đồ án môn học thiết kế hệ dẫn động băng tả

Môn học này không những giúp cho sinh viên có một cáinhìn cụ thể hơn thực tế đối với các kiến thức đã được học, mà nó còn làcơ sở rất quan trọng của các môn chuyên ngành sẽ được học sau

CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

Chọn động cơ điện

1.1 Xác định công suất yêu cầu trên trục động cơ điện.

+ P : Công suất yêu cầu trên trục động cơ điện.yc

+ P : Công suất trên trục bộ phận máy công tác.lv

+ ŋ : Hiệu suất chung của toan hệ thống.C

+ V: Vận tốc di chuyển băng tải (m/s).

1.2 Tính công suất trên trục máy công tác.

1.3 Xác định hiệu suất chung của toan hệ thống. ŋC = ŋ ŋ ŋ ŋol ol k đ ŋbr

+ ŋ : Hiệu suất của 1 cặp ổ lăn.ol

+ ŋ : Hiệu suất của khớp nối.k

+ ŋđ: Hiệu suất của bộ truyền đai.

+ ŋ : Hiệu suất của bánh răng.br ŋC = ŋ ŋ ŋ ŋ ŋol ol k đ br

1.4 Xác định công suất yêu cầu trên trục động cơ.

Pyc = Plv ŋc = 4,16 0.894 =4,65 (kW) 1.5 Xác định tốc độ quay đồng bộ của động cơ điện. nsb= nlv.usb

+ n : tốc độ quay sơ bộ mà động cơ cần có.sb

+ n : tốc độ quay của trục máy công tác.lv

+usb: tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống.

1.6 Xác định tốc độ quay của trục bộ phận công tác. nlv = v 60.1000 π.D

+D: đường kính tang nlv = v 60.1000 π.D = 1,33.60 1000 π 190 3,69 (v/ph) 1.7 Xác định bộ tỉ số truyền hệ thống. usb= usb(đ) usb(br).

- Trong đó: usb(đ): Tỉ số truyền của bộ truyền đai() usb(br): Tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng() usb= usb(đ) usb(br) =3.4 1.8 Xác định tốc độ quay sơ bộ của động cơ cần nsb = lv sb n u =133,69 12 1604 =

Phân phối tỉ số truyền

Uc: Tỉ số truyền chung của hệ thống

Ubr: Tỉ số truyền chung của bánh răng

Uđ: Tỉ số truyền chung của

Xác định thông số đầu vào thiết kế

-Tỉ số truyền từ trục động cơ sang Trục I: udc->I=uđ=3

-Tỉ số truyền từ Trục I sang Trục II của hộp giảm tốc: uI->II=ubr=3,6

- Tỉ số truyền từ Trục II (trục ra của HGT) sang trục bộ phận công tác (trục của bộ phận làm việc): uII->lv=u =1k

3.2 Tính tốc độ quay trên các trục

- Tốc độ quay trên trục động cơ : nđc45(vg/ph)

- Tốc độ quay trên trục I : n = I n đc uđ= 1445 3 H1,67(vg/ph)

- Tốc độ quay của trục II : n =II n I u br

- Tốc độ quay thực trên trục công tác : n =lv,t n II u k

1 3,8(vg/ph) 3.3 Tính công suất trên các trục

- Công suất trên trục mấy công tác: Plv=4,16(kW)

- Công suất trên trục II là : P =II

- Công suất thực của động cơ: P =đc,t

= P I ηđ ηol= 0,95.0,99 4,37 =4,65 ( kW) 3.4 Tính momen trên các trục

- Mômen xoắn trên trục I : TI=9,55.10 6 P I η I

- Mômen xoắn trên trục II: TII=9,55.10 6 P η II

- Mômen xoắn trên trục công tác :

- Mômen xoắn thực trên động cơ :

133,14450732(N.mm) Chú ý: Số lượng hiệu suất trong các tính toán phải khớp nhau

Bảng 2 Tổng hợp thông số của các bộ truyền

Thông số Động cơ I II Công tác

THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN

Chọn loại đai và tiết diện đai

- Với công suất trục dẫn P1= 4,65 (kW) và số vòng quay trục dẫn n = 14451

(v/ph), chọn theo bảng 4.13 ta được:

Kích thước tiết diện (mm)

Kích thước tiết diện A Đường kính d1

(mm 2 ) (mm) (mm) bt b h y0 Đai thang thường

- Tra đồ thị 4.1 trang 59 và các thông số : { n45 (vg/ ph) P=4,65 ( kW )

- Chọn đai thường tiết diện : A

Đường kính bánh đai

- Tra bảng 4.13 trang 59 được giới hạn đường kính bánh đai nhỏ là : d =1

- Kiểm tra vận tốc đai v = 1 π d 1 n

- Với ε=0,02 Đường kính bánh đai lớn : d = u d (1- ε) = 3 140 (1- 0,02)2 1

- Theo dãy tiêu chuẩn về đường kính bánh đai chọn d = 400 mm thỏa mãn2 được các yêu cầu.

- Trong đó : { u :Tỉ số truyềncủabộtruyềnđai ε :hệsố trư ợt

- Như vậy, tỉ số truyền thực tế là : utt= d 2 d 1 (1−ε) =

- Sai lệch tỉ số truyền :

Khoảng cách trục và chiều dài đai

- Dựa vào u = 3, tra bảng 4.14 chọn : t a d 2

- Chọn L theo tiêu chuẩn, L= 1600 (mm).

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

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

Góc ôm

- Góc ôm trên bánh đai nhỏ α 1 0 0 − 57 0 ( d 2 −d 1) a 0 0 − 57 0 (400 140 − )

Xác định số đai

P1 = 4.65(kW) - công suất trên trục bánh chủ động

[Po] : công suất cho phép , Tra bảng 4.19[1] hoặc 4.20 theo tiết diện đai

A, d1 = 140 (mm) và v = 10.59(m/s), được : { [ l P 0 00 mm 0 ] =2 2kW

K đ : hệ số tải trọng động, Tra bảng 4.7, được Kd = 1,25

Cα : hệ số ảnh hưởng của góc ôm với α = 137.88 tra bảng 4.15 được C =0.89 0 α

CL : hệ số ảnh hưởng của chiều dài đai , Tra bảng 4.16 với L

Cu : hệ số ảnh hưởng của tỷ số truyền.

Cz ; hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng giữa các dây đai. Tra bảng 4,18 theo Z = ’ [ Po] P = 4 65 2 2 =2 11 , được C = 0.95z

Các thông số cơ bản của bánh đai

63 [1] ta được { H , 5 mm h e mm 0 t mm =3 ,3 mm φ6 ° Chiều rộng bánh đai:

Góc chêm mỗi rãnh đai: φ6 °

- Chế độ nhiệt luyện : Tôi cải thiện

- Độ rắn HB = 230 ÷260 chọn HB2 = 250

- Chế độ nhiệt luyện : Tôi cải thiện

- Độ rắn HB = 260÷ 280 chọn HB1 = 265

2 Xác định ứng suất 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 6.2 trang 94 ta được: { S S H 1 H 2 =1,1 ;S =1,1 ;S F 1 F 2 =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 H lim 1 0 =2 HB 1 +70 2.265 70 = + `0 MPa σ 0 F lim 1 =1,8 HB 1 =1,8.265G7 MPa

{ σ 0 H lim 2 =2 HB 2 +70 2.250 70 = + W0 MPa σ 0 F lim 2 =1,8 HB 2 =1,8.250E0 MPa

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

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

N H 0,N F 0: 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

Vì là bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

2 S1,83 MPa Ứng suất cho phép khi quá tải :

{ [ σ H ] max =2,8.max ❑ (σ ch1 ,σ ch2 )=2,8.70060 MPa

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

Ka: hệ số phụ thuộc vật liệu làm bánh răng, K = 43 (MPa)a

T1: momen xoắn trên trục chủ động, T = 86643 (Nmm)1

[σ ]H sb : ứng suất tiếp xúc cho phép, [σH sb] = 531,83 (MPa) u : tỷ số truyền, u = 3,6 ψba, ψ : hệ số chiều rộng vành răng, chọn ψ = 0,35 bd ba ψbd = 0,53 ψ (u+1) = 0,53.0,35.(3,6+1) = 0,85ba

- KHβ : hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng, tra bảng 6.7 (trang 98) với ψ = 0,85, sơ đồ bố trí là sơbd đồ và HB KFα =1,37.

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

- Tra phụ lục 2,3 (trang 250) với CCX = 9 ; HB < 350 ;

- Thay số được : K = KF FαK KFβ Fv = 1,52

Y ε : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng : Y ε = ε 1 α

Yβ : hệ số kể đến độ nghiêng của răng : Y = 1 - β β

YF1 và Y : hệ số dạng răng Phụ thuộc số răng tương đương Z và Z F2 v1 v2

Z v 2 = z 2 c o s 3 β = 93 c os 17,8 3 0 = 107,74 Tra bảng 6.18 (trang 109) với : Z = 30,12 ; Z = 107,74 ; x = 0 ; x = 0.v1 v2 1 2 được { ¿ ¿ Y Y F 1 F 2 =3,9 =3,6

7 Một số thông số khác của cặp bánh răng.

- Đường kính vòng chia: { d d 2 1 = = cos β mz cos β mz 2 1 = = cos 17,8 cos17,8 2.93 2.26 5,4 mm T,6 mm

- Đường kính đỉnh răng : { d a 1 =d 1 +2 mT,6+2.2X,6 mm d a 2 =d 2 +2 m5,4+2.29,4 mm

- Đường kính đáy răng : { d f 1 =d 1 −2,5 m= 54,6 2,5.2I,6 mm − d f 2 =d 2 −2,5 m5,4−2,5 20 , 4 mm

- Khoảng cách trục chia: a=0,5( d 1 +d 2) =0,5 ( 54,6 195,4 + ) 5 mm

Fr1 = F = Fr2 t1 tan tw cos β=3181 tan20,9 cos 17,8 ¿1322(N )

8 Tổng kết các thông số của bộ truyền bánh răng

Thông số Ký hiệu Giá trị Đơn vị

Khoảng cách trục chia a 125 mm

Khoảng cách trục aw 125 mm

Góc nghiêng của răng β 17,8 độ

Chiều rộng vành răng bw 43 Đường kính vòng lăn dw1 dw2

54,6 195,4 mm mm Đường kính đỉnh răng da1 da2

58,6 199,4 mm mm Đường kính đáy răng df1 df2

49,6 190,4 mm mm Lực ăn khớp

CHƯƠNG 4 : TÍNH TRỤC, CHỌN Ổ LĂN ĐỐI VỚI TRỤC

1 Khớp nối a) Chọn khớp nối

- Mô men cần truyền : T = T2 = 299776 Nmm

- Đường kính trục động cơ : d = 32 mm dc

- Ta sử dụng khớp nối vòng đàn hồi để nối trục

- Ta chọn khớp theo điều kiện: { T d t t ≤T ≤d kn kn cf cf

- Trong đó : dt - Đường kính trục cần nối

Tt - Mô men xoắn tính toán k – hệ số làm việc, phụ thuộc vào loại máy bảng 16.1[2] (trang 58) ta lấy k = 1.4

T – mô men xoắn danh nghĩa trên trục : T = 299776 Nmm

Dựa vào trị số của Tt và đường kính của trục chỗ có nối trục có thể tra kích thước cơ bản của nối trục vòng đàn hồi theo bảng 16-10a[2](trang 68) được kích thước cơ bản của nối trục đàn hồi, (mm):

Dựa vào trị số của Tt và đường kính của trục chỗ có nối trục có thể tra kích thước cơ bản của vòng đàn hồi theo bảng 16-10b[2](trang 69) được kích thước cơ bản của vòng đàn hồi:

Ta kiểm nghiệm theo 2 điều kiện: Điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi σ d = 2 K T

Z D 0 d c l 3 ≤[σ ¿¿ d]¿ σd -Ứng suất dập cho phép của vòng cao su [σd] = 2 ÷ 4 Mpa

Do vậy ứng suất dập sinh ra trên vòng đàn hồi: σ d = 2 K T

8.130 14 28 =2,06 MPa (thỏa mãn) Điều kiện bền của chốt: σ u = K Tl 0 0,1.d c

2 A,5 mm [σu]- Ứng suất uốn cho phép của chốt.Ta lấy [σ ] = (60÷ 80) MPa;u

Do vậy, ứng suất sinh ra trên chốt: σ u = K Tl 0

0,1 14 3 130.8 a,03 chọn ổ lăn có: { C Kíhiệu7507 CP,2 kN r d5 mm Dr mm b# mm r=2,5 mm T $,25 d 1 0 @,3 kN D α° =0,8 mm 1 R.5 1 X

Chọn cấp chính xác cho ổ là cấp 0

Tra bảng 11.4[1] ta được e= 1,5tgα=0,35 a Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ lăn

Khả năng tải động C được tính theo công thức 11.1[1]d

+ m - bậc của đương cong mỏi : m =3 ( ổ bi)

+ L - tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay

+ Q – tải trọng động quy ước (kN) được xác định theo công thức 11.3[1]

F r, F a là tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục, kN

V – hệ số kể đến vòng nào quay, ở đây vòng trong quay: V = 1 kt − Hệ số ảnh hưởng của nhiệt độ kt = 1 kd – Hệ số kể đến đặc tính tải trọng

Theo bảng B 11.3[1] ,ta chọn kd = 1.3 (va đập vừa)

X hệ số tải trọng hướng tâm

Y hệ số tải trọng dọc trục

Lực dọc trục do lực hướng tâm sinh ra trên ổ lăn là:

- Tổng lực dọc trục tác dụng lên ổ lăn 0 là :

- Tổng lực dọc trục tác dụng lên ổ lăn 1 là:

- Lực dọc trục tác dụng lên ổ lăn 1 là :

Tải trọng quy ước tác dụng vào ổ:

- Tiến hành kiểm nghiệm với giá tị Q lớn hơn

- Khả năng tải động của ổ lăn

=> 2 ổ lăn thỏa mãn khả năng tải động b Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ lăn

- Tra bảng B11.6[1] cho ổ 1 dãy ta được:

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

- Kiểm khả năng tải tĩnh của ổ

2 ổ lăn thỏa mãn khả năng tải tĩnh

4 Tính toán thiết kế cụm trục II:

- Chọn vật liệu chế tạo trục :

- Thông số vật liệu chế tạo trục :

Giới hạn chảy cho phép = 550 MPa

- Lực tác dụng lên trục từ khớp nối :

- Lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng : ( bánh răng nghiêng )

- Khoảng cách đặt lực : l21= 109 mm l22= 54,5 mm l2c= 81,5 mm

4.1 Tính phản lực tại các gối đỡ cho trục II a) Trường hợp 1: Fkn ngược chiều Ft2

Xác định phản lực trên các gối đỡ

Ta có phương trình cân bằng lực:

F y 4 =−1732,83 N Vậy chiều của F x 4,F y 4 ngược lại với chiều giả sử ban đầu b) Trường hợp : F cùng chiều F 2 kn t2

Sơ đồ đặt lực trục 2

Vậy chiều của F x 3, F x 4, F y 4 ngược lại với chiều giả sử ban đầu

4.2 Vẽ biểu đồ momen a) Trường hợp 1 : Fkn ngược chiều Ft2 b) Trường hợp 2: F cùng chiều Fkn t2

4.3 Tính mô men 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.

4.4 Tính đường kính các đoạn trục Đường kính sơ bộ d 2 = 40 mm tra bảng 10.5: [σ] = 67 MPa⇒ d j = 3 √ 0,1 [σ ] M tdj d 6 =¿ 3 √ 0,1[σ ] M td6 = 3 √ 310628,43 0,1 67 ¿35,92 mm d 7 =¿ 3 √ 0,1[σ ] M td7 = 3 √ 270278,53 0,1 67 ¿ 34,3 mm d 8 =¿ 3 √ 0,1[σ ] M td8 = 3 √ 259613,63 0,1 67 ¿ 33,84 mm

Xuất phát từ độ bền, công nghệ,lắp ráp, ta chọn:

{ tạivị trí lắp bánhrăng:d 6 @ mm tạivị trí ổ lăn:d 5 =d 7 5 mm tạivị trí lắp khớp nối:d 8 4 mm đườngkínhvaitrục d v B mm

4.5 Chọn và kiểm nghiệm then a Chọn then

- Trên trục II then được lắp tại bánh răng và khớp nối

- Then lắp trên trục vị trí lắp bánh răng: d = 42 mm tra bảng B9.1aTr173[1] ta được: b = 12 mm, h =8 mm, t = 5 mm, t = 3,3 mm 1 2

Lấy chiều dài then: l = (0,8 ÷ 0,9)t ¿0 , 9 l m 2 =0,9 56P,4 mm

- Then lắp trên trục vị trí lắp khớp nối : d = 34 tra bảng B9.1aTr173[1] ta được: b = 10 mm, h =8 mm, t = 5.5 mm, t = 3,3 mm1 2

Lấy chiều dài then: l = (0,8 ÷ 0,9) lt mc ¿ 0,9 l mc2 =0,8.80d mm

Ta chọn l = 72 (mm) b Kiểm nghiệm then theo độ bền dập và độ bền cắt

Theo công thức 9.1 và 9.2 trang 173[1] ta có:

Với bảng b9.5 trang 178[1] ta có : dạng lắp cố định, vật liệu may-ơ bằng thép và chế độ tải trọng

{ [ σ [ τ d c ] 0 MPa ] P MPa Kiểm tra độ bền then tại vị trí lắp bánh răng

Kiểm tra độ then tại vị trí lắp khớp nối

34 64 10 $,5 ≤[ τ c] P MPa Then tại vị trí này thỏa mãn điều kiện dập và cắt

4.6 Kiểm nghiệm trục theo độ bền mỏi

- Độ bề của trục được đảm bảo nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện s j = s σj s τj

Trong đó: [s - hệ số an toàn cho phép s và s - hệ số an toàn chỉ xét đến riêng ứng suất pháp và hệ số an j j toàn chỉ xét đến ứng suất tiếp tại tiết diện j : s σj = σ −1

Trong đó : σ và τ - giới hạn mỏi uốn và xoắn với chu kỳ đối xứng Có thể lấy −1 −1 gần đúng

= 0,58𝜏−1 𝜎−1 = 0,58 370,6 = 214,95 MPa σaj, τ , σ , τ là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và aj mj mj ứng suất tiếp tại tiết diện j,do quay trục một chiều:

Với W , W là momen cản uốn và momen cản xoắn tại tiết diện j củaj 0j trục.

, là hệ số kể đến ảnh hưởng của các trị số ứng suất trung bình ѱσ ѱτ đến độ bền mỏi

Tra bảng b10.7[1] với = 850 MPa,ta có:𝜎𝑏 ѱ σ =0,1 ¿ ¿ ѱ τ =0,05

Kσdj, K - hệ số xác định theo công thức sau :τdj

K y Trong đó : K - hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, phụ thuộc vàox phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt cho trong bảng 10.8 [1], theo phương pháp nội suy ta lấy K = 1,11 (Tiện Ra 2,5 0,63)x

Ky - hệ số tăng bề mặt trục, cho trong bảng 10.9[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, do đó Ky = 1 εσ, ετ - hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi

Kσ,Kτ - hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn, trị số của chúng phụ thuộc vào các loại yếu tố gây tập trung ứng suất

- Kiểm nghiệm tại tiết diện lắp ổ lăn:

{ M T ol ol u174,79 )9776(Nmm) ( Nmm ) d ol 5(mm)

{ σ mj =0(vớitrụcquayứng suất thay đổi theochukỳ dối xứng) σ aj = M W j j = 75174,79 4209,42 ,86 τ aj =τ mj = T j

= 299776 2.2104,62 q,29 Xét đến ảnh hưởng của độ dôi, tra bảng 10.11/T198 [1], chọn kiểu lắp k6 với b

{ s τj = K s τdj σj = τ τ aj −1 K +ѱ σdj τ σ τ σ aj mj −1 +ѱ = 2,39 4,57+0,05 4,57 σ σ mj = 214,95 3,08 4,6 370,6 &,16 ,28 s j = s σj s τj

- Kiểm nghiệm tại tiết diện lắp bánh răng:

{ M T br br 0560,21 )9776(Nmm) ( Nmm ) d br @ (mm)

{ W W oj j = = πd πd 32 16 j j 3 3 = = π 40 π 40 32 16 3 3 b83,2 141.6 ¿ Ảnh hưởng của rãnh then:

{ s τj = K s τdj σj = τ τ aj −1 K +ѱ σdj τ σ τ σ aj mj −1 +ѱ = σ 2,58 4,57+0,05 4,57 σ mj = 214,95 2,98 4,6 370,6 ',04 ,88 s j = s σj s τj

4.7 Kiểm nghiệm trục theo độ bền tĩnh

Mmax và T – momen uốn lớn nhất và momen xoắn lớn nhất tại tiết diện max nguy hiểm lúc quá tải ch – giới hạn chảy của vật liệu trục

Xét tại tiết diện lắp ổ lăn 3:

Xét tại tiết diện lắp bánh răng:

Xét tại tiết diện lắp khớp nối:

4.8.1 Lực tác dụng lên ổ lăn

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

Ta có tải trọng hướng tâm tác dụng lên 2 ổ:

TH2 Fk ngược chiều Ft2 có:

Chọn TH2 để tính toán

Ta có lực dọc trục ngoài ( lực tác dụng lên bánh răng):

Chọn ổ bi đỡ - chặn, góc tiếp xúc α = 12 0

Chọn loại ổ lăn sơ bộ là ổ bi đỡ chặn cỡ trung hẹp tra bảng P2.12[1]

Với d= 35 mm => chọn ổ lăn có: { Kí hiệu:46307 d5 mm D mm b! mm r=2,5 mm r 1 =1,2 mm C3,4 kN

C 0 %,2 kNChọn cấp chính xác cho ổ là cấp 2

Tra bảng 11.4[1] ta được e= 0,3 b Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ lăn

V – hệ số kể đến vòng nào quay, ở đây vòng trong quay: V = 1 kt − Hệ số ảnh hưởng của nhiệt độ Kt = 1 kd – Hệ số kể đến đặc tính tải trọng

Theo bảng B 11.3[1] ,ta chọn kd = 1,3

=> 2 ổ lăn thỏa mãn khả năng tải động b kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ lăn

Tải trọng tĩnh tương đương tác dụng vào từng ổ:

Q t 4 =F r 4 53 N Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ:

Thấy Q = max(Qt t3,Qt4) = 2631,32 (N) < C = 44,8 (kN)0

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

CHƯƠNG 5: TÍNH THIẾT KẾ KẾT CẤU

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

-Vỏ hộp giảm tốc có nhiệm vụ bảo đảm vị trí t ơng đối giữa các chi tiết và các ƣ bộ phận máy, tiếp nhận tải trọng do các chi tiết lắp trên vỏ truyền đến, đựng dầu bôi trơn và bảo vệ các chi tiết tránh bụi.

-Vật liệu là gang xám GX 15-32.

-Bề mặt ghép của vỏ hộp đi qua đ ờng tâm trục để việc lắp ghép các chi tiết ƣ thuận tiện.

-Bề mặt lắp nắp và thân được cạo sạch hoặc mài, để lắp sít , khi lắp có một lớp sơn lỏng hoặc sơn đặc biệt. a) Chiều dày hộp

=> Chọn δ 1 =9 mm b) Gân tăng cứng:

- Độ dốc khoảng 2 o c) Đường kính:

- Bu lông ghép bích nắp và thân: d 3 =(0,8 ÷ 0,9)d 2=9,6 10,8 ÷

-Vít ghép nắp cửa thăm: d 5 =(0,5 ÷ 0,6)d 2=6÷ 7,2

=> Chọn d 5 =7 mm d) Mặt bích ghép nắp và thân:

- Chiều dày bích thân hộp: S 3 =(1,4 1,8 ÷ )d 3 ÷18

-Chiều dày bích nắp hộp: S 4 =(0,9÷ 1)S 3 ,5 15 ÷

- Bề rộng bích nắp và thân: K 3 ≈K 2 −(3÷ 5) => Chọn K 3 5 mm e) Kích thước gối trục:

- Đường kính ngoài và tâm lỗ vít: D3, D2

Bề rộng mặt ghép Bu lông cạnh ổ:

-Tâm lỗ Bu lông cạnh ổ: E 2 và C (k là khoảng cách từ tâm Bu lông đến mép lỗ)

- Chiều cao h= 45 mm f) Mặt đế hộp :

- Chiều dày: Khi không có phần lồi S1

- Bề rộng mặt đế hộp K1 và q:

K 1 ≈ 3 d 1 H q≥ K 1 +2 δh g) Khe hở giữa các chi tiết:

- Giữa bánh răng với thành trong hộp:∆≥(1 ÷ 1,2)δ

- Giữa đỉnh răng lớn với đáy hộp: ∆ t ≥(3 ÷5)δ=4 0 h) Bu lông nền Z:

Z=( L+B )/( 200 ÷ 300)=6 (L và B là chiều dài và chiều rộng của hộp)

1.2 Các chi tiết phụ khác: a) Vòng chắn dầu không cho dầu mỡ tiếp xúc b) Chốt định vị

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG

Xác định ứng suất cho phép