Thiết kế hệ dẫn động băng tải bằng inventor kèm file inventor

PHẠM T A – ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY d1 = p p d2 =  π  và π  sin  ÷ sin  ÷  z1   z2  Thay số ta được: d1 = d2 = 38,1 = 280(mm) π sin 23 38,1 = 837(mm) π sin 69 Đường kính vòng đỉnh:   π    π  d a1 = p. 0,5 + cot g  ÷÷ = 38,1. 0,5 + cot g  ÷÷ = 296,25(mm)  23     z1      π    π  d a2 = p. 0,5 + cot g  ÷÷ = 38,1. 0,5 + cot g  ÷÷ = 855,28(mm)  69     z2    Đường kính vòng chân: d f1 = d1 − 2r Với r = 0,5025d1 + 0,05 = 0,5025.22,23 + 0,05 = 11, 222(mm) Suy ra: d f1 = d1 − 2r = 280 − 2.11,22 = 257,56( mm) d f 2 = d 2 − 2r = 837 − 2.11,22 = 814,56( mm) 3.1.5 – kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc đĩa xích theo công thức: δ H = 0,47 kr .( Ft .kd + Fvd ) .E ≤ [δ H ] A Trong đó: 13 PHẠM T A – ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY • • • • z1=23 nên kr=0,42, E=2,1.105(MPa) A=395 mm2 (tra bảng 5.12[1.87]) Kđ=1 hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy ( xích một dãy) Fvd: lực va đập trên một dãy xích Fvd = 13.10−7.n1. p 3 .m = 13.10−7.157,99.38,12.1 = 11,36( N ) Như vậy dùng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB210 sẽ đạt ứng suất tiếp xúc [δ H ]=600MPa , đảm bảo đột bền tiếp xúc cho răng đĩa 1. Với đĩa xích 2 tương tự như đĩa 1: • Z1=69 nên kr=0,22, E=2,1.105 MPa • A=295 (mm2), kđ=1 Fvd = 13.10−7.n2 . p 3.m = 13.10 −7.52,66.38,12.1 = 3,79( N ) Suy ra: δ H 2 = 0,47. 0,22.( 2617,181 + 3,79 ) .2,1.105 395.1 = 260 MPa δ H 2 < [δ H2 ] nên thỏa mãn. 3.1.6 – xác định lực tác dụng lên trục Fr = k x .Ft Với: kx – hệ số kể dến trọng lượng xích ( bộ truyền nghiêng góc N HO1 = 60.1. Do đó: k HL1 = 1 Tương tự ta cũng có: N HE 2 > N HO 2 , do đó: k HL 2 = 1 Như vậy theo công thức: 0 [ δ H ] = δ H lim . k HL SH Sơ bộ xác định được: 16 PHẠM T A – ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY [ δ H ]1 = [ δH ] 2 = [ δH ] = [ δ H ]1 + [ δ H ] 2 2 = 570.1 = 518( MPa ) 1,1 530.1 = 481.8( MPa) 1,1 518 + 481,8 = 500( MPa) < 1, 25[ δ H ] 2 2 Áp dụng công thức: 6 N FE n T  T = 60.c.∑  i ÷ .ni .ti = 60.c. 1 ∑ ti ∑  i U1 T  T  ti ÷.  tck Thay số ta được:  0,6.tck 0, 4tck  1455 .16.300.1. 16. + 0,86 ÷ 3 tck tck   = 9,85.108 > N FO = 4.106 N FE = 60.1. Do đó: k FL1 = 1 , tương tự: k FL 2 = 1 Theo công thức: ( k FC = 1) [ δ F ] = δ F0 lim .kFC k FL SF [ δ F ]1 = 450.1,1 = 257,14( MPa ) 1,75 [ δF ] 2 = 414.1,1 = 234,57( MPa) 1,75 ứng suất quá tải cho phép được xác định theo công thức 6.13 6.14[1.95,96] [ δ H ] max = 2,8.δ ch 2 = 2,8.450 = 1260( MPa) 17 PHẠM T A – ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY [ δ F1 ] max = 0,8.δ ch1 = 2,8.580 = 464( MPa) [ δ F 2 ] max = 0,8.δ ch 2 = 2,8.450 = 360( MPa) 3.2.1.3 – xác định sơ bộ khoảng cách trục: Với tỷ số truyền U1 =3, số vòng quay n1 = 1455(v / p ) Đối với bánh răng nghiêng trong hộp giảm tốc phân đôi có thể coi như là một cặp bánh răng chữ V. Khoảng cách trục sơ bộ: aw = k a .( U1 + 1) 3 T1.k H β [ δH ] 2 .U1.ψ ba Với: • ka : hệ số phụ thuộc vào vật liệu của bánh răng và loại răng, ka =43(với bán răng nghiêng). • T1 : momen xoắn trên trục bánh răng chủ động, T1 =42978,28(N.mm) • ψ ba = bw / aw , theo bảng 6.6[1.97], chọn ψ ba =0,3, suy ra: ψ bd = 0,53.ψ ba ( U1 + 1) = 0,53.0,3.(3 + 1) = 0,636 Tra ở sơ đồ 3 bảng 6.7[1.98] ta được: k H β =1,07, U1 = 3, [ δ H ] = 500( MPa ) Thay số ta xác định được khoảng cách trục tính sơ bộ: aw1 = 43 ( 3 + 1) . 3 42978, 28.1,07 = 101,32( mm) 5002.3.0,3 Lấy: aw1 = 110(mm) 3.2.1.4 – xác định thông số ăn khớp Chọn khoảng cách trục tính toán: aw1 = 110(mm) Modun theo kinh nghiệm: 18 PHẠM T A – ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY m = ( 0,01 ÷ 0,02 ) aw1 = ( 0,01 ÷ 0,02 ) .110 = 1,1 ÷ 2,2 Chọn m=1,5 Tính số răng của bánh răng: Đối với hộp giảm tốc sử dụng hai cặp bánh răng nghiêng để đảm bảo công suất truyền của cặp bánh răng ta tiến hành chọn sơ bộ góc nghiêng răng β =350 Số răng của bánh răng nhỏ tính sơ bộ: 2.aw1.cosβ 2.110.cos350 z1 = = = 30,04 m.( U1 + 1) 1,5.( 3 + 1) Chọn z1 = 30 (răng) Vậy số răng bánh lớn sẽ là: z2 = U1.z1 = 3.30 = 90 (răng) Tổng số răng của cả hai bánh răng: zt = z1 + z2 = 30 + 90 = 120 Do đó tỷ số truyền thực sự: z1 90 = = 3 ( thỏa mãn) z2 30 U= Sai số tỷ số truyền: ∆U = U − Ut x1 = x2 = 0 . Góc nghiêng răng: cosβ = U .100 = 0 do đó không cần dịch chỉnh, m ( z1 + z2 ) 2aw1 = 1,5.120 9 = = 0,8182 2.110 11 Như vậy: β = 3505'' 48'''' Các thông số cơ bản của bộ truyền cấp nhanh: Đường kính chia: 19 PHẠM T A – ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY mz1 1,5.30 = = 55(mm) cosβ 0,8182 d 2 = U .d1 = 55.3 = 165(mm) d1 = 3.2.1.5 – kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc Yêu cầu phải đảm bảo: δ H ≤ [ δ H ] δ H = zM .zH .zε . 2.T1.k H ( U m + 1) 2 bw .U m d w1 Trong đó: • z M : hệ số xét đến ảnh hưởng của cơ tính vật liệu, z M =274(MPa1/3), tra bảng 6.5[1.96] • z H : hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc • zε : hệ số kể đến trùng khớp răng • k H : hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc • bw : chiều rộng vành răng • d w : đường kính vòng lăn của bánh răng chủ động ( bánh răng nhỏ) • Hệ số chiều rộng vành răng ψ ba1 = 0,3 bw = ψ ba1.aw1 = 0,3110 = 33mm Profin răng bằng góc ăn khớp:  tgα α t = α tw = arctg   cosβ   tg 20  0 ÷ = arctg  cos35,09 ÷ = 23,98    Góc nghiêng răng treeng hình trụ cơ sở βb có giá trị: tg β b = cosα t .tg β = cos23,980.tg 35,090 = 0,642 Suy ra: β b = 32,7 0 20