Tính thiết kế trục và chọn ổ lăn

Tính thiết kế trục và chọn ổ lăn Tính thiết kế trục và chọn ổ lănTính thiết kế trục và chọn ổ lănTính thiết kế trục và chọn ổ lănTính thiết kế trục và chọn ổ lănTính thiết kế trục và chọn ổ lănTính thiết kế trục và chọn ổ lănTính thiết kế trục và chọn ổ lănTính thiết kế trục và chọn ổ lănTính thiết kế trục và chọn ổ lănTính thiết kế trục và chọn ổ lănTính thiết kế trục và chọn ổ lănTính thiết kế trục và chọn ổ lănTính thiết kế trục và chọn ổ lănTính thiết kế trục và chọn ổ lănTính thiết kế trục và chọn ổ lăn

TÍNH ĐỘNG HỌC 4

TÍNH ĐỘNG HỌC 4

1.1.1 Xác định công suất yêu cầu trên trục động cơ

Hiệu suất hệ dẫn động: η=η br η đ η kn η OL 3

Hiệu suất bộ truyền bánh răng( được che kín): η br =0,98

Hiệu suất bộ truyền đai: η đ = 0,95

Hiệu suất khớp nối: η kn =1

Công suất cần thiết trên trục động cơ:

1.1.2 Xác định vận tốc quay (sơ bộ) của động cơ

Số vòng quay trên trục công tác: n lv = 60000 v π D = 60000.1,37 π 440 Y,47 v / ph

Chọn tỉ số truyền sơ bộ: u sb =u đ u br

Tra bảng B 2.4 21 [ 1] chọn sơ bộ:

Tỉ số bộ truyền đai: u đ =3

Tỉ số bộ truyền bánh răng: u br =5

Số vòng quay sơ bộ trên trục động cơ: n sb =n lv u sb Y,47.152,05 v / ph

Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ: n t đb 00 v / ph

Tra bảng ở phụ lục trong tài liệu [1], chọn động cơ thỏa mãn { n P đ c đ c ≅ ≥ P n yc sb

Kí hiệu động cơ P đ c ( KW ) n đc ( v / ph) T max /T dn η % cos

1.2 Phân phối tỉ số truyền

Tỉ số truyền của hệ: u ch = n đ c n lv = 945

59,47 =¿15,89 Chọn tỉ số truyền của hộp giảm tốc: u br =5

Tỉ số truyền của bộ truyền ngoài: u đ = u ch u br = 15,89

1.3 Tính các thông số trên trục

1.3.1 Công suất trên các trục

Công suất trên trục công tác: P ct =P lv =2,18 KW

Công suất trên trục II: P II = P ct η kn = 2,18

Công suất trên trục động cơ:

1.3.2 Vận tốc quay trên các trục

Số vòng quay trên trục động cơ: n đ c = 945 v / ph

Số vòng quay trên trục I: n I = n đ c u đ = 945

Số vòng quay trên trục II: n II = n I u br = 295,31

Số vòng quay trên trục công tác: n ct =n II Y,06 / ph

1.3.3 Momen xoắn trên các trục

Momen xoắn trên trục động cơ:

Momen xoắn trên trục II:

59,06 52505,93 Nmm Momen xoắn trên trục công tác:

TrụcThông số Động cơ I II Công tác

Tỉ số truyền u đ =3,2 u br =5 u kn =1

P (KW) P đ c =2,42 P I =2,25 P II =2,18 P ct =2,18 n (v/ph) n đc = 945 n I )5,31 n II Y,06 n ct Y,06

TÍNH THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN 7

TÍNH BỘ TRUYỀN ĐAI THANG 8

2.1 Chọn loại đai và tiết diện đai

Tra đồ thị Đ T 4.1 59 [1] với các thông số { n5 P=2,42 v KW / ph ta chọn đai thang thường, tiết diện A

2.2 Xác định các thông số của bộ truyền

2.2.1 Chọn đường kính bánh đai

Chọn d 1 0 mm theo tiêu chuẩn cho trong bảng B 4.21 63 [1]

Kiểm tra vận tốc đai: v= π d 1 n

Hệ số trượt của đai ε =0,01 ÷ 0,02 , chọn ε =0,01

Tỉ số truyền thực tế: u t = d 2 d 1 ( 1− ε ) = 140 ( 445 1− 0,01 ) =3,21

Sai lệch tỉ số truyền:

2.2.2 Khoảng cách trục và chiều dài đai

Dựa vào u t =3,21 , tra bảng B 4.14 60 [1] nội suy ta được: d a 2 = 0,99 ⇒ a sb =1 d 2 =0,99.445D0,55 mm

Dựa vào bảng B 4.13 59 [ 1 ] chọn L00 mm

Số vòng chạy của đai trong 1(s) là: i= v

Tính chính xác khoảng cách trục: a= λ+ √ λ 2 − 8 Δ 2

Góc ôm trên bánh đai nhỏ α 1 α 1 0 °− 57 ° ( d 2 −d 1 ) a 0° − 57 ( 445−140 )

P: công suất trên bánh đai chủ động P=2,42 KW

[ P 0 ]: công suất cho phép: Tra bảng B 4.19 62 [ 1 ] theo tiết diện đai A với d 1 0 mm và v =6,93 m /s , nội suy ta được: { [ P l 0 0 00 ] =1,62 mm KW

K đ : hệ số tải động: Tra bảng B 4.7 55 [ 1 ] ta được K đ =1,2

C α : hệ số ảnh huởng của góc ôm: Tra bảng B 4.15 61 [ 1 ], nội suy ta được

C L : hệ số ảnh huởng của chiều dài đai: Tra bảng B 4.16 61 [ 1 ] với l L

C u : hệ số ảnh hưởng của tỉ số truyền: Tra bảng B 4.17 61 [ 1 ] với u=3,2 ta được C u =1,14

C z : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng giữa các dây đai: Theo bảng

61 [1] theo z= [ P P 0] = 2,42 1,62 =1,5 nội suy ta được C z =0,98

2.4 Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục

Với bộ truyền định kỳ điều chỉnh lực căng: F v =q m v 2

Tra bảng B 4.22 64 [ 1 ] với tiết diện đai A ta được q m =0,105 kg /m

Lực tác dụng lên trục:

2.5 Tính toán các thông số của đai

Tra bảng B 4.21 63 [ 1 ] ta được { H h e t 0 ,5 φ =3,3 6 mm mm mm mm °

Chiều rộng bánh đai: B= ( z−1 ) t +2 e= ( 2−1 ) 15+ 2.105 mm

Góc chêm mỗi rãnh đai: φ6 ° Đường kính ngoài của bánh đai:

{ d a1 =d 1 + 2h 0 0+2.3,36,6 mm d a 2 =d 2 +2 h 0 = 445+2.3,3E1,6 mm Đường kính đáy của bánh đai:

2.6 Tổng hợp các thông số đai

Thông số Ký hiệu Đơn vị Giá trị

Tiết diện đai A Đường kính bánh đai nhỏ d 1 mm 140 Đường kính bánh đai lớn d 2 mm 445 Đường kính ngoài bánh đai nhỏ d a 1 mm 146,6 Đường kính ngoài bánh đai lớn d a 2 mm 451,6 Đường kính đáy bánh đai nhỏ d f 1 mm 134,1 Đường kính đáy bánh đai lớn d f 2 mm 439,1

Chiều rộng bánh đai B mm 35

Góc ôm bánh đai nhỏ α 1 144,37 °

Lực tác dụng lên trục F r N 710,69

TÍNH BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG

Công suất bánh răng: P=P 1 =2,25 KW

Momen xoắn trên bánh răng: T =T 1 r762,52 Nmm

Số vòng quay bánh răng: n=n 1 )5,31 v/ph

Tỉ số truyền bánh răng: u=u br =5

Thời gian phục vụ: L h = 9000 giờ

Chế độ nhiệt luyện: Tôi cải thiện Độ rắn: HB2 ÷240 Ta chọn: HB 2 #0

Giới hạn chảy: σ ch2 E0 MPa

Chế độ nhiệt luyện: Tôi cải thiện Độ rắn: HB$1 ÷285 Ta chọn: HB 1 $5

Giới hạn chảy: σ ch1 X0 MPa

3.2 Xác định ứng suất cho phép

3.2.1 Ứng suất tiếp xúc và uốn cho phép ¿Trong đó:

Chọn sơ bộ { Z Y R R Z Y v s K K xH xF =1 =1

S H , S F : hệ số an toàn khi tính về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn.

Tra bảng B 6.2 94 [ 1 ] ta được { S S H H 1 2 =1,1 =1,1 ; S ; S F1 F2 =1,75 =1,75 σ H lim ¿ 0 ¿ , σ F lim ¿ 0 ¿: ứng suất tiếp xúc và uốn cho phép với số chu kỳ cơ sở: ¿

Bánh chủ động { σ 0 H σ lim 1 F 0 lim 1 =2 =1,8 HB 1 HB + 70=2.245 1 =1,8.245= +70V0 441 MPa MPa

Bánh bị động { σ 0 H σ lim 2 F 0 lim 2 =2 =1,8 HB 2 HB +70=2.230 2 =1,8.230= +70S0 414 MPa MPa

K HL , K FL : hệ số tuổi thọ{ K K HL FL = = m m √ √ H F N N N N H HE F0 FE 0

Trong đó: m H , m F : bậc của đường cong mỏi khi thử ứng suất tiếp xúc.

N H 0 , N F0 : số chu kỳ thay đổi ứng suất khi thử về ứng suất tiếp và uốn:

N HE , N FE : số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương: Do bộ truyền chịu tải trọng tĩnh

Trong đó: c: số lần ăn khớp trong 1 vòng quay: c=1 n: vận tốc vòng của bánh răng t Σ : tổng giờ làm việc của bánh răng

Do vậy ta có:{ [ [ [ σ σ σ [ H H F σ 2 1 2 F ] ] ] = = = 1 ] = σ σ σ F 0 S 0 S H 0 S σ H lim F2 H lim H 0 S lim Flim 1 2 F1 ⁡2 ⁡1 ⁡2 Y ⁡ 1 Z Z Y R R R Y Z Z R Y s v v K K K s K xF xH xH xF K K K K FL2 HL HL FL1 1 2 = = = = 1,75 414 560 530 1,1 1,1 1,75 441 P9,09 H1,82 #6,57 %2 MPa MPa MPa MPa

Vì là bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

3.2.2 Ứng suất cho phép khi quá tải

{ [ σ H ] max =2,8 max ❑ (σ ch1 ,σ ch 2 )=2,8.58024 MPa

3.3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục a w = K a (u+ 1) √ 3 [ σ T H ] 1 2 K u.ψ Hβ ba

K a : hệ số phụ thuộc vật liệu làm bánh răng của cặp bánh răng Tra bảng B 6.5 96 [ 1 ] ta được K a C MPa 1 /3

T 1 : momen xoắn trên trục chủ động T 1 r762,52 Nmm σ H : ứng suất tiếp xúc cho phép: σ H = 495,46 MPa u: tỉ số truyền: u=5 ψ ba , ψ bd : hệ số chiều rộng vành răng Tra bảng B 6.6 97 [ 1 ] với bộ truyền đối xứng ta chọn được ψ ba =0,4

K Hβ , K Fβ : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng

Tra bảng B 6.7 98 [ 1 ] với ψ bd =1 và sơ đồ bố trí 6 nội suy ta có { K K Hβ Fβ =1,16 =1,06

3.4 Xác định các thông số ăn khớp

Tỉ số truyền thực tế: u t = Z 2

Sai lệch tỉ số truyền :

3.4.3 Xác định góc nghiêng răng cos β= m (Z 1 + Z 2 )

3.4.4 Xác định góc ăn khớp α t =α tw = tan −1 tan α cos β = tan −1 tan 20 cos 8,1 ,19 0

Góc nghiêng răng trên hình trụ cơ sở β b : β b = tan −1 ( cos α t tan β ) =7,61 0

3.5 Xác định các hệ số và thông số động học Đường kính vòng lăn của cặp bánh răng:

Vận tốc vòng của bánh răng: v= π d 60000 w 1 n = π 46,67 60000 295,31 =0,72 m/ s

Tra bảng B 6.13 106 [ 1 ] với bánh răng trụ răng nghiêng và v=0,72 m / s ta được cấp chính xác của bộ truyền là: CCX=9

Tra phụ lục PL 250 2.3 [ 1 ] ta nội suy hệ số tải trọng động vùng ăn khớp:

Theo thông tin từ trang 91,92[1] ta chọn: R a =2,5÷ 1,25 μm⟹ Z R =0,95 v≤ 5 m/ s ⟹ Z v =1 d a chọn ổ bi đỡ chặn với góc tiếp xúc α °

Dựa vào phụ lục ta chọn ổ bi đỡ chặn cỡ trung hẹp.

Kí hiệu: 36205. Đường kính trong:d= 25 mm. Đường kính ngoài:D= 62 mm.

Khả năng tải động :C= 21,1 kN.

Khả năng tải tĩnh :C0= 14,9 kN.

Q- là tải trọng động quy ước kN.

L- là tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay. m- là bậc đường cong mỏi khi thử về ổ lăn, m=3 với ổ bi.

Fr là tải trọng hướng tâm

Fa:là tải trọng dọc trục.

V là hệ số ảnh hưởng đến vòng nào quay, khi vòng trong quay V=1 kt:là hệ số ảnh hưởng đến nhiệt độ,ở đây chọn kt =1 do t{ T D d cf kn kn cf 0 P0 0 = Z=8 40 mm N m mm

T kn cf P0 ( N m) ta được { d l l l 1 2 3 c 4 ( mm mm mm mm

Ta kiểm nghiệm theo 2 điều kiện: Điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi:

[d] -Ứng suất dập cho phép của vòng cao su: [d] = (2  4) MPa

Do vậy ứng suất dập sinh ra trên vòng đàn hồi:

=> Thỏa mãn Điều kiện sức bền của chốt:

[u] - Ứng suất uốn cho phép của chốt.Ta lấy [u] =(60 80) MPa

Do vậy, ứng suất sinh ra trên chốt:

5.1.2 Lực tác dụng lên trục

Các thông số cơ bản của nối trục vòng đàn hồi:

Thông số Ký hiệu Giátrị

Mômen xoắn lớn nhất có thể truyền được T kn cf 500(N.m) Đường kínhlớn nhất có thể của nối trục d kn cf 40(mm)

Số chốt Z 8 Đường kính vòng tâm chốt D 0 130 (mm)

Chiều dài phần tử đàn hồi l 3 28(mm)

Chiều dài đoạn công xôn của chốt l 1 34 (mm) Đường kính của chốt đàn hồi d c 14 (mm)

Lực tác dụng lên trục Fkn 1084,63 (N)

5.2.1 Xác định sơ bộ đường kính trục:

Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép 45 tôi cải thiện có bu0 MPa ứng suất xoắn cho phép [] = 1530 MPa

5.2.2 Xác định sơ bộ đường kính trục:

Theo công thức 10.9/T188 [1], ta có: d 1 ≥ √ 3 0,2 T I [ τ ] = √ 3 72762,52 0,2.15 (,95 (mm) d 2 ≥ √ 3 0,2 T II [ τ ] = √ 3 352505,93 0,2.30 8,88 (mm)

Chiều rộng ổ lăn trên trục: Tra bảng 10.2/T189 [1]: với{ d d 1 2 0 = 40(mm) (mm) ⇒ { b b 01 02 (mm) #( mm)

5.2.3 Xác định lực từ các chi tiết, bộ truyền tác dụng lên trục

Lực từ bánh đai tác dụng lên trục :

Lực tác dụng lên bánh răng trụ răng nghiêng:

Lực hướng tâm: Fr1 = Fr2 = 1146,65N

Lực dọc trục: Fa1 = Fa2 = 443,78N

Lực từ khớp nối tác dụng lên trục :

5.2.4 Xác định khoảng cách giữa các điểm đặt lực

Theo bảng 10.3/T189 [1]chọn : k1 = 8… 15 là khoảng cách từ mặt mút chi tiết quay đến thành trong của hộp Chọn k1= 10 k2 = 5… 15 là khoảng từ mút ô đến thành trong của vỏ hộp Chọn k2= 10 k3 = 10… 20 là khoảng cách từ mặt mút chi tiết đến nắp ổ Chọn k3= 10 hn= 15… 20 chiều cao nắp ổ và đầu bulong Chọn hn= 20

Chiều dài moay ơ bánh răng trụ răng nghiêng lớn: lm23 = (1,21,5)d2 = (1,21,5).40 = (4860) mm > bw = 56 mm, chọn lm23 = 60 mm Chiều dài moay ơ nửa khớp nối(nối trục đàn hồi): lm22 = (1,42,5)d2 = (1,42,5).40 = (56100) mm, chọn lm22 = 60 mm l22= 0,5(lm22 + b02) + k3 + hn = 0,5.(60+23) + 10 + 20 = 71,5 mm l23= 0,5(lm23 + b02) + k1 + k2 = 0,5.(60+23) + 10 + 10 = 61,5 mm l21= 2l23 = 2.61,5 = 123 mm

5.3 Tính toán thiết kế cụm trục II

5.3.1 Tính phản lực tại các gối đỡ cho trục II :

Trường hợp 1: Fkn ngược chiều Ft2

Trường hợp 2: Fkn cùng chiều Ft2

5.3.2 Vẽ biểu đồ mô men

5.3.3 Tính mô men tương đương

Momen tổng, momen uốn tương đương:

Nhận thấy momen tương đương tại tiết diện lắp bánh răng của trường hợp 1 lớn hơn trường hợp 2 nên ta sẽ lấy các số liệu của trường hợp 1 để tính toán đường kính các đoạn trục.

5.3.4 Tính đường kính các đoạn trục

Tính đường kính trục tại các tiết diện j theo công thức : d j = √ 3 0,1 M tđj []

Trong đó : [ σ ]= 63 MPa - ứng suất cho phép của thép 45 chế tạo trục, tra bảng

5.3.5 Chọn đường kính các đoạn trục

Xuất phát từ các yêu cầu về độ bền, lắp ghép và công nghệ ta chọn đường kính các đoạn trục như sau: d20 = d21 = dol = 40 mm d23 = dbr E mm d22 = dkn 8 mm

5.3.6 Chọn và kiểm nghiệm then a Xác định mối ghép then chon trục II lắp bánh răng

 d23 = 45 mm, chọn then bằng, tra bảng 9.1a/T173 [1] ta được:

Chiều sâu rãnh then trên trục : t1 = 5,5 mm

Chiều sâu rãnh thên trên lỗ: t2 = 3,8 mm

Theo công thức 9.1 và 9.2/T173[1] ta có:

Trong đó: [d] – là ứng suất dập cho phép

[c] – là ứng suất cắt cho phép

Tra bảng 9.5/T178[1] ta có: dạng lắp cố định, vật liệu moay-ơ bằng thép và chế độ tải trọng là: va đập nhẹ => [d] = 100 MPa

45.50.14 1,33 MPa lấy Kx = 1,14

Ky - hệ số tăng bề mặt trục, cho trong bảng 10.9/T197[1], phụ thuộc vào phương pháp tăng bền bề mặt, cơ tính vật liệu Ở đây ta không dùng các phương pháp tăng bền bề mặt nên Ky = 1

❑ ❑ ,❑ ❑ - hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi

K ❑ ,K ❑ - hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn

 Kiểm nghiệm tại tiết diện bánh răng:

{ M T br br 7891,76 = d 363781,3( br E( mm) ( N mm N mm) )

Ta có trục có 1 rãnh then:

{ ❑ aj =❑ ❑ aj mj = = W M 2 j j T W = j 0 147891,76 j 7611,30 = ❑ 2.16557,47 mj 363781,3 =0 = 19,43 ,99 MPa MPa

Trang bảng 10.10/T198 [1], với dbr = 45 mm => = 0,83 ;  = 0,77

Sự tập trung ứng suất tại bánh răng trục II là do rãnh then và lắp ghép có dộ dôi:

Xét đến ảnh hưởng của độ dôi, tra bảng 10.11/T198 [1], chọn kiểu lắp k6 với b 750 MPa, ta có: { K K ❑ ❑ /❑ /❑ ❑ ❑ =2,34 =1,78

Xét đến ảnh hưởng của rãnh then, tra bảng 10.12/T199 [1], với trục phay bằng dao phay ngón:

{ s j = s j K = dj K aj ❑ dj +❑ −1 aj ❑ +❑ −1 ❑ mj ❑ = mj 2,75.10,99 = 2,48 19,43 189,66 327 +0,05 +0,1.0 10,99 =6,79 =6,16 s j = s j s j

5.3.8 Kiểm nghiệm tại tiết diện ổ lăn

{ M T ol ol 63781,3 w551,05( d ol = 40(mm) ( N mm) N mm ) { W W 0 j j = = 16 32 d d 3 3 j j = = 40 16 40 32 3 3 566,37 b83,19

{ ❑ aj =❑ ❑ mj aj = = M W 2 T W j j = j 0 77551,05 j 6283,19 = ❑ 2 12566,37 mj 363781,3 = 0 ,34 ,47 MPa MPa

Trang bảng 10.10/T198 [1], với dol = 40 mm => = 0,85 ;  = 0,73

Sự tập trung ứng suất tại ổ lăn là do lắp ghép có dộ dôi:

Xét đến ảnh hưởng của độ dôi, tra bảng 10.11/T198 [1], chọn kiểu lắp k6 với

{ s j = s j = K dj K aj dj ❑ +❑ −1 aj ❑ +❑ −1 ❑ ❑ mj = mj = 1,92 2,48 14,47+ 12,34 189,66 327 0,05 + 0,1.0 12,43 ,69 =6,65 s j = s j s j

5.3.9 Kiểm nghiệm tại tiết diện khớp nối

{ T kn 63781,3 M d kn =0 8 ( N mm) (mm) (N mm )

Do Mkn = 0 nên ta kiểm tra hệ số an toàn của ứng suất tiếp

Trang bảng 10.10/T198 [1], với dkn = 38 mm => = 0,86 ;  = 0,79

Sự tập trung ứng suất tại khớp nối là do rãnh then và lắp ghép có dộ dôi:

Xét đến ảnh hưởng của độ dôi, tra bảng 10.11/T198 [1], chọn kiểu lắp k6 với

Xét đến ảnh hưởng của rãnh then, tra bảng 10.12/T199 [1], với trục phay bằng dao phay ngón:

5.3.10 Kiểm nghiệm trục theo độ bền tĩnh

Mmax và Tmax – momen uốn lớn nhất và momen xoắn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm lúc quá tải

ch – giới hạn chảy của vật liệu trục

 Xét tại tiết diện lắp ổ lăn 0:

❑ td = √ ❑ 2 +3 2 = √ ( 77551,05 0,1 40 3 ) 2 +3 ( 363781,3 0,2 40 3 ) 2 P,70 MPa ¿ []'2 MPa ¿>Thỏa mãn

 Xét tại tiết diện lắp ổ lăn 1:

 Xét tại tiết diện lắp bánh răng:

❑ td = √ ❑ 2 +3 2 = √ ( 147891,76 0,1 45 3 ) 2 + 3 ( 363781,3 0,2 45 3 ) 2 8,19 MPa ¿ []'2 MPa ¿>Thỏa mãn

 Xét tại tiết diện lắp khớp nối:

❑ td = √ ❑ 2 +3 2 = √ ( 0,1 38 0 3 ) 2 +3 ( 363781,3 0,2.38 3 ) 2 W,41 MPa ¿ []'2 MPa ¿>Thỏa mãn

Trường hợp 1: Chiều của khớp nối như chiều đã chọn trong phần tính trục:

Tải trọng hướng tâm tác dụng lên 2 ổ:

Trường hợp 2: Đảo chiều khớp nối:

Tải trọng hướng tâm tác dụng lên 2 ổ:

Ta chọn trường hợp 2 do có phản lực tác dụng lên ổ lớn hơn.

 Lực dọc trục ngoài (lực dọc trục tác dụng lênbánh răng): Fat = Fa2 = 443,78 (N)

941,01 =0,47 > 0,3 ¿ ¿>Theo trang 212tập 1 ,ta chọnổ bi đỡ−chặn với góc&

Dựa vào phụ lục P2.12/T262[1] ta chọn ổ bi đỡ - chặn cỡ trung hẹp:

Với d @ mm=¿ chọn ổ lăncó : { Đường kính trong Kí hiệu : 46308 :d @ mm Đường kính ngoài: D= 90 mm Chiềurộngổ lăn : B= 23mm

Khảnăng tải động : C9,2 kN Khả năngtải tĩnh : C 0 0,70 kN

Chọn cấp chính xác cho ổ lăn: CCX=0

5.4.1 Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ lăn

 Khả năng tải động Cd được tính theo công thức: C d =Q m √ L

Trong đó: m – bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn,m=3(do là ổ bi)

L – tuổi thọ của ổ tính bằng triệu vòng quay:

Q – tải trọng động quy ước (kN), được xác định theo công thức:

V - hệ số kể đến vòng nào quay, ở đây vòng trong quay nên: V= 1 kt- hệ số ảnh hưởng của nhiệt độ, chọn kt = 1 do t < 100C kđ - hệ số kể đến đặc tính tải trọng, tra bảng 11.3/T215 [1]

=>chọn kđ = 1,2 do va đập nhẹ

X, Y - hệ số tải trọng hướng tâm và hệ số tải trọng dọc trục

Tổng ngoại lực dọc trục tác dụng lên 2 ổ lăn là:

Lực dọc trục tác động lên 2 ổ lăn là:

Fa0 = Max[Fs0;Fa0] = Max[2326,85; 1083,67] = 2326,85 (N)

Fa1 = Max[Fs1;Fa1] = Max[639,89; 1883,07] = 1883,07 (N)

Tìm hệ số X,Y(tra bảng 11.4/T216 [1]) cho ổ lăn (0) và (1):

Suy ra tải trong quy ước trên 2 ổ lăn là:

Do đó: C d 0 =Q 0 √ 3 LA06,21 √ 3 31,89 021,45 ( N ) ,021 ( kN ) ¿ C 3,40 ( kN )

Vậy cả hai ổ lăn đều thỏa mãn khả năng tải động

5.4.2 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ lăn

Tra bảng 11.6/T221[1] cho ổ bi đỡ - chặn 1 dãy (&) ta được:

{ Y X 0 =0 0 =0,5 ,37 với X 0 , Y 0 – hệ số tải trọng hướng tâm và dọc trục

Tải trọng tĩnh tương đương tác dụng vào từng ổ:

 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnhcủa ổ:

Thấy Qt = max(Qt0,Qt1) = 2571,85 (N) = 2,57 (kN) < C0 = 25,20 (kN)

Vậy cả hai ổ lăn đều thỏa mãn chỉ tiêu về khả năng tải tĩnh

5.5 Vẽ kết cấu trục II

LỰA CHỌN KẾT CẤU 66

TÍNH TOÁN VÀ LỰA CHỌN KẾT CẤU 66

6.1 Tính, lựa chọn kết cấu cho các bộ phận, các chi tiết

Hộp giảm tốc để đảm bảo vị trí tương đối giữa các chi tiết và bộ phận máy,tiếp nhận tải trọng do các chi tiết lắp trên vỏ truyền đến,đựng dầu bôi trơn bảo vệ các chi tiết máy tránh bụi bẩn

Chi tiết cơ bản của hộp giảm tốc là độ cứng cao và khối lượng nhỏ

Chọn vật liệu làm hộp giảm tốc là gang xám GX15-32

Chọn bề mặt ghép ráp và thân đi qua tâm trục song song với đáy

6.1.2 Các phần tử cấu tạo nên hộp giảm tốc đúc

Tên gọi Biểu thức tính toán

Chọn =8 (mm) Gân tăng cứng: chiều dày e chiều cao h độ dốc e= ( 0,8 ÷ 1 ) δ = ( 6,4 ÷ 8 ) mm chọn e = 8mm h < 58 chọn h = 42 độ dốc khoảng 2 đến 3 độ Đường kính : Bu lông nền

Bu lông ghép bích nắp và thân

Vít ghép nắp cứa thăm dầu

> 0,04a+10,6 chọn = 16 mm d2=(0,7÷0,8)d1,2÷12,8chọn = 12 mm Chọn = 10 mm

Chọn = 6 mm Mặt bích ghép nắp và thân:

Chiều dày bích thân hộp S3

Chiều dày bích nắp hộp S4

Bề rộng bích nắp và thân K3

K 3 = K 2 − ( 3 ÷5 ) 4 ÷ 36chọn K3= 36 mm Kích thước gối trục Đường kính ngoài và tâm lỗ vít

Bề rông mặt ghép bu lông cạnh ổ

Tâm lô bu lông cạnh ổ:

Tra bảng Trục I: D= 62mm, D 2 t,8 mm, D 3 = 97,2mm Trục II: D mm,D 2 ,8 mm,D 3 5,2 mm

Phụ thuộc lỗ bu lông Mặt đế hộp:

Chiều dày: khi không có phần lồi ,

Bề rộng mặt đế hộp

Chọn $ (mm) xác định theo đường kính dao khoét Chọn S1$ (mm)

Khe hở giữa các chi tiết

Giữa bánh răng với thành trong hộp:

Giữa đỉnh bánh răng lớn và đáy hộp:

Giữa mặt bên các bánh răng với nhau:

Số lượng bu lông nền Z

L,B chiều dài ,chiều rộng hộpChọn Z = 4

6.1.3 Các phần tử kết cấu của trục:

Chọn bán kính góc lượn và chiều dài phần vát phần trục lắp chi tiết dựa vào bảng

Trục I: dbr = 30 mm ta chọn { kíchthước củacạnh vát r=2 mm

Bán kính góclượn R =2,5 mm dôl = 25 mm ta chọn { kíchthước của cạnhvát r=1,5 mm

Bán kính góclượn R =2 mm dđai = 24 mm ta chọn { kíchthước củacạnhvát r=1,5 mm

Trục II: dbr = 45 mm ta chọn { kíchthước củacạnhvát r=2 mm

Bán kính góclượn R =2,5 mm dôl = 40 mm ta chọn { kíchthước củacạnh vát r=2 mm

Bán kính góclượn R =2,5 mm dkn = 38 mm ta chọn { kíchthước củacạnhvát r=2 mm

Chọn phương pháp định vị và cố định chi tiết máy trên trục bằng vai trục và then bằng

6.2 Tính, lựa chọn bôi trơn:

Bộ truyền bánh răng có vận tốc vòng v=0,72