[Free] Đồ án Thiết kế hệ dẫn động băng tải gồm có hộp giảm tốc côn - trụ và bộ truyền đai

[datinh_hoanganh171]

Download Đồ án Thiết kế hệ dẫn động băng tải gồm có hộp giảm tốc côn - trụ và bộ truyền đai miễn phí

+ Xét mặt cắt trục tại vị trí lắp bánh răng D:
Mô men uốn M_x^D = 0 Nmm;
Mô men uốn M_y^D= 0 Nmm;;
Mô men xoắn T_z^D= 0 Nmm;
Mô men tương đương trên mặt cắt D: M_tđ^D =0 Nmm;
Như vậy để tăng khả năng công nghệ trong quá trình chế tạo trục, và đồng bộ khi chọn ổ lăn, ta chọn kích thước của ngõng trục tại A và B là như nhau:
DB = dD = 35 (mm).
Từ yêu cầu về độ bền, lắp ghép (dễ tháo lắp và cố định các chi tiết trên trục), khả năng công nghệ ta chọn đường kính các đoạn trục như sau:
dA= 34 mm,dB= dD= 35 mm,dC= 38 mm
 



Để tải bản DOC Đầy Đủ thì Trả lời bài viết này, mình sẽ gửi Link download cho

Tóm tắt nội dung:

xác tiếp xúc là 9. Khi đó cần gia công đạt độ nhám là Ra =1,25¸0,63 mm. Do đó ZR = 1 với da< 700mm Þ KxH = 1.
Þ [sH]* = 504,54.1.1.1= 504,54MPa.
Nhận thấy rằng sH < [sH]* do đó bánh răng nghiêng ta tính toán đã đáp ứng được điều kiện bền do tiếp xúc.
Tính lại chiều rộng vành răng
bw=ψbα.awσHσH2=0,35.170.491,58504,542= 56,48 mm
Chọn lại bw = 50 mm
6.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn :
Để bảo đảm bánh răng trong quá trình làm việc không bị gãy răng thì ứng suất uốn tác dụng lên bánh răng sF phải nhỏ hơn giá trị ứng suất cho phép [sF] hay:
Điều kiện bền uốn cho răng:
sF1 = 2T1.KF,Yε.Yβ.YF1bwdw1.m £ [sF1] (6.43)
sF2 = £ [sF2] (6.44)
Trong đó:
T1- Mô men xoắn trên bánh chủ động, T1 =206081,041Nmm;
m- Mô đun pháp, với bánh răng trụ răng nghiêng : m = 2 (mm);
bw-Chiều rộng vành răng, bw = 50 (mm);
dw1 -Đường kính trung bình của bánh răng chủ động, dw1 = 73,72 (mm);
Số răng tương đương
zvn1 = = 360,9763 = 38,72
zvn2 = = 1360,9763 = 146,28
YF1, YF2 - Hệ số dạng răng của bánh răng 1 và 2, được tính theo công thức sau:
Theo bảng 6. 18 - tr 109 - Tài liệu [1], ta có: YF1 = 3,7; YF2 = 3,6
Ye = - Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, với ea là hệ số trùng khớp ngang, ta có ea = 1,77
Þ Ye = 11,77 =0,565
Yb -Hệ số kể đến độ nghiêng của răng,
Yb=1- β/140 =1- 13/140 =0,907
KF - Hệ số tải trọng khi tính về uốn;
Với: KF = KFb. KFa. KFv (6.45)
Trong đó: KFb - Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng, theo bảng 6. 7- tr 98- tài liệu [1], ta có: KFb = 1,07
+ KFa -Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp, với bánh răng trụ răng nghiêng theo bảng 6. 14/107 /q1,chọn KFa = 1,37;
+KFv - Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, tính theo công thức(tương tự khi tính về tiếp xúc):
KFv = 1 + (6.46)
Với vF = dF. g0. v. (6.47)
Trong đó:
dF - Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp, theo bảng 6.15 /107 -tài liệu [1], ta chọn dF = 0,006;
g0 - Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng, theo bảng 6.16 /107- tài liệu [1], với câp chính xác 9, ta chọn g0 = 73;
v - vận tốc vòng (như đã tính về tiếp xúc), v = 0,9 (m/s)
aw – khoảng cách trục, aw = 170 (mm)
u - tỷ số truyền thực tế, u = 3,612;
b - Chiều rộng vành răng, b = 50 (mm) ;
T1 - Mô men xoắn trên trục của bánh răng chủ động, T1=206081,041 Nmm
Þ vF = 0,006. 73. 0,9. 1703,612= 2,3
Thay các kết quả trên vào công thức (6.46), ta tính được:
KFv = 1 + 2,7.50.73,72 2.206081,041.1,07.1,37 = 1,016
Từ công thức (6.45), ta tính được:
KF = 1,37.1,07.1,016= 1,489
Kết hợp các kết quả trên, thay vào công thức (6.43) và (6.44), ta có:
sF1 = =2.206081,041.1,489.0,565.0,907.3,750.2.73,72 =157,84 (Mpa)
sF2 ==157,84.3,63,7 = 153,57(Mpa)
Từ đó ta thấy rằng:
sF1 =157,84 Mpa < [sF1] = 257,142 Mpa;
sF2 = 153,57 Mpa < [sF2] = 241,714 Mpa.
Như vậy điều kiện bền uốn được đảm bảo.
7.Kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải .
+) Kiểm nghiệm quá tải tiếp xúc: sHmax = sH. với Kqt = Kbđ = 1,4
=> sHmax = 491,581,4 = 581,64 Mpa
Ta thấy sHmax =581,84 Mpa < [sH1]max =1624 Mpa, [sH2]max =1250 Mpa+) Kiểm nghiệm quá tải uốn: Theo 6.49  sF1max = sF1.kqt = 157,84.1,4 = 220,976< [sF1]max = 464 Mpa sF2max = sF2.kqt = 153,57 .1,4 = 214,998 < [sF2]max =360 MpaVậy bánh răng đảm bảo độ bền quá tải
Bảng các thông số của bộ truyền
Khoảng cách trục: aw
170 mm
Môđun pháp bánh răng: m
2
Chiều rộng bánh răng: bw
50 mm
Số răng bánh răng
z1=36 , z2=130
Góc nghiêng của răng:β
130
Góc prôfin gốc α
200
Góc ăn khớp αt
20,450
Đường kính chia
d1=73,77 mm
d2=266,39 mm
Hệ số dịch chỉnh
x1=0,x2=0
Đường kính đỉnh răng
da1= 74,67 mm
da2=270,39 mm
Đường kính đáy răng :
df1= 68,77 mm
df2=261,39 mm
Đường kính cơ sở
db1=69,32 mm
db2=250,324 mm
Đường kính lăn
dw1=73,72 (mm)
dw2= 266,27 (mm)
4.4. Lùc t¸c dông trong bé truyÒn b¸nh r¨ng trô răng nghiªng.
Lực tác dụng lên bánh răng nghiêng răng nhỏ
+lực vòng Ft1= Ft2= = 2.206081,04173,72 = 5590,91N
+ Lùc h­íng h­íng kÝnh Fr1:
Fr1=Ft1. tgatw/ cosb
Þ Fr1= 5590,91. tg20,45 0 /cos13 = 2135,99 N
+Lực dọc trục:Fa1 :
Fa1 = Fa2=Ft1. tgb=5590,91.tg130 = 1246,643 N
PHẦN III CHỌN KHỚP NỐI
Chọn khớp nối nối trục 2 với trục làm việc
A .Chän kÕt cÊu nèi trôc:
Ta chän kÕt cÊu nèi trôc vßng ®µn håi víi nh÷ng ­u ®iÓm: cÊu t¹o ®¬n gi¶n, dÔ chÕ t¹o, dÔ thay thÕ, lµm viÖc tin cËy….
+ M« men xo¾n cÇn truyÒn gi÷a hai trôc: M = MII= 725989,763 Nmm = 725,989 Nm;
+Vật liêu làm chốt thép C45 vói úng suất uốn cho phếp là [σF]=45 Mpa
Theo b¶ng 16. 10a [ II ], ta cã b¶ng kÝch th­íc c¬ b¶n cña nèi trôc vßng ®µn håi nh­ sau:
B .xác định các thông số của khớp nối
b.1 tính momen xoắn
+Theo công thức 16.1/t2 ta có
TTT= K.t ≤ [T] ; dk=dT
Trong đó k =1,5 – hệ số làm việc
T=725989,763 Nmm
Suy ra TTT =1,2. 725989,763 = 8,7.104 Nmm
B.2 Tính đường kính trục sơ bộ
Dtt= 3T0,2[τ]= 3725989,763 0,2.30 =49,98 mm,chọn dtt= 50mm
B.3 Chọn khớp nối
+ Chän khíp nèi vßng ®µn håi cã ®­êng kÝnh trôc nèi b»ng ®­êng kÝnh cña trôc 2 d2 = 50 (mm)
+nối trục được tiêu chuẩn hóa ,kích thước chọn dựa trên 2 điều kiện sau :
TK=TTT, dK=dTT
+theo bảng 16.10a/t2/68 ta cã b¶ng kÝch th­íc c¬ b¶n cña nèi trôc vßng ®µn håi nh­ sau:
T,
Nm
d
mm
D
mm
dm
mm
L
mm
l
mm
d1
mm
1000
50
210
120
185
110
90
D0
mm
Z
nmax
v/p
B
mm
B1
mm
l1
mm
D3
mm
l2
mm
160
8
2850
6
70
40
36
40
*b¶ng kÝch th­íc c¬ b¶n cña vßng ®µn håi:
T,
Nm
dc
mm
d1
mm
D2
mm
L
mm
l1
mm
l2
mm
l3
mm
H
mm
1000
18
M12
25
80
42
20
36
2
B.4.Kiểm nghiệm độ bền dập của vòn đàn hồi và chốt
b.4.1.Vòng đàn hồi
+ Theo ®iÒu kiÖn søc bÒn dËp cña vßng ®µn håi:
sd = £ [sd]
Trongđó :
+:K lµ hÖ sè chế độ làm viÖc của băng tải . K=1,2
+[ σd] øng suÊt dËp cho phÐp, [ σd] =(2 ÷ 4) MPa.
+T2=725989,763Nmm
Vậy sd=2.1,2.725989,7638.160.18.36 =2,1 (thỏa mãn)
Vậy khớp nối đảm bảo bền dËp.
b.4.2. Điều kiện bền dập của chốt
+ ta có su = £ [su (c«ng thøc 6.9 [43]tËp 2 HDDCK)
Trong đó: l0 = l1 + = 42 + 10 = 52 (mm)
[su] - ứng suất uốn cho phép của vật liệu làm chốt, [su] = (60…80) MPa;
Vậy su =1,2.725989,763 .520,1.183.160.8= 60 Mpa
Ta thấy su= 60,68 Mpa < [su] ,vậy chốt thỏa mãn điều kiện bền
Như vậy, khớp nối vòng đàn hồi có các thông số nêu trên là hợp lý.
b.4.3. lực tác dụng từ khớp nối lên trục
+ Lực vòng trên khớp nối: , Ft = 2.TIID0
TI - Mô men xoắn trên trục II, TII = 725989,763 (Nmm);
D0 - Đường kính vòng tròn qua tâm các chốt, theo bảng 16.11 D0 = 160(mm);
Þ Ft = 2.725989,763 160= 9074,87 (N)
Từ đó ta tính được: Fkn = (0,2…0,3). 9074,87 = (1814,97…2722,46) (N);
Chọn giá trị trung bình của hai giá trị trên, ta được: Fkn = 2268,71 (N)
PHẦN IV : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC
I.Chọn vật liệu :
Với hộp giảm tốc chịu tải trọng va đập nhẹ .Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 có σb=600MPa ,tui cải thiện. Ứng suất xoắn cho phép
[τ]=12…20MPa .
II. Tính toán thiết kế trục :
1.Xác định sơ bộ đường kính trục.
Đường kính các trục thứ k trong hộp giảm tốc có thể được chọn gần đúng theo công thức 10.9/t188/q1, sau:
di ≥ 3Ti0,2.τ
Trong đó: Ti - mô men xoắn của trục thứ i;
TI = 206081,041 Nmm; TII =725989,763 Nmm;
[t] - ứng suất xoắn cho phép ứng với vật liệu là thép 45.
[t] = (15…50) MPa; ta chọn [t] = 25 MPa.
d1= 3TI0,2[τ]= 3206081,0410,2.25=34,54mm ; d1= 35 mm
Ta chọn [t] = 30
d2= 3TII0,2[τ]= 3725989,7630,2.30=49,46 mm ; d2= 50 mm
Từ đó ta có kết quả như sau: d2
Đường kính sơ bộ của t...