Dong Truc_Do an q potx

Phần 1: TíNH TOáN Hệ DẫN ĐộNg I. Chọn động cơ A. Xác định công suất cần thiết của động cơ Công suất cần thiết P ct : P tg = 6.2 1000 48,0.5350 1000 . == vF KW Hiệu suất hệ dẫn động : = n i b . Theo sơ đồ đề bài thì : = m ổ lăn . k bánh răng . khớp nối . đai. . m : Số cặp ổ lăn (m = 4); k : Số cặp bánh răng (k = 2),Tra bảng 2.3 (tr 94), ta đợc các hiệu suất: ol = 0,99 ( vì ổ lăn đợc che kín), br = 0,97 , k =0.99, đ = 0,96 (bộ truyền đai để hở ) = 0,99 4 . 0,97 2 .0,99. 0,96 = 0,858 Hệ số truyền đổi : = 83,0 8 3 7,0 8 4 1. 22 2 1 =+= ck ii t t T T Công suất tơng đơng P tđ đợc xác định bằng công thức: P tđ 52,2 858,0 6,2.83,0 . === tg P (KW) B, Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ. Chọn sơ bộ tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống là u sb .Theo bảng 2.4(tr 21), truyền động bánh răng trụ hộp giảm tốc 2 cấp, truyền động đai (bộ truyền ngoài): u sb = u sbh . u sbđ = 16.3 = 48 Số vòng quay của trục máy công tác là n lv : n lv = 300.14,3 48,0.60000 . .60000 = D v = 30,5 vg/ph Trong đó : v : vận tốc băng tải D: Đờng kính tang Số vòng quay sơ bộ của động cơ n sbđc : n sbđc = n lv . u sb = 30,5.48 = 1464 vg/ph Chọn số vòng quay sơ bộ của động cơ là n đb = 1500 vg/ph. Quy cách động cơ phải thỏa mãn đồng thời : P đc P ct , n đc n sb và dn K mm T T T T 1 Ta có : kWP ct 03,3= ; phvgn sb /1464= ; 3,1 1 = T Tmm Theo bảng phụ lục P 1.1 ( trang 234 sách hệ dẫn động cơ khí ). Ta chọn đ- ợc kiểu động cơ là : K112M4 Các thông số kĩ thuật của động cơ nh sau : kWP dc .0,3= ; phvgn dc /.1445= ; 0,2= dn k T T Kết luận động cơ K112M4 có kích thớc phù hợp với yêu cầu thiết kế. II. PHÂN PhốI Tỷ Số TRUYềN Ta đã biết sbdsbhsb uuu = Tỷ số truyền chung 38,47 5,30 1445 === lv dc c n n u Chọn u đai = 3 u hộp = 79,15 3 38,47 = ; chnhh uuu .= Trong đó : u nh : Tỉ số truyền cấp nhanh u ch : Tỉ số truyền cấp chậm Nhng do trong bộ truyền có dùng hộp giảm tốc là đồng trục thì rất khó phân tỷ số truyền để dùng hết khả năng tải của cấp nhanh (đảm bảo đồng trục ) , cho nên dùng tỷ số truyền cấp nhanh bằng tỷ số truyền cấp chậm Kết luận : u h = 15,79 ; u ch = 3,97; u nh = 3,97 ; u đai =3. Xác định công xuất, momen và số vòng quay trên các trục. Tính công suất, mô men, số vòng quay trên các trục (I, II, III, IV) của hệ dẫn động. Công suất, số vòng quay : P ct =5,8 kW ; n lv =34,8 vg/ph. P I =P đc . đ . ol =3,0 .0,96 . 0,99 = 2,85 KW ; n I = 3 1445 dc = d u n = 481,6 vg/ph P II =P I . br . ol =2,85 . 0,97 . 0,99 = 2,74 KW; n II = 97,3 6,481 = I I u n = 121,3 vg/ph P III =P II . br . ol =2,74 . 0,97 . 0,99 = 2,63 KW; n III = 97,3 3,121 = II II u n = 30,5 vg/ph 2 97,379,15 ==== cchnh uuu Mô men T đc = 9,55. 10 6 . 19827 1445 3 .10.55,9 6 == dc dc n P N. mm. T I = 9,55. 10 6 . 56515 6,481 85,2 .10.55,9 6 == I I n P N. mm. T II = 9,55. 10 6 . 215721 3,121 74,2 .10.55,9 6 == II II n P N. mm. T III = 9,55. 10 6 . 823492 5,30 63,2 .10.55,9 6 == III III n P N. mm. T ct = 9,55. 10 6 . 948737 5,30 03,3 .10.55,9 6 == ct ct n P N. mm. Ta lập đợc bảng kết quả tính toán sau: Phần 2 : TíNH TOáN THIếT Kế CHI TIếT MáY i.TíNH Bộ TRUYềN ĐAI Chọn loại đai T đc =19,827 N.m Theo hình 4.1 ta có thể chọn ký hiệu tiết diện đai hình thang hoặc đai hình A .Ta tính toán theo 2 phơng án : Loại tiết diện đai hình thang A Đờng kính bánh đai nhỏ d 1 140 100 Đờng kính bánh đai lớn d 2 =u đ d 1 (1-) (mm). ( hs trợt) Lấy theo tiêu chuẩn bánh đai lớn 411.6 400 294 315 Tỉ số truyền thực tế )1( 1 2 = d d u t 2,92 3,21 Trục Thông số Trục động cơ I II III Làm việc u đ =3 U nh = 3,97 U ch = 3,97 Khớp P (kW) 3 2,85 2,74 2,63 3,03 N(vg/ph) 1445 481,6 121,3 30,5 30,5 T(N.mm) 19827 56515 215721 823492 948737 3 Sai số tỉ số truyền %5%100. < = d dt u uu u 2,7 7 Vận tốc đai 1000.60 11 nd v d = (m/s) 10,6 7,6 Khoảng cách trục a tra theo bảng 4.14 HDĐ 400 315 Nghiệm lại a thoả mãn điều kiện2.(d 1 + d 2 ) a 0,55(d 1 + d 2 ) + h Chiều dài đai theo ct 4.4 L = 2a + 0,5 (d 1 + d 2 ) + (d 2 d 1 ) 2 /4a 1690 1318 Chiều dài đai theo tiêu chuẩn L (mm) 1600 1400 Khoảng cách trục a theo chiều dài tiêu chuẩn ct 4.6 .HDĐ 4 )8( 22 + = a (mm) = L - (d 1 + d 2 )/2 = (d 2 d 1 ).0,5 352 752,2 130 358 748,4 107,5 Nghiệm số vòng chạy trong 1s theo ct 4.15 (HDĐ) i = v/L<10(1/s) 6,6 5,4 Góc ôm ct 4.7 (HDĐ) 1 = 180 57 (d 2 -d 1 )/a 138 o 146 o Các góc ôm đều thoả mãn 1 >120 o Xác định số đai theo ct [ ] o dt P KP x . Theo bảng 4.7 HDĐ ta có K d 1,25 1,25 C bảng 4.15 sách HDĐ 0,88 0,91 C L bảng 4.16 sách HDĐ 0,92 0,96 T 1 (N.m) bảng 13.13 sách CTM 3,1 1,2 P o (kW) hình 13.14 sách CTM 2,2 1,1 [P o ] ct [P o ] = P o .C . C L + T 1 .n đc /9550 2,25 1,14 Tính đợc x 1,67 3,29 Lấy số đai 2 4 Chiều rộng bánh đai B : t (mm) bảng 4.21 sách HDĐ 19 15 e (mm) bảng 13.6 sách CTM 12,5 10 B =(x- 1).t + 2.e (mm) 44 65 X ác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục Bảng 4.22 q m ( Kg/m) 0,178 0,105 F v = q m .v 2 (N) 20 6,06 Lực căng ban đầu ct 4.19 v ddc o F xCv KP F += 780 (N) 176,8 111,8 4 Lực tác dụng lên trục ct 4.21 F r = 2.F o .x.sin( 1 /2) (N) 660 855 Đờng kính ngoài bánh đai d a1 = d 1 + 2.h o (mm) d a2 = d 2 + 2.h o (mm) 148,4 408,4 106,6 321,6 => Chọn phơng án vì có số đai ít hơn ,kích thớc gọn hơn lực tác động lên trục nhỏ hơn . II. TíNH Bộ TRUYềN BáNH RĂNG TRONG HộP GIảM TốC A.Tính toán bộ truyền cấp nhanh ( bánh trụ răng nghiêng ). 1.Chọn vật liệu. Bánh nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241 ữ 285 có: b3 = 850 MPa ; ch 3 = 580 MPa. Chọn HB 3 = 245 (HB) Bánh lớn : Thép 45, tôi cải thiện đạt đọ rắn MB 192 240 có: b4 = 750 Mpa ; ch 4 = 450 MPa. Chọn HB 4 = 230 (HB) 2. Xác định ứng suất cho phép. [ ] ( ) HLxHVRHHH KKZZS = lim ; Chọn sơ bộ Z R Z V K xH = 1 [ ] HHLHH SK = lim S H : Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc. S H =1,1. limH : ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở; limH = 2.HB + 70 H lim3 = 560 MPa; H lim4 = 530 MPa; K HL = H m HEHO NN với m H = 6. m H : Bậc của đờng cong mỏi khi thử về tiếp xúc. N HO : Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc. N HO = 30. H 4,2 HB H HB : độ rắn Brinen. 74,2 3 10.6,1245.30 == HO N N HE : Số chu kì thay đổi ứng suất tơng đơng. ( ) CKiiiiiHE ttTTtuncN /./.)./.(.60 3 1 = C: Số lần ăn khớp trong một vòng quay. T i , n i , t i : Lần lợt là mômen xoắn , số vòng quay và tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét. ( ) ckiiiiHE ttTTtuncN /./.)./.(.60 3 113 = 7 3 733 3 10.6,110.22,19 8 3 .)7,0( 8 4 142000).97,3/6,481.(1.60 =>= += HOHE NN ta có : N HE3 > N HO3 => K HL3 = 1 [ H ] 3 = MPa509 1,1 1.560 = ; [ H ] 4 = MPa8,481 1,1 1.530 = Vì bộ truyền là bộ truyền bánh trụ răng nghiêng nên trị số [ H ] đợc tính theo giá trị nhỏ nhất trong các giá trị sau: 5 [ ] [ ] [ ] ( ) MPa HHH 4,4952/ 43 =+= và [ H ]=1,18[ H ] 4 =1,18.481,8=568,5Mpa Chọn [ H ]= 495,4Mpa ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải của mỗi bánh răng Bánh 3 : [ H3 ] Max = 2,8 . ch3 = 2,8 . 580 = 1624 Mpa Bánh 4 : [ H4 ] Max = 2,8 . ch4 = 2,8 . 450 = 1260 Mpa Vậy ta chọn [ H ] Max = 1260 MPa Tra bảng : F lim = 1,8HB; Hệ số an toàn S F = 1,75 - bảng 6.2 (sách tính toán thiết kế T1) F lim1 = 1,8.245 = 441Mpa. F lim2 = 1,8 230 = 414 Mpa. K FL = F m FEFO NN với m F = 6. m F : Bậc của đờng cong mỏi khi thử về uốn. N FO : Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn. N FO = 4. 6 10 vì vật liệu là thép 45, N EE : Số chu kì thay đổi ứng suất tơng đơng. ( ) cki m iiiiFE ttTTtuncN F /./.)./.(.60 1 = c : Số lần ăn khớp trong một vòng quay. T i , n i , t i : Lần lợt là mômen xoắn , số vòng quay và tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét. t i = 42000 (giờ) là tổng thời gian làm việc của bộ truyền 6 3 766 3 10.410.63,16 8 3 .)7,0( 8 4 1.42000).97,3/6,481.(1.60 =>= += FOFE NN Ta có : N FE3 > N FO3 => K FL3 = 1 [ F3 ] = 441.1.1 / 1,75 = 252 MPa, [ F4 ] = 414.1.1 / 1,75 = 236,5 MPa, ứng suất uốn cho phép khi qúa tải Bánh 3 : [ F3 ] Max = 0,8 . ch3 = 0,8 . 580 = 464 MPa Bánh 4 : [ F4 ] Max = 0,8 . ch4 = 0,8 . 450 = 360 MPa 3. Xác định sơ bộ khoảng cách trục: a w2 = K a (u 2 +1) [ ] 3 1 2 3 . baH H u KT Với: T 3 : Mômen xoắn trên trục bánh chủ động, N.mm ; T 3 =215721 Nmm K a : hệ số phụ thuộc vào loại răng .Theo bảng 6.5 ta chọn với bánh răng nghiêng K a =43 Hệ số ba = b w /a w là hệ số chiều rộng bánh răng theo bảng 6.6 do bộ truyền đặt không đối xứng nên chọn ba = 0,25 Theo (6.16 sách hệ dẫn động cơ khí ) : bd = ba (u 2 +1)/ 2=0,25(3,97+1 )/ 2 = 0,621 6 Tra theo bd ứng với bảng 6.7 (sách tính toán thiết kế T1) Ta có: K HB = 1,05 [ H ]=495,4 MPa Thay số ta định đợc khoảng cách trục : a w2 = 43.(3,97+1). 6,208 25,0.97,3.4,495 05,1.215721 3 2 = mm Chọn a w2 = 210 mm 5. Các thông số ăn khớp: Mô đun pháp m = ( 0,01 ữ 0,02 ) a 2 = 2,1ữ 4,2 mm Theo dãy tiêu chuẩn ta chọn m = 2,5 Chọn sơ bộ góc nghiêng của răng: = 10 0 => cos = 0,9848 => số răng bánh nhỏ (bánh 3) Z 3 = 2 a 2 . cos/ m(u+1) = = 2.210.0,9848/ 2.5.(3,97+1) 33,28 Ta lấy Z 3 = 33 răng => số răng bánh lớn (bánh 4) Z 4 = u.Z 3 = 3,97.33 = 131,01 Ta lấy Z 4 = 131 răng Do vậy tỷ số truyền thực u m = Z 4 / Z 3 = 131/ 33 = 3,969 Tính lại : cos = m ( Z 3 + Z 4 ) / 2 a 2 = 2,5.( 33+ 131 )/ 2. 210 = 0,9761 12,5 o = 12 0 30 Đờng kính vòng chia : d 3 = d 3 = m . Z 3 / cos = 2,5 . 33 / 0,9761 84,52 mm d 4 = d 4 = m . Z 4 / cos = 2,5 .131 / 0,9761 335,52 mm Chiều rộng vành răng b = a . a = 0,25 . 210 = 52,5 mm Lấy b = 55 mm Hệ số trùng khớp = b . sin / .m = 55.0,216/ 3,14 .2,5 =1,52 6. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc. Yêu cầu cần phải đảm bảo H [ H ] H = Z M Z H Z 2 3 3 )1.( 2 dub uKT mw mH + ; Trong đó : - Z M : Hệ số xét đến ảnh hởng cơ tính vật liệu; - Z H : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc; - Z : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng; - K H : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc; - b w : Chiều rộng vành răng. - d w : Đờng kính vòng chia của bánh chủ động; T 3 = 215721 Nmm ; b w = 55 mm ; 7 Z M = 274 MPa (tra bảng 6.5 ) ; - Góc prôfin răng bằng góc ăn khớp : t = tw = arctg(tg/cos) = arctg(tg20 0 / cos12,5) 20 o tg b = cos t .tg = cos(20 o ).tg(12,5 o )= 0,208 b = 11,75 o Z H = tw b 2sin cos2 = )20.2sin( )75,11cos(.2 0 0 = 1,75 ; = ( ) [ ] ( ) [ ] =+=+ 9762,0.131/133/12,388,1cos./1/12,388,1 43 ZZ 1,717 Z = /1 = 717,1/1 0,76 K H = K H . K HV K H ; K H = 1,05 (Tính ở trên); Vận tốc bánh dẫn : v = 54,0 60000 3,121.52,84. 60000 23 == nd w m/s; vì v < 4 m/s tra bảng 6.13 (trang 106) chọn cấp chính xác 9 ; Trị số của hệ số phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời không ăn khớp K H = 1,13 (tra bảng 6.14). Theo bảng 6.15 => Trị số của các hệ số kể đến ảnh hởng của sai số ăn khớp H =0,002 Tra bảng 6.16 chọn trị số của hệ số kể đến ảnh hởng của sai lệch bớc răng g o = 73 , Theo công thức 6.42 573,0 969,3 210 .54,0.73.002,0. 2 === m w oHH u a vg 01,1 13,1.05,1.215721.2 52,84.55.573,0 1 2 1 3 3 =+=+= HH wwH Hv KKT db K K H = K H . K HV . K H = 1,05.1,01.1,13 1,20 Thay số : H = 274.1,75.0,76. 2 )52,84.(969,3.55 )1969,3.(2,1.215721.2 + 468 MPa Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép : [ H ] = [ H ]. Z R Z V K xH . Với v = 0,54 m/s Z V = 1 (vì v < 5m/s ) , Cấp chính xác động học là 9, chọn mức chính xác tiếp xúc là 8. Khi đó cần gia công đạt độ nhám là R Z = 2,5 1,25 àm. Do đó Z R = 0,95, với d a < 700mm K xH = 1 Theo 6.1 và 6.1a ta có. [ H ] = 495,4.1.0,95.1 470,63 MPa. Do H [ H ] nên răng thoả mãn độ bền tiếp xúc. 7. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn. 8 Yêu cầu F [ F ] ; Theo công thức 6.43 (sách tính toán thiết kế T1) F3 = 2.T 3 .K F Y Y Y F3 /( b w d w3 .m) Tính các hệ số : Tra theo d ứng với bảng 6.7 (sách tính toán thiết kế T1), ta có K F = 1,12 ; với v < 2,5 m/s tra bảng 6.14 (sách tính toán thiết kế T1, trang 107) cấp chính xác 9 thì K F = 1,37. Tra bảng 6.16 chọn g o = 73 Theo bảng 6.15 => F =0,006 => 78,6 97.3 210 .13,2.73.006,0. 2 1FF === m w o u a vg 048,1 37,1.12,1.215721.2 52,84.55.78,6 1 2 . 1 3 3F =+=+= FF FV KKT db K K F = .K F .K F .K FV = 1,12.1,37.1,048 = 1,608 Với = 1,717 Y = 1/ = 1/1,717 = 0,582; = 12,5 o Y = 1 - /140 0 = 1 12,5 /140 0 = 0,911; Số răng tơng đơng: Z tđ3 = Z 3 /cos 3 = 33 /(0,976) 3 = 35,49 Z tđ4 = Z 4 /cos 3 = 131/(0,976) 3 = 140,9 Với Z tđ3 = 35,49, Z tđ4 = 140,9 tra bảng 6.18 trang 109 thì ta có Y F3 = 3,75, Y F4 = 3,60; ứng suất uốn : F3 = 2.215721.1,608.0,582.0,911.3,75 / (55.84,52.2,5) =118,69 MPa; F4 = F3 . Y F4 / Y F3 = 118,69.3,60/ 3,75 = 113,94 MPa; Ta thấy độ bền uốn đợc thoả mãn vì F3 < [ F3 ] =252 MPa, F4 < [ F4 ] = 236,5 MPa; 8. Kiểm nghiệm răng về quá tải. K qt = T max / T = 1,4. H4max = H . 75,5534,1.468 == qt K MPa < [ H3 ] max = 1260 MPa; F3max = F3 . K qt = 118,69. 1,4 = 166,17 MPa ; F4 max = F4 . K qt = 113,94. 1,4 = 159,52 MPa vì F3max < [ F3 ] max = 464 MPa, F4max < [ F4 ] max = 360 MPa nên răng thoả mãn về điều kiện quá tải. Kết luận : Bộ truyền cấp chậm làm việc an toàn. 9 Đối với hộp giảm tốc đồng trục thì thông số của bộ truyền cấp nhanh lấy gần bằng toàn bộ thông số của bộ truyền cấp chậm , riêng chiều rộng của bánh răng bộ truyền cấp nhanh b 1 =2/3 b 3 =2/3.(55) = 36,67 lấy b 1 =40 mm 9)Ta tiến hành kiểm nghiệm độ bền của bộ truyền cấp nhanh 9.1. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc. Yêu cầu cần phải đảm bảo H [ H ] H = Z M Z H Z 2 1 1 )1.( 2 dub uKT mw mH + ; Trong đó : - Z M : Hệ số xét đến ảnh hởng cơ tính vật liệu; - Z H : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc; - Z : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng; - K H : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc; - b w : Chiều rộng vành răng. - d w : Đờng kính vòng chia của bánh chủ động; T 1 = 56515 Nmm ; b w = 40 mm ; Z M = 274 MPa (tra bảng 6.5 ) ; - Góc prôfin răng bằng góc ăn khớp : t = tw = arctg(tg/cos) = arctg(tg20 0 / cos12,5) 20 o tg b = cos t .tg = cos(20 o ).tg(12,5 o )= 0,208 b = 11,75 o Z H = tw b 2sin cos2 = )20.2sin( )75,11cos(.2 0 0 = 1,75 ; = ( ) [ ] ( ) [ ] =+=+ 9762,0.131/133/12,388,1cos./1/12,388,1 43 ZZ 1,717 Z = /1 = 717,1/1 0,76 K H = K H . K HV K H ; K H = 1,05 (Tính ở trên); Vận tốc bánh dẫn : v = 13,2 60000 6,481.52,84. 60000 11 == nd w m/s; vì v < 4 m/s tra bảng 6.13 (trang 106) chọn cấp chính xác 9 ; Trị số của hệ số phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời không ăn khớp K H = 1,13 (tra bảng 6.14). Theo bảng 6.15 => Trị số của các hệ số kể đến ảnh hởng của sai số ăn khớp H =0,002 Tra bảng 6.16 chọn trị số của hệ số kể đến ảnh hởng của sai lệch bớc răng g o = 73 , Theo công thức 6.42 262,2 969,3 210 13,2.73.002,0. 2 === m w oHH u a vg 10 [...]... nghiệm khả năng tải tĩnh Tải trọng tính toán theo ct 11.19 với Fa = 0 Q0 = X0.Fr Với X0 = 0,6 (tra bảng 11.6) Q0 = 0,6.4022 =2413,2 (N) =2,4 (kN) Theo ct 11.20 thì Q1 = Rt =4022 (N) =4,022 (kN) Chọn Q = Q1 để kiểm tra vì Q1 > Q0 , Q1 = 4,022 kN < C0 = 17,9 kN loại ổ lăn này thoả mãn khả năng tải tĩnh 2.Chọn ổ lăn cho trục trung gian của hộp giảm tốc Trục có lực hớng tâm , để đảm bảo cặp bánh răng chữ... C = 35,3 kN loại ổ lăn đã chọn đảm bảo khả năng tải động b, Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh Tải trọng tính toán theo ct 11.19 với Fa = 0 Q0 = X0.Fr Với X0 = 0,5 Q0 = 0,5.6920 =3460 (N) Theo ct 11.20 thì Q1 = 6920 (N) =6,92 (kN) Chọn Q = Q1 để kiểm tra vì Q1 > Q0 , Q1 = 6,92 kN < C0 = 27,7 kN loại ổ lăn này thoả mãn khả năng tải tĩnh 3, Chọn ổ lăn cho trục ra của hộp giảm tốc: Xét tỉ số Fa/Fr : ta... loại ổ lăn đã chọn đảm bảo khả năng tải động b, Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh Tải trọng tính toán theo ct 11.19 với Fa = 0 Q0 = X0.Fr Với X0 = 0,6 (tra bảng 11.6) Q0 = 0,6.8789 =5273,4 (N) Theo ct 11.20 thì Q1 = Rt =8789 (N) =8,789 (kN) Chọn Q = Q1 để kiểm tra vì Q1 > Q0 , Q1 = 8,789 kN < C0 = 34,7 kN loại ổ lăn này thoả mãn khả năng tải tĩnh Các thông số cơ bản của ổ lăn trong hộp giảm tốc hai... tra bảng 6.18 trang 109 thì ta có YF1= 3,75, YF2= 3,60; ứng suất uốn : F1 = 2.56515.1,73.0,582.0,911.3,75 / (40.84,52.2,5) = 46 MPa; 11 F2 = F1 YF2 / YF1 = 46.3,60/ 3,75 = 44,16 MPa; Ta thấy độ bền uốn đợc thoả mãn vì F1 < [F1] =252 MPa, F4< [F4] = 236,5 MPa; 9.3 Kiểm nghiệm răng về quá tải Kqt = Tmax/ T = 1,4 H2max = H K qt = 299 1,4 = 353,78 MPa < [H1]max = 1260 MPa; F1max = F1 Kqt = 49,44 1,4 =... MPa; F1max = F1 Kqt = 49,44 1,4 = 69,22 MPa ; F2 max = F2 Kqt = 44,16 1,4 = 61,82 MPa vì F1max < [F1]max = 464 MPa, F2max < [F2]max = 360 MPa nên răng thoả mãn về điều kiện quá tải Kết luận : Bộ truyền cấp nhanh làm việc an toàn 10.Kiểm tra điều kiện bôi trơn của hộp giảm tốc: Điều kiện bôi trơn: -d2: Đờng kính của bánh bị dẫn của bộ truyền cấp nhanh -d4: Đờng kính của bánh bị dẫn của bộ truyền cấp chậm... khả năng tải : a, Khả năng tải động: Theo ct 11.3 với Fa =0 , tải trọng qui ớc Q = X.V.Fr.kt.kđ Trong đó : Kiểm nghiệm ở ổ chịu tải lớn hơn, Fr = Rt10 = 4022 (N) Đối với ổ đỡ chịu lực hớng tâm X= 1 V =1 khi vòng trong quay kt = 1 vì (nhiệt đọ t 100oC ) kđ = 1,25 Q = 1.4022.1.1,25 = 5028 (N) Theo ct 11.1 Khả năng tải động C d = Q. m L Tuổi thọ của ổ bi đỡ m = 3 Theo bảng 6.4 KHE =0,25 do đó theo ct... 8440 2 + 2453 2 = 8789 (N) Ta kiểm nghiệm cho ổ chịu tải lớn hơn với Fr = Rt31 =8789 (N) Theo ct 11.3 Q = X.V.Fr.kt.kđ Trong đó : Đối với ổ đỡ chịu lực hớng tâm X= 1 V =1 khi vòng trong quay kt = 1 vì (nhiệt đọ t 100oC ) kđ = 1,25 Q = 1.8789.1.1,25 = 10986 (N) Theo ct 11.1 Khả năng tải động C d = Q. m L Tuổi thọ của ổ bi đỡ m = 3 Tuổi thọ của ổ lăn: L = Lh.n3.60.10-6 = 15000 34,8 60 10-6 = 31,32 triệu... (mm) Đờng kính chiều dài con lăn dcl = 10 (mm) Kiểm nghiệm khả năng tải : 29 a, Khả năng tải động: Theo ct 11.6 Q = V.Fr.kt.kđ Trong đó :V =1 khi vòng trong quay Fr = Rt20 =6920 (N) kt = 1 vì (nhiệt đọ t 100oC ) kđ = 1,25 => Q = 1.6920.1.1,25 = 8650 (N) Theo ct 11.1 Khả năng tải động C d = Q. m L Tuổi thọ của ổ đũa m = 10/3 L = Lh.n2.60.10-6 = 15000 111,36 60 10-6 = 100,2 triệu vòng Hệ số khả năng tải... 31 mm c Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực Chọn : + Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay: K1 = 9 (mm) +Khoảng cách từ mặt cạnh ổ đến thành trong của hộp : K2 = 10 (mm) 15 +Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến nắp ổ: K3 = 10 (mm) + Chiều cao nắp ổ và đầu bu lông : h = 20 (mm) Chiều dài mayơ bánh đai , bánh... 2,47 + 1,1 1) = 2,57 1 K K d = + K x 1 K y = ( 2,46 + 1,1 1) = 2,56 1 Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp s theo ct 10.20 s = 1 348,8 = = 2,99 K d a + m 2,57.45,4 Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp s theo ct 10.21 25 s = 1 202,3 = = 12,46 K d a + m 2,56.6,22 + 0,05.6,22 Hệ số an toàn s theo ct 10.19 2 s = s s / s + s2 = 2,99.12,46 / 2,99 2 + 12,46 2 = 2,9 > [ ] = . răng về quá tải. K qt = T max / T = 1,4. H4max = H . 75,5534,1.468 == qt K MPa < [ H3 ] max = 1260 MPa; F3max = F3 . K qt = 118,69. 1,4 = 166,17 MPa ; F4 max = F4 . K qt . răng về quá tải. K qt = T max / T = 1,4. H2max = H . 78,3534,1.299 == qt K MPa < [ H1 ] max = 1260 MPa; F1max = F1 . K qt = 49,44. 1,4 = 69,22 MPa ; F2 max = F2 . K qt =. =(x- 1).t + 2.e (mm) 44 65 X ác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục Bảng 4.22 q m ( Kg/m) 0,178 0,105 F v = q m .v 2 (N) 20 6,06 Lực căng ban đầu ct 4.19 v ddc o F xCv KP F += 780