dụng bánh trụ răng thẳng:

[σ H]=([σ H1]+ [σ H2])/2=(509+491)/2=500 <1,25.[σ H2]=602,25.

+) NFE = 60c

ax

F m i

i i m

T

n t T

-Do NFO số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn, NFO=4.106 với mọi loạithép.

3 Tính toán cấp nhanh: Bộ truyền bánh răng côn răng thẳng:

a) Xác định chiều dài côn ngoài:

2(1 ) [ ]

Với bộ truyền răng thẳng bằng thép, Kd = 100 (MPa)1/3, ta tính được KR - hệ số

phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng KR = 0,5.Kd = 50 (MPa)1/3 ;

Kbe = b/Re = 0,25÷0,3: Hệ số chiều rộng vành răng, chọn Kbe = 0,25

K Hβ - Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng

bánh răng côn, tra bảng 6.21[1]

2 0,25− = 0,643, với trục bánh răng côn lắp trên ổ đũa, sơ đồ

I, HB < 350; tra theo bảng 6.21[1]

113 ⇒ KHβ = 1,15 T1 = 110970 (Nmm) ;

Từ đó: Re = 50 4,52 +1 3 2

110970.1,15(1 0,25).0,25.4,5.491− = 197 (mm).

b) Xác định các thông số ăn khớp:

- Số răng bánh nhỏ:

Từ de1 = 2 2

1

e

R u

- Số răng bánh lớn: Z2 = u1 Z1 =4,5.25= 112,5; lấy 113 răng

- Góc côn chia: δ1 = arctg(Z1/Z2) = arctg(0,22) = 12,50

- Chiều rộng vành răng: b = KbeRe = 0,25.202,53 = 50,6; chọn b=50 (mm).

c) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

CT6.58[1]

115 : σH = ZMZHZε

2 1

2 1

116 ): hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc;

KHα= 1: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng, trường hợp bánh

107

= 491 1 0,95 1 = 466,45 (MPa).

Trong đó: Zv = 1 (v < 5m/s): hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng

ZR = 0,95 (Ra = 2,5 1,25 µm): hệ số xét đến độ nhám mặt

răng làm việc KxH = 1 (da < 700mm): hệ số xét ảnh hưởng kích thước bánh răng

- Ta có:

' '

[ ] 466,45 449,6

.100% 3,61% 4%

466,45[ ]

be be

K u K

107

⇒KFv = 1 + F 1

12

⇒KF = KFβKFαKFv = 1,32 1 1,14 = 1,505.

Yβ= 1 - hệ số kể đến độ nghiêng của răng, ở đây là răng thẳng

Yε= 1/εα= 0,579 với εα = 1,725 (đã tính ở trên)

Với số răng tương đương: ZV1 = Z1/cosδ1 = 25/cos12,50 = 25,6

ZV2 = Z2/cosδ2 = 113/cos77,50 = 552,01Theo bảng 6.18[1]

109 với x1 = 0,385, x2 = - 0,385, ta có các hệ số dạng răng: YF1 =3,49 ; YF2 = 3,64

Từ đó thế các hệ số vào CT6.65[1]

116 , tính được σF1:1

F

σ = 2.110970.1,505.0,579.1.3,49

0,85.50.3,0625.76,56 = 67,73 < [σF1] = 252 (MPa)2

F

σ = σF1 2

1

F F

Y

Y = 67,73.3,64/3,49 = 70,64 < [σF1] = 242 (MPa)Vậy độ bền uốn được đảm bảo

e) Kiểm nghiệm răng về quá tải:

- Theo bài ra:

11,68

mm qt

T K

110 : σF1max = σF1.Kqt = 67,73.1,68 = 113,8 < [σF1]max = 464 (MPa)

σF2 max = 70,64.1,68 = 118,7 < [σF2]max = 424 (MPa)

Như vậy răng thỏa mãn điều kiện về quá tải

f) Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng côn:

Bảng 4 Các thông số và kích thước của bộ truyền bánh răng côn cấp nhanh

TT Thông số Kí hiệu Công thức Kết quả

1 Chiều dài côn ngoài Re

R=Re - 0,5b 177,53

5 Góc nghiêng bánh răng β 00

x2=-0,385

7 Đường kính chia ngoài de

(mm)

de1=mte.Z1de2=mte.Z2

de1 =87,5de2 =395,5

8 Góc côn chia δ δ1 = arctg(Z1/Z2)

he = 2htemte + c,với hte =c osβ ,

h =(h +x ncosβm)m te

hae2 = 2htemte – hae1

hae1

=4,8hae2=2,2

11 Chiều cao chân răng

ngoài

hfe(mm)

hfe1 = he – hae1hfe2 = he – hae2

hfe1=2,9hfe2=5,5

12 Đường kính đỉnh răng

ngoài

hfe(mm) dae1 = de1 + 2hae1cosδ1

dae2 = de2 + 2hae2.c osδ 2

dae1=96,87dae2=396,45

13 Môđun vòng ngoài mte

(mm)

3,5

4 Tính bộ truyền cấp chậm: Bánh răng trụ răng thẳng:

Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế nên ta chọn vật liệu của bộ truyền cấp chậm như bộ truyền cấp nhanh

a) Xác định sơ bộ khoảng cách trục:

CT6.15[1]

96 : aw1 = Ka(u+1)3 2

H[ ]

H ba

T K u

β

chọn ψba= 0,3 (bộ truyền không đối xứng) theo bảng 6.6[1]

95 ); ⇒[σH] = (509+491)/2 = 500 (MPa)

⇒ aw = Ka (u+1).3 2

2 H[ ]

H ba

T K u

a c β

⇒ Số răng bánh nhỏ: Z1 = w

2

2 osm(u +1)

a c β

= 2.265.14.(4,1 1)+ =25,9; lấy Z1 = 26;

⇒ Số răng bánh lớn: Z2 = uZ1 = 106,2; lấy Z2 = 106 răng

⇒ Tỉ số truyền thực: ut = Z2/Z1 = 106/26 = 4,08; ∆ut =0,8%< 3%

+ Đường kính vòng chia nhỏ: d1 =m.Z1=4.26=104 (mm)

+Đường kính vòng chia bánh răng lớn: d2=m.Z2=4.106=424 (mm)

+ Chiều rộng vành răng: bw = ψba.aw= 0,3 264 = 79,2; chọn bw =80 (mm).

c) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

105 ) =

Zε-hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, Zε= 1/εα

εα-hệ số trùng khớp

d n

π

= .104.70,460000

π

= 0,38 m/s <2 (m/s) (n2 là tốc độ quay trên trục 2)

- Với bánh răng thẳng, v < 2 tra bảng 6.13[1]

106 ta được cấp chính xác 9;

+ bw = 90,

+ CT6.42[1]

107 : νH= δH.g0.v aw /u = 0,006.82.0,38 t 264

4,08 =1,01 Trong đó: δH= 0,006 – bảng 6.15[1]

107 ;

g0 = 82 – bảng 6.16[1]

107 . + K Hβ=1,05 (tính ở trên): Là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên

chiều rộng vành răng, tra bảng 6.7[1]

Vì σH= 466,6 < [σH]' = 572,1 (MPa), nên độ bền tiếp xúc được đảm bảo

d) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

Y

Y ≤ [σF2]Trong đó:

- ψbd = 0,765( tính ở trên) , bảng 6.7[1]

= 0,016.82.0,38 264

4,08 = 4Trong đó, δF= 0,016 – bảng 6.15[1]

107 ; g0 = 82 – bảng 6.16[1]

- Tương tự [σF2]' = 242 0,98.1 0,95 = 225,3 (MPa)

- Thay các hệ số vào CT6.43[1]

108 , tính được σF1:1

Y

Y = 94

3,63,9 =86,8 < [σF2]' = 225,3 (MPa)

⇒Độ bền uốn đảm bảo

e) Kiểm nghiệm răng về quá tải:

- Theo bài ra: Kqt = Tmax/T1 = 1,68

σ max =86,8.1,68 =145,8 < [σF2]max = 424 (MPa).

f) Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng:

Bảng 5 Các thông số và kích thước của bộ truyền bánh răng trụ cấp chậm

- Khoảng cách trục

- Môđun pháp

- Chiều rộng vành răng

- Tỉ số truyền

- Số răng bánh răng

- Hệ số dịch chỉnh

- Đường kính chia

- Đường kính đỉnh răng

- Đường kính đáy răng

IV – Tính toán thiết kế trục:

1 Sơ bộ hộp giảm tốc.

2 Chọn vật liệu:

Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép 45 có σ =b 600 (MPa ,)

ứng suất xoắn cho phép [ ]=12 20 MPaτ ÷

3 Xác định sơ bộ đường kính trục:

T1 = 110970 (Nmm) ; T2 = 469361( Nmm) ; T3 = 1843372 (Nmm) ;

Bánh đai được lắp trên đầu vào của trục I nên không cần quan tâm đến đường

kính trục động cơ điện

a) Tính sơ bộ đường kính trục

Tk- Momen xoắn trên trục thứ k

[τ]- là ứng suất xoắn cho phép, [ ]τ = ÷15 30 (trị số nhỏ đối với trục vào của

hộp giảm tốc ,trị số lớn với trục ra)

- Bảng 10.3 10.4, [1]

189 191 , hình vẽ

10.10[1]

193 ta tính được lki : k3 = 15 (mm); k1 = k2 = 10(mm); hn =18 (mm)

l12 = -lc12 = 0,5(lm12 + b01) + k3 + hn

= 0,5(52+21)+15+18

= -70 (mm) ;

l11 = (2,5÷3)d1 = (2,5÷3).35 = 87,5÷105 = 100 (mm) ;

l13 = l11 + k1 + k2 + lm13 + 0,5(b01 - b13cosδ1); (b13=bw=50(mm)- là chiều

rộng vành răng bánh răng côn)

5 Xác định trị số và chiều các lực của chi tiết quay tác dụng lên trục:

Chiều của các lực như hình vẽ trên sơ đồ đặt lực chung trong phần IV.1

Ta phải tính các lực Fa, Ft, Fr, Fk, Fđ ;

Phần tính toán đai ta đã tính được Fđ = 1213 (N), đồng thời đã có góc nghiêng

đường nối tâm của bộ truyền ngoài là 600

Fa1 = Fr2 = Ft1tgα δsin 1 = 2898,9.tg200.sin12,50 = 228,4 (N);

Bánh răng trụ:

Ft3 = Ft4 = 2T2/d1 = 2.469361/120 = 7822,7 (N) ;

Fr3 = Fr4 = Ft3tgαtw / osc β = 8234,4.tg20/cos00 = 2847,2 (N);

6.1 Xác đinh các lực tác dụng lên gối đỡ

a) Trục I:

Sơ đồ lực:

Tính các lực:

Tính các lực:

Với l31 = 247 (mm).

l32 = 78,5 (mm)

lc31 = 125 (mm)

 Lực vòng Ft trên khớp nối đàn hồi :

- Nối trục đàn hồi có tác dụng nối hai trục có đường kính trùng nhau bằng bộ phận đàn hồi Do đó nối trục đàng hồi có khả năng giảm va đập và chấn động, đềphòng cộng hưởng do tác động xoắn gây nên và bù lại độ lệch trục

Theo bảng 16.10 [2]

69

a

, Ft = 2Tct/D0 = 2.1804506/160 = 22556 (N)

Trong đó Dt là đường kính qua tâm các chốt của nối trục vòng đàn hồi

⇒ Lực hướng tâm tính theo công thức gần đúng (trang 188 [1]) :

31

2182,72847,2.( ) 2847,2.(247 78,5)

1942,3( )247

.( ) 5640.125 7822,7.(247 78,5)

8190,8( )247

( ) ( ) ( ) ( )

 Xác định momen uốn và momen xoắn:

- Momen uốn tại các tiết diện:

1x y 12 1y x 12

- Tại tiết diện lắp bánh đai (1-0):

0u

2 0

- Tại tiết diện ổ lăn (1-2):

2 33

 Xuất phát từ các yêu cầu về độ bền, lắp ghép và công nghệ ta chọn đường kính các đoạn trục như sau:

- Tại tiết diện lắp 2 ổ lăn: d1-1=d1-2= 35 (mm)

-Tại tiết diện lắp bánh răng côn và đai: d1-3= d1-0 = 30 (mm)

Trục II:

 Xác định momen uốn và momen xoắn

- Momen uốn tại các tiết diện: