đồ án môn học chi tiết máy thiết kế hệ thống truyền động cơ khí đề 01 thiết kế hệ thống dẫn động xích tải

Hệ được dẫn động bằng động cơ điện thông qua bộ truyền đai, hộp giảm tốc và khớp nối để truyền động đến xích tải.. Số vòng quay trên trục công tác với hệ dẫn động xích tải.. Tổng kết các

CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

Chọn động cơ

1.1.1 Công suất cần thiết của động cơ:

Chế độ tải không thay đổi nên công suất làm việc như sau:

Trị số hiệu suất các bộ truyền

(Tra bảng 2.3 trang 19 tài liệu [1])

+ Bộ truyền bánh răng trụ được che kín: η = 0.96 br

Hiệu suất của hệ dẫn động: η = ηbr 2 ×ηol 5×η ×ηd kn η = 0.96 2 ×0.99 5 ×0.95×1= 0.83 Công suất cần thiết của động cơ:

1.1.2 Số vòng quay cần thiết của động cơ:

1.1.2.1 Số vòng quay trên trục công tác với hệ dẫn động xích tải η = lv 60000v zt η lv = 60000×0.65

+ z - số răng đĩa xích tải, z=9

+ t - bước xích của xích tải, t0 mm

1.1.2.2 Chọn tỉ số truyền sơ bộ cho các bộ truyền:

(Chọn từ bảng 2.4 trang 21 liệu [1])

Tỉ số truyền hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp: uhgt = (8 40)

Tỉ số truyền bộ truyền ngoài (bộ truyền đai): ung = ud = (3 5)

Tỉ số truyền sợ bộ: usb = uhgt×ud = (8 40)×(3 5) = (24 200)

Bảng 1.1: Tỉ số truyền động cơ khí 1.1.2.3 Số vòng quay sơ bộ trên trục động cơ: nsb = usb×ηlv = (24 200)×39.39 = (945.36 7878) (v/ph)

Tính được ở trên: Pct = 3 kW nsb = (945.36 7878) (v/ph) Dựa vào phụ lục bảng P1.3 trang 236 tài liệu [1]

Có thông số như sau:

Phân phối tỉ số truyền

Tỉ số truyền chung của hệ dẫn động: uch = ndc nlv = 24.12 Phân phối tỉ số truyền của hệ cho các bộ truyền: (tra bảng 3.1 trang 43 tài liệu [1]) + Hộp giảm tốc: uhgt = 8

Bảng 1.2: Bảng phân phối tỉ số truyền.

THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI HỘP GIẢM TỐC

Chọn loại đai thang

+ Công suất thục tế trên đọng cơ:

+ Vòng quay trên trục động cơ : nđc = 950 v/ph

Tra hình 4.22 trang 152 tài liệu[3]

Hình 3: Lựa chọn loại đai theo công suất và số vòng quay

Xác định đường kính bánh đai dẫn

Tra bảng 4.3/Trang 128 tài liệu[3]: dlmin = 140 mm d1 = 1.2d1min = 1.2x140 = 168 mm

Bảng 2.1: Kích thước mặt cắt đai, chiều dài đai, đường kính bánh đai các loại đai thang d1 được chọn theo tiêu chuẩn: 40, 45, 50, 63, 71, 80, 90, 100, 110, 125, 140, 160, 180,

1400, 1600, 1600, 1800, 2000 – Trang 148 tài liệu[3], theo tiêu chuẩn ta chọn d1 180 mm

Vận tốc đai dẫn: v1= 60000 πd 1 n = π×180×950 60000 = 8.95 m/s < 25 m/s (thoả điều kiện)

Hệ số trượt và đường kính bị dẫn

Chọn hệ số trượt tương đối ε = 0.01 Công thức trang 133 tài liệu[3] d2 = d1×ud(1−ε ) (mm) d2 = 180×3.015×(1−0.01) = 537.273 (mm)

Chọn a : 21 sb 2.5 Tính i

Chọn a theo bảng trang 153 tài liệu [3]

Bảng 2.2: Bảng khoảng cách trục a cho trước theo kết cấu hoặc chọc sơ bộ theo d2

1480 ≥𝒂≥ 417.5 uđ = 3.015 => Chọn asb (u ~ 3): asb = d2 = 560 mm

Tính chính xác lại a: a = K+ K 4 2 8∆ 2 (mm) a = 1077.61+ 1077.61 2 8×190 2

Góc ôm α : 21 1 2.7 Các hệ số sử dụng

2.7 Các hệ số sử dụng:

Cα: hệ số ảnh hưởng của góc ôm α1

Cu: hệ số ảnh hưởng của tỉ số truyền

Cl: hệ số ảnh hưởng của chiều dài đai

Cz: hệ số ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các dây đai

Cz = 0.95 (chọn sơ bộ do chưa biết số dây đai) Trang 152 tài liệu[3]

Cv: hệ số ảnh hưởng vận tốc

Tính z

Trị số công xuất cho phép Po đối vơi đai thang thường

Tra bảng trang 152 tài liệu[3], với z = [2;3] chọn Cz = 0.95

Lực căng ban đầu

Trong đó [𝝈] ≤ 1,5 MPa ứng suất căng đai ban đầu cho phép-trang 139, tài liệu[3]

A = 138 (mm 2 ) là tiết diện đai Bảng 4.13, trang 59, tài liệu [3]

Lực căng mỗi dây đai: 𝑭 𝟎

𝟐 = 207 (N) Lực vòng có ích: Ft = 𝟏𝟎𝟎𝟎.𝑷 𝟏

𝟖,𝟗𝟓 = 322 (N) Lực vòng trên mỗi nhánh đai: 𝑭 𝒕

Tính chiều rộng B và đường kính ngoài bánh đai

Với e.5, t, ho=4.2 tra Bảng 4.4/Trang 130 tài liệu[3]

Bảng 2.3: Kích thước bánh đai thang

B = (2 – 1)×19 + 2×12.5 = 44 (mm) Đường kính ngoài bánh đai: d = d + 2ha o

Hệ số ma sát nhỏ nhất để bộ truyền không bị trượt trơn

– Hệ số ma sát thay thế:

F F f F F= ln = 5,95.10 -3 – Hệ số ma sát nhỏ nhất để bộ truyền không bị trượt trơn

Tính lực tác dụng lên trục

Công thức 4.26, Trang 137, tài liệu [3]

Ứng suất lớn nhất trong dây đai

𝜎 =𝑃 ⋅ 𝑣 ⋅10 = 1000.8,95.10 = 8,95.10 -6 -3 P00 (kg/m ) 3 Tra bảng trang 140, tài liệu[3] Ứng suất lực căng ban đầu gây nên

𝜎 = = 1,5 (MPa) Ứng suất có ích sinh ra trong đai

𝜎 = ⋅ 𝐸= ⋅100 = 4,4 (MPa) y0 tra bảng 4.3 trang 128 tài liệu[3]

BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

BỘ TRUYỀN CẤP NHANH BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊN

Tra ở bảng 6.1/Trang 92, tài liệu [1]

Bảng 3.1: Cơ tính của một số vật liệu chế tọa bánh răng

Phương pháp nhiệt luyện: Tôi cải thiện Độ cứng HB = 192 240 => HB = 240 ÷ 1

Phương pháp nhiệt luyện: Tôi cải thiện Độ cứng HB = 192 240 => HB = 230 ÷ 2

3.2 Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép [σ ] và ứng suất uốn cho phép [σ ] H F

Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép[σ ] Công thức trang 91 tài liệu [1] H

SH , S F : là hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và ứng suất uốn Tra bảng 6.2, trang

Trong đó: σ O Hlim,σHlim O là ứng suất tiếp xúc và ứng suất cho phep ứng với số chu kỳ cơ sơ Tra bảng [6.2] trang 94[1] σ Hlim O = 2HB + 70 σ Flim O = 1,8HB

- Bánh chủ động σ H O lim 1 = 2HB 1 + 70 = 550 MPa σ O F lim 1 = 1,8HB 1 = 432 Ma

- Bánh bị động σ H O lim 2 = 2HB 2 + 70 = 530 MPa σ F O lim 2 =1,8HB 2 = 414 MPa

Bảng 3.2: Trị số 𝜎 𝑣à 𝜎 ứng với số chu kỳ cơ sở

+Hệ số tuổi thọ: Công thức 6.3/6.4 trang 91 tài liệu [1]

Trong đó : m H , m F : bậc của đường cong mỏi Bánh răng có HB Z =1 v

Theo ghi chú trang 92 tài liệu [1]

KxH:hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng K =1 xH

Theo ghi chú trang 91 tài liệu [1]

-YR: hệ số ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng: Chọn Y =1 R

Theo ghi chú trang 92 tài liệu [1]

-YS: hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu với sự tập trung ứng suất – theo ghi chú trang 92 tài liệu [1]

-KxF: hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng đến độ bền uốn K =1 – xF theo ghi chú trang 92 tài liệu [1]

3.6 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc:

≤ [𝛼 ] – theo công thức (6.33) trang 105 tài liệu [1]

-ZM: hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng: Z '4 – tra bảng 6.5 trang M

-ZH: hệ số kể đến hình dạng của bề mặt tiếp xúc – theo công thức (6.33) trang

𝜀 : hệ số trùng khớp ngang – theo công thức (6.38a) trang 105 tài liệu [1]

𝜀: hệ số trùng khớp dọc – theo công thức (6.37) trang 105 tài liệu [1]

𝑍 = = 0,77 – theo công thức (6.36c) trang 105 tài liệu [1]

KH: hệ số tải trọng – theo công thức (6.39) trang 106 tài liệu [1]

Hệ số chịu tải KH gồm các hệ số phụ KHβ, K, Hα và HvK Hệ số KHβ tính đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng, được xác định ở phần 3 Hệ số K được tra từ bảng 6.7 trang 98 của tài liệu [1], có giá trị K = 1,02 Hệ số Hα và HvK phụ thuộc vào hướng tải trọng và vị trí bánh răng trên trục.

- K : hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên các cặp răng đồng Hα thời ăn khớp K =1.13 với răng nghiêng – tra bảng 6.14 trang 107 tài liệu [1] Hα

Bảng 3.8: Trị số cảu hệ số phân bố không đề tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp

- KHv: hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp -

Tra bảng 6.13 trang 106 tài liệu [1] với bánh răng trụ răng thẳng và v=0,59m/s, được cấp chính xác của bộ truyền: CCX=9

Bảng 3.9: chọn cấp chính xác theo vận tốc vòng

Bảng 3.10: Hệ số tải trọng động KHV và KFV

Tra phụ lục P2.3 trang 250 tài liệu [1] với:

Nội suy tuyến tính được KHv=1,0114

-bw: chiều rộng vành răng – theo công thức trang 108

3.7 Kiểm nghiệm về độ bền uốn

𝛼 = Ƹ  ≤ [𝛼 ] – theo công thức (6.43) trang 106 tài liệu [1]

𝛼 = ≤ [𝛼 ] – theo công thức (6.44) trang 106 tài liệu [1]

-KF: hệ số tải trọng khi tính uốn – theo công thức (6.45) trang 109 tài liệu [1]

Hệ số phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng K được xác định bằng cách tra bảng 6.7 trang 98 [1] Với ψ = 0,6873 và sơ đồ bố trí số 6, ta được K = 1,02.

-𝐾 : hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên các cặp răng đồng thời ăn khớp 𝐾 = 1,37 với răng thẳng – tra bảng 6.7 trang 107 tài liệu [1] -𝐾 : hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp

Tra phụ lục 2.3 trang 250 tài liệu [1] với:

Nội suy tuyến tính được 𝐾 = 1,0421

-YƸ= Ƹ , = 0,588 – theo công thức trang 108 tài liệu [1]

-Yβ: hệ số kể đến độ nghiêng của rang – theo công thức trang 108 tài liệu [1]

140°= 0,928 -𝑌 𝑣à 𝑌 : hệ số dạng răng phụ thuộc số răng tương đương Zv1 vàZv2 – theo công thức trang 108 tài liệu [1]

Tra bảng 6.18 trang 109 tài liệu [1]

Bảng 3.11: Trị số của hệ số dạng răng YF Được 𝑌 = 3.8 𝑣à 𝑌 = 3.6

3.8 Một số thông số khác của cặp bánh răng

Theo bảng 6.11 trang 104 tài liệu [1] d1= ( ) = ×

( ) d.99mm (3.32) d2= ( ) = × ( ) !57.27mm (3.33) Đường kính đỉnh răng da1=d1+2m = ( ) + 2𝑚= × ( ) + 2 × 2 = 68.99𝑚𝑚 (3.34) da2=d2+2m ( )+ 2𝑚= ×

( )+ 2 × 2 = 219,27𝑚𝑚 (3.35) Đường kính đáy răng df1=d1-2.5m = × ( ) − 2.5 × 2 Y,99mm

Lực hướng tâm: 𝐹 =𝐹 =𝐹 tan𝑎 = 2708.𝑡𝑎𝑛22,18 = 1104 𝑁 Lực: Fa1=F =Fa2 ttan𝛽= 2708 × tan 10 = 477 𝑁

3.9 Tổng kết các thông số của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

Bảng 3.12: Tổng kết các thông số của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

Chiều rộng vành răng Đường kính vòng lăn Đường kính đỉnh răng Đường kính đáy răng

𝑎 𝑍 𝑍 m x1 x2 atw bw1 bw2 dw1 dw2 da1 da2 df1 df2

106 2mm 0mm 0mm 22,18° 50mm 45mm 65.1mm 214.9mm 68.99mm 219,27mm 59.99mm 210,27mm 2708N 1104N 477N

TÍNH TOÁN, THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN

Tính trục

4.1 Chọn vật liệu chế tạo

Thép 45 có σb = 600 MPa – bảng 10.5 trang 195 tài liệu [1], ứng suất xoắn cho phép

Bảng 4.1: Trị số ứng suất cho phép [τ] = 15 30 MPa – theo trang 188 tài liệu [1]

4.2 Xác định chiều dài trục

4.2.1 Tính giá trị đường kính đầu ngõng trục

Theo công thức (10.9) trang 188 tài liệu [1], đường kính trục thứ k với k = 1 3; dk ≥

- Chọn d theo bảng 10.2 trang 189 tài liệu [1] ta có: d1 = 35 mm d2 = 45 mm d3 = 55 mm

- Xác định chiều rộng ổ lăn bo, tra bảng 10.2 trang 189 tài liệu [1] ta có: bo1 = 21 mm bo2 = 25 mm

Các trị số khoảng cách (Tra bảng 10.3/189 [1])

Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp:

Khoảng cách từ mặt mút của ổ lăn đến thành trong của hộp:

Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ:

Chiều cao nắp ổ và đầu bulong:

Theo công thức bảng 10.4 trang 191 [1]

- Chiều dài mayơ bánh đai:

- Chiều dài mayer nửa khớp nối:

Theo bảng 16.4 [2] trang 61 chọn cách nối trục đĩa với 𝑑 = 55𝑚𝑚 ta chọn được mm lmkn 80

Ta có các chiều rộng vành răng như sau :

- Chiều dài mayơ bánh răng Z và Z2 2 ’

- Chiều dài mayơ bánh răng Z và Z3 1

Hình 4.1: Sơ đồ ký hiệu độ dài trục

4.3 Tính phản lực tại các gối đỡ, xác định đường kính trục tại các tiết diện nguy hiểm

Xét phương trình moment tại B theo phương x

Xét phương trình moment tại B theo phương y

Xét tổng lực theo trục y

Xét tổng lực theo trục x

Trang 56 Biểu đồ lực, momen của trục I

Moment tại các mặt cắt nguy hiểm

Theo tiêu chuẩn trang 195 [1] vị trí lắp then tăng thêm 10% độ lớn ta chọn: dA1= 25mm dB1= 30mm dC1= 34mm dD1= 30mm

Tra bảng 15-17/tr 50 tài liệu [2] với d= 35mm ta có kích thước vòng phớt D= 48mm, a= 9mm, b= 5 mm

Hình 4.2 Kết cấu trục I Trục 2

Xét phương trình moment tại A theo phương x

Xét phương trình moment tại A theo phương y

Xét tổng lực theo trục y

Xét tổng lực theo trục x

Trang 60 Biểu đồ lực, momen của trục II

Moment tại các mặt cắt nguy hiểm

Theo tiêu chuẩn trang 15 [1] vị trí lắp then tăng thêm 10% độ lớn ta chọn:

Hình 4.3 Kết cấu trục II

Theo bảng 16.4 [2] trang 61 chọn cách nối trục đĩa D = 170mm

Xét phương trình moment tại A theo phương x

Xét phương trình moment tại B theo phương y

Xét tổng lực theo trục y:

Xét tổng lực theo trục x:

Trang 64 Biểu đồ lực, momen của trục III

Moment tại các mặt cắt nguy hiểm

Theo tiêu chuẩn trang 195 [1] vị trí lắp then tăng thêm 10% độ lớn ta chọn: d = 55 mm d = 63 mm d = 55 mm d = 50 mm

Tra bảng 15.17 trang 50 [1] với d= 60mm ta có kích thước vòng phớt D = 79mm, a9mm, b = 6,5 mm

Hình 4.4 Kết cấu trục III

Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo được độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện sau:

[s] – hệ số an toàn cho phép, thông thường [s] = 1,5 2,5

Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp tại tiết diện j: sσj s = σ

Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tại tiết diện j: sτj s = τ

K τ + ψ τ σ-1 và τ-1 – giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng

Trục I Trục II Trục III σb (Mpa) 600 600 600 σch (Mpa) 360 360 360 σ-1 (Mpa) 261.6 261.6 261.6 τ-1 (Mpa) 151.728 151.728 151.728 ψσ 0.05 0.05 0.05 ψτ 0 0 0

Bảng 4.2: Bảng kết quả kiểm nghiệm trục

- Đối với trục quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng, do đó: σ = 0 σ = σ =M

- Trục quay một chiều, ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động, do đó:

2𝑊 + Moment cản uốn W và moment cản xoắn W j oj

Trục có một 16 rãnh then W =πd

- Xác định hệ số K và K σdj τdj

Kx – hệ số tập chung ứng suất do trạng thái bề mặt, phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt (bảng 10.8 trang 197) [1]

Ky – hệ số tăng bề mặt trục, phụ thuộc vào phương pháp tăng bền bề mặt, cơ tính vật liệu (bảng 10.9) (không dùng phương pháp tăng bền bề mặt) εσ và ε – hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến τ giới hạn mỏi (bảng 10.10)

Tr ục I Tr ục II Trục III

Những tiết diện nguy hiểm cẩn kiểm nghiệm:

Trục I: tiết diện 𝑑 lắp bánh đai, tiết diện 𝑑 lắp ổ lăn, tiết diện 𝑑 lắp bánh răng Trục II: tiết diện 𝑑 và 𝑑 lắp bánh răng

Trục III: tiết diện 𝑑 lắp bánh răng, tiết diện 𝑑 lắp ổ lăn, tiết diện tiết diện 𝑑 lắp ổ lăn lắp khớp nối

Các ổ lăn được lắp ghép trên trục theo k6; lắp bánh răng, bánh đai, khớp nối theo k6 kết hợp với lắp then Dựa vào bảng 9.1a trang 173 [1] ta có bảng sau:

Bảng 4.3: Bảng momen cản uốn và momen cản xoắn tại tiết diện của 3 trục

Tiết diện Đường kính trục

Bảng 4.4: Kết quả tính toán hệ số an toàn đối với các tiết diện của 3 trục

Tất cả các tiết diện nguy hiểm trên ba trục đều đảm bảo an toàn về mỏi

Do các trục đều nằm trong hộp giảm tốc nên ta chọn then bằng cho các trục Thông số then theo bảng 9.1a trang 173 [1]

Dựa vào chiều dài mayơ bánh răng, chọn chiều dài then từ dãy tiêu chuẩn lt 1,5.d

Chọn 70 Bản 4.5: bảng tính tính chiều dài then và chọn độ dài then tiêu chuẩn Kiểm tra độ bền dập và độ bền cắt theo công thức 9.1 và 9.2 trang 173 [2]

- T – moment xoắn trên trục (Nmm)

- lt, b, h, t – kích thước (mm), (bảng 9.1 và 9.2) [l = (0,8…0,9)l ] t m

- [σd] – ứng suất dập cho phép (bảng 9.5) với tải trọng va đập nhẹ ta có [ σ ] = 100MPa d

- [τc] – ứng suất cắt cho phép, tải trọng va đập nhẹ lấy giảm đi 1/3.(60…90) (20…30) ta chọn [τ ] = 30Mpa c

Kiểm tra độ bền then tại trục I

Kiểm tra độ bền then tại trục II

Kiểm tra độ bền then tại trục III

Tất cả độ bền của then đều thỏa

CHƯƠNG 5: TÍNH TOÁN, CHỌN Ổ LĂN, VÕ HỘP, BÔI TRƠN VÀ CÁC CHI TIẾT TIÊU CHUẨN KHÁC

1 Sơ đồ tải trọng của trục lắp ổ lăn

2 Xác định phản lực tại các gối đỡ

Theo công thức 11.26 trang 397 [3]: Ổ lăn tại B:

Kiểm nghiệm theo ổ chịu lực lớn hơn là ổ B: F = 1932.277(N)

= 0,253 < 0,3 Theo trang 212 [1] ưu tiên dung ổ bi đỡ một dãy cỡ trung

Tra phụ lục 2.12 trang 255 [1] Chọn sơ bộ ổ bi đỡ, kí hiệu ổ 306 d, mm D, mm B, mm r, mm Đường kính bi mm

4.Tính lực dọc trục phụ

Dựa vào bảng 11.3 trang 395 [3] chọn e = 0,26

Lực dọc trục phụ tính theo công thức 11.27a [3]

Xác định lực F theo bảng 11.5 trang 398 [3] a

5.Chọn Kσ, Kt, V theo điều kiện làm việc

Hệ số ảnh hưởng đặc tính tải trọng đến tuổi thọ ổ chọn K =1,2 với điều kiện σ làm việc nhưng không đủ tải, động cơ điện tiêu chuẩn, hộp giảm tốc…

Hệ số kể đến vòng nào quay V, khi vòng trong quay V=1

Hệ số xét ảnh hưởng đến nhiệt độ K =1 khi t ≤100 C – Trang 394 [3]t 0

X: hệ số tải trọng động hướng tâm

Y: hệ số tải trọng động dọc trục

7.Tính tuổi thọ theo triệu vòng quay

Từ công thức 11.22 trang 394 [3] tải trọng quy ước Q tác dụng lên ổ được tính:

8.Khả năng tải động tính toán Ctt

Ctt Q L (công thức 11.20 trang 393 [3] ) Đối với ổ bi ta có m = 3

Ta thấy: C ,82 kN < C " kN => Thoả mãn điều kiện tt

Xác định lại tuổi thọ L theo công thức 11.20[3]

Thỏa mãn điều kiện làm việc

* Kiểm tra khả năng tải tĩnh : theo công thức 11.30 [3] Ổ lăn tại B

Theo bảng 11.6 trang 399 [3] với ổ bi đỡ chặn có X 0 0,6;Y 0 0,5

Q0 ta chọn giá trị lớn hơn Q 0 F rB 1932,277N

Thỏa mãn khả năng tải tĩnh Ổ lăn tại D

Theo bảng 11.6 trang 399 [3] với ổ bi đỡ chặn có X 0,6;Y 0,5

Q 0 ta chọn giá trị lớn hơn Q 0 F rD 1163,14N

Thỏa mãn khả năng tải tĩnh

Kiểm tra số vòng quay tới hạn của ổ: theo công thức 11.21 [1] m m th d k k k n n [d ] 1 2 3

[dmn ổ bi đỡ chặn chất bôi trơn là dầu

3 0 k khi Lh 24000 h Đường kính vòng tròn qua tâm con lăn d m = = 51mm

5 5 nth vòng/phút > n 1 315,5vòng/phút Ổ chọn thỏa mãn số vòng quay tới hạn

1 Sơ đồ tải trọng của trục lắp ổ lăn

2 Xác định phản lực tại các gối đỡ

Theo công thức 11.26 trang 397 [3]: Ổ lăn tại A:

Kiểm nghiệm theo ổ chịu lực lớn hơn là ổ D: F = 4164,83(N)

Theo trang 212 [1] chọn ổ bi một dãy cỡ trung

Tra phụ lục 2.7 trang 255 [1] Chọn sơ bộ ổ lăn 307 d, mm

B, mm r, mm Đường kính bi, mm

4 Tính lực dọc trục phụ

Lực dọc trục phụ tính theo công thức 11.27 [3]

S = e F = 0,22.4164,83 = 916.253N Xác định F theo bảng 11.3 trang 395 [3] a

5 Chọn Kσ, Kt, V theo điều kiện làm việc

Hệ số ảnh hưởng đặc tính tải trọng đến tuổi thọ ổ Chọn K =1,2 với điều kiện σ làm việc nhưng không đủ tải, động cơ điện tiêu chuẩn, hộp giảm tốc…

Hệ số kể đến vòng nào quay V, khi vòng trong quay V=1

Hệ số xét ảnh hưởng đến nhiệt độ K =1 khi t ≤100 C – Trang 394 [3]t 0

X: hệ số tải trọng động hướng tâm

Y: hệ số tải trọng động dọc trục

7 Tính tuổi thọ theo triệu vòng quay

Từ công thức 11.22 trang 394 [3] tải trọng quy ước Q tác dụng lên ổ được tính:

8 Khả năng tải động tính toán Ctt

Ctt Q L (công thức 11.20 trang 393 [3]) Đối với ổ bi m = 3

Ta thấy: C =tt 25.8 kN < C &,2kN => Thoả mãn điều kiện

Xác định lại tuổi thọ L theo công thức 11.17 trang 392 [3]

L = , = 144,07 (triệu vòng quay) > L = 137.52 (triệu vòng quay)

Thỏa mãn điều kiện làm việc

Kiểm tra khả năng tải tĩnh: theo công thức 11.30 [3] Ổ lăn tại A

Theo bảng 11.6 trang 399 [3] với ổ bi đỡ có X 0 0,6;Y 0 0,5

Q 0 ta chọn giá trị lớn hơn Q = F = 3312,34N

Thỏa mãn khả năng tải tĩnh Ổ lăn tại D

Theo bảng 11.6 trang 399 [3] với ổ bi đỡ có X0 0,6;Y0 0,5

Q 0 ta chọn giá trị lớn hơn Q = F = 4164,83N

Thỏa mãn khả năng tải tĩnh

Kiểm tra số vòng quay tới hạn ổ: theo công thức 11.21 trang 222 [1] m m th d k k k n n [d ] 1 2 3

[dmn ổ bi đỡ một dãy chất bôi trơn là dầu

Trang 77 Đường kính đường tròn qua tâm con lăn d m = W,5mm

⇒n = , , , , = 7747,83 vòng/phút > n = 95.5 vòng/phút Ổ chọn thỏa mãn số vòng quay tới hạn

1 Sơ đồ tải trọng của trục lắp ổ lăn

2 Xác định phản lực tại các gối đỡ

Theo công thức 11.26 trang 397 [3]: Ổ lăn tại A:

Kiểm nghiệm theo ổ chịu lực lớn hơn là ổ B: F = 2514.76(N)

Theo trang 212 [1] chọn ổ bi một dãy cỡ trung

Tra phụ lục 2.7 trang 255 [1] Chọn sơ bộ ổ lăn 311 d, mm D, mm B, mm r, mm Đường kính bi, mm

4 Chọn Kσ, Kt, V theo điều kiện làm việc

Hệ số ảnh hưởng đặc tính tải trọng đến tuổi thọ ổ Chọn K =1,2 với điều kiện σ làm việc nhưng không đủ tải, động cơ điện tiêu chuẩn, hộp giảm tốc…

Hệ số kể đến vòng nào quay V, khi vòng trong quay V=1

Hệ số xét ảnh hưởng đến nhiệt độ K =1 khi t ≤100 C – Trang 394 [3]t 0

X: hệ số tải trọng động hướng tâm

Y: hệ số tải trọng động dọc trục

Theo bảng 11.3 trang 395 [3] ta chọn X = 1, Y = 0

6 Tính thời gian làm việc theo triệu vòng quay

Từ công thức 11.22 trang 394 [3] tải trọng quy ước Q tác dụng lên ổ được tính:

7 Khả năng tải động tính toán Ctt

Ctt Q L (công thức 11.20 trang 393 [3]) Đối với ổ bi m = 3

Ta thấy: C =tt 11.603 kN < C = 56 kN => Thoả mãn điều kiện

Xác định lại tuổi thọ L theo công thức 11.17 trang 392 [3]

L = , = 6390,44 (triệu vòng quay) > L = 56,88 (triệu vòng quay)

Thỏa mãn điều kiện làm việc

Kiểm tra khả năng tải tĩnh: theo công thức 11.30 [3] Ổ lăn tại A

Theo bảng 11.6 trang 399 [3] với ổ bi đỡ có X0 0,6;Y0 0,5

Q0 ta chọn giá trị lớn hơn Q = F = 2514.76N = 2.516kN

Thỏa mãn khả năng tải tĩnh Ổ lăn tại C

Theo bảng 11.6 trang 399 [3] với ổ bi đỡ có X 0,6;Y 0,5

Q 0 ta chọn giá trị lớn hơn Q = F = 1422.64N

Thỏa mãn khả năng tải tĩnh

Kiểm tra số vòng quay tới hạn của ổ: theo công thức 11.21 trang 222 [1] m m th d k k k n n [d ] 1 2 3

[dmn ổ bi đỡ một dãy chất bôi trơn là dầu

2 0 k khi cỡ ổ trung k = 0,9 khi L = 24000 h Đường kính vòng tròn qua tâm con lăn d m = = 87,5mm

⇒n = , , , , = 5091,43 vòng/phút > n = 39.5 vòng/phút Ổ chọn thỏa mãn số vòng quay tới hạn

B THIẾT KẾ VỎ HỘP, BÔI TRƠN CÁC CHI TIẾT TIÊU CHUẨN KHÁC VÀ DUNG SAI LẮP GHÉP

Bu lông nền (d ): 1 d1 > 0,04a+10 = 0,04.200 + 10 = 18 (mm) > 12 (mm) Chọn d = 18 mm (M20)

Bu lông cạnh ổ (d ): 2 d2 = (0,7…0,8).d = (0,7…0,8).18 = (12,6…14,4) Chọn d = 14 (mm) (M14) 1 2

Bu lông ghép bích nắp và thân (d ): 3 d3 = (0,8…0,9) d = (0,8…0,9).14 = (11,2…12,6) Chọn d = 12 (mm) (M12) 2 3

Bu lông ghép nắp ổ (d ): 4 d4 = (0,6…0,7).d = (0,6…0,7).14 = (8,4…9,8) Chọn d = 8 (mm) (M8) 2 4

Vít ghép nắp cửa thăm (d ): 5 d5 = (0,5…0,6).d = (0,5…0,6).14 = (7…8,4) Chọn d = 8 (mm) (M8) 2 5

2 Mặt bích nắp và thân

Chiều dày bích thân hộp (S ): 3

Chiều dày bích nắp hộp (S ): 4

Bề rộng bích nắp và thân (K ): 3

Bề rộng mặt ghép bu lông cạnh ổ (K ): 2

Chiều dày: khi không có phần lồi (S ): 1

Bề rộng mặt đế hộp, K và q: 1

5 Khe hở giữa các chi tiết

Giữa các bánh răng với thành trong hộp:

Giữa đỉnh răng với đáy hộp:

Giữa mặt bên các bánh răng với nhau:

- Dùng để đảm bảo vị trí tương đối của nắp và thân trước và sau khi gia công cũng như lắp ghép Nhờ có chốt định vị thì khi xiết bulông không làm biến dạng vòng ngoài của ổ, do đó loại trừ được 1 trong các nguyên nhân làm ổ chóng bị hỏng

- Dùng chốt định vị hình côn tra bảng 18.4b trang 91 [2]

Ta được: d=8 mm; c=1,2 mm; L%…140mm => Chọn L= 55 mm

Hình 5.1 Chốt định vị 7.2 Cửa thăm

Dùng để kiểm tra và quan sát các chi tiết máy trong hộp giảm tốc và để đổ dầu bôi trơn vào hộp, cửa thăm đậy bằng nắp

Nắp quan sát tra bảng 18.5 trang 92 [2] ta được

(mm) Vít Số lương vít

Khi làm việc, nhiệt độ trong hộp tang lên Để giảm áp xuất và điều hòa không khí bên trong cà bên ngoài hộp, người ta dùng nút thông hơi Nút thông hời thường được lắp trên nắp cửa thăm hoặc ở vị trí cao nhất của nắp hộp

Các thông số trong bảng 18.6 trang 93 [2]

- Sau 1 thời gian làm việc, dầu trong hộp bị bẩn hoặc bị biến chất do đó cần phải thay dầu mới Để tháo dầu cũ người ta dùng lỗ tháo dầu ở đáy hộp giảm tốc Khi làm việc lỗ tháo dầu được bịt kín bằng nút tháo dầu

Các thông số tra bảng 18.7 trang 93 [2] chọn M20x2 ta được các thông số sau: d b m f L e q D S D0

Nắp ổ thường được chế tạo bằng gang xám GX15-32, có 2 loại nắp ổ: nắp ổ kín và nắp ổ thủng cho trục xuyên qua

Các kích thước tra trong bảng 18.2 trang 88 [2]

Trục D mm D2 mm D3 mm D4 mm h mm Z

D – Đường kính ngoài của ổ; D2 – Đường kính đường tâm qua các bulông ghép nắp ổ; D3 – Đường kính ngoài của nắp; h – chiều dày nắp

Vòng phớt dùng trên các nắp thủng có trục xuyên qua kết cấu và kích thước Tra bảng 15.17 trang 50 [2]

Sử dụng vòng chắn dầu quay cùng trục để ngăn dầu bôi trơn hoặc các tạp chất xâm nhập vào ổ

Bước nhảy giữa 2 đỉnh từ 2-3mm tạo góc 60 độ

Số khe hở tối thiểu 3 khe

Dùng để kiểm tra dầu trong hộp giảm tốc.Vị trí lắp đặt nghiêng so với mặt bên, kích thước theo tiêu chuẩn

8 Bôi trơn hộp giảm tốc

- Lượng dầu bôi trơn là: (0,4 ÷ 0,8 P = 0,4 ÷ 0,8) 8,26 = (3,304 ÷ 6,608 lít) ( ) Dầu bôi trơn hộp giảm tốc:

- Ta có: δ = 600 (MPa) v = 0,5 ÷ 1 m/s; ( ) Độ nhớt của dầu ở 50°C (100°)C là : ( ( ) )

- Trong đó: từ số chỉ độ nhớt Centistoc, mẫu chỉ độ nhớt Engle Trong ngoặc chỉ độ nhớt trương ứng ở 100°C

Tra bảng 18-13 trang 101 [2] ta được:

Tên gọi Độ nhớt Khối lượng riêng 𝐠/𝐜𝐦 𝟑 ở 𝟐𝟎°𝐂

Dùng mỡ để bôi trơn ổ lăn

10 Bảng dung sai lắp ghép

10.1 Dung sai và lắp ghép bánh răng

- Chọn kiểu lắp trung gian H7/k6 tra bảng trang 34 và 61 [4]

Mối lắp Sai lệch giới hạn trên (μm) Sai lệch giới hạn dưới (μm)

10.2 Dung sai và lắp ghép ổ lăn

- Lắp vòng trong lên trục theo hệ thống lỗ, lắp vòng ngoài vào vỏ hộp theo hệ thống trục

- Để các vòng ổ không trơn trượt trên bề mặt trục và trên bề mặt lỗ hộp nên ta chọn kiểu lắp trung gian Chính vì vậy khi lắp ổ lăn vòng ngoài vào vỏ hộp ta chọn mối ghép k6, tra bảng trang 34 và 61 [4]

Mối lắp Sai lệch giới hạn trên (μm) Sai lệch giới hạn dưới (μm) es ei

10.3 Dung sai lắp ghép nắp hộp

Mối lắp Sai lệch giới hạn trên (mm) Sai lệch giới hạn dưới (mm) es ei

10.4 Dung sai lắp ghép then và các chi tiết khác

Kích thước tiết diện then Sai lệch giới hạn trên (mm) Sai lệch giới hạn dưới

Sai lệch giới hạn trên (mm) Sai lệch giới hạn dưới (mm)

Sai lệch giới hạn trên (μm) Sai lệch giới hạn dưới (μm)

Dung sai lắp ghép bạc lót tại nắp chắn dầu hở:

Mối lắp Sai lệch giới hạn trên (μm) Sai lệch giới hạn dưới (μm) Mối lắp Sai lệch giới hạn trên (μm)

[1] Trịnh Chất; Lê Văn Uyển, “Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí Tập 1.”

[2] Trịnh Chất; Lê Văn Uyển, “Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí Tập 2.”

[3] Nguyễn Hữu Lộc, “Cơ sở thiết kế máy-Nguyễn Hữu Lộc.”

[4] Ninh Đức Tốn, “Sổ Tay Dung Sai Lắp Ghép.” 2005.

TÍNH TOÁN, CHỌN Ổ LĂN, VÕ HỘP, BÔI TRƠN VÀ CÁC CHI TIẾT TIÊU CHUẨN KHÁC