Đang tải... (xem toàn văn)
Luận Văn: Đồ án chi tiết máy Thiết kế hệ dẫn động băng tải
Thuyết minh đồ án môn học chi tiết máyThiết kế hệ dẫn động băng tải**********************I. Chọn động cơ1. Xác định công suất cần thiết của động cơCông suất cần thiết lớn nhất Nct trên trục động cơ đợc xác định theo công thức: Nct = Nlv / Trong đó : Nct - Công suất cần thiết trên trục động cơ. Nlv - Công suất tính toán trên trục máy công tác. )(674.1100023,0.280001000.KWvFNlv===Với F , v - là lực kéo và vận tốc băng tải . - Hiệu suất chung của hệ dẫn động . Theo sơ đồ tải trọng đề bài thì : =tv.kn . br .mol .xTrong đó:- m = 4 là số cặp ổ lăn ; Tra bảng 2.3 , ta đợc các hiệu suất: - ol = 0,99 - hiệu suất của một cặp ổ lăn; ( vì ổ lăn đợc che kín) .- br = 0,96 - hiệu suất của một cặp bánh răng ; - kn = 0.99 - hiệu suất của khớp nốitrục đàn hồi;- x = 0,9 - hiệu suất của bộ truyền xích; (bộ truyền xích để hở ) . - tv=0,8 -hiệu suất bộ truyền trục vítThay số ta có : =0,8. 0.99 . 0,96. 0,994. 0,9 0,664 => Nct = Nlv / = 1.674 / 0.664 2.521 (kW)Công suất cần thiết của động cơ là: 2,52(kW)2. Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ , chọn động cơ.Tốc độ làm việc của băng tải là: v=0.23 (m/s) Đờng kính tang : D=350(mm)=0,35(m) Vận tốc vòng nlv=)(4350.23,0.60000 60000pvDv==Tìm vận tốc vòng sơ bộ nsb: nsb=nlv.uch(maxữmin) 1Tmm T1 T2tckt1t2tmm - uch: tỉ số truyền chung của hệ thống: uch=uh.un - uh: tỉ số truyền của hộp giảm tốc- un: tỉ số truyền của bộ truyền ngoài(bộ truyền xích)+uh chọn trong khoảng:35ữ80+un chọn trong khoảng:2ữ5 uchmin=35.2=70 uchmã=80.5=400 nsb= (nlv.uchminữnlv.uchmax) =(280v/pữ1600v/p) Chọn u tiên động cơ có tốc độ quay là 1500v/p Quy cách động cơ phải thỏa mãn đồng thời : Nđc Nđc/yc, nđc nsb và : dnKmmTTTTDo vậy ta chọn động cơ có số hiệu là:Dk.42-4Các thông số của động cơ là:- vận tốc vòng:n=1420v/p- công suất động cơ :Nđc=2,8(kW)- Tk/Tdn=1,9Kết luận: Động cơ Dk.42-4 có kích thớc phù hợp với yêu cầu thiết kế.II. PHÂN PhốI Tỷ Số TRUYềN 1. Phân phối tỉ số truyềnTa có : uch = uh . un Tỷ số truyền chung 33541420===lvdcchnnu Chọn uh = 80 un =uch/uh =335/80=4,2 Trong đó uh= u1 . u2 Trong đó : u1 : Tỉ số truyền cấp nhanh(bánh răng) u2 : Tỉ số truyền cấp chậm(trục vít) chọn u1=2,5 => u2=uh/u1=80/2,5=32Kết luận : uc = 335 ; u1 = 2,5;u2 = 32 ; uxích = 4,22. Xác định công suất, mômen và số vòng quay trên các trục.Tính công suất, mô men, số vòng quay trên các trục (I, II, III, T {tang}) của hệ dẫn động.Công suất : N1=Nđc=2,8 (kW) ; n1 =nđc=1420 vg/ph 2 Công suất trên các trục là:Trục I NI = Nct . k . ol = 2,52 . 0,99 .0,99 = 2.47 KWTrục II NII = NI . ol . br = 2,47 . 0,99 . 0,96 = 2,35 KWTrục III NIII = NII . tv. ol = 2,35 . 0,8 .0,99 = 1,86 KWTrục tang Nt = NII . x . ol = 1,86 . 0,9 .0,99 = 1,66 KWSố vòng quay:Trục I nI = nđc = 1440 vg/phTrục II5685,2144011===unnII vg/phTrục III75,173256822===unnIII vg/phTrục tang 2,43351440===cdctunn vg/phMô men TI = 9,55. 106. 16612142047,2.10.55,96==IInN N. mm.TII = 9,55. 106. 3951156835,2.10.55,96==IIIInN N. mm.TIII = 9,55. 106. 100073275,1786,1.10.55,96==IIIIIInN N. mm. Tt = 9,55. 106. 37745242,466,1.10.55,96==ttnN N. mm.Bảng thông số:I II III TU u1= 2,5 u2= 32 uxích= 4,2N(kw) 2,47 2,35 1,86 1,66n (vg/ph) 1420 568 17,75 4,2T(N.mm) 16.612 39.511 1.000.732 3.774.524III. Tính bộ truyền ngoài Bộ truyền xích Số liệu đầu: Công suất N = NIII= 1,86 KW n1 = nIII = 17,75 vg/ph, n2 = 4,2 vg/ph , u = ux = 4,2, tải trọng va đập vừa, bộ truyền nằm ngang 1. Chọn loại xích và xác định các thông số của bộ truyền.Do vận tốc và công suất truyền không cao cho nên ta chọn loại xích con lăn.Dạng hỏng chủ yếu và nguy hiểm nhất là mòn, do đó ta tính xích theo độ bền mòn. 3 -Theo bảng 5.4 (sách tính toán thiết kế .tr 80-T1 ) ứng với u = 4,2, ta chọn số răng đĩa nhỏ Z1 = 29-2.u=29-2.4,2=20,6 chọn số răng đĩa nhỏ là Z1= 21 Từ đó ta có số răng đĩa lớn Z2 = u. Z1= 4,2.21=88,2 => Z2=87- Tỉ số truyền thực là :ux= 4,14- Bớc xích( t ) đợc xác định theo công thức tính toán ( công thức 12-22) và tra bảng 12.5 [ giáo trình chi tiết máy T2 tr 12-15 ]Ta có Làm việc êm, lấy Kđ = 1 hệ số tải trọng động Chọn khoảng cách trục a 25.t Ka = 1,25 hệ số chiều dài xíchBộ truyền nằm ngang Ko = 1 hệ số xét đến cách bố trí bộ truyền(400)Bộ truyền có thể điều chỉnh đợc Kđc = 1- hệ số xét đến khả năng điều chỉnhChọn phơng án bôi trơn định kỳ Kb = 1,3 - hệ số xét đến điều kiện bôi trơnBộ truyền làm việc 1 ca Kc = 1 - hệ số kể đến chế độ làm việcTheo công thức 5.4 (sách tính toán thiết kế .) ta có hệ số điều kiện sử dụng xích K = Kđ . Ka . Ko . Kđc . Kb . Kc =1,5 . 1 . 1 . 1 . 1,3 . 1= 1,62Hệ số răng đĩa dẫn KZ = 25/ Z1 = 25/21=1,19Hệ số vòng quay Kn = n0 / n1 = 50/ 17,75 = 2,81 ; với n0 = 50 vg/phHệ số xét đến số dãy xích Kx = 1 chọn xích một dãy.Theo công thức 12 22 (giáo trình chi tiết máy T2 tr 12-15) ta có công suất tính toán là Ntt = K . KZ . Kn . N / Kx = 1,62. 1,19.2,81.1,86/ 1 = 10,08 KWtheo bảng 5.5 (sách tính toán thiết kế . T1) với n0 = 50 vg/ ph, ta chọn bộ xích một dãy có bớc xích t = 38,1 mm thoả mãn điều kiện bền mòn Ntt < [N] = 10,5 KW đồng thời theo bảng 5.8 thì thoả mãn điều kiện t < tmax- Khoảng cách trục sơ bộ a = 25 . t = 25 . 38,1 =952,5 mm Số mắt xích đợc xác định theo công thức X= 2.a/ t + 0,5( Z1 + Z2 ) + (Z2 - Z1 ) 2 . t / 42.a = 2.952,5/38,1+0,5(21+87) + (87-21)2.38,1/4. 2.952,5 =104,06Ta đợc X = 104 mắt Ta tính chính xác khoảng cách trục a theo công thức ( ) ( )[ ]( )[ ]+++=21222121/Z2Z0,5-XZ0,5-X 25,0ZZZta 4 ( ) ( )[ ]( )[ ]+++=22/2187287210,5-10487210,5-104.1,38.25,0a thay số ta đợc a = 734,4 mmđể xích không phải chịu lực căng quá lớn ta giảm khoảng cách trục a vừa tính đợc một lợng a = ( 0,002 0,004).a do đó ta lấy a = 732 Đờng kính các đĩa xích Theo công thức 5.17 (sách tính toán thiết kế .tr 86-T1 ) Ta có : đờng kính đĩa xích dẫn d1 = t/sin(/Z1) = 38,1 / sin(/21) = 255,6 mm đờng kính đĩa xích bị dẫn d1 = t/sin(/Z2) = 38,1 / sin(/87) = 1055 mmđờng kính đỉnh răng xích:da1=t.(0,5+cotg(/Z1))=38,1(0,5+cotg(/21))=272da2=t.(0,5+cotg(/Z2))= 38,1(0,5+cotg(/87))=1073,62.Tính toán kiểm tra xích về độ bền: Hệ số an toàn của bộ truyền: s=Q/(Kđ.Kt+F0+Fv)[s] =127.103/(1,7.7900+0,32+158)=9,35>[s]= 7+Q:tải trọng phá hỏng tra bảng 5.2,5.3 sách tính toán thiết kế Q=127000(N) +Kđ : hệ số tải trọng động Kđ=1,7 (do Tmm=1,8T1)+ Ft : lực vòng; Ft=1000.N/v=6. 107.N/ Z1 . n1 . t =1,86.6.107/ (21.38,1.17,75)= 7900(N) +F0 : lực căng do trọng lợng nhánh xích bị động gây ra F0=9,81.kf.q.a=9,81.4.0,732.5,5=158 +Fv : lực căng do lực li tâm sinh ra Fv=q.v2=5,5.0,242=0,32 +s,[s] : hệ số an toàn và hệ số an toàn cho phép(ta bảng 5.10 sách thiết kế hệ dẫn động . tập 1) Nhận xét: Độ bền của bộ truyền xích đảm bảo Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc cho xích: ứng suất tiếp xúc của xích phải thoả điều kiện H=0,47)./().(dvddtrkAEFKFK + [ H] =0,47.395/10.1,2).3,11.7900(48,05+ =165,3(MPa)<[H]=600 MPa + H,[H] :ứng suất tiếp xúc và ứng suất tiếp xúc cho phép (bảng 5.11 sách TKHDĐCK )+ Fvd :lực va đập trên dãy xích 5 Fvd=13.10-7n1t3= 13.10-717,75.38,13.1=1,3+ E: mô dun đàn hồi của vật liệu con lăn và răng đĩa;E=2,1.105 Mpa+Kđ=1:hệ số tải trọng động+Kr=0,48: hệ số xét đến ảnh hởng của số răng đĩa xích(Z)+kd =1 : hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy+A=395: diện tích chiếu của bản lề (tra bảng 5.12 TKHDĐCK)Nhận xét : bộ truyền xích đảm bảo độ bền tiếp xúc Lực tác dụng lên trục đĩa xích đợc xác định theo công thức Fr = Kt . Ft = 6. 107.Kt .N/ Z1 . n1 . t Trong đó Kt = 1,15 là hệ số xét đến trọng lợng của xích tác dụng lên trục ( ở đây bộ truyền nằm ngang ) Thay số ta có Fr = 1,15.1,86.6.107/ (21.38,1.17,75) = 11850 (N)iV.TíNH toán, thiết kế Bộ TRUYềN trục vít bánh vítCác số liệu ban đầu: NII = 1,86 KW , n1 = 568 v/ph , n2 = 17,75 v/ph T2 = 1000732 N.mm , Bộ truyền làm việc trong 11000 giờ 1.Chọn vật liệu,xác định ứng suất tiếp xúc cho phép [H] Vận tốc trợt của bộ truyềnVsb=4,5.10-5.n1.32T= 4,5.10-5.56831000732=2,56 m/sDo vậy ta chọn vật liệu làm vành bánh vít là đồng thanh không thiếc 9-4 , phần đĩa để lắp bánh vít vào trục làm bằng gang xám để giảm giá thành bộ truyền Đúc trong khuôn kim loại => b=500(MPa);ch=200(MPa)Tra bảng 7.2 ta đợc [H]=180(MPa) ;ứng suất uốn cho phép [F]=[F0].KFLDo bộ truyền quay 1 chiều => [F0]=0,25.b+0,08ch=141 (MPa) Hệ số tuổi thọ:KFL=96/10FEN=96610.45,6/10=0,81Trong đó NFE=60.n2.iitTT9max22)/(=60.17,75.11000(19.0,5+0,89.3/8) =6,45.106 [F]= [F0].KFL=141.0,81=114,2(MPa) ứng suất cho phép khi quá tải: [H]max =0,2ch=0,2.200=400 MPa[F]max =0,8ch=0,8.200=160 MPa 6 2.Xác định khoảng cách trục và kiểm nghiệm độ bền Mô men xoắn trên trục vít T2=1000732 (Nmm)Chọn sơ bộ hệ số tải trọng KH=1,2Chọn sơ bộ q=(0,3.Z2) =18;Chọn Z1 = 2 =>Z2=u1Z1=32.2=64 răng +a đợc xác địmh theo công thức:a (Z2+18)3222/ ]).[/170( qKTZHH (64+18)3218/2,1.1000732.)180.64/170(=204,97 mm chọn a=205 mm Tính đợc môđun m theo công thức: m= 2a/(q+Z2)=2.205/(18+64)=5+ Đờng kính vòng chia trục vít: d1=q.m=18.5=90 mm Hệ số dịch chỉnh: x=(a/m)-0,5(q+Z2)=(210/5)-0,5(18+64)=0+Tính ứng suất tiếp xúc kiểm nghiệm độ bền: KH=1 + (Z2/)3(1-kt)= 1+(64/230)3(1-0,5)=1,01 Với kt=]/)./[(max22 iiiittTT=(1.0,5+0,5.0,6)=0,5 : hệ số biến dạng trục vít ( tra bảng 7.5 TKHDĐCK) =230Vận tốc trợt: vs=.d1.n1/(60000.cos) =.90.568/60000.cos5,710=2,7 m/s với góc vít ==arctg[Z1/q]=arctg[2/18]=6,340 vs=2,7 => chọn cấp chính xác là 8 ,tra bảng 7.7 ta đợc KHV=1,2 H=(170/Z2)qKKTaqZHVH/ ]/)[(`232+ =(170/64)18/2,1.01,1.1000732.]210/)1864[(3+168,24 MPa vậy H<[H] = 180 => bộ truyền đảm bảo độ bền tiếp xúc Kiểm tra lợng thừa bền theo công thức:([H]-H)/H=(180-168,24)/168,24=0,07<0,1=> độ thừa bền là hợp lí+Kiểm nghiệm sức bền uốn - Z1=2 => b2 0,75.da1 ,b2:chiều dày bánh vít,da1:đờng kính vòng đỉnh bánh vít da1=m(q+2)=5(18+2)=100 mm =>b2 75 mm Chọn b2=70 mm -Số răng tơng đơng Zv=Z2/cos3=64/cos36,340 65 răng Tra bảng 7.8 => YF=1,73 -Hệ số KF=KH=KH.KHV=1,01.1,2=1,212 -d2=m.Z2=5.64=320 mm : đờng kính chia bánh vít Kiểm nghiệm sức bền uốn theo công thức: F=1,4.T2YFKF/b2.d2.m.cos =1,4.1000732.1,73.1,2/70.320.5.cos6,340=26,1<[F]=114,2Mpa 7 Kết luận: Bộ truyền cấp chậm làm việc an toàn * Trục vít -Chọn vật liệu làm trục vít là thép C45 tôi cải thiện, HB=200 MPa -Theo bảng 7.10 ta tính đợc chiều dài phần cắt ren trục vít b1 (11+0,06.Z2)m=(11+0,06.64).5=74,2 chọn b1=85 mm 3.Các thông số của bộ truyền -Khoảng cách trục: a=0,5m.(q+Z2)=0,5.5.(18+64)=205 mm -Đờng kính vòng chia: d1=qm=18.5=90 mm d2=mZ2=5.64=320 mm -Đờng kính vòng đỉnh: da1=d1+2m=90+2.5=100 da2=m(Z2+2)=5(64+2)=330 mm -Đờng kính vòng dáy: df1=m(q-2,4)=5(18-2,4)= 78 mm -Đờng kính ngoài của bánh vít: daM2da2+1,5m=330+7,5=337,5 -Chiều rộng bánh vít : b20,75da1=75 mm, lấy b2=70mm -Góc ôm =arcsin[b2/(da1-0,5m)]=45,880 =>2=91,7604.Tính nhiệt cho bộ truyền -Diện tích thoát nhiệt cho bộ truyền đợc tính theo công thức:A1000(1-).P1/{[0,7.Kt(1+)+0,3KtqAq](td-t0)}Trong đó: Hệ số kể đến sự giảm nhiệt sinh ra trong 1 đơn vị thời gian =tck/()/(ckiittP =1/(0,5.1+0,8.3/8)= 1,25Chọn hệ số toả nhiệt Kt=15 w/m2C;Hệ số kể đén sự thoát nhiệt qua bệ máy =0,25Ktq:hệ số toả nhiệtcủa phần bề mặt hộp đợc quạt, chọn Ktq=21 ứng với nq=930 v/pNhiệt độ cao nhất cho phép của dầutd =900c;t0=200CDiện tích bề mặt hộp đợc quạt nguội Aq=0,3AThay số vào công thức ta đợc A0,92 (m2)5.Lực tác dụng lên bộ truyền-Ft1=Fa2=2T1/d1=2.39510/90=878(N)-Ft2=Fa1=2T2/d2=2.1000732/320=6255(N)-Fr1=Fr2=Ft2.tg()/cos() = 6255.tg200/cos6,340=2290(N)V.Tính toán bộ truyền bánh răng. + Các dữ kiện đã biết của bộ truyền: 8Fa1Ft1Ft2Fr2Fr1Fa2 -Tỉ số truyền u= 2,5T1=16610 Nmm n1=1420 v/pT2=43250 Nmm n2=568 v/p1. Chọn vật liệu. Xác định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép. Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo sự thống nhất hoá trong thiết kế ta chọn vật liệu nh sau: Bánh răng nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241 ữ 285 có:b1 = 750 MPa ;ch 1 = 450 MPa. Chọn HB1 = 200 (HB) Bánh răng lớn: Thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn MB 192 .240 có:b2 = 750 MPa ;ch 2 = 450 MPa. Chọn HB2 = 150 (HB)Do bộ truyền làm việc trong điều kiện che kín đủ dầu bôi trơn nên dạng hỏng chủ yếu là tróc mỏi, do đó ta tính toán theo độ bền tiếp xúc ta xác định ứng suất tiếp xúc cho phépứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở của bánh 1 và bánh 2: 01limH=2HB1+70=2.200+70=470(MPa) 02limH=2HB2+70=2.150+70=370(MPa) 01limF=1,8HB1=1,8.200=360(MPa) 02limF=1,8HB2=1,8.150=270(MPa)Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở: NH01=30HB4,21=30.2002,4=1.107 NH02=30HB4,22=30.1502,4=0,5.107 NF0 = 4.106 (Đối với tất cả các loại thép) Số chu kì chịu tải trọng thay đổi tơng đơng của bánh lớn NHE,NFE đợc xác định theo công thức . ( )ckiiiHEttTTtnCN /./ 603122=Trong đó : C = 1 là số lần ăn khớp của răng trong một vòng quayti= 11000 là tổng thời gian làm việc của bộ truyềnti là thời gian làm việc ở chế độ tải trọng Titừ đó ta có NHE2 = 60.1.568.11000.(13.4/8 + 0,83.3/8) = 2,6.108=> NHE2 > NHO2 => lấy hệ số tuổi thọ KHL2 = 1 , do NHE1=u.NHE2 nên KHL1 = 1ứng suất tiếp xúc cho phépBánh răng không đợc tăng bề mặt nên chọn hệ số an toàn SH = 1,1 [H1]= 01limH.KHL1/sH1=470.1/1,1=427,3 (MPa) [H2]= 02limH.KHL2/sH2=370.1/1,1=336,4 (MPa)Bánh răng là bánh răng trụ răng nghiêng nên lấy: [H]=1/2([H1]+[H2])=382 (MPa) 9 ( )ckimiiFEttTTtnCNF/./ 60122= thay số vào ta đợc NFE2=2,24.108> NF0=4.106 => KFL2=1 , do NFE1=u.NFE2 nên KFL1 = 1ứng suất uốn cho phép:Hệ số an toàn SF = 1,75 - bảng 6.2 (sách tính toán thiết kế . T1)[F1]= 01limF.KFL1/sF1= 360/1,75=205,7(MPa)[F2]= 02limF.KFL2/sF2= 270/1,75=154,3(MPa)ứng suất quá tải cho phép:[H]max=2,8,ch2=2,8.450= 1260[F1]max=0,8,ch1=0,8.450= 360(MPa)[F1]max=0,8,ch2=0,8.450= 360(MPa)2. Tính khoảng cách trục và các thông số ăn khớp:Xác định sơ bộ khoảng cách trục: theo công thức 6.15a (sách tính toán thiết kế . T1) a2 = 43(u2+1) [ ]321 .aHHuKTTrong đó:T1 môn xoắn trên trục bánh chủ động T1 =16610 (N.mm)a = b/ a - hệ số chiều rộng bánh răngdo bộ truyền đặt đối xứng với ổ nên ta chọn a = 0,3 => d = 0,53.a(u+1) = 0,53.0,3.( 2,5 +1 ) = 0,5565Tra theo d ứng với bảng 6.7 (sách tính toán thiết kế . T1) Ta có: KHB = 1,03 Thay vào ta có: a = 43(2,5+1)[ ]323,0.5,2.38203,1.16610 81,1 mm Ta lấy a = 85 mm Các thông số ăn khớp:Mô đun pháp m = ( 0,01 ữ 0,02 ) 85 = 0,75ữ 1,7 mm Theo dãy tiêu chuẩn ta chọn m = 1,5Chọn sơ bộ = 100 => cos = 0,9848 => số răng bánh nhỏ (bánh 1) Z1 = 2 a . cos/ m(u+1) = = 2.85.0,9848/ 1,5.(2,5+1) 31,5 Ta lấy Z1 = 31 răng => số răng bánh lớn (bánh 2) Z2 = u.Z1 = 2,5.31 = 77,5 Ta lấy Z2 = 77 răngDo vậy tỷ số truyền thực um = Z2/ Z1 = 77/ 31 = 2,484 10 [...]... đáy 1 (3 ữ 5) 1 = 30 mm hộp Số lợng bulông nền Z Chọn Z = 4 34 35 Tài liệu tham khảo 1 Nguyễn Trọng Hiệp: Chi tiết máy (Tập 1 và 2) Nhà xuất bản Giáo dục 1994 2 Nguyễn Trọng Hiệp ,Nguyễn Văn Lẫm : Thiết kế chi tiết máy Nhà xuất bản Giáo dục 3 Trịnh Chất ,Lê Văn Uyển:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí(Tập 1 và 2) Nhà xuất bản Giáo dục 36 ... C=27,5kN C0=20,2kN Kiểm nghiệm khả năng tải : Khả năng tải động: Tải trọng động quy ớc: Q= XVFr0.kt.kd=1.1.1040.1.1=1040 Theo ct 11.1 Khả năng tải động C d = Q.m L Trong đó -Q :tải trọng quy ớc -L : tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay -m :bậc của đờng cong mỏi khi thử về ổ lăn ,với ổ bi m=3 L = Lh.n2.60.10-6 = 11000.568 60 10-6 = 374,8 triệu vòng Hệ số khả năng tải động: Cd = 1,04 3 374,8 = 7,5 kN Do Cd... 4 .Thiết kế trục : Ta đi tính toán và thiết kế từng trục: Sơ đồ đặt lực, biểu đồ mômen và kết cấu của trục I ( Hình 2) Tính các phản lực R (chỉ số chỉ thứ tự phơng , trục,đầu ổ) và vẽ biểu đồ mômen Y = R y11 Fr1 + R y12 = 0 Chi u các lực lên phơng oy : d 1 I + Fr1.l13 R y12 2l13 = 0 M oy =Fa1 2 Y = R y11 273 + R y12 = 0 48,78 I + 273.42,5 R y12 2.42,5 = 0 M oy = 216 2 Giải hệ. .. dụng cánh vung dầu 3.Dầu bôi trơn hộp giảm tốc : Chọn loại dầu là dầu ô tô máy kéo AK-15 4.Lắp bánh răng lên trục và điều chỉnh sự ăn khớp: Để lắp bánh răng lên trục ta dùng mối ghép then và chọn kiểu lắp là H7/k6 vì nó chịu tải vừa và va đập nhẹ 5.Điều chỉnh sự ăn khớp: Để điều chỉnh sự ăn khớp của hộp giảm tốc bánh răng trụ này ta chọn chi u rộng bánh răng nhỏ tăng lên 10 % so với chi u rộng bánh răng... ([H]-H)/H=(350-382)/350=0,09 F =0,006 =>... đảm bảo H [H] H = ZM ZH Z 2.T1 K H (u m + 1) ; 2 bw u m d 1 Trong đó : - ZM : Hệ số xét đến ảnh hởng cơ tính vật liệu; - ZH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc; - Z : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng; - KH : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc; - bw : Chi u rộng vành răng - dw : Đờng kính vòng chia của bánh chủ động; T3 = 16610 Nmm ; bw = 26 mm ; ZM = 275 MPa (tra bảng 65 ) ; - Góc prôfin... chọn đảm bảo khả năng tải động Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh Tra bảng 11.6 đợc X0=0,6 => Qt=X0.Fr0=0,6.1040=624 N Do Qt = 624 N < C0 =20,2 kN loại ổ lăn này thoả mãn khả năng tải tĩnh * Do tải trọng dọc trục lớn nên ổ 1 là ổ kép gồm 2 ổ đũa côn ghép lại F F s1 s1 Fat Chọn ổ đũa côn có số hiệu 7310 ,d=50mm C=96,6kN ;C0=75,9kN;=11,670 Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ lăn Fr1 Fr1 hệ số e= 1,5tg=1,5.tg11,670=0,31... không đều của tải trọng hớng tâm nên ta coi ổ chịu tải trọng lớn hơn chịu 0,6 Fr1 =>công thức tính tải trọng động quy ớc là: Q=0,6.X1.Fr1+Y1.Fa1 Tổng lực dọc trục Fa1=Fs1 + Fat Fs1= 0,6.Fr1.e= 0,5.1666.0,31=258N Fa1=258+6271= 6529N Xét tỉ số Fa1/VFr1=6529/1666=3,9> e tra bảng 11.4 ta đợc các hệ số X1,Y1 X1=0,4 Y1=0,4.cotg11,670=1,93 Q=0,6.0,4.1666+1,93.6529= 13kN Hệ số khả năng tải động: Cd = 13... năng tải : Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ lăn hệ số e= 1,5tg=1,5.tg14,080=0,376 Các lực dọc trục tác dụng vào ổ đợc xác định theo sơ đồ trên: Fs0=0,83.e.Fr0=0,83.0,376.2801= 874N Fs1=0,83.e.Fr1=0,83.0,376.14145= 4414N => Fa 0 = Fs1 + Fat = 874 + 878 = 1752 > Fs 0 => Fa 0 = 1752 N F a1 = Fs 0 Fat = 874 878 = 4 < Fs1 => Fa1 = Fs1 = 4414 N Xác định các hệ số X,Y trong công thức tính tải trọng động. .. 10-6 =11,7 triệu vòng Hệ số khả năng tải động: Cd = 14,14 3 11,7 = 32,1 kN 32 Do Cd = 32,1kN < C = 52,9 kN ổ lăn đã chọn đảm bảo khả năng tải động Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh Tra bảng 11.6 đợc X0=0,5 ,Y0=0,47 => Qt=X0.Fr1+Y0.Fa1=0,5.14145+0,47.4414=9147 N Do Qt = 9147 N < C0 = 51,3 kN loại ổ lăn này thoả mãn khả năng tải tĩnh Các thông số cơ bản của ổ lăn trong hộp giảm tốc bánh răng trục vít: . minh đồ án môn học chi tiết máyThiết kế hệ dẫn động băng tải* *********************I. Chọn động cơ1. Xác định công suất cần thiết của động cơCông suất cần thiết. 8058.sin71,020= 7612 (N)4 .Thiết kế trục : Ta đi tính toán và thiết kế từng trục:<4.1> Sơ đồ đặt lực, biểu đồ mômen và kết cấu của trục I