Đồ án thiết kế chi tiết máy,tính toán thiết kế hộp giảm tốc,hộp giảm tốc phân đôi ,chi tiết máy,thiết kế hệ thống truyền động cơ khí,đồ án môn học chi tiết máy,thiết kế hệ thống truyền động băng tải
ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
Chọn động cơ
Tải trong thay đổi: P td = P t =2,943 (kW) Hiệu suất của máy ɳ ɳ ch =ɳ OL 4 ɳ x ɳ br 2 ɳ kn =0,99 4 0,9 0,96 2 1 = 0,797
Chọn ɳ OL = 0,99 : một cặp ổ lăn Chọn ɳ x = 0,9 :bộ truyền xích Chọn ɳ br = 0,96 : bộ truyền bánh răng trục được che kín Chọn ɳ kn = 1 : khớp nối
1.1.2 Số vòng dây cần thiết của động cơ
-Tỉ số truyền u ( i ) ch = u x u hs u kn =(2-5)(8-40).1=(16-200)Tra bảng 2.4/ trang 21 [1] : u x =(2-5) truyền động xích u h s =(8-40) truyền động bánh răng trục - Hộp giảm tốc 2 cấp u kn =1 truyền động của khớp nối
V = 60.1000 π d n ¿>¿ n = v 60.1000 π d =0,9.60.1000 π.400 ¿>¿ n≈ 43 - Số vòng quay cần thiết u c h = n ct n lv ¿>n t = n lv u c h = 43(16-200) = (688-8600)
Chọn số vòng quay đồng bộ n đ b ≈ n ct u0
1.1.3 tra bảng phụ lục chọn động cơ
Tra bảng P.1.3/ trang 234 [1]: các thông số kỹ thuật của động cơ 4A132S8Y3
Phân phối tỉ số truyền
1.2.2 Tỉ số truyền của các bộ phận truyền có trong cơ cấu
- Chọn u hs =¿8 ( tỷ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng trục hai cấp- phân đôi) - Chọn u 1 ;u 2 ( tỷ số truyền cấp nhanh và cấp chậm trong hộp giảm tốc hai cấp )
Kiểu đông cơ Công suất Vận tốc quay (V/m) Cos φ ɳ％ T max
Tỉ số truyền của hộp số u hs
Chọn tỉ số truyền của xích u x =u ht u hs ,744
Các thông số kĩ thuật
1.3.1 Công suất trên các trụ
0,99.1=2,973(kW) -Công suất trục II
0,99.0,96=3,291(kW) -Công suất của động cơ
1.3.2 Số vòng quay trên các trục
-Số vòng quay trục I ɳ I =ɳ đc r0(v/ph)
-Số vòng quay trục II ɳ II =¿ɳ I u 1 = 3,08 720 #4 (v/ph) -Số vòng quay trục III ɳ III =ɳ II u 2 =283
-Moment xoắn trục động cơ
720 C651,458(N mm) -Moment xoắn trục II
THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI HỘP SỐ
Chọn loại xích
-Hệ thống quay một chiều, làm việc 2 ca ; tải va đập nhẹ (1 năm làm việc 300 ngày ; 1 ca làm việc 8 giờ)
-Chọn loại xích con lăn : 1 dãy
*Ưu điểm : Không có hiện tượng trượt, hiệu suất cao hơn, có thể làm việc khi có quá tải đột ngột
-Không đòi hỏi phải căng xích, lực tác dụng lên trục và ổ nhỏ hơn -Kích thước bộ truyền nhỏ hơn so bộ truyền đai dẫn nếu truyền cùng công suất và số vòng quay
*Nhược điểm: Do sự phân bố của các nhánh xích trên đĩa xích không theo đường tròn, mà theo hình đa giác, do đó khi vào khớp và ra khớp, các mắt xích xoay tương đối với nhau và bản lề xích bị mòn, gây nên tải trọng động phụ, ồn khi làm việc, có tỷ số truyền tức thời thay đổi, vận tốc tức thời của xích và bánh dẫn bị thay đổi, cần phải bôi trơn thường xuyên và có bộ phận điều chỉnh xích
Chọn số răng đĩa xích dẫn
Số răng đĩa xích dẫn z 2
-Kiểm tra lại tỉ số truyền xích: u ' x =z 1 z 2 S
25=2,12 -Sai số tỉ số truyền
Xác định các hệ số
Dựa vào công thức 5.22,24/trang 201 -202 [3]
Công suất tính toán Pt
Dựa vào công thức 5.25/trang 202 [3]
Với n o1 0(v/p h)c họ nb ộ truy ề n x í c h1d â y c ó b á n h xích
Kiểm tra điều kiện quay giới hạn
Số vòng quay giới hạn tương ứng bước xích 31,75mm là n th c0(v/ph) nên thỏa mãn điều kiện
Xác định vận tốc trung bình
Lực vòng có ích Ft
Tính toán kiểm nghiệm bước xích Pc
Dựa vào công thưc 5.26/trang 202 [3]
Do P c 1,75 nên điều kiện trên được thõa mãn
Các thông số hình học cơ bản của xích
-Khoảng cách trục a sơ bộ tính theo công thức 5.4/trang 192 [1] a= 40 P c @.31,7570 -Số mắt xích X tính theo công thức 5.8/trang 192 [3]:
-Chiều dài xích L dựa theo công thức 5.8/trang 192 [3]:
X= P L c => L= X P c = 120.31,75 = 3810 (mm) -Khoảng cách trục chính xác a tính theo công thức 5.9/trang 193 [3]: a = 0,25 P c [ X− z 1 + 2 z 2 + √ ( X − z 1 + 2 z 2 ) 2 −8 ( z 2 2 − π z 1 ) 2 ]
Kiểm tra số lần va đập trong 1 giây Do đó ta có khoảng cách trục xích là
a−∆ a = 1278,043-3,83474(mm) Theo công thức 5.27/trang 203 [3] i= z 1 n 1 15.X = 25 15 109 120 =1,514 ≤ [i] Theo bảng 5.6/trang 203 [3] với bước xích P c = 31,75mm ta chọn [i]
Q,5kN : tải trọng phá hủy
Lực tác dụng lên trục Fr
Đường kính đĩa xích
Theo công thức 5.1,2,3/trang 190-191[3] d 1 = P c sin( z π 1 )
31,75 sin(53 π )= 30689,685 (mm) -Đường kính vòng đỉnh của đĩa xích d a 1 =P c ( 0,5+cot z π 1 )= 31,75 (0,5+cot (25 π )= 267,202 (mm) d a 2 =P c ( 0,5+cot z π 2 )= 31,75 (0,5+cot(65 π )= 672,275 (mm)
Kiểm tra quá tải và độ bền của đĩa xích
Tra bảng 18.1 chọn vật thép ¿>¿E=2,1 [10 5 MPa ]
Bộ truyền bánh răng
Sơ đồ động và kí hiệu về các bánh răng
Chọn thép C45 , được tôi cải thiện theo bảng 6.1/trang 92 [1] :
Nhiệt luyện Kích thước s , mm không lớn hơn Độ rắn Giới hạn bền b , Mpa
Giới hạn chảy ch , Mpa
Chọn vật liệu
Chọn thép C45 , được tôi cải thiện theo bảng 6.1/trang 92 [1] :
Nhiệt luyện Kích thước s , mm không lớn hơn Độ rắn Giới hạn bền b , Mpa
Giới hạn chảy ch , Mpa
Nhiệt luyện Kích thước s , mm không lớn hơn Độ rắn Giới hạn bền b , Mpa
Giới hạn chảy ch , Mpa
Tính cho bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng (Z 2 – Z 3 cấp chậm)
3.3.1 Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép [ H ] và ứng suất uốn cho phép [ F ] Ứng suất tiếp súc cho phép [H]
Số chu kì làm việc cơ sở :
Số chu kì làm việc tương đương : H = 8 2 300 6 = 28800
2,6 = 1684800 ¿ N H 0 3¿>KHl 3 ❑ =1 Tra bảng 6.13/trang 249 [3] ta có:
SH =1 ,1 ; σH H lim¿ ¿= 2HB + 70 ; σH F lim¿ ¿= 1,8 HB ; S F =1,75 σH OH lim¿ 2
[ OH 3 ] = σH OH lim¿ 3 ¿ 0,9 σH OH lim¿ 3
* Ứng suát uốn cho phản ứng [ σH F ] [ σH F ] = σH F lim¿ ❑
Tải thay đổi theo bậc : N FE = 60 c ∑ ( T T max i ) 6 n i H
3.3.2 Chọn ứng suất tiếp xúc cho phép [ σH H ]
3.3.3 Chọn hệ số chiều rộng vành răng ⍦ ba theo tiêu chuẩn
Theo bảng 6.15/trang 260 [3] do bánh răng nằm đối xứng các ổ trục nên
⍦ ba = 0,30 ÷ 0,50 Chọn ⍦ ba = 0,5 theo tiêu chuẩn
Theo bảng 6.4/trang 237 [3] ta chọn
3.3.4 Tính khoảng cách trục a w a w 2 = 50 ¿) √ 3 ⍦ ba T II [ σH K H ] HB 2 u 2
= 152,582(mm) Theo tiêu chuẩn ta chọn a w 2 = 160 (mm) 3.3.5 Tính chiều rộng vành răng b 3 = ⍦ ba a w 2 = 0,5 160 = 80 mm b , 2 = b 3 + (4÷5) = 80 +5 (mm)
3.3.6 Tính mô đun m m = ( 0,01 ÷ 0,02) a w 2 = ( 0,01 ÷ 0,02) 160 = (1,6÷3,2) (mm) chọn m = 2
3.3.7 Tính tổng số răng z , 2+z 3 = z , 2 (1 + u 2) = 2 a w 2 m z , 2 (1 + u 2) = 2 a w 2 m ¿>z , 2 (1 + 2,6) = 2 160 2 ¿>z , 2 = 44,4 Chọn z , 2= 44 răng z 3 = z , 2 u 2
3.3.8 Xác định lại tỉ số truyền u , 2 = z 3 z , 2 = 114 44 = 2,591
3.3.9 Xác định các kích thước bộ truyền
Theo bảng 6.2 /trang 221 [3] ta có:
- Đường kính vòng chia d 2 =z , 2 m = 44 2 = 88 (mm) d 3 = z 3 m = 114 2 = 228 (mm) - Đường kính vòng lăn d w
, = d 2 = 88 (mm) d w 3 = d 3 = 228 (mm) - Đường kính vòng đỉnh : d , a 2 = d , 2 + 2m = 88 + 2 2= 92 (mm) d a 3 = d 3 + 2m = 228 + 2 2 = 232 (mm) (có dịch chỉnh) - Đường kính vòng chân răng d , f 2 = d , 2 - 2,5m = 88 - 2,5 4 = 82,69 (mm) d f 3 = d 3 - 2,5m = 228 - 2,5 4 = 214,25 (mm) -Đường kính vòng cơ sở a w = 20° d , b 2 = d , w 2 cos α w = 112 cos 20° = 105,25 (mm) d b 3 = d w 3 cos α w = 288 cos 20° = 270,63 (mm) Góc ăn khớp 20 ° ¿>¿ α t w °
3.3.10 Tính vận tốc và chọn cấp chính xác v , 2 = π d
60.1000 = π 60 88 1000 234 = 1,078 (m/s) Theo bảng 6.3/trang 230 [3] ta chọn cấp chính xác 9 với v ph = 3 (m/s)
3.3.11 Xác định giá trị lực tác dụng lên bộ truyền
3.3.12 Chọn hệ số tải trọng động
- Tra bảng 6.5,6/trang 239 [3] ¿>¿ K HV = 1,06 K FV = 1,11
- z M - hệ số xét đến cơ tách của vật liệu
Cặp vật liệu đều bằng thép ¿>¿ z M = 274 MPa 1 3 z H - là hệ số xét đều hình dạng của bề mặt tiếp xúc z H = √ sin 2 2 α w = √ sin (2.20) 2 = 1,764 ε 2 = [ 1,88−3,2 ( z 1 , 2 + z 1 3 ) ] cos β
Dựa vào công thức 6.39 /trang 252 [3]
2= 1 z R = 0,95 ( R a = 2,5 ÷1,25 )tra bảng khả năng công nghệ của các phương pháp gia công z V = 0,85 v 0,1 = 0,85 1,078 0,1 = 0,857
K xH 3 =√ 1,05− 10 d 3 4 = √ 1,05− 228 10 4 =1,014 σH OH lim¿ 2 , ¿ = 530 (MPa) σH OH lim¿
[ σH , H 2 ] >¿ [ σH H 3 ] = ¿ bánh răng z , 2 có độ bền kém hơn
3.3.15 Tính ứng suất uốn tại đáy răng.
88.50.2 = 31,914 tra bảng 6.15/trang 260 [3] ta có ⍦ bm = (30 ÷ 20 ) ¿>⍦ bm = 25 b w = ⍦ bm m = 25.2 = 50 (mm) σH , F 2 = 31,914 (MPa) ≤ [ σH , F 2 ] = 236,571 (MPa) ¿>¿ thỏa mãn điều kiện
Bộ truyền bánh răng tra ghiền
Bánh bị dẫn Nhãn hiệu thép
Nhiệt luyện Kích thước s , mm không lớn hơn Độ rắn Giới hạn bền b , Mpa
Giới hạn chảy ch , Mpa
Bánh dẫn Nhãn hiệu thép
Nhiệt luyện Kích thước s , mm không lớn Độ rắn Giới hạn bền b , Mpa
Giới hạn chảy ch ,Mpa hơn
3.4.1 Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép [ σH H ] và ứng suất uốn cho phép [ σH F ]
*) Ứng suất tiếp xúc cho phép [ σH H ]
= 30 225 2,4 = 13254376,36 ( chu kì) +) Tải thay đổi theo bậc : N HE = 60 c ∑ ( T T max i ) 3 n i t i
S H = 1,1 ; σH H lim¿ ¿ = 2HB + 70 ; σH F lim¿ ¿ = 1,8 HB ; S F = 1,75 σH OH lim¿
S H ¿ = 520 0,9 1,1 1 = 425,455 (MPa) Ứng suất uốn cho phép[ σH F ]
N Fo 2 = 1,75 HB2 = 1,75 225 = 393,75 (chu kì ) Tải thay đổi theo bậc
3.4.2 Chọn ứng suất tiếp xúc [ σH H ] [ σH H ] = √ 0,5 [ σH H 1 ] 2 + [ σH H 2 ] 2 = √ 0,5 ¿¿
3.4.3 Chọn hệ số chiều rộng vành răng ⍦ ba theo tiêu chuẩn
Chọn ⍦ ba = 0,315 theo tiêu chuẩn
⍦ bd = ⍦ ba (u 2 2 +1) = 0,315 (2,6+ 2 1) =0,567 Theo bảng 6.4 trang237 [3] ta chọn
Dựa vào công thứ 6.90 /trang 276 [3] a w 2 = 43 ¿) 3
= 86,123 (mm) Theo tiêu chuẩn ta chọn a w 1 = 100 (mm)
3.4.5 Tính chiều rộng vành răng b 2 = ⍦ ba a w 1 = 0,315 100 1,5 (mm) chọn b 2= 32 (mm) b 1 = b 2 + (4 ÷ 5) = 31,5 +(4 ÷ 5) 5,5 (mm) chọn b 1 = 36 (mm)
3.4.6 Tính mô đun m m = ( 0,01 ÷ 0,02) a w 1 = ( 0,01 ÷ 0,02) 100 = (1 ÷ 2) (mm) chọn m = 2
Góc nghiêng của răng thỏa 30 °≤ β ≤ 40 ° cos(30 ° ) ≥ m z 2 a 1 (u 1 +1 ) w 1
Ta chọn z 1= 20 răng z 2 = z 1 u 1 = 20 3,08 = 61,6 Chọn z 2= 61 răng
3.4.8 Xác định lại tỉ số truyền u , = z z 2
3.4.9 Xác định các kích thước bộ truyền
- Đường kính vòng chia và vòng lăn d 1 = d w 1 = cosβ m z 1= 0,81 2 20 = 49,38 (mm) d 2 = d w 2 = cosβ m z 2 = 0,81 2 61 = 150,62 (mm)
- Đường kính vòng đỉnh : d a 1 = d 1 + 2m = 49,383 + 2 2= 53,38 (mm) d a 2 = d 2 + 2m = 150,617 + 2 2 = 154,62 (mm)
- Đường kính vòng chân răng d f 1 = d 1 - 2,5m = 49,383 - 2,5 2 = 44,38 (mm) d f 2 = d 2 - 2,5m = 150,617 - 2,5 2 = 145,62 (mm)
-Đường kính vòng cơ sở a w = 20 ° d b 1 = d w 1 cos α w = 49,383 cos 20 ° = 46,41(mm) d b 2 = d w 2 cos α w = 150,617 cos 20° = 141,53 (mm)
Góc ăn khớp tan α t w =¿ tanα cosβ = tan 20 0,81 = 0,45 ¿>¿α t w $,2°
3.4.10 Tính vận tốc và chọn cấp chính xác v 1 = 60 π d 1000 1 n 1 = π 49,383 60 1000 720 = 1,862 (m/s) Theo bảng 6.3/trang 230 [3] ta chọn cấp chính xác 9 với v ph = 6 (m/s )
3.4.11 Xác định giá trị lực tác dụng lên bộ truyền
F r 1 = F t 1 tagα cosβ = 883,937 tan 20 0,81 = 397,194 (N) Lực trục dọc
3.4.12 Chọn hệ số tải trọng động
- Tra bảng 6.6/trang 239 [3] ¿>¿ K HV = 1,02 ; K FV = 1,04
- z M - hệ số xét đến cơ tính của vật liệu z M = 274 MPa 1 3 z H - là hệ số xét đều hình dạng của bề mặt tiếp xúc z H = √ sin 2α 2 cosβ t w = √ sin (2 2 0,81 24,197) = 1,465 d w 1 @ (mm) ; K H =1,0143 ε β = b w π m sinβ = 36 sin 35,904 π 2 = 3,36 ε α = [ 1,88−3,2 ( z 1 1 + z 1 3 ) ] cosβ
3.4.14 Tính chính xác [ σH H ] [ σH H ]= σH OH lim¿ ¿
K Hl 2 = 1 z R = 0,95 ( R a = 2,5 ÷ 1,25 )tra bảng khả năng công nghệ của các phương pháp gia công z V = 0,85 v 0,1 = 0,85 1862 0,1 = 0,905
K xH 1 = √ 1,05− 10 d 1 4 = √ 1,05− 49,383 10 4 =1,022 σH OH lim¿ 1 ❑ ¿ = 550 (MPa) σH OH lim¿
3.4.15 Tính ứng suất uốn tại đáy răng σH F = F t Y b F K F w m = 2T 10
Tính toán thiết kế trục và then
Chọn vật liệu làm trục
Dựa theo bảng 10.5 /trang 195 [1] ta có:
Trục I -Chọn vật liệu thép 35 - σH b 1≥ 500 (MPa) Giả định d1 < 30mm
Trục II-Chọn vật liệu thép 45- σH b 2≥ 600 (MPa)
Trục III -Chọn vật liệu thép 45 tải - σH b 3≥ 850 (MPa)
Xác định chiều dài trục
4.2.1 Tính giá trị đường kính đầu ngõng trụ Theo công thức 10.9 /trang 188 [1] và bảng 10.2 /trang 189 : d ≥ √ 3 ( 0,2 T [ τ ] ) Đường kính sơ bộ của trục I là [ τ 1 ] = 23.2 (MPa) d 1 ≥ √ 3 0,2 T 1 [ τ 1 ] = √ 3 43651,458 0,2 23,2 = 21,11 (mm) d 1 = 25mm chọn b o 1 = 17 Đường kính sơ bộ của trục II là [ τ 2 ] = 20 (MPa) d 2 ≥ √ 3 0,2 T 2 [ τ 2 ] = √ 3 127659,829 0,2 20 = 31,72 (mm) d 2 = 35mm chọn b o 2 = 21 Đường kính sơ bộ của trục III là[ τ 3 ] = 22 (MPa) d 3 ≥ √ 3 0,2 T 3 [ τ 3 ] = √ 3 260478,44 0,2 22 = 38,974 (mm) d 3 = 40mm chọn b o 3 = 23
4.2.2 Hộp số phân đôi hai cấp
Các kích thước chiều dài -Trục II : b o 2 = 21 ; k 1 = 10 ; k 2 = 15 l m 22 = (1,2÷1,5) d 2 =(1,2÷1,5) 35 = =(42÷52,5) (mm) b 2 = 32 l m 22=¿ l m 24 = (42÷52,5) (mm) Chọn l m 22=¿l m 24 = 45 mm b 2 , =¿85 >(42÷52,5) => l m23 = 85 (mm) l 22 = 0,5 ( l m 22 + b o 2 ) + k 1 + k 2
= 58 + 0,5 ( 45 + 85) +10 = 133 (mm) l 24 = 2 l 23 - l m 22 = 2 133- 58 = 208(mm) l 21 = 2 l 23 = 2 133= 266(mm) Trục III : k 3=¿ 20 ; h n = 20; b o 3 = 23 l 32 = l 23 = 133(mm) l 31 = l 21 = 266(mm) l mm 33 =(1,2÷1,5) d o 3 =(1,2÷1,5) 40 =(48÷60) (mm) Chọn l m 23=¿ 50 (mm) l c 33 = 0,5 ( l mm 33 + b o 3 ) + k 3 + h n
Trục I : b o 1 = 17 l 11 = l 21 = 266 (mm) l 13 = l 22 X (mm) l 14 = l 24 = 208(mm) l mm 12 = (1,4÷2,5) d 1 = (1,4÷2,5) 25 =(35÷62,5) (mm) Tra bảng 16.10
Tính phản lực tại các gối đỡ
Vẽ biểu đồ lực moment
Xác định đường kính trục tại các tiết diện nguy hiểm
Dựa vào công thức 10.15,16,17 /trang 194 ta có : Trục I:
Mtd12=√ M 12 2 +0, 75 T 12 2 = √0+0, 75 43651,458 2 = 37803,272 Nmm M13=√ M Y 2 13 + M Z13 2 = √ 69683, 418 2 +38722,775 2 = 79719,709 Nmm Mtd13=√ M 13 2 +0, 75 T 13 2 = √ 79719,709 2 +0,75 43651,458 2 = 88228,79 Nmm M14=√ M Y 2 14 + M Z14 2 = √ 56403,318 2 + 38722, 775 2 = 68416,282 Nmm Mtd14=√ M 14
2 +0,75.T 14 2 =√ 68416,282 2 +0,75.21820,729 2 = 70978,136 Nmm d 10 =√ 3 0,1 M td [ σH 11 ] = √ 3 44538,633 0,1.58 , 729 mm chọn d 10 % mm (ổ lăn) d 11 =√ 3 0,1 M td [ σH 11 ] =0 chọn d 11 % mm (ổ lăn) d 12 =√ 3 0,1 M td12 [ σH ] = √ 3 37803,272 0,1.58 , 68 mm d 12 tăng (5%-10%) = (19,614%-20,548%) chọn d 12 mm (Khớp nối) d 13 =√ 3 0,1 M td [ σH 13 ] = √ 3 88228,79 0,1.58 $, 778 mm d 13 tăng (5%-10%) = (26,017%-27,255%) chọn d 13( mm (bánh răng) d 14 =√ 3 0,1 M td [ σH 14 ] = √ 3 70978,136 0,1.58 #, 044 mm d 14 tăng (5%-10%) = (24,197%-25,349%) chọn d 14( mm (bánh răng)
2 +0,75.T 24 2 =√ 146447,33 2 +0,75.63829,9145 2 = 156532,787 Nmm d 20 =√ 3 0,1 M td [ σH 20 ] = 0 chọn d 20 0 mm (ổ lăn) d 21 =√ 3 0,1 M td [ σH 21 ] = 0 chọn d 21 0 mm (ổ lăn) d 22 =√ 3 0,1 M td [ σH 22 ] = √ 3 156532,7885
0,1.50 1,517mm d 22 tăng (5%-10%) = (33,093%-34,669%) chọn d 224 mm (bánh răng) d 23 =√ 3 0,1 M td [ σH 23 ] = √ 3 284531,825 0,1.50 8, 464 mm d 23 tăng (5%-10%) = (40,387%-42,31%) chọn d 23B mm (bánh răng) d 24 =√ 3 0,1 M td [ σH 24 ] = √ 3 156532,787 0,1.50 1, 517 mm d 24 tăng (5%-10%) = (33,093%-34,669%) chọn d 244 mm (bánh răng) Trục III:
Mtd33=√ M 33 2 +0,75 T 33 2 = √ 0+0,75 260478,44 2 "5580,9462 Nmm d 30 =√ 3 0,1 M td [ σH 30 ] = 0 chọn d 30 @ mm (ổ lăn) d 31 =√ 3 0,1 M td31 [ σH ] = √ 3 289457,08 0,1.55 7, 475 mm chọn d 31 @ (ổ lăn) d 32 =√ 3 0,1 M td32 [ σH ] = √ 3 337648,1235
0,1.55 9, 449mm d 32 tăng (5%-10%) = (41,421%-43,394%) chọn d 32B mm (bánh răng) d 33 =√ 3 0,1 M td [ σH 33 ] = √ 3 225580,9462
0,1.55 4,486mm chọn d 336 mm (đĩa xích)
Kiểm nghiệm trục
Theo kết cấu biểu đồ momen ta thấy các tiết diện nguy hiểm cần được kiểm tra bền mỏi của trục I: Tiết diện lắp khớp nối 12, tiết diện lắp ổ lăn 10 và tiết diện lắp bánh răng 13, 14. Điều kiện kiểm tra trục vừa thiết kế về độ bền mỏi
Theo công thức 10.19, trang 195, [1] ta có:
Trong đó: Hệ số an toàn cho phép: [s]=1,5÷2,5
S σHj và S τj là hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng xuất tiếp tại tiết diện j (Công thức 10.20 và 10.21, trang 195, [1])
Trong đó, σ -1 ; τ -1 là giới hạn mỏi uốn và xoắn cứng với chu kì đối xứng, vật liệu thép 35 có σb = 500 Mpa σ – 1 = 0,436 x σb = 0,436 x 500 = 218 MPa τ -1 = 0,58 x σ – 1 = 0,58 x 218 = 126,44 MPa Tra bảng 10.7, trang 197, [1], với σH b P0MPa, ta có ψ σH =0,05ψ τ =0
Các trục của hộp giảm tốc đều quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng, do đó theo công thức 10.22, trang 196, [1]: σH mj =0 σH aj =σH max j =M j
Vì trục quay một chiều, ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động nên theo công thức 10.23, trang 196, [1] τ mj =τ aj =τ max j
Momen cản uốn và momen cản xoắn tra bảng 10.6, trang 196, [1], vì trục có 2 rãnh then nên:
Tiết diện Đường kính trục (mm) b x h t 1 W j (m m 3 ) W oj (mm 3 )
Kích thước của then bằng tra bảng 9.1a, trang 173, [1]
Xác định hệ số K σHdj và K τdj theo công thức 10.25 và 10.26, trang 197, [1]
Các trục được gia công trên máy tiện, tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt
R a =2,5 0,63μmm, do đó tra bảng 10.8, trang 197, [1] ta có K x =1,055 Không dùng các phương pháp tăng bền bề mặt, do đó hệ số tăng bền K y =1 Theo bảng 10.12, trang 199, [1], khi dùng dao phay ngón, hệ số tập trung ứng suất tại rảnh then ứng với vật liệu σH b P0MPa ta có:
K σH =1,635, K τ =1,37 Theo bảng 10.10, trang 198, [1], ta có trị số của hệ số kích thước: d 10 %(mm)⇒ε σH =0,9;ε τ =0,85d 11 %(mm)⇒ε σH =0,9;ε τ =0,85 d 12 (mm)⇒ε σH =0, 0,92; ε τ =0,89d 13 ((mm)⇒ε σH =0,888;ε τ =0,826 d 14 ((mm)⇒ε σH =0,888; ε τ =0,826
Từ đó ta xác định được tỷ số K ε σH σH và K ε τ τ tại rảnh then trên các tiết diện
Theo bảng 10.11, trang 198, [1], ta có bảng trị số K ε σH σH và K ε τ τ
Tiết diện Đường kính(mm)
Tính tiết diện lắp bánh răng 13: d 13((mm) và T 13C651, 458N mm¿
Trục có 2 rảnh then nên momen cản uốn và momen cản xoắn:
M 13 y719,709(N mm) Ứng suất uốn σH a 13 thay đổi theo chu kỳ đối xứng nên: σH a 13 =M 13 W 13 y719, 709 1496,847 S,258(MPa) Ứng suất xoắn τ a 13 thay đổi theo chu kỳ mạch động nên: τ a 13 = T 13
1, 896.53.258+0,05.0=2,159 Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp S τ 13, với τ m13=τ a 13 và ψ τ =0
Tính tiết diện lắp bánh răng 14: d 14((mm) và T 14!820,729N mm¿ Trục có 2 rảnh then nên momen cản uốn và momen cản xoắn:
M 14 h416, 282(N mm) Ứng suất uốn σH a 14 thay đổi theo chu kỳ đối xứng nên: σH a 14 =M 14 W 14 h416, 282
1496,847 E,707(MPa) Ứng suất xoắn τ a 14 thay đổi theo chu kỳ mạch động nên: τ a 14 = T 14
1, 896.45,707+0,05.0=2, 516 Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp S τ 14, với τ m14=τ a14 và ψ τ =0
Tính tiết diện lắp khớp nối 12: d 12 (mm) và T 12C651,458N mm¿ Trục có 2 rảnh then nên momen cản uốn và momen cản xoắn:
M 12 =0 Ứng suất uốn σH a 14 thay đổi theo chu kỳ đối xứng nên: σH a 12 =M 12 W 12 =0 Ứng suất xoắn τ a 14 thay đổi theo chu kỳ mạch động nên: τ a 12 = T 12
1 =1,594 σH m12 =0 Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp S τ 12, với τ m12=τ a 12 và ψ τ =0
Tính tiết diện lắp ổ lăn 10 : d 10%(mm) và T 10C651,458N mm¿ Trục có 2 rảnh then nên momen cản uốn và momen cản xoắn:
M 10#550(N mm) Ứng suất uốn σH a 10 thay đổi theo chu kỳ đối xứng nên: σH a 10 =M 10 W 10 = 23550
1533,918,353(MPa) Ứng suất xoắn τ a 10 thay đổi theo chu kỳ mạch động nên: τ a 10 = T 10
1, 87 2.15,353+0,05.0=7,585 Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp S τ 10, với τ m10=τ a 10 và ψ τ =0
Xác định hệ số an toàn ở các tiết diện nguy hiểm của trục
Theo kết cấu biểu đồ momen ta thấy các tiết diện nguy hiểm cần được kiểm tra bền mỏi của trục II: Tiết diện lắp bánh răn22,23 và 24. Điều kiện kiểm tra trục vừa thiết kế về độ bền mỏi
Theo công thức 10.19, trang 195, [1] ta có:
Trong đó: Hệ số an toàn cho phép: [s]=1,5÷2,5
S σHj và S τj là hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng xuất tiếp tại tiết diện j (Công thức 10.20 và 10.21, trang 195, [1])
Tra bảng 10.7, trang 197, [1], với σH b `0MPa, ta có ψ σH =0,05ψ τ =0 Các trục của hộp giảm tốc đều quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng, do đó theo công thức 10.22, trang 196, [1]: σH mj =0 σH aj =σH max j =M j
Vì trục quay một chiều, ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động nên theo công thức 10.23, trang 196, [1] τ mj =τ aj =τ max j
Momen cản uốn và momen cản xoắn tra bảng 10.6, trang 196, [1], vì trục có 2 rãnh then nên:
Tiết diện Đường kính trục (mm) b x h t 1 W j (m m 3 ) W oj (mm 3 )
Kích thước của then bằng tra bảng 9.1a, trang 173, [1]
Xác định hệ số K σHdj và K τdj theo công thức 10.25 và 10.26, trang 197, [1]
Các trục được gia công trên máy tiện, tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt
R a =2,5 0,63μmm, do đó tra bảng 10.8, trang 197, [1] ta có K x =1, 06 Không dùng các phương pháp tăng bền bề mặt, do đó hệ số tăng bền K y =1 Theo bảng 10.12, trang 199, [1], khi dùng dao phay ngón, hệ số tập trung ứng suất tại rảnh then ứng với vật liệu σH b `0MPa ta có:
K σH =1,76, K τ =1,54 Theo bảng 10.10, trang 198, [1], ta có trị số của hệ số kích thước: d 20 0(mm)⇒ε σH =0,88;ε τ =0,81d 21 0(mm)⇒ε σH =0,88;ε τ =0,81 d 22 4(mm)⇒ε σH =0,868; ε τ =0,798d 23 B(mm)⇒ε σH =0,842;ε τ =0,776 d 244(mm)⇒ε σH =0,868;ε τ =0,798
Từ đó ta xác định được tỷ số K σH ε σH và K τ ε τ tại rảnh then trên các tiết diện
Theo bảng 10.11, trang 198, [1], ta có bảng trị số K ε σH σH và K ε τ τ
Tính tiết diện lắp bánh răng 22,24: d 22=d 24 4(mm)và
Trục có 2 rảnh then nên momen cản uốn và momen cản xoắn:
M 22 =M 24 6447,3297(N mm) Ứng suất uốn σH aj thay đổi theo chu kỳ đối xứng nên: σH a 22 =σH a 24 =M 22
6447, 3297 2621, 896 U, 856(MPa) Ứng suất xoắn τ aj =τ mj thay đổi theo chu kỳ mạch động nên: τ m22 =τ m24 =τ a22 =τ a24 = T 22
6480,558 =4, 925MPa¿ Trị số K σHdj và K τdj
1 =1, 99 Xác định hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp S σHj , với ψ σH =0,05 và σH mj =0 Trong đó, σ -1 ; τ -1 là giới hạn mỏi uốn và xoắn cứng với chu kì đối xứng, vật liệu thép C45 có σb = 600 Mpa σ – 1 = 0,436 x σb = 0,436 x 600 = 261,6 MPa τ -1 = 0,58 x σ – 1 = 0,58 x 261,6 = 151,728 MPa
Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp S τj , với τ mj =τ aj và ψ τ =0
√2,243 2 +15, 481 2 =2,22≥[S]=(1,5÷2,5) Tiết diện nguy hiểm trên trục đảm bảo an toàn về độ bền mỏi.
Tính tiết diện lắp bánh răng 23: d 23B(mm)và T 237659,829(N mm)
Trục có 2 rảnh then nên momen cản uốn và momen cản xoắn:
M 23 &2174,723(N mm) Ứng suất uốn σH a 23 thay đổi theo chu kỳ đối xứng nên: σH a 23 =M 23 W 23
&2174, 723 75629, 058 =3, 467(MPa) Ứng suất xoắn τ a 23=τ m23 thay đổi theo chu kỳ mạch động nên: τ m23 =τ a23 = T 23
Trị số K σHdj và K τdj
1 =2, 045 Xác định hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp S σH 23, với ψ σH =0,05 và σH mj =0 σ – 1 = 261,6 MPa τ -1 = 151,728 MPa
Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp S τ 23, với τ m23=τ a 23 và ψ τ =0
√35,095 2 +14, 637 2 , 509≥[S]=(1,5÷2,5)Tiết diện nguy hiểm trên trục đảm bảo an toàn về độ bền mỏi.
Xác định hệ số an toàn ở các tiết diện nguy hiểm của trục
Theo kết cấu biểu đồ momen ta thấy các tiết diện nguy hiểm cần được kiểm tra bền mỏi của trục III: Tiết diện lắp ổ lăn 31,bánh răng 32 và đĩa xích33 Điều kiện kiểm tra trục vừa thiết kế về độ bền mỏi
Theo công thức 10.19, trang 195, [1] ta có:
Trong đó: Hệ số an toàn cho phép: [s]=1,5÷2,5
S σHj và S τj là hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng xuất tiếp tại tiết diện j (Công thức 10.20 và 10.21, trang 195, [1])
Tra bảng 10.7, trang 197, [1], với σH b 0MPa, ta có ψ σH =0,1ψ τ =0, 05 Các trục của hộp giảm tốc đều quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng, do đó theo công thức 10.22, trang 196, [1]: σH mj =0 σH aj =σH max j =M j
Vì trục quay một chiều, ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động nên theo công thức 10.23, trang 196, [1] τ mj =τ aj =τ max j
Momen cản uốn và momen cản xoắn tra bảng 10.6, trang 196, [1], vì trục có 2 rãnh then nên:
Tiết diện Đường kính trục (mm) b x h t 1 W j (m m 3 ) W oj (mm 3 )
Kích thước của then bằng tra bảng 9.1a, trang 173, [1]
Xác định hệ số K σHdj và K τdj theo công thức 10.25 và 10.26, trang 197, [1]
Các trục được gia công trên máy tiện, tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt
R a =2,5 0,63μmm, do đó tra bảng 10.8, trang 197, [1] ta có K x =1,119Không dùng các phương pháp tăng bền bề mặt, do đó hệ số tăng bền K y =1
Theo bảng 10.12, trang 199, [1], khi dùng dao phay ngón, hệ số tập trung ứng suất tại rảnh then ứng với vật liệu σH b 0MPa ta có:
K σH =2,0725, K τ =1,965 Theo bảng 10.10, trang 198, [1], ta có trị số của hệ số kích thước: d 30@(mm)⇒ε σH =0,85; ε τ =0,78d 31@(mm)⇒ε σH =0,85; ε τ =0,78 d 32 B(mm)⇒ε σH =0,842;ε τ =0,776d 33 6(mm)⇒ε σH =0,862;ε τ =0,792
Từ đó ta xác định được tỷ số K ε σH σH và K ε τ τ tại rảnh then trên các tiết diện
Theo bảng 10.11, trang 198, [1], ta có bảng trị số K ε σH σH và K ε τ τ
Tính tiết diện lắp bánh răng 32: d 32B(mm)và
Trục có 2 rảnh then nên momen cản uốn và momen cản xoắn:
M 32 %1235, 929(N mm) Ứng suất uốn σH a 32 thay đổi theo chu kỳ đối xứng nên: σH a 32 =M 32 W 32 %1235, 929
5317, 858 G, 244(MPa) Ứng suất xoắn τ aj =τ mj thay đổi theo chu kỳ mạch động nên: τ m32 =τ a32 = T 32
2.12591, 4305,343MPa¿ Trị số K σHdj và K τdj
1 =2,651 Xác định hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp S σHj , với ψ σH =0,1 và σH mj =0 Trong đó, σ -1 ; τ -1 là giới hạn mỏi uốn và xoắn cứng với chu kì đối xứng, vật liệu thép C45 có σb = 600 Mpa σ – 1 = 0,436 x σb = 0,436 x 850 = 370,6 MPa τ -1 = 0,58 x σ – 1 = 0,58 x 370,6= 214,948 MPa
Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp S τj , với τ mj =τ aj và ψ τ =0, 05
√3, 04 2 +7, 694 2 =2, 827≥[S]=(1,5÷2,5) Tiết diện nguy hiểm trên trục đảm bảo an toàn về độ bền mỏi.
Tính tiết diện lắp bánh răng 33: d 336(mm)và
T 32 &0478, 44N mm¿ Trục có 2 rảnh then nên momen cản uốn và momen cản xoắn:
M 33 =0(N mm) Ứng suất uốn σH a 32 thay đổi theo chu kỳ đối xứng nên: σH a 33 =M 33 W 33 =0(MPa) Ứng suất xoắn τ aj =τ mj thay đổi theo chu kỳ mạch động nên: τ m33 =τ a33 = T 33
2.7826, 162, 642(MPa)Trị số K σHdj và K τdj
1 =2, 6 Xác định hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp S σHj , với ψ σH =0,1 và σH mj =0 Trong đó, σ -1 ; τ -1 là giới hạn mỏi uốn và xoắn cứng với chu kì đối xứng, vật liệu thép C45 có σb = 600 Mpa σ – 1 = 370,6 MPa τ -1 = 214,948 MPa
Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp S τj , với τ mj =τ aj và ψ τ =0, 05
S 33 =S τ 33 =4, 874≥[S]=(1,5÷2,5) Tiết diện nguy hiểm trên trục đảm bảo an toàn về độ bền mỏi.
Tính tiết diện lắp bánh răng 31: d 31@(mm)và
Trục có 2 rảnh then nên momen cản uốn và momen cản xoắn:
M 311379,817(N mm) Ứng suất uốn σH a 32 thay đổi theo chu kỳ đối xứng nên: σH a 31 =M 31 W 31 1379, 817
6283, 185 (, 867(MPa) Ứng suất xoắn τ aj =τ mj thay đổi theo chu kỳ mạch động nên: τ m31 =τ a31 = T 31
Trị số K σHdj và K τdj
1 =2, 638 Xác định hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp S σHj , với ψ σH =0,1 và σH mj =0 σ – 1 = 370,6 MPa τ -1 = 214,948 MPa
Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp S τj , với τ mj =τ aj và ψ τ =0, 05
Tiết diện nguy hiểm trên trục đảm bảo an toàn về độ bền mỏi.
Vẽ kết cấu trục
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 [3]
Lắp then b (mm) h (mm) t 1 mm lt mm
Tính then
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 [3]
Lắp then b (mm) h (mm) t 1 mm lt mm
Kiểm tra độ bền dập và độ bền cắt theo công thức 9.1 và 9.2 trang 173 [3] σH d = 2T d l t (h−t 1 )≤ [ σH d ] ; τ c = 2T d l t b≤ [ τ c ]
Trong đó: d – đường kính trục (mm) T – moment xoắn trên trục (Nmm) lt, b, h, t – kích thước (mm), (bảng 9.1 và 9.2) [lt = (0,8…0,9)lm] [σd] – ứng suất dập cho phép (bảng 9.5) với tải trọng va đập nhẹ ta có [ σd] = 100MPa
[τc] – ứng suất cắt cho phép, tải trọng va đập nhẹ lấy giảm đi 1/3.(60…90) = (40…
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
TÍNH TOÁN, CHỌN Ổ LĂN
Tính toán ổ lăn cho trục I
Bước 1: Sơ đồ tải trọng của trục lắp ổ lăn
Bước 2: Xác định phản lực tại các gối đỡ:
Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ 11:
Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ 10:
Fa=0 Suy ra: ta chọn ổ bi đỡ một dãy (theo trang 212[1])
Bước 3: Tính tải trọng quy ước tác dụng lên ổ theo công thức:
Q= Qr= (XVFr+YFa).Kđ.Kt
Q: tải trọng động quy ước tác động lên ổ Fr,Fa: tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục V=1 : vì ổ lăn có vòng trong quay.
X,Y: hệ số tải trọng hướng tâm và dọc trục Kσ: hệ số xét đến ảnh hưởng được tính tải trọng đến tuổi thọ ổ.
Kt: hệ số xét đến ảnh hưởng nhiệt độ (t C) đến tuổi thọ.⁰C) đến tuổi thọ.
Ta chọn ổ bi đỡ một dãy
=> X=1; Y=0 (theo bảng 11.4-215[1]) Q= Qr= X.V.Fr11.Kđ.Kt= 1.1 1050, 408 1.1= 1050,408N -Hệ số kể đến ảnh hưởng đặc tính của tải trọng, tải va đập nhẹ nên Kđ=1 ( bảng 11.3-215[1]).
-Hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ, Kt=1(theo trang 214[1])
Bước 4: Khả năng tải động:
Cd= Q m √ L Đối với ổ bi thì m=3 (11.16-442-[2])
=> Cd = 1050, 408√ 3 1244, 16 = 11297,528N= 11,298KN Tra phụ lục 9.1 bảng P 2.7 /trang 254 [1]
Ta chọn ổ bi đỡ với d = 25 mm; với Cd < C
Bước 5: Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh
Theo bảng 11.6-221-[1] đối với ổ bi đỡ 1 dãy Xo=0,6
Theo CT11.19-221[1] ta có Qt=XoFR11= 0,6 1050, 408= 630,245 N = 0,63 KN Thỏa điều kiện tải tĩnh
Bước 6:kiểm nghiệm khả năng quay nhanh của ổ
Ntb=(dmn).k1.k2.k3/dm=5,5.10 5 1.0,9.0,99/25602 (vòng/phút) Trong đó:
(dmn) = 5,5.10 5 (tra bảng11.7[1]) K1=1 (dm ≤100mm)
K2=0,9 (ổ đở trung)K3=0,99 (Lh(800 giờ) dm% (mm)
Tính toán ổ lăn cho trục II
Bước 1: Sơ đồ tải trọng của trục lắp ổ lăn
Bước 2: Xác định phản lực tại các gối đỡ:
Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ 21:
Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ 20:
Fa=0 Suy ra: ta chọn ổ bi đỡ một dãy (theo trang 212[1])
Bước 3: Tính tải trọng quy ước tác dụng lên ổ theo công thức:
Q= Qr= (XVFr+YFa).Kđ.Kt
Q: tải trọng động quy ước tác động lên ổ Fr,Fa: tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục V=1 : vì ổ lăn có vòng trong quay.
X,Y: hệ số tải trọng hướng tâm và dọc trục Kσ: hệ số xét đến ảnh hưởng được tính tải trọng đến tuổi thọ ổ.
Kt: hệ số xét đến ảnh hưởng nhiệt độ (t C) đến tuổi thọ.⁰C) đến tuổi thọ.
Ta chọn ổ bi đỡ một dãy
=> X=1; Y=0 (theo bảng 11.4-215[1]) Q= Qr= X.V.Fr21.Kđ.Kt= 1.1 2338, 279 1.1= 2338,279N -Hệ số kể đến ảnh hưởng đặc tính của tải trọng, tải va đập nhẹ nên Kđ=1 ( bảng 11.3-215[1]).
-Hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ, Kt=1(theo trang 214[1])
Bước 4: Khả năng tải động:
Cd= Q m √ L Đối với ổ bi thì m=3 (11.16-442-[2])
=> Cd = Q m √ L=¿ 2338, 2798 √ 3 404,352 = 17290,85 N= 17,291 KN Tra phụ lục 9.1 bảng P 2.7 /trang 254 [1]
Ta chọn ổ bi đỡ với d = 30 mm; với Cd < C
Bước 5: Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh
Theo bảng 11.6-221-[1] đối với ổ bi đỡ 1 dãy Xo=0,6 Theo CT11.19-221[1] ta có
=> Thỏa điều kiện tải tĩnh
Bước 6:kiểm nghiệm khả năng quay nhanh của ổ
Ntb=(dmn).k1.k2.k3/dm=5,5.10 5 1.0,9.0,99/30335 (vòng/phút) Trong đó:
(dmn) = 5,5.10 5 (tra bảng11.7) K1=1 (dm ≤100mm)
K2=0,9 (ổ đở trung)K3=0,99 (Lh(800 giờ) dm0 (mm)
Tính toán ổ lăn cho trục III
Bước 1: Sơ đồ tải trọng của trục lắp ổ lăn
Bước 2: Xác định phản lực tại các gối đỡ:
Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ 31:
Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ 30:
Fa=0 Suy ra: ta chọn ổ bi đỡ một dãy (theo trang 212[1])
Bước 3: Tính tải trọng quy ước tác dụng lên ổ theo công thức:
Q= Qr= (XVFr+YFa).Kđ.Kt
Q: tải trọng động quy ước tác động lên ổ
Fr,Fa: tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục V=1 : vì ổ lăn có vòng trong quay.
X,Y: hệ số tải trọng hướng tâm và dọc trục Kσ: hệ số xét đến ảnh hưởng được tính tải trọng đến tuổi thọ ổ.
Kt: hệ số xét đến ảnh hưởng nhiệt độ (t C) đến tuổi thọ.⁰C) đến tuổi thọ.
Ta chọn ổ bi đỡ một dãy
=> X=1; Y=0 (theo bảng 11.4-215[1]) Q= Qr= X.V.Fr31.Kđ.Kt= 1.1 2911,933 1.1= 2911,933N -Hệ số kể đến ảnh hưởng đặc tính của tải trọng, tải va đập nhẹ nên Kđ=1 ( bảng 11.3-215[1]).
-Hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ, Kt=1(theo trang 214)
Bước 4: Khả năng tải động:
Cd= Q m √ L Đối với ổ bi thì m=3 (11.16-442-[2])
=> Cd = Q m √ L)11,933 √ 3 188,352 = 16691,862 N= 16,692 KN Tra phụ lục 9.1
Ta chọn ổ bi đỡ với d = 40 mm; với Cd < C
Bước 5: Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh
Theo bảng 11.6-221-[1] đối với ổ bi đỡ 1 dãy Xo=0,6 Theo CT11.19-221[1] ta có
=> Thỏa điều kiện tải tĩnh
Bước 6:kiểm nghiệm khả năng quay nhanh của ổ
Ntb=(dmn).k1.k2.k3/dm=5,5.10 5 1.1.0,99/40612,5 (vòng/phút)
(dmn) = 5,5.10 5 (tra bảng11.7[1]) K1=1 (dm ≤100mm)
K2=1 (ổ đở nhẹ)K3=0,99 (Lh(800 giờ) dm@ (mm)
VỎ HỘP, BÔI TRƠN VÀ CÁC CHI TIẾT TIÊU CHUẨN KHÁC
Vỏ hộp số
- Vỏ hộp giảm tốc đúc có thể có nhiều dạng khác nhau, song chúng đều có chung nhiệm vụ: bảo đảm vị trí tương đối giữa các chị tiết và bộ phận máy, tiếp nhận tải trọng do các chỉ tiết lắp trên vỏ truyền đến, đựng dầu bôi trơn, bảo vệ các chỉ tiết máy tránh bụi băm.
- Chỉ tiêu cơ bản của vỗ hộp giảm tốc là độ cứng cao và khối lượng nhỏ, - Hộp giảm tốc bao gồm: thành hộp, nẹp hoặc gân, mặt bích, gối đỡ
- Vật liệu phổ biến nhất dùng để đúc hộp giảm tốc là gang xám GX15-32 (chỉ dùng thép khi chịu tải lớn và đặc biệt khi chịu va đập).
6.1.2 Các kích thước của vỏ hộp số:
Tên gọi Biểu thức tính toán
Thân hộp δ Nắp hộp δ 1 δ=0,03.a+3=0,03.1 60+3=7,8>6mm
Chiều cao h Độ dốc e=(0,8÷1) δ=(0,8÷1).8=(6,4÷8)mm
→ Chọn e=7 mm h h = 40 khoảng 2 0 Đường kính:
Bulong ghép bích nắp và thân d 3
Vít ghép nắp cửa thăm d 5 d 1 >0,04.a+10=0,04.160+10=1 6,4>12mm
Mặt bích ghép 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
Kích thước gối trục: Đường kính ngoài và tâm lỗ vít : D 3 , D 2
Tâm lỗ bulong cạnh ổ E 2và C (k là khoảng cách từ
Trục I: D = 62 mm D2 ≈ D+(1,6÷2) d 4 = 62 + 2 8 = 78 mm D3 ≈ D+4,4.d 4 = 62 + 4,4.8 = 97,2 mm Trục II: D = 72mm
D2 ≈ D+(1,6÷2) d 4 = 72 + 2 8 = 88 mm D3 ≈ D+4,4.d 4 = 72 + 4,4.8 = 107,2 mm Trục III: D = 80 mm
E 2 =1,6.d 2 =1,6.12,2mm tâm bulong đến mép lỗ)
Bề rộng mặt ghép bulong cạnh ổ K 2
2 5,2 2 =¿ 57,6 h xác định theo kết cấu, phụ thuộc tâm lỗ bulong và kích thước mặt tựa.
Chiều dày khi không có phần lồi S 1
Bề rộng mặt đế hộp K 1 và q
Khe hở giữa các chi tiết:
Giữa bánh răng với thành trong hộp
Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp
Giữa mặt bên các bánh răng với nhau Δ≥(1÷1,2) δ=(1÷1,2).8=(8÷9,6)mm
→ Chọn ∆ 1=3 0(mm) phụ thuộc vào loại hộp giảm tốc và lượng dầu bôi trơn trong hộp.
Số lượng bu lông nền Z
Trong đó: L,B: chiều dài và chiều rộng của hộp.
Các chi tiết tiêu chuẩn khác
6.2.1 Bulong vòng: Để nâng và vận chuyển hộp giải tốc,trên nắp hộp có thiết kế bulông vòng.Chọn bulông vòng theo khối lượng hộp giảm tốc và khoảng cách giữa các trục
- Tra bảng 18-3b/ Trang 89- Tài liệu [2]
Hộp giảm tốc bánh răng trụ cấp 2 a1 x a2 150x200
Trọng lượng hộp giảm tốc khoản 300kg
Với Q00, tra bảng 18-3a/ Trang 89- Tài liệu [2] Kích thước Bulông vòng như sau:
- Chốt định vị là một chi tiết tương ứng với vị trí của nắp và thân trước và sau gia công cũng như khi lắp ghép Ở đây ta dùng 2 chốt định vị được lắp vào ổ theo kiểu lắp căng ( H k 6 7).
Tra bảng 18-4b/ Trang 91- Tài liệu [2] d 8 c 1,2
6.2.3 Cửa thăm : - Để kiểm tra, quan sát các chi tiết máy trong hộp khi lắp ghép và để dầu vào hộp, trên đỉnh hộp có cửa thăm Cửa thăm được đậy bằng nắp trên nắp có lắp thêm nút thông hơi Kích thước của thăm được chọn theo
Tra bảng 18-5/ Trang 92- Tài liệu [2]
- Khi làm việc, nhiệt độ trong hộp tăng lên > Để giảm áp suất và điều hoà không khí bên trong và bên ngoài hộp, ta đung nút thông hơi Nút thông hơi duợc lấp trên nắp cửa thăm và có các thông số cụ thể như sau:
- Tra bảng 18-6/ Trang 93- Tài liệu [2]
6.2.5 Nút tháo dầu : - Sau một thời gian, dầu bôi trơn chứa trong hộp bẩn (làm bụi bẩn và hạt mài), hoặc biến chất, do đó cần phải thay dầu mới Để tháo dầu cũ,ở đáy hộp có lỗ tháo dầu Chọn kết cấu nút tháo dầu trụ, kích thước
- Tra bảng 18-7/ Trang 93- Tài liệu [2] d b m f L c q D S Do
- Khi làm việc bảnh răng ngâm trong dầu theo điều kiện bôi trơn Để kiểm tra chiều cao mức dầu trong hộp, ta dùng que thăm dầu.
- Chon kiểu que thăm dầu như hình 18.1lc Trang 96- Tài liệu [2]
- Kích thước que thăm dầu duợc tra theo hình:
Nắp ổ thường được chế tạo bằng gang xám GX15-32, có 2 loại là nắp kín và nắp thủng cho trục xuyên qua
Các kích thước tra trong bảng sau:
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 được tra trong bảng 15.17 trang 50[2] như sau:
Sử dụng vòng chắn dầu quay cùng trục để ngăn dầu bôi trơn hoặc các tạp chất xâm nhập vào ổ.
Bề rộng a = ( 6÷9)mm Bề dày d = (5÷10)mm Bước nhảy giữa 2 đỉnh từ 2-3mm tạo góc 60 độSố khe hở tối thiểu 3 khe
Bảng dung sai lắp ghép
6.3.1 Dung sai và lắp ghép bánh răng.
- Chọn kiểu lắp trung gian H7/k6 tra bảng trang 34 và 61 [4]
Sai lệch giới hạn trên
Sai lệch giới hạn dưới ( μm m)
6.3.2 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]
Sai lệch giới hạn trên ( μm m)
Sai lệch giới hạn dưới ( μm m) es ei
6.3.3 Dung sai lắp ghép nắp hộp.
Sai lệch giới hạn trên (mm)
Sai lệch giới hạn dưới (mm)
6.3.4 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 m)
Sai lệch giới hạn dưới ( μm m)
