Lý thuyết tính toán các chi tiết máy được dựa trên cơ sở những kiến thjc về toán học, vật lý, cơ học lý thuyết, nguyên lý máy, sjc bền vật liệu, v.v..., được chjng minh và hoàn thiện qua
CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
1 Chọn đô Gng cơ điện
- Đk chọn động cơ điện trước hết ta phải tính công sudt cần thiết:
-N : Công sudt trên băng tải.
-Nct : Công sudt cần thiết.
-Công sudt chung được tính theo công thjc:
-Hiệu sudt chung được tính theo công thjc: η=η η1 22η 3
Với: η1 = 0,95_Hiệu sudt bộ truyền đai. η2 = 0,97_Hiệu sudt bộ truyền bánh răng η 3 = 0,99_Hiệu sudt của cặp ổ lăn
Ti N ct ta chọn được sơ bộ một số động cơ như sau:
Kiku động cơ Công sudt kW Ở tải trọng định mjc Vận tốc (vg/ph) Hiệu sudt (%)
2 Phân phối tỷ số truyền
Tỷ số truyền động chung: i nđc nt
: nt là số vòng quay của tang. n t `.1000 v π D `.1000 0,2
3,14.150 %vg ph/ i nđc = 1420 = 56,8 (Vòng/phút) nt 25
Trong đó: iđ: Tỷ số truyền của đai in: Tỷ số truyền của bánh nón răng thẳng cdp nhanh i : Tỷ số truyền của bánh trụ răng thẳng c cdp chậm.
3 ,9 Đk tạo điều kiện bôi trơn các bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc bằng phương pháp ngâm dầu, ta chọn in (1,2 1,3) ic
Tốc độ(n), công sudt(N) và momen xoắn(M) của các trục:
Số vòng quay trên các trục :
Công sudt trên các trục
Momen xoắn của trục động cơ ( công thjc 3 – 53)
Momen xoắn trên các trục
Bảng hệ thống phân phối tỷ số truyền:
Thông số Trục động cơ
I II III i i đ = 3 in=4,752 ic=3,96 n(vòng/phút) 1420 473 99,5 25
THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI
Thiết kế bộ truyền đai thang
Thiết kế bộ truyền đai hình thang truyền dẫn ti động cơ điện không đồng bộ đến hộp giảm tốc theo các số liệu sau: công sudt N = 1,5 kw, số vòng quay trong 1 phút của trục dẫn n = 1420 vg/ph, số vòng quay của trục bị dẫn n = 473 vg/ph tải trọng ổn định bộ 1 2 làm việc 2 ca
Giả thiết vận tốc của đai V >5 m/s có thk dùng đai loại A hoặc B (bảng 5 -13) trang 93 ta tính theo cả hai phương án và chọn phương án nào có lợi hơn.
Tiết diện đai A Б Kích thước tiết diện đai a x h (mm) (bảng 5 – 11) 13×8 17×10,5 Diện tích tiết diện F (mm ) 81 138 2
2 Định đường kính bánh đai nhỏ Theo bIng ( 5 – 14 ) lPy:
Kikm nghiệm vận tốc của đai. v = π 60.1000 1420 D 1 = 3,14.1420 D 1
3 Tính đường kín D của bánh lớn 2
Ldy theo tiêu chuẩn ( bảng 5 -15) D 450 6302
D 2 (vg/ph) 433 442 n 1 , sai lệch rdt ít so với yêu cầu. Tỷ số truyền i = n 1 n 2 , = 1420 n 2 , 3,27 3,21 4 Chọn sơ bộ khoIng cách trục A ( theo bIng 5 – 16)
A = D , mm 450 6302 5 Tính chiều dài đai L theo khoIng cách trục A Sơ bộ ( công thức 5 -1) 1880 2571
Ldy L theo tiêu chuẩn, mm (bảng 5 -12) 1900 2650
Kikm nghiệm số vòng chạy u trong 1 giây. u = v L 5,47 5,58 đều nhm hơn u = 10max 6 Xác định chính xác khoIng cách trục A theo chiều dài đai đã lPy theo tiêu chuẩn ( công thức 5-2) 460 637
Khoảng cách A thõa mãn điều kiện (công thjc 5-19) Khoảng cách nhm nhdt cần thiết đk mắc đai.
Amin= A−¿0,015L, mm 432 597Khoảng cách lớn nhdt cần thiết đk tạo lực căng
7 Tính góc ôm α 1 (công thức 5-3 trang83) Góc ôm thoãn mãn điều kiện α 1 ≥120 ° 142º 142º 8 Xác định số đai Z cần thiết. Chọn jng sudt căng ban đầu σ 0=1,2 (N/mm 2 ¿ và theo trị số D 1(tra bảng 5-17), ta tìm được jng sudt có ích cho phép [ σ p ] 0(N/mm 2 ¿ Các hệ số 1,7 1,74
C v (tra bảng 5 – 19) 1 0,94 Số đai tính theo công thjc (5-22) 1,3 0,5
9 Định các kích thước chủ yếu của bánh đai Chiều rộng bánh đai (c.thjc 5-23):
B = (Z – 1)t + 2S 36 25 Đường kính ngoài cùng của bánh đai(c.thjc 5-24): - Bánh dẫn: D = D + 2c 147 210n1 1 - Bánh bị dẫn: D = D + 2c 457 640n2 2 Các kích thước t,s và c xem bảng (10 – 3) 10 Tính lực căn ban đầu S (công thức 5 – 25) và lực tác dụng lên trục R (công o thức 5 – 26)
Kết luận: chọn phương án dùng bộ truyền đai loại A có khuôn khổ nhm gọn hơn tuy chiều rộng bánh đai và lực tác dụng lên trục lớn hơn một ít so với phương án dùng đai loại O, Б
Thông số Ký hiệu Đơn vị Loại
Kích thước tiết diện đai a x h mm x mm 13 x 8
Diện tích tiết diện F mm 2 81 Đường kính bánh đai nhm D1 Mm 140 Đường kính bánh đai lớn D2 Mm 450
Vận tốc của bánh đai V m/s 10,4
Số vòng quay thực của trục I n I
Khoảng cách trục sơ bộ A sb Mm 450
Khoảng cách trục chính xác A Mm 460
Góc ôm α 1 Độ 142º Ứng sudt căng ban đầu σ 0 N/mm 2 1,2 Ứng sudt có ích cho phép [ σ p ] 0 N/mm 2 1.7
Hệ số chế độ tải trọng C t 0,9
Hệ số xét đến sự ảnh hưởng của góc ôm C α 0,89
Hệ số xét đến sự ảnh hưởng của vận tốc C v 1
Chiều rộng bánh đai B Mm 36 Đường kính ngoài của bánh đai nhm D n1 Mm 147 Đường kính ngoài của bánh đai lớn D n2 Mm 457
Lực tác dụng lên trục Rđ N 560
THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
I Thiết kế bô G truyền bánh răng cPp nhanh (bô G truyền bánh răng nón )
1 Chọn vật liệu chế tạo bánh răng
- Bánh nhm: thép 50 thường hóa (bảng 3-8).
- Bánh lớn thép 45 thường hóa (bảng 3-8).
2.Định ứng suPt tiếp xúc và ứng suPt uốn cho phép. a Ứng suPt tiếp xúc cho phép
Số chu kì làm việc của bánh răng lớn [công thức (3−3)]
N2 = 60.99,5.9600 W.10 7 > N = 10 0 7 Đương nhiên là số chu kì làm việc của bánh nhm
Do đó đối với cả 2 bánh k N
, = 1 Ứng sudt tiếp xúc cho phép ( bảng 3-9) bánh nhm [σ] tx1 = 2,6.210= 546N/mm 2 bánh lớn [σ] tx2 = 2,6.170= 442 N/mm 2 ldy trị số nhm nhdt [σ] tx2 = 2,6.210= 442 N/mm đk tính toán 2 b Ứng suPt uốn cho phép
Số chu kì làm việc của bánh lớn, bánh nhm đều lớn hơn N = 57.c 10 7 cho nên k N
,, = 1 Đk xác định jng sudt uốn cho phép ldy hệ số an toàn n = 1,5 và hệ số tập trung jng sudt ở chân răng Kσ =1,8 (vì là phôi rèn thép thường hóa)
Giới hạn mmi của thép 50 là: σ −1 = 0,43.620 = 267 N/mm 2
Giới hạn mmi của thép 45 là: σ −1 = 0,43.550 = 236,5 N/mm 2
Vì bánh răng quay 1 chiều: Đối với bánh nhm
1,5.1,88N/mm 2 Đối với bánh lớn
3.Sơ bộ lPy hệ số tIi trọng
Vị trị số nhm dùng cho các bộ truyền chế tạo bằng các vật liệu có khả năng chạy mòn.
4.Chọn hệ số chiều rộng bánh răng Ψ , L =b
L = 0,3 vì bộ truyền tải trung bình
5.Tính chiều dài nón (công thức 3-11)
6 Tính vận tốc vòng và chọn cPp chính xác chế tạo bánh răng.
Vận tốc vòng ( công thjc 3-18 )
60.1000√ 4,752 2 + 1 = 1,2 m/s Vậy vận tốc này có thk chọn cdp chính xác 9 ( bảng 3-11) trang46
7 Định chính xác hệ số tIi trọng K và chiều dài nón L
Vì các bánh răng có độ rắn HB< 350 và làm việc với tải trọng không đổi nên K = 1 tt theo (bảng 3-13) tìm được hệ số tải trọng động K = 1,45đ
Vậy hệ số tải trọng
Khác với dự đoán trên là 1,4
Tính lại chiều dài nón (công thjc 3-21)
8 Xác định mô đun, số răng
Tính chính xác chiều dài nón (công thjc trong bảng 3-5)trang 37 L= 0,5ms √ Z 1
Chiều dài răng (công thjc 3-28) b = Ψ L L = 0,3.147= 44 ldy b = 44 mm modum Trung bình (bảng 3-5) mtb = m s (L−0,5b) L = 3 147 ( 147 − 0,5.44 ) = 2,5 mm
9 Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng
Góc mặt nón lăn bánh nhm tính theo công thjc trong bảng (3-5) tg φ 1=1 i 1 = 4,752 1 = 0,210 φ 1 °25'
Số răng tương đương của bánh nhm (công thjc 3-38)
= 20 cos 12°25'$ Góc mặt nón lăn bánh lớn ( bảng 3-5) tg φ 2= i = 4,752 φ 2 w°75'
Số răng tương đương của bánh lớn thjc 3-38)
= 96 cos 77°75'G1 Theo bảng 3-18 và số răng tương đương tìm được hệ số dạng răng
Bánh lớn y = 0,5172 jng sudt uốn tại chân răng bánh nhm ( công thjc 3-35) trang51 σ u1= 19,1 10 6 K N 1
0,85.0,329.(2,5) 2 20 473 44= 44,7 N/mm ≤ 2 [σ] u 1= 148 N/mm 2 Ứng sudt uốn tại chân răng bánh lớn (công thjc 3-40) trang 52 σ u2 =σ u1 y 1 y 2
10 Kiểm nghiệm sức bền của răng khi chịu quá tIi trong thời gian ngắn. Ứng sudt uốn tiếp xúc cho phép ( công thjc 3- 43)
[σ] txqt2 = 2,5.44205 N/mm 2 Ứng sudt uốn cho phép ( công thjc 3-46)
Chỉ cần kikm nghiệm sjc bền tiếp xúc đối với bánh lớn, có [ σ ] txqt nhm hơn (công thjc 3-
11 Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền
Môđun mặt mút lớn m = 3 mms
Góc mặt nón chia (cũng là góc mặt nón lăn) φ 1°25 ' ; φ 2 w 75° ' Đường kính vòng chia (vòng lăn) d1= ms.Z1=3.20= 60mm d2= = ms.Z2 = 3.96= 288mm Đường kín vòng đỉnh
De1= ms.(z +2.cos1 φ 1 ) = 3.(20+2.cos φ 1) = 65,8mm
De2= ms.(z +2.cos2 φ 2 ) = 3.(96+2.cos φ 2)= 289,2 mm Đường kính trung bình dtb1 = mtb Z 1 = 2,5.20 = 50 mm dtb2= mtb Z 2 = 2,5.96 = 240 mm
12 Tính lực tác dụng( công thức 3-51) Đối với bánh răng nhm
Pa1=P tg1 α sinφ 1 = 1130,6.0,364.0,215= 88 N Đối với bánh lớn
Lực dọc trục P = Pr1= 402 Na2
BIng hệ thống các số liệu tính được.
Tên thông số Ký hiệu Giá trị Đơn vị
Bề rộng bánh răng b 44 Đường kính vòng chia Bánh răng nhm: 𝑑1 60
Bánh răng lớn: 𝑑2 288 Góc mặt nón chia Bánh răng nhm φ 1 12 ° 25’ Độ Bánh răng lớn φ 2 77 ° 75’
II Thiết kế bô G truyền bánh răng cPp chậm (bô G truyền bánh răng trụ răng thẳng)
- Bánh nhm : thép 45 thường hóa (bảng 3-8)tr40 σ b= 580, σ c= 290, HB0
Phôi rèn (giả thiết đường kín phôi 100-300 mm)
- Bánh lớn: thép 35 thường hóa σ b= 480, σ c= 240, HB0
Phôi rèn (giả thiết đường kín phôi 300-500 mm)
2 Định ứng suPt uống cho phép số chu kì làm việc bánh lớn
= 2.300.2.8.25.60= 1.10 >N = 10 7 0 7 số chu kì làm việc bánh nhm
Vì N và N đều lớn hơn số chu kì cơ sở của đường cong mmi tiếp xúc và đường cong 1 2 mmi uốn nên đối với bánh nhm và bánh lớn đều ldy k N
, = k N ,, =1 Ứng sudt tiếp xúc cho phép của bánh nhm:
[σ] tx1 = 2,6.HB= 2,6.190I4 N/mm 2 Ứng sudt tiếp xúc cho phép của bánh lớn:
[σ] tx2= 2,6.HB= 2,6.160A6 N/mm 2 Đk định jng sudt uốn cho phép ldy hệ số an toàn n=1,5 và hệ số tập trung K σ = 1,8 ( vì là phôi rèn, thép thường hóa) giới hạn mmi của thép 45. σ −1 =0,43 σ b =0,43.580$9,4 N/mm 2 giới hạn mmi của thép 35. σ −1= 0,43.480= 206,4 N/mm 2 Ứng sudt uốn cho phép của bánh nhm (răng làm việc một mặt),(công thjc 3-5)tr42
1,5.1,8 = 138,55 N/mm 2 Ứng sudt uốn cho phép của bánh lớn (răng làm việc một mặt)
3 Chọn sơ bộ hệ thống tIi trọng K.
Vì trị số nhm dùng cho các bộ truyền chế tạo ằng vật liệu có khả năng chjay mòn.
4 Chọn hệ số chiều rộng bánh răng Đối với bánh trụ thẳng: Ψ A =b
5 Tính lại khoIng cách trục A (bIng 3-9) tr45
6 Tính vận tốc vòng và cPp chính xác chế tạo bánh răng.
Vận tốc vòng (công thjc 3-14)tr46
Với vận tốc này có thk chế tạo bánh răng theo cdp chính xác là 9 theo bảng (3-11) tr46
7 Định chính xác hệ số tIi trọng K vì tải trọng không đổi và độ rắn của bánh răng nhm hơn 350 HB nên chọn k =1tt với cdp chính xác là 9 và vận tốc vòng < 1m/s (bảng 3-4)tr48 tìm được k =1,1đ do đó
Vì trị số K khác nhiều so với vị trí số chọn sơ bộ cho nên cần tính lại khoảng cách trục
8 xác định modun số răng và chiều rộng bánh răng
Số răng bánh nhm (công thjc 3-24)tr49
Số răng bánh lớn (công thjc 3-27)tr50
Chiều rộng bánh răng b = φ A A= 0,4.192 = 76,8 mm ldy b = 76 mm
9 Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng (công thức 3-18)tr52
Hệ số dạng răng bánh nhm : y1=0,451
Hệ số dạng răng bánh lớn: y2=0,517 jng sjc uốn tại chân răng bánh nhm (công thjc 3-33) σ u1 ,1 10 6 K N 2 y 1 m 2 z 1 n 2 b = 19,1.10 1,1.1,3 6
0,451.3 2 26 99,5.76 4 N/mm σ u1 ≤[σ] u18 N/mm 2 jng sjc uốn tại chân răng bánh lớn (công thjc 3-40)tr52 σ u2 =σ u1 y 1 y 2
10 Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền.
Góc ăn khớp : α ° Đường kính vòng chia (vòng lăn) d1 = m.Z = 3.26= 78 mm1 d2 = m.Z =3.102= 306 mm2
Chiều rộng bánh răng b = φ A A = 76 mm Đường kính vòng đỉnh răng
De2= d2+2m= 303.2.3= 312 mm Đường kính vòng chân răng
11 Tính lực tác dụng lên trục
BIng hệ thống các số liệu tính được.
Tên thông số Kí hiệu Giá trị Đơn vị
Bề rộng bánh răng b 76 Đường kính vòng chia Bánh răng nhm d1 78
Bánh răng lớn d2 306 Đường kính vòng đỉnh răng Bánh răng nhm De1 84
Bánh răng lớn De2 312 Đường kính vòng chân răng Bánh răng nhm Di1 70,5
THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN
I Tính đường kính sơ bô G của các trục.
Vì ta cần thiết kế trục trong hộp giảm tốc, chịu tải trọng trung bình nên ta dùng thép 45 thường hóa đk chế tạo trục Cơ tính của loại thép này là:
2 Đường kính sơ bộ của các trục: theo công thức 7–2 d ≥ C.√ 3 N n
Trong đó: d – đường kính trục (mm)
N –công sudt truyền (KW) n –số vòng quay trong một phút của trục (vòng/phút)
C –hệ số phụ thuộc jng sudt xoắn cho phép, đối với đầu trục vào và trục truyền chung có thk ldy C = 120
NIII = 1,2 (kW) nIII = 25 (vòng/phút) d 3 = 120 3 √ 1,2 25 = 44 ( mm ) Đk chuẩn bị cho bước tính gần đúng trong ba vị trí d1,d d2, 3 ở trên ta có thk ldy trị số: dtb = d 1+¿ d 2+¿d 3
Ta chọn ổ bi đỡ chặn cỡ trung bình bảng 14P trang 337 có được chiều rộng của ổ B = o
Tính gần đúng trục : Đk tính các kích thước chiều dài của trục ta chọn kích thước sau :
+ Khe hở giửa các bánh răng : 10mm
+ Khe hở giửa bánh răng và thành trong hộp : 10 mm
+ Khoảng cách giữa các chi tiết quay: 10 mm
+ Khoảng cách ti thành trong của hộp đến cạnh của ổ lăn : l = 10 mm2
+ Khoảng cách ti nắp ổ đến mặt cạnh của chi tiết quay bên ngoài l = 10mm4 + Chiều rộng ổ B = 19 mm
+ Chiều cao của nắp và đầu bu long l = 15 mm3
+ Chiều rộng bánh răng cdp nhanh : b = 44 mm
+ Chiều rộng bánh răng cdp chậm b = 76 mm
+ Chiều dài phần mayơ lắp với trục l = 1,5d =1,5.30 E 5
Tổng hợp các kích thước trên ta có :
Sơ đồ các lực tác dụng lên trục
* Các thông số chủ yếu (mm): a = 57 ; a = 75 ; a = 51,5 ; d = 501 2 3 1tb
-Lực tác dụng lên đai Rđ = 560 N
Tính phản lực ở gối đỡ trục
- Tính momen uốn ở những tiết diện nguy hikm : Ở tiết diện n-n
Mux= P 1−a 330,6.51,5X266Nmm Đường kính trục ở hai tiết diện n-n, m-m ( công thjc 7-3) d ≥ √ 3 0,1[σ M t đ ] với M t đ =√ M u 2 +0,75 M 2 x (công thjc 7-4)tr117
[σ]P N/m : jng sudt xoắn cho phép (bảng 7-2) 2 đường kính trục ở tiết diện n-n
=√ 31920 2 +0,75.28266,2 2 = 40225,9 Nmm d ≥ √ 3 0,1[σ M t đ ] = 3 √ 40225,9 0,1.50 = 20 mm đường kính tiết diện m-m
[σ]P N/m : jng sudt xoắn cho phép (bảng 7-2) 2 d ≥ √ 3 0,1[σ M t đ ] = 3 √ 65821,7 0,1.50 = 23,61 mm
Ldy dm-m% mm vì đây là ngỗng trục lắp ổ.
Ldy dn-n theo dmm vì đây là ổ lăn nên ta ldy cùng đường kính đk tiện cho việc chọn ổ lăn và lắp ghép sau này.
Tiết diện lắp với bánh răng nón bằng d = 24mm.
-Ta có các thông số sau :
RCx=P +P -R2 3 Dx= 1130,6+3200-1598,7= 2731,9 N Tính momen uốn tổng cộngM u =√ M uy
Mue-e = √ M uy 2 + M ux 2 = √87910,5 ²+140692,8 ² = 165899,7 Nmm ở tiết diện i-i
2+M ux 2 = √48240 ²+107912,2 2 = 118203,8 Nmm Tính đường kính trục ở tiết diện e-e và i-i theo công thjc (7-3) d ≥ √ 3 0,1[σ M t đ ] đường kính tại e-e
[σ]P N/m : jng sudt xoắn cho phép (bảng 7-2) 2 d ≥ √ 3 0,1[σ M t đ ] = 3 √ 197987,5 0,1.50 = 34 đường kính tại i-i
[σ]P N/m : jng sudt xoắn cho phép (bảng 7-2) 2 d ≥ √ 3 0,1[ M t đ σ] = 3 √ 160151,5 0,1.50 = 31,7 Ở đoạn này đều có làm rảnh then đk cố định bánh răng theo phương tiếp tuyến vì vậy đường kính trục ldy lớn hơn so với tính toán một ít: ldy d e−e 4 mm và ldy d i−i 4mm Đường kính ngõng trục d= 30mm
Ta có các thông số sau : a = 51,5 mm P = 3200 N4 b = 70 mm Pr4 = 1165 N c = 67,5 mm
Tính momen uốn tổng cộng:
Tính đường kính trục (công thjc 7-3)
[σ]P N/m : jng sudt xoắn cho phép (bảng 7-2) 2 d ≥ √ 3 0,1[σ M t đ ] = 3 √ 414719,5 0,1.50 = 43,6 mm Đường kính ở tiết diện d o−o ldy bằng 42 mm lớn hơn gía trị tính được vì trục có rãnh then Đường kính ngõng trục d = 35mm.
Tính chính xác trục nên tiến hành cho nhiều tiết diện chiu tải lớn có jng sudt tập trung: trên trục I đó là các tiết diện n-n, m-m, trện trục II đóa là 2 tiết diện lắp bánh răng e-e, i-i, trên trục III đó là tiết diện o-o.
Kikm nghiệm ở tiết diện m-m theo công thjc n n σ n τ
Với : n = σ −1 k σ ε σ β.σ a +Ψ σ σ m hệ số an toàn chỉ xét riêng jng sudt phép. (công thjc 7-6) trang 120. n τ −1 k τ ε τ β.τ a +Ψ τ τ m hệ số an toàn chỉ xét riêng jng tiếp (công thjc 7-7) trang 120. Ứng sudt uốn thay đổi theo chu kỳ đối xjng thì: σ a =σ max =−σ min =M
W Ứng sudt tiếp thay đổi theo chu kỳ mạch động thì: τ a =τ m =τ max
Giới hạn mmi uốn và xoắn: dựa vào công thjc trang 120. σ −1=0,45.σ b =0,45.600'0(N/mm 2 ) (trục bằng thép 45 thường hóa có σ b = 600(N/mm 2 ) τ −1=0,25.σ b =0,25.600 150(N= /mm 2 )
Tiết diện Đường kính trục
Momen cản xoắn (W )o Ứng sudt pháp ( σ a ) Ứng sudt tiếp ( τ a ) mm Nmm Nmm Nmm Nmm N/mm N/mm n-n 25 31920 28266,3 1855 4010 17 3,5 m-m 25 61100,5 28266,3 1855 4010 33 3,5 e-e 34 165899,7 124773,8 3330 7190 50 8,6 i-i 34 118203,8 124773,8 3330 7190 35 8,6 o-o 42 119976,5 458400 6450 13720 19 16,7
Chú ý: Các giá trị momen cản uốn và momen cản xoắn chọn theo bảng 7-3b/122 – [1]
Chọn hệ số ψ σ và ψ τ theo vật liệu đối với thép cacbon trung bình ψ σ = 0,1 ψvà τ 0,05.
Chọn các hệ số (bảng 7-4/123, 7-8/127 – [1])
Tiết diện Đường kính trục
_Tập trung jng sudt do lắp căng, với kiku lắp ta chọn T3 áp sudt sinh ra trên bề mặt ghép ≥ 30 N/mm tra bảng 7-10/128 – [1] ta có k σ ε σ
Tiết diện Đường kính trục k σ ε σ k τ ε τ n-n 25 2,6 1,96 m-m 25 2,6 1,96 e-e 34 2,7 2,02 i-i 34 2,7 2,02 o-o 42 2,8 2,08
_Thay trị số tìm được vào công thjc tính (2), (3) tính n σ , n τ và công thjc (1) tính n
Vậy tdt cả các tiết diện điều thma điều kiện ≥ [n] (hệ số an toàn [n] thường ldy bằng 1,5 – 2,5
1.1Tính then lắp trên trục I Đường kính trục I đk lắp then với đường kính trục d = 20mm
Tra bảng 7-23 trang 143 ta chọn được các thông số của then: b = 6; h =6 ; t = 3,8; 𝑡1 = 2,3 ≈ 2,6.; k
Kikm nghiệm độ bền dập trên mặt cạnh làm việc của then: theo công thjc 7-11 trang 139.
Ta ldy 𝑙 𝑚 là chiều dài mayơ ; 𝑙 𝑚 = (1,2 ÷ 1,5) 𝑑
Theo TCVN 150-64 bảng 7-23 trang 143 chọn l = 20 mm
Tra bảng 7-20 trang 142 với jng sudt mối ghép cố định, tải trọng tĩnh, vật liệu Thép 45 ta có: []d = 150 (N/mm2).
Kikm nghiệm bền cắt theo công thjc : 7-12 trang 139
Theo bảng 7-21 trang 142 ta có: [ ]𝜏 𝑐 0 (N/mm ) 2
Như vậy then trên trục I thõa mãn điều kiện bền dập và điều kiện cắt.
1.2Tính then lắp trên trục II Đường kính trục II đk lắp then là tại tiết diện e-e bằng tại tiết diện i-i đường kính lắp then 𝑑 𝑒 𝑒 − = 𝑑 𝑖 𝑖 − = 34mm.
Tra bảng 7-23 trang 143 ta chọn được các thông số của then: b = 10; h = 8; t = 5,2; 𝑡1 = 2,9 ≈ 3,5.; k
Kikm nghiệm độ bền dập trên mặt cạnh làm việc của then: theo công thjc 7-11 trang 139.
Theo TCVN 150-64 bảng 7-23 trang 143 chọn l = 32 mm
Tra bảng 7-20 trang 142 với jng sudt mối ghép cố định, tải trọng tĩnh, vật liệu Thép 45 ta có: []d = 150 (N/mm2).
Kikm nghiệm bền cắt theo công thjc : 7-12 trang 139 [2]
Theo công thjc 7-21 trang 142 ta có: [ ]𝜏 𝑐 0 (N/mm ) 2
Như vậy then trên trục II thõa mãn điều kiện bền dập và điều kiện cắt.
1.3 Tính then lắp trên trục III Đường kính trục III đk lắp then là tại tiết diện đường kính lắp then d= 42 mm Tra bảng 7-23 trang 143 ta chọn được các thông số của then: b = 14; h = 9; t = 5,8; 𝑡1 = 3,3; k ≈ 4,2.
Kikm nghiệm độ bền dập trên mặt cạnh làm việc của then: theo công thjc 7-11 trang
Theo TCVN 150-64 bảng 7-23 trang 143 chọn l = 40 mm
Tra bảng 7-20 trang 142 với jng sudt mối ghép cố định, tải trọng tĩnh, vật liệu Thép 45 ta có: []d = 150 (N/mm2).
Kikm nghiệm bền cắt theo công thjc : 7-12 trang 139
Theo công thjc 7-21 trang 142 ta có: [ ]𝜏 𝑐 0 (N/mm ) 2
Như vậy then trên trục III thõa mãn điều kiện bền dập và điều kiện cắt.
THIẾT KẾ GỐI ĐỠ TRỤC
Trục I và trục II có lực dọc trục tác dụng lên nên ta chọn ổ bi đỡ chặn , còn đối với trục III chọn ổ bi đỡ.
Dự kiến chọn loại ổ bi đỡ chặn, ký hiệu 46000 góc 𝛽 = 26° góc bố trí như sơ đồ sau:
Hệ số khả năng làm việc tính theo công thjc ( 8-1).
C = Q(nh) 0,3 ≤ 𝐶𝑏 𝑛𝑔 ả Ở đây: 𝐶 𝑏 𝑛𝑔 ả : là hệ số khả năng làm việc tính theo bảng
Với số vòng quay của trục 𝑛 𝐼 = 489,7 v/p ; h = 9600 giờ công thjc 8-6 : Q = ( kv.R+m.A ).k kt n t
Trong đó: m = 0,7 tra bảng 8-2 trang 161 [1]
Kt = 1 tải trọng tĩnh Bảng 8-3 trang 162 [1]
Kn = 1 nhiệt độ làm việc dưới 100°𝐶 Bảng 8-4 trang 162 [1]
KV = 1 vòng trong của ổ quay Bảng 8-5 trang 162 [1]
Tổng hợp lực tác dụng lên các gối đở:
Ta có tải trọng tương đương:
Vì 𝑄 𝐴 < 𝑄𝐵 nên ta chọn ổ cho gối đỡ II còn ổ của gối đỡ I ldy cùng kích thước với với ổ II của gối đỡ đk tiện cho việc chế tạo và lắp ghép.
Tra bảng 8-7 trang 164 chọn được (489,7.9600)0,3 0,4
Tra bảng 17P trang 347 jng với d = 25 mm (ta chọn d= 25mm), chọn ổ lăn cỡ trung, kí hiệu 46305 với 𝐶 𝑏 𝑛𝑔 ả = 31000, đường kính trong d= 25 mm, đường kính ngoài D = 62 mm, B = 17 mm.
Dự kiến chọn loại ổ bi đỡ chặn, ký hiệu 46000 góc 𝛽 = 26° bố trí như sơ đồ
Hệ số khả năng làm việc tính theo công thjc 8-1 trang 158
𝐶 𝑏 𝑛𝑔 ả : là hệ số khả năng làm việc tính theo bảng
Với số vòng quay của trục 𝑛 𝐼𝐼 9,6 v/p ; h = 9600 giờ
Tải trọng tương đương tính theo công thjc 8-6 trang 158
Trong đó: m = 0,7 tra bảng 8-2 trang 161
Kt = 1 tải trọng tĩnh Bảng 8-3 trang 162
Kn = 1 nhiệt độ làm việc dưới 100°𝐶 Bảng 8-4 trang
162 K = 1 khi vòng trong của ổ quay Bảng 8-5 trang V
Tổng hợp lực tác dụng lên các gối đỡ:
Ta có tải trọng tương đương:
Vì 𝑄 𝐷 < 𝑄𝐶 nên ta chọn ổ cho gối đỡ I còn ổ của gối đỡ II ldy cùng kích thước với với ổ I của gối đỡ đk tiện cho việc chế tạo và lắp ghép.
Tra bảng 17P trang 347 jng với d = 30mm (ta chọn d = 30mm), chọn ổ lăn cỡ trung, kí hiệu 46306 với 𝐶 𝑏 𝑛𝑔 ả 8000 , đường kính trong d = 30 mm, đường kính ngoài Drmm, B = 19 mm.
𝐶 𝑏 𝑛𝑔 ả : là hệ số khả năng làm việc tính theo bảng
Với số vòng quay của trục 𝑛 𝐼 = 47,8 v/p ; h = 9600 giờ
Tổng hợp lực tác dụng lên các gối đở:
Tải trọng tương đương tính theo công thjc 8-2 [1] Ở đây A = 0 nên Q =𝑅 𝐸 174,7 𝑑𝑎𝑁
Tra bảng 8-7 trang 164 [1] chọn được (47,8.9600)0,3 ≈ 50
Tra bảng 14P trang 339 (1) jng với d = 35 mm (ta chọn d5mm), chọn ổ lăn cở nhẹ, kí hiệu 307 với 𝐶 𝑏 𝑛𝑔 ả = 40000 KN, đường kính trong d= 35 mm, đường kính ngoài D= 80 mm, B= 21 mm.
Bảng thông số chọn ổ lăn:
Ký hệu Đường kính trục Đường kính ngoài Chiều rộng
2 Cố định trục và bôi trơn ổ:
Chọn kiku ổ lăn Đk ổ lăn làm việc tốt, đảm bảo không trượt khi trục làm việc, ta chọn lắp ổ vào trục theo hệ lỗ, vào vm hộp theo hệ trục.
Dựa vào bảng 8-15 trang 175 , 8-18 trang 177 , 8-19 trang 178 , ta chọn được kiku lắp ổ lăn vào trục và vào vm hộp như sau:
Lắp ổ lăn vào trục theo hệ lỗ, kiku lắp 𝑇 2ổ
Lắp ổ lăn vào vm theo hệ trục, kiku lắp 𝑇 1ổ Đối với vòng quay, ta chọn kiku lắp bằng độ dôi đk các mặt không trượt theo bề mặt của trục.
Bộ phận ổ được bôi trơn bằng mỡ, vì vận tốc bộ truyền bánh răng thdp, không thk dùng phương pháp bắn tóe đk hắt dầu trong hộp giảm tốc và bôi trơn bộ phận ổ Có thk loại mỡ T jng với nhiệt độ làm việc ti 60 ÷ 100 C với vận tốc dưới 1500 o vòng/phút Bảng 8-28 trang 198 Lượng mỡ chja 2/3 chổ rỗng của bộ phận ổ. Đk mỡ không chảy ra ngoài và ngăn không cho dầu rơi vào bộ phận ổ, nên làm vòng chắn dầu.
Cố định trục theo phương dọc trục: Đk cố định trục theo phương pháp dọc trục có thk dùng nắp ổ và điều chỉnh khe hở của ổ bằng các tdm điệm kim loại giữa nắp ổ và thân hộp giảm tốc Nắp ổ lắp với hộp giảm tốc bằng vít, loại nắp này dk chế tạo và dk lắp ghép.
Che kín ổ lăn Đk che kín đầu trục ra, tránh sự xâm của bụi bặm và tạp chdt vào ổ, cũng như ngăn mỡ chảy ra ngoài, ở đây dùng loại vòng phớt là đơn giản nhdt.
Dựa vào Bảng 8-29 trang 203[1] ta chọn được các thông số sau:
Kích thước vòng phớt (mm):
THIẾT KẾ KÍCH THƯỚC VỎ HỘP VÀ CÁC BỘ PHẬN KHÁC
Các chi tiết khác
3.1 Nút cửa thăm và nút thông hơi:
Công dụng của nắp cửa thăm là:
- Nơi đổ dầu bôi trơn và hộp giảm tốc khi thay dầu bôi trơn.
- Quan sát các chi tiết máy bên trong hộp giảm tốc.
Công dụng của nút thông hơi là:
- Cân bằng áp sudt bên trong và bên ngoài hộp Nguyên nhân của sự tăng áp sudt là do sự dãn nở của không khí bên trong hộp lúc nhiệt độ làm việc tăng lên.
- Là tay nắm cho nắp cửa thăm.
Ta chọn loại nút thông hơi có lưới chặn bụi vì hộp giảm tốc bánh răng có công sudt lớn hơn 3 kW.
Hình 6.1 Kết nắp cửa thăm
Theo bảng 10-12[tr.277] ta chọn kích thước của cửa thăm như sau: Đơn vị mm:
Theo bảng 10-16[tr.279] ta chọn các nút thông hơi như sau:
BIng 6.3: Kích thước nút thông hơi
Hình 6.2 Kết cPu nút thông hơi
- Dùng đk kikm tra mjc dầu trong hộp giảm tốc, đảm bảo luôn ở mjc dầu cho phép đk các chi tiêt trong hộp giảm tốc được bôi trơn tốt nhdt.
- Hình dáng và kích thước của que thăm dầu được biku diễn như sau:
6.3 Kết cPu que thăm dầu
Sau 1 thời gian làm việc, dầu bôi trơn chja trong hộp bị bẩn hoặc bị biến chdt, do đó phải thay dầu nhớt mới Đk tháo đầu cũ, ở đáy hộp có lỗ tháo dầu Lúc làm việc lỗ được bịt kín bằng nút tháo dầu Dựa vào bảng 10-14[1] trang 278 ta chọn nút tháo dầu có kích thước như hình sau:
BIng 6.4: Kích thước nút tháo dầu d b m a f L e q 𝐷 1 D S l
Hình 6.4 Kết cPu nút tháo dầu
Vòng gồm 3 rãnh tiết diện tam giác có góc ở đỉnh là 60 Khoảng cách giữa các đỉnh 0 là 3 mm Vòng cách mép trong thành hộp khoảng (0,5÷1) mm Khe hở giữa vm với mặt ngoài của vòng ren là 0,4 mm.
Hình 6.5 Kết cPu vòng chắn dầu
Mặt ghép giữa nắp và thân nằm trong mặt phẳng chja đường tâm các trục Lỗ trục lắp ở trên nắp và thân hộp được gia công đồng thời, đk đảm bảo vị trí tương đối của nắp và thân trước và sau khi gia công cũng như khi lắp ghép, ta dùng 2 chốt định vị, nhờ có chốt định vị khi xiết bulông không làm biến dạng vòng ngoài của ổ.
Hình 6.6 Kết cPu chốt định vị
Thông số chốt định vị: bảng trang 273.
BIng 6.6: Kích thước chốt định vị d (mm) c (mm) l (mm)
