Hệ thống dẫn động băng tải BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG ĐƯỜNG KÍNH TRỤC DẪN O40
NỘI DUNG ĐỒ ÁN
Hệ thống dẫn động băng tải
HỘP GIẢM TỐC BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG ĐƯỜNG KÍNH TRỤC DẪN O32, HỘP GIẢM TỐC BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG THẲNG, khai triển, thuyết minh hộp giảm tốc, Thiết kế hệ thống dẫn động
PHẦN I CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
1. Tính toán động học
Chọn động cơ (1)
Trong đó: P: công suất yêu cầu (kw), b: hệ số quá tải, h: hiệu suất truyền động.
Do có 1 trục công tác
Trong đó: F: lực kéo (N) v: vận tốc (m/s)
Thay số:
Hiệu suất:
h = h
Trong đó h: hiệu suất nối trục di động, h: hiệu suất 1 cặp ổ lăn ( do có 2 cặp ổ lăn), h: hiệu suất 1 cặp bánh răng trong hộp giảm tốc ( do 
: hiệu suất truyền động xích. h hiệu suất bộ truyền đai.
Tra bảng 2.3 ta được:
h: = 0,99 h: = 0,99 h: = 0,96 h: = 0,95, h=0.85
Þ h = 0,99.0,99.0,96.0,95.0,85= 0,752
Thay các số liệu tính toán được h, P vào (1)
Tính số vòng:
Tra bảng 2.4 Tỷ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng 1 cấp , tỷ số truyền động xích 2 ¸ 5, tỷ số truyền đai =2
Tra bảng P 1.1 với điều kiện:
nsb = 3000 (v/ph)
Đồng thời kiểm tra điều kiện mở máy
Tra bảng P1.4
Tìm được kiểu động cơ A02522
P = 10 (kw)
ndc =2920 (v/ph)
h%=88,0
cosj = 0,8
Khối lượng: m =96(kg)
2. Phân phối tỷ số truyền
Tính tỷ số truyền của hệ
Tính tỷ số truyền u cho các bộ truyền:
3. Tính toán các thông số và điền vào bảng
Tương tự:
|
Trục |
Động cơ |
I |
II |
Công tác |
||||
|
8,33 |
7,76 |
7,3 |
||||||
|
TS truyền |
|
|||||||
|
N(vg/ph) |
2920 |
973 |
160 |
40 |
||||
|
T(mm) |
|
81759 |
463157 |
1742875 |
||||
PHẦN II THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN
A. Tính toán bộ truyền Bánh trụ răng nghiêng
1. Chọn vật liệu
Do hộp giảm tốc 1 cấp chậm với đặc tính làm việc va đập vừa nên chọn vật liệu nhóm I đồng thời để tăng khả năng chạy mòn của răng, nên nhiệt luyện bánh răng lớn đạt độ rắn thấp hơn độ rắn bánh răng nhỏ từ 10 ¸15 đơn v
Bánh nhỏ: thép 45 thường hoá HB= 180 ¸350 (kích thước s £ 80 mm)
Bánh lớn: thép 45 thường hoá HB= 170 ¸217 (kích thước s £ 80 mm)
2. Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép, ứng suất uốn cho phép, với bộ truyền cấp nhanh và cấp chậm .
Trong đó :: hệ số xét đến độ nhẵn của mặt răng làm việc, : hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng, : hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng, : hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng, : hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất, : hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn.
Trong bước tính thiết kế sơ bộ lấy
Do đó:
Trong đó: và là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở,: Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn,: Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải, : Hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền.
* Với bánh nhỏ:
Theo bảng 6.2 ta có:
bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc
(vì )
số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc
với Với độ rắn Brinen
số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương
Trong đó: c: số lần ăn khớp trong 1 vòng quay, n: số vòng quay trong một phút,
t: tổng số giờ làm việc.
Theo bảng 6.2
Vì
* Với bánh lớn tính toán tương tự
Mặt khác bộ truyền quay một chiều
ứng suất quá tải cho phép
3. Tính toán nhanh bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng
Xác định sơ bộ khoảng cách trục với cấp nhanh
Trong đó: : hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng, : mômen xoắn trên trục bánh chủ động (N.mm), : ứng suất tiếp xúc cho phép MPA, tỷ số truyền cấp nhanh.
: chiều rộng vành răng
Tra bảng 6.5 với răng nghiêng vật liệu 2 bánh là: Thép – Thép
Tra bảng 6.6
Tra bảng 6.7 với sơ đồ 3
Xác định các thông số ăn khớp
Theo công thức (6.17)
Theo bảng 6.8 chọn mô đun pháp m = 2(mm)
Chọn sơ bộ do đó cosb = 0,9848
Þ số răng bánh nhỏ
Þ số răng bánh lớn
do đó tỷ số truyền thực sẽ là:
Theo bảng 6.9
Với
Hệ số dịch chỉnh bánh nhỏ bánh lớn
* Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Theo ct(6.33) ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc
trong đó Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp
Tra bảng 6.5 : hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
ta có
vì theo TCVN góc profil
: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
Theo (6.37):
do đó
đường kính vòng lăn bánh nhỏ
theo bảng 6.13
với v=2,57 (m/s) dùng cấp chính xác 9 (vì v £ 10 (m/s)) với cấp chính xác 9 và v£10 (m/s) (theo bảng 6.14)
Tra bảng 6.15
Tra bảng 6.16
Theo bảng 6.7 với sơ đồ hình 3
Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép với v=1,803(m/s)
:hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng khi v£10 (m/s)
Với cấp chính xác động học là 9 chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8 khi đó cần gia công đạt độ nhám
Khi đường kính vòng đỉnh bánh răng
Ta thấy lượng bền thừa là hợp lý.
Do đó kết quả tính toán phù hợp với yêu cầu.
* Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
Theo bảng 6.7 ( và sơ đồ 3)
Tra bảng 6.14
Do đó:
Với
Với
Số răng tương đương
Tra bảng 6.18 ta có được
Với hệ số dịch chỉnh
Bánh răng phay
Tương tự
*Kiểm nghiệm răng về quá tải với
* Các thông số kích thước của bộ truyền:
Khoảng cách trục
Môdun pháp m=2(mm)
Chiều rộng vành răng
Tỷ số bộ truyền
Góc nghiêng của răng
Số răng của bánh răng
Hệ số dịch chỉnh
Đường kính vòng chia
Đường kính đỉnh răng
Đường kính đáy răng
B. Tính toán bộ truyền ngoài
i. Bộ truyền xớch:
* Chọn loại xích:
Vì vận tốc thấp dùng xích con lăn
* Xác định các thông số của bộ truyền xích
Tra bảng 5.4 với
Chọn do đó số răng đĩa lớn
(đối với xích con lăn)
Công suất tính toán
Trong đó: P: công suất cần truyền
hệ số số răng
hệ số vòng quay
với ( đường tâm các đĩa xích làm với phương nằm ngang 1 góc ) hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền.
(chọn a = 40.p) hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích
điều chỉnh bằng 1 trong các đĩa xích.
tải trọng va đập.
bộ truyền làm việc 2 ca (Tra bảng 5.6).
(môi trường có bụi, chất lượng bôi trơn II) (Theo bảng 5.7).Tra bảng 5.5 chọn bộ truyền xích 1 dãy có bước p=44,45(mm) thoả mãn điều kiện bền mòn
Đồng thời theo bảng 5.8
Khoảng cách trục a=40p =40.31,75=1270(mm)
Xác định số mắt xích x
Lấy số mắt xích chẵn x=120
Tính lại khoảng cách trục
Để xích không chịu lực căng quá lớn giảm lượng bằng
Số lần va đập của xích
Tra bảng 5.9
* Tính kiểm nghiệm xích về độ bền
Q tải trọng phá hỏng (N)
Tra bảng 5.2 Q=172400(N)
Khối lượng 1 mét xích q = 7,5 (kg)
hệ số tải trọng động với chế độ làm việc trung bình
lực vòng (N)
Trong đó (bộ truyền nghiêng 1 góc < 40)
Tra bảng 5.10 n=50(vg/ph) [s]=7
Vậy s>[s] bộ truyền đảm bảo điều kiện bền
* Đường kính đĩa xích
* Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích
Trong đó ứng suất tiếp xúc cho phép (MPA)
lực vòng (N)
lực va đập trên m dãy xích
.. hệ số tải trọng động Tra bảng 5.6 ....
A diện tích chiếu của bản lề Tra bảng 5.12 A= 262(...)
E modun đàn hồi
Như vậy dùng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB210 sẽ đạt được ứng suất tiếp xúc cho phép đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho răng đĩa 1
Tương tự với cùng vật liệu nhiệt luyện
* Xác định lực tác dụng lên trục
Trong đó: : hệ số kể đến trọng lượng xích, do bộ truyền nghiêng 1 góc < 40
Vì đường nối tâm của bộ truyền xích nghiêng 30.Ta phân tích lực hướng tâm thành 2 thành phần lực:
*Lực tác dụng từ các khớp nối:
Trong đó Dt là đường kính vòng tròn qua tâm các chốt
ii.Bộ truyền đai:
1. chọn loại đai và tiết diện đai .
Dựa theo đặc điểm công suất của cơ cấu, Pct =7.29 (KW), và số vòng quay bánh đai nhỏ là n = 2920 ( vg/ph ) ta chọn loai đai hình thang thường À
Các thông số của đai thường loại À:
bt = 11 (mm), b = 13(mm), h = 8 (mm), yo = 2,8 (mm)
..........................................
|
Ký hiệu |
Dk52 – 4 |
|
Công suất động cơ |
Pđc=13 kw |
|
Vận tốc quay |
ndc=14400 |
|
Tỷ số |
= 1,5; = 2 |
So với điều kiện trên ta có: Pđc=7> Pct=5,82
nđc = 1440 » nsb = 1419,52 [v/ph].
= 1,5 > 1
II. Xác định tỉ số truyền động U của toàn bộ hệ thống và phân phối tỷ số truyền cho từng bộ truyền của hệ thống dẫn động , lập bảng công suất , mô men xoắn , số vòng quay trên các trục:
- Xác định tỷ số truyền u của hệ thống dẫn động
ut =
Trong đó: n là số vòng quay của động cơ.
n là số vòng quay của trục tang.
Thay số ut == 16,23
- Phân phối tỷ số truyền của hệ dẫn động u cho các bộ truyền
u=u.u
Chọn un theo tiêu chuẩn u= 4 u== 4,06
Đây là hộp giảm tốc bánh răng trụ 1 cấp với uh = 4,06
- Xác định công suất, mô men và số vòng quay trên các trục:
- Dựa vào sơ đồ dẫn động ta có :
+Trục I
Với Pct = 13 kw
P= P
n1 =ndc/ud = 1440/4= 360(v/p)
+Trục II
P
n
- Dựa vào kết quả tính toán ở trên ta có bảng sau:
............................................
|
Ký hiệu |
Dk52 – 4 |
|
Công suất động cơ |
Pđc=13 kw |
|
Vận tốc quay |
ndc=14400 |
|
Tỷ số |
= 1,5; = 2 |
So với điều kiện trên ta có: Pđc=7> Pct=5,82
nđc = 1440 » nsb = 1419,52 [v/ph].
= 1,5 > 1
II. Xác định tỉ số truyền động U của toàn bộ hệ thống và phân phối tỷ số truyền cho từng bộ truyền của hệ thống dẫn động , lập bảng công suất , mô men xoắn , số vòng quay trên các trục:
- Xác định tỷ số truyền u của hệ thống dẫn động
ut =
Trong đó: n là số vòng quay của động cơ.
n là số vòng quay của trục tang.
Thay số ut == 16,23
- Phân phối tỷ số truyền của hệ dẫn động u cho các bộ truyền
u=u.u
Chọn un theo tiêu chuẩn u= 4 u== 4,06
Đây là hộp giảm tốc bánh răng trụ 1 cấp với uh = 4,06
- Xác định công suất, mô men và số vòng quay trên các trục:
- Dựa vào sơ đồ dẫn động ta có :
+Trục I
Với Pct = 13 kw
P= P
n1 =ndc/ud = 1440/4= 360(v/p)
+Trục II
P
n
- Dựa vào kết quả tính toán ở trên ta có bảng sau:
|
Trục Thông số |
Động cơ |
1 |
2 |
|||
|
Công suất P |
13 |
12 |
10 |
|||
|
Tỷ số truyền U |
|
2,02 |
4,06 |
|
||
|
Số vòng quay n |
1440 |
360 |
88,9 |
|||
|
Mô men xoắn T(Nmm) |
|
1,42.105 |
5,05.105 |
|||
B. THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN.
I. Chọn vật liệu:
- Với đặc tính của động cơ cùng với yêu cầu bài ra và quan điểm thống nhất hoá trong thiết kế nên ta chọn vật liệu hai cấp bánh răng như nhau . Theo bảng 6-1 chọn
Bánh nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện có
HB = 241®285 lấy giá trị HB =245 ;
Bánh lớn : Để tăng khả năng chạy mòn nhiệt luyện với độ rắn mặt răng nhỏ hơn từ 10®15HB nên ta chọn thép 45 tôi cải thiện có
HB = 192®240 lấy giá trị HB =230 ;
750Mpa ; 450Mpa
II. Xác định ứng suất cho phép:
- Theo bảng 6-2 với thép 45 tôi cải thiện thì :
- Chọn độ rắn bánh nhỏ HB=245 ; độ rắn bánh lớn HB=230
- Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc
Theo 6-5 N thay số
N ; N
- Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn
N với tất cả các loại thép
- Do bộ truyền chịu tải trọng tĩnh :
NHE = NFE = 60.C.n. t
Trong đó : c là số lần ăn khớp trong 1vòng quay.
n là số vòng quay trong một phút.
tlà tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét.
Thay số NHE2 = 60.1.721,8.88,9.14000 = 8,83.107 >NHO2 lấy
KHL2=1
Tương tự NHE1>NHO1 Þ KHL1 =1
NHE3>NHO3 Þ KHL3 =1
NHE4>NHO4 Þ KHL4 =1
Áp dụng công thức 6-1a tập 1 :
Sơ bộ xác định chọn :
Zr.ZV.Kxh =1 ;
-Tính NFE =60.C.n.t
NFE2 = >NFO Þ KFL2 = 1
Tương tự ta có : KFL1 = KFL3 = KFL4 = 1
Theo 6-2a
Sơ bộ xác định đượ
-Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải
III. Tính bộ truyền bánh răng
1. Xác định sơ bộ khoảng cách trục
a Trong đó
K là hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng
Tra bảng 6-5 tập 1 được k
T1 Mô men xoắn trên trục bánh chủ động T1 = 1,42.105 Nmm
Theo bảng 6-6 chọn
Theo bảng 6-7 sơ đồ 3 =1,03
Thay vào trên
aw
2. Xác định thông số ăn khớp , mô đun
Theo 6-17 =
theo bảng tiêu chuẩn 6-8 chọn m = 3
- Xác định số răng bánh nhỏ : b = 0 Theo công thức 6-19 tập 1
Lấy tròn Z1 =26 răng
Theo 6-20 Z2 =u2.Z1 = 4.06.26 = 105,56 làm tròn Z2 = 106 răng Tính lại khoảng cánh trục :
Chọn aw =200
Tỷ số truyền thực u
Kiểm tra lại :
Þ thoả mãn đk TST
3. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Theo 6-33 tập 1
Trong đó :
Z là hệ số kể đến cơ tính của vật liệu tra bảng 6-5 được Z
Z hệ số kể đến hình dáng bề mặt tiếp xúc
Do đó Zlà hệ số kể đến sự trùng khớp của răng được tính theo công thức (6.36).
Z với
dw1=2.aw/(u +1) = 2.200/(106/26+1) = 78,8 mm
K là hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc K
Trong đó
K là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng
Tra bảng 6-7 tập 1
K là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng ăn khớp
Theo bảng (6.13) .Chọn cấp chính xác chính xác 8 theo 6.14 K=1
K là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp
Vận tốc vòng
Tra bảng 6-15 ; 6-16 tập 1
Thay vào 6-3
Xác định chính xác ứng suất cho phép :
Theo 6-1 = 481,8.0,89.0,95.1 = 407,4 Mpa
Cấp chính xác động học là 8 chọn mức chinh xác tiếp xúc là 8
Khi đó gia công đạt độ nhám
R .Zv = 0,85.v0,1 = 0,89
Đường kính đỉnh răng d Như vạy với aw =190 Þ sh <[sH] = 407,4
Thoả mãn điều kiện bền tiếp xúc
4. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
Theo 6-43
Trong đó:
T1 Mô men xoắn trên bánh chủ động T1 = 1,42.105(N.mm)
m Mô đun m=3 (mm)
b Chiều rộng vành răng b
dw1 Đường kính vòng lăn bánh chủ động dw1= 78,8 mm
Y Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
Y với hệ số trùng khớp ngang
Y Hệ số kể đến dộ nghiêng của răng do
Y Hệ số dạng răng của bánh 1và bánh 2
Ta có Zv1=Z1 = 26 ,Zv2=Z2=106
Tra bảng 6-18 được
K Hệ số tải trọng khi tính về uốn K
Trong đó:
KFb = 1,252 . Tra bảng 6-7 với =0,83
KFa = 1,27 tra bảng
KF=1,1.1,252.1,27= 1,75
Thay vào
- Xác định chính xác ứng suất uốn cho phép :
[s]’ = [s]tk.YR.YS.KXF
YR =1 ; YS =1,08- 0,0695ln(2,5) = 1,016
KXF =1 vì d < 400mm
- [s]1 = 176,41.1,002.1= 180,3 (Mpa)
- [s]2 = 165,6.1,1.1,002 = 169,2(Mpa)
Như vậy độ bền uốn thoả mãn
5. Kiểm nghiệm răng về quá tải
Theo 6.48 Kqt=
6. Các thông số và kích thước bộ
|
Khoảng cách trục |
|
aw=200 mm |
|
Mô đun pháp |
|
m=3 mm |
|
Chiều rộng vành răng |
|
bw=60 mm |
|
Tỉ số truyền thực |
|
um=4,08 |
|
Góc nghiêng của răng |
|
b = 0 |
|
Số răng bánh răng |
|
Z1=26; Z2=106 |
|
Hệ số dịch chỉnh |
|
X1= 0; Z2= 0 |
|
Đường kính vòng chia |
|
d1=78 mm; d2= 318mm |
|
Đường kính đỉnh răng |
|
da1=84 mm; da2=324mm |
|
Đường kính đáy răng |
|
df1=70,5mm;df2=316 mm |
V.Tính toán truyền động đai.
Theo đầu đề thiết kế cơ cấu máy , bộ truyền dẫn động từ động cơ đến hộp giảm tốc là truyền động đai thang do đó ta phải tính toán thiết kế bộ truyền đai thang.
1. chọn loại đai và tiết diện đai .
Dựa theo đặc điểm công suất của cơ cấu, Pct = 5,82 (KW), và số vòng quay bánh đai nhỏ là n = 1440 ( vg/ph ) ta chọn loai đai hình thang thường À
Các thông số của đai thường loại À:
bt = 11 (mm), b = 13(mm), h = 8 (mm), yo = 2,8 (mm)
|
|
2. Xác định các thông số của bộ truyền.
2.1. Đường kính bánh đai nhỏ.
Chọn đường kính bánh đai nhỏ d1 theo bảng 4.13 trang 59 sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1, chọn d1 = 100 (mm).
Xác định vận tốc đai từ đường kính bánh đai d1.
(m/s) (5-1)
trong đó:
n1 – là số vòng quay của động cơ, n1 = ndc = 1440 (v/ph)
do đó (5-1) Û 7,536(m/s)
Đường kính bánh đai lớn d2 được tính từ đường kính bánh đai nhỏ d1 theo công thức:
d2 = d1.u.(1-e) (5-2)
ở đây: u = 4, e - là hệ số trượt, chọn e = 0,01
d2 = 100.4.(1- 0,01) = 396 (mm)
lấy d2 theo dãy tiêu chuẩn d2 = 400 (mm), từ các giá trị d2, d1 đã tính được suy ra tỉ số truyền u theo (5-2):
4,04
sai lệch giữa tỉ số truyền mới và tỉ số truyền cũ là rất nhỏ Þ có thể giữ nguyên các thông số đã chọn.
Số vòng quay thực tế của bánh đai lớn là:
356,4 (v/ph)
2.2. Khoảng cách trục a.
Khoảng cách trục a được chọn theo bảng 4.14 trang 60 sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 dựa vào tỉ số truyền u và d2.
Theo bảng 4.14 với u » 4 Þ a/d2 = 0,95 Þ a = 0,95.d2 = 380 (mm)
Kiểm tra trị số a đã tính ở trên theo điều kiện:
Vậy khoảng cách trục đã chọn thoả mãn điều kiện đề ra
2.3. Chiều dài đai.
Chiều dài đai l được xác định theo a từ công thức (5-3)
= 1604,21 (mm)
Chọn l = 1600 (mm) theo tiêu chuẩn trong bảng 4.13.
Kiểm nghiệm giá trị l đã tính được ở công thức (5-3) theo điều kiện về tuổi thọ của đai.
Vậy đai thoả mãn điều kiện về tuổi thọ.
Từ chiều dài đai l = 1600 (mm) tính chính xác lại khoảng cách trục a theo công thức:
(5-4)
Trong đó: 150
thay các giá trị này vào công thức (5-4), ta được:
378(mm)
2.4. Góc ôm (a1).
Góc ôm a1 trên bánh đai nhỏ được xác định theo công thức:
135°
a1 thoả mãn điều kiện a1 > 120°
3. XÁC ĐỊNH SỐ ĐAI .
Số đai z được tính theo công thức:
(5-5)
trong đó:
P1 – là công suất trên trục bánh đai chủ động, P1 = 5,82 (KW)
[P0] - là công suất cho phép, tra bảng 4.19 trang 62 sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 ta được [P0] = 1,85 (KW).
Kd – là hệ số tải trọng động, theo bảng 4.7 trang 55 sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 ® Kd = 1,1.
Ca - là hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm a1, tra bảng 4.15 trang 61 sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 ® Ca = 0,875 với a1 = 135°.
Cl –là hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai, với tỉ số
l/l0 = 1600/1320 = 1,2 ® theo bảng 4.16 cho giá trị Cl = 1,04.
Cu – là hệ số kể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền, theo bảng 4.17 trang 61 ta có 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 với z’ =. Cz = 0,95
Thay các giá trị vừa tra được vào công thức (5-5):
3,51 Þ lấy z = 4
từ số đai z = 4, xác định chiều rộng bánh đai theo công thức:
B = (z-1).t + 2.e
Với t = 15, e= 10 (theo bảng 4.21 trang 63 sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1) Þ B = (2-1).15 + 2.10= 35 (mm)
Đường kính ngoài của bánh đai.
da = d + 2.h0 = 100 + 2.3,3 = 106,6 (mm)
4. XÁC ĐỊNH LỰC CĂNG BAN ĐẦU VÀ LỰC TÁC DỤNG LÊN TRỤC.
Lực căng trên một đai F0 được tính theo công thức:
Fv – là lực căng do lực ly tâm sinh ra, điều chỉnh định kì lực căng.
Fv = qm. v2 (5-7)
Trong đó: qm – là khối lượng một mét chiều dài đai, tra bảng 4.22 trang 64 sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 ® qm = 0,105 (kg/m)
(5-7)Û Fv = 0,105. (7,536)2 = 5,96 (N)
thay các số liệu vào công thức (5-6), ta có:
= 195,28 (N)
lực tác dụng lên trục:
Fr = 2.F0.z.sin(a1/2) = 2.195,28.4.sin(135/2) = 1 443,3 (N)
Sau khi đã xác định được các kích thước của bộ truyền ta liệt kê các giá trị này trên bảng 4.
Bảng 4. Các thông số và kích thước của bộ truyền.
|
Thông số |
Công thức tính hoặc bảng |
Giá trị |
|
Tiết diện đai |
Kí hiệu đai À |
|
|
đường kính bánh đai nhỏ |
bảng 4.13 |
100 (mm) |
|
đường kính bánh đai lớn |
d2 = d1.u.(1 - e) |
396 (mm) |
|
Vận tốc đai |
v = p.d1. n1 /60000 |
7,536 (m/s) |
|
Trị số tiêu chuẩn của d2 |
bảng 4.21 |
400 (mm) |
|
Tỉ số truyền thực tế |
u = d2/d1.(1 - e) |
4,04 |
|
Sai lệch tỉ số truyền |
Du = ((ut - u)/u).100% |
1% |
|
Khoảng cách trục sơ bộ |
a = 0,95. d2 |
380 (mm) |
|
Khoảng cách trục chính xác |
a = |
378 (mm) |
|
Chiều dài tính toán |
l = 2a+p.(d1+d2)/2+(d2-d1)2/4a |
1604,2(mm) |
|
Chiều dài tiêu chuẩn |
Bảng 4.13 |
1600(mm) |
|
Số vòng chạy của đai |
i = v/l |
4,7(1/s) |
|
Góc ôm trên bánh đai nhỏ |
a1 = 180° - (d2 – d1).57°/a |
135° |
|
Các hệ số |
Kd tra bảng 4.7 |
1,1 |
|
|
Ca tra bảng 4.15 |
0,875 |
|
|
Cl tra bảng 4.16 |
1,04 |
|
|
Cu tra bảng 4.17 |
1,14 |
|
|
Cz tra bảng 4.18 |
0,99 |
|
Công suất cho phép |
[P0] tra bảng 4.19 |
1,85(KW) |
|
Số đai cần thiết |
z = P1.Kd/([P0].Ca.Cl.Cu.Cz) |
3,51 |
|
Số đai chọn |
Chọn theo số nguyên |
2 |
|
Chiều rộng bánh đai |
B = (z-1).t + 2.e |
35(mm) |
|
đường kính ngoài bánh đai |
da1 = d1 + 2.h0 |
106,6 (mm) |
|
|
da2 = d2 + 2.h0 |
406,6 (mm) |
|
Lực căng ban đầu |
F0 = 780.P1.Kd/(v.Ca.z) + Fv |
195,28 (N) |
|
Lực tác dụng lên trục |
Fr = 2.F0.z.sin(a1/2) |
1443,3(N)
|
H. BÔI TRƠN HỘP GIẢM TỐC
Để giảm mất mát công suất vì ma sát , giảm mài mòn răng , đảm bảo thoát nhiệt tốt và đề phòng các tiết máy bị han gỉ cần phải bôi trơn liên tục các bộ truyền trong hộp giảm tốc
I. Các phương pháp bôi trơn trong và ngoài hộp giảm tốc
1. Bôi trơn trong hộp
Theo cách dẫn dầu đến bôi trơn các tiết máy , người ta phân biệt bôi trơn ngâm dầu và bôi trơn lưu thông , do các bộ truyền bánh răng trong hộp giảm đều có vận tốc v < 12 m/s nên ta bôi trơn bánh răng trong hộp bằng phương pháp ngâm dầu
Với vận tốc vòng của bánh côn v=6,957 m/s tra bảng 18-11 tập 2 ta được độ nhớt 8 ứng với nhiệt độ 100C
Theo bảng 18-13 ta chọn được loại dầu AK-15 có độ nhớt 20Centistoc
2. Bôi trơn ngoài hộp
Với bộ truyền ngoài hộp do không có thiết bị nào che dậy nên dễ bị bụi bặm vào do đó ở bộ truyền ngoài ta thường bôi trơn bằng mỡ định kỳ
II. Bôi trơn ổ lăn
Khi ổ được bôi trơn đúng kỹ thuật , nó sẽ không bị mài mòn , ma sát trong ổ sẽ giảm , giúp tránh không để các chi tiết kim loại trực tiếp tiếp xúc với nhau , điều đó sẽ bảo vệ được bề mặt và giảm được tiếng ồn .Thông thường thì các ổ lăn đều có thể bôi trơn bằng dầu hoặc mỡ , nhưng trong thực tế thì người ta thường dùng mỡ bởi vì so với dầu thì mỡ bôi trơn được giữ trong ổ dễ dàng hơn , đồng thời có khả năng bảo vệ ổ tránh tác động của tạp chất và độ ẩm . Ngoài ra mỡ được dùng lâu dài ít bị ảnh hưởng của nhiệt độ theo bảng 15-15a tập 2 ta dùng loại mỡ M và chiếm 1/2 khoảng trống . Để che kín các đầu trục ra , tránh sự xâm nhập của bụi bặm và tạp chất vào ổ cũng như ngăn mỡ chảy ra ngoài , ở đây ta dùng loại vòng phớt, theo bảng 15-17/2/ tra được kích thước vòng phớt cho các ổ như sau.
|
d |
d1 |
d2 |
D |
a |
b |
S0 |
|
25 |
26 |
24 |
38 |
6 |
4,33 |
9 |
|
50 |
51,5 |
49 |
69 |
9 |
6,5 |
12 |
Bảng thống kê dùng cho bôi trơn
|
Tên dầu hoặc mỡ |
Thiết bị cần bôi trơn |
Lượng dầu hoặc mỡ |
Thời gian thay dầu hoặc mỡ |
|
Dầu ôtô máy kéo AK- 15 |
Bộ truyền trong hộp |
0,6 lít/Kw |
5 tháng |
|
Mỡ M |
Tất cả các ổ và bộ truyền ngoài |
1/2 chỗ rỗng bộ phận ổ |
1 năm |
K- XÁC ĐỊNH VÀ CHỌN CÁC KIỂU LẮP.
|
Thứ tự |
Tên mối ghép |
Kiểu lắp |
Sai lệch giới hạn của lỗ và trục |
Ghi chú |
|
1 |
Bánh răng trục I |
F45 |
+ 25 mm |
|
|
+18mm +2mm |
||||
|
2 |
Vòng trong ổ lăn với trục I |
F40k6 |
+18mm +2 mm |
Hai ổ lắp giống nhau |
|
3 |
Vòng ngoài ổ lăn lắp với hộp |
F90H7 |
+35mm |
|
|
4 |
Then và trục I |
F14 |
+61mm +25 mm |
bxh=8x7 |
|
+10mm +1mm |
||||
|
5 |
Bạc chắn dầu trục I |
F40 |
+39mm |
Nằm giữa bánh răng và ổ lăn |
|
+18mm +2mm |
||||
|
6 |
Bánh đai với trục I |
F36 |
+ 25 mm |
|
|
+18mm +2mm |
||||
|
7 |
Bạc chặn x trục I |
F36 |
+39mm |
Dùng khống chế bánh đai |
|
+18mm +2mm |
||||
|
8 |
Then và trục II |
14 |
+61 mm +25mm |
Hai then giống nhau |
|
+10mm +1mm |
||||
|
9 |
Bánh răng trụ và trục II |
F55 |
+ 30 mm |
|
|
+21mm +2mm |
||||
|
10 |
Nối trục đàn hồi và trục II |
F48 |
+112mm +50mm |
|
|
+18mm +2mm |
||||
|
11 |
Vòng trong ổ lăn |
F50 k6 |
+18 mm +2 mm |
Hai ổ lắp giống nhau |
|
12 |
Vòng ngoài ổ lăn với vỏ hộp II |
F90 H7 |
+35 mm
|
Hai ổ lắp giống nhau |
|
13 |
Lỗ hộp trục II và nắp ổ |
F90
|
+35 mm |
|
|
-120 mm -340 mm |
Mối ghép giữa bánh răng và trục với yêu cầu không tháo lắp thường xuyên, khả năng định tâm đảm bảo, không di trượt dọc trục nên ta dùng kiểu lắp . Còn đối với mối ghép bạc và trục độ đồng tâm yêu cầu không cao nên ta dùng k`iểu lắp
Mối ghép then và trục ta dùng mối ghép trung gian , còn đối với mối ghép gi`ữa lỗ hộp và nắp thì ta dùng mối ghép lỏng chẳng hạn
Mối ghép giữa ổ và trục thì lắp theo hệ thống lỗ ta chọn kiểu lắp k6, còn mối ghép giữa vòng ngoài ổ và lỗ hộp thì ta dùng mối ghép H7
M- PHƯƠNG PHÁP LẮP RÁP HỘP GIẢM TỐC.
I-Phương pháp lắp ráp các tiết máy trên trục.
Ổ lăn được lắp trên trục hoặc nên vỏ hộp bằng phương pháp ép trực tiếp hoặc phương pháp nung nóng, để tránh biến dạng đường lăn và không cho các lực khi lắp tác dụng trực tiếp lên các con lăn, cần tác dụng lực đồng đều trên vòng trong khi lắp ổ trên trục hoặc vòng ngoài trên vỏ , mặt khác để dễ dàng lắp ổ trên trục hoặc vỏ , trước khi lắp cần bôi một lớp dầu mỏng nên trục hoặc lố hộp.
Ở đây dùng bạc chặn và mặt mút của vòng ổ để định vị bánh răng, khi sử dụng cần đảm bảo sự tiếp xúc chính xác giữa các mặt mút bánh răng, bạc chặn và vòng ổ , vì vậy chiều dài bạc cần phải đảm bảo chính xác và phải dài hơn đoạn trục lắp bạc.
II- Phương pháp điều chỉnh sự ăn khớp bộ truyền .
Sai số về chế tạo các chi tiết theo kích thước chiều dài và sai số lắp ghép làm cho vị trí bánh răng trên trục không chính xác, vì vậy để bù vào những sai số đó thường lấy chiều rộng bánh răng nhỏ tăng lên 10% so với chiều rộng bánh răng lớn.
Khi đó chiều rộng bánh răng nhỏ là: bw = 55,5.110% [mm],
lấy bw= 58 mm.
Để đảm bảo sự ăn khớp của bộ truyền có hai phương pháp sau:
+ Dịch chỉnh các bánh răng trên trục đã cố định, sau đó định vị từng bánh.
III.Phương pháp điều chỉnh khe hở các ổ lăn.
Khe hở ảnh hưởng đến sự phân bố tải trên các con lăn và độ bền lâu của ổ , lựa chọn khe hở thích hợp có khả năng giảm tiếng ồn, giảm dao động tăng độ cứng của gối trục .
Theo bảng 15-12/2/ đối với ổ đỡ lắp trên trục I và II ta tra được khe hở dọc trục cho phép la: Min = 20 mm, max =40 mm.
Điều chỉnh ổ bằng cách dịch chỉnh vòng ngoài được thực hiện bằng các cách sau:
+ Điều chỉnh nhờ những tấm đệm đặt giữa lắp và vỏ hộp.
+Điều chỉnh khe hở hoặc tạo độ dôi bằng vòng đệm 2.
+ Điều độ dôi của ổ bằng vít, vít tỳ vào vòng trung gian tác động đến vòng ngoài ổ và làm cho vòng ngoài dịch chuyển theo phương dọc trục.
+ Mài bớt vòng ngoài ổ hoặc đặt giữa vòng ổ các miếng bạc có chiều dầy khácnhau.
Bảng thông kê các chi tiết tiêu chuẩn.
|
TT |
Ký hiệu |
Tên gọi |
Số lượng |
Ghi chú |
|
1 |
M6 |
bulông |
2 |
bulông nắp cửa thăm |
|
2 |
M13 |
Bulông |
6 |
Bulông cạnh ổ |
|
3 |
M18 |
Bulông |
4 |
Ghép thân và đáy hộp |
|
4 |
M11 |
Bulông |
4 |
Bulông ghép bích nắp và thân |
|
5 |
M8 |
Bulông |
12 |
Bulông ghép nắp ổ |
|
6 |
46213 46211 |
ổ bi đỡ chặn |
2 |
Lắp trên trục III |
|
7 |
206 |
ổ bi đỡ |
2 |
Lắp trên trục I |
|
8 |
209 |
ổ bi đỡ |
2 |
Lắp trên trục II |
tham khảo
Trịnh Chất – Lê Văn Uyển : Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí, Tập I,II Nhà xuất bản Giáo dục-1999.
Nguyễn Trọng Hiệp : Chi tiết máy, tập I và tập II.
Nhà xuất bản Giáo dục.
Ninh Đức Tốn - Đỗ Trọng Hùng: Hướng dãn làm bài tập dung sai
Trường đại học bách khoa Hà nội – 2000.
Trịnh Chất : Cơ sở thiết kế máy và chi tiết máy
Nhà xuất bản khoa học và kỹ thuật , Hà nội 1994.
HỘP GIẢM TỐC BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG ĐƯỜNG KÍNH TRỤC DẪN O32, HỘP GIẢM TỐC BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG THẲNG, khai triển, thuyết minh hộp giảm tốc, Thiết kế hệ thống dẫn động
