KHOA KỸ THUẬT – CÔNG NGHỆĐỒ ÁN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ... LỜI CẢM ƠNTrong nội dung môn đồ án môn học, được sự chỉ bảo hướng dẫn tận tình của côgiáo Châ
TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC
Tính toán chọn động cơ
1.1.1 Xác định công suất cần thiết ( P ct )
P lv : Công suất làm việc ( kW ) Ƞ ht : Hiệu suất hệ thống
Hiệu suất hệ thống Ƞht = ƞ đ 1 ƞ br 1 ƞ ol 3 ƞ kn 1
Tra bảng 2.3 sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1, chọn :
Hiệu suất bộ truyền đai : Ƞ đ = 0,95
Hiệu suất 1 cặp bánh răng trụ răng nghiên : Ƞ br = 0,96
Hiệu suất 1 cặp ổ lăn : Ƞ ol = 0,99
Hiệu suất khớp nối : Ƞ kn = 1 Ƞ ht = 0 , 95 1 0 , 96 1 0 , 99 3 1 1 = 0,88
Vậy công suất cần thiết
1.1.2 Xác định số vòng quay sơ bộ ( n sb )
Số vòng quay sơ bộ n sb = n lv u ch
Trong đó : n lv : số vòng quay làm việc ( vòng/phút ) u ch : tỉ số truyền chung
Số vòng quay làm việc n lv = 60000 π D v = 60000.0 π 250 , 75 = 57,29 vòng/phút
Tỉ số truyền chung u ch = u đ u br
Tra bảng 2.4 sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1, chọn :
Truyền động bánh răng trụ răng nghiên u br = (3 ÷ 5) u ch = (3 ÷ 5) (3 ÷ 5) = (9 ÷ 25)
Vậy số vòng quay sơ bộ n sb = 57,29.(9 ÷ 25) = (515,61 ÷ 1432,25)
Công suất cần thiết P ct = 5,96 kW
Số vòng quay sơ bộ n sb = 1000 vòng/phút Điều kiện để chọn động cơ :
Tra bảng P1.3 sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1
Công suất động cơ : P đc = 7,5 kW
Số vòng quay động cơ : n đc = 968 vòng/phút
Công suất thực của động cơ
P đc = 7,5 85,5 % = 6,41 kW ( thỏa mãn điều kiện )
Phân phối tỉ số truyền
1.2.1 Tính lại tỉ số truyền
Tính lại tỉ số truyền chung u ch = n n đc lv = 57 968 , 29 = 16,89 Phân phối lại tỉ số truyền cho bộ truyền trong
1.2.2 Tính toán các thông số động học
Công suất làm việc trên trục :
Công suất trên trục công tác : P lv = 5,25 kW
Công suất làm việc trên trục II : P II = ƞ P lv ol ƞ kn = 0 5 , 99 , 25 1 = 5,30 kW
Công suất làm việc trên trục I : P I = ƞ P II ol ƞ br = 0 , 99 5 , 30 0 , 96 = 5,57 kW
Công suất làm việc trên trục động cơ : P đc = ƞ P I ol ƞ đ = 0 , 99 5 ,57 0 , 95 = 5,92 kW
Số vòng quay trên trục :
Số vòng quay trên trục động cơ : n đc = 968 vòng/phút
Số vòng quay trên trục I : n I = n u đc đ = 968 3 , 5 = 276,57 vòng/phút
Số vòng quay trên trục II : n II = u n I br = 276 4 , 82 , 57 = 57,37 vòng/phút
Số vòng quay trên trục công tác : n lv = 57,29 vòng/phút
Momen xoắn trên trục động cơ :
968 = 58404,95 N.mm Momen xoắn trên trục I :
276 , 57 = 192332,86 N.mm Momen xoắn trên trục II :
Momen xoắn trên trục công tác :
Bảng thông số
Trục động cơ Trục I Trục II Trục công tác
Tỉ số truyền - u u đ = 3,5 u br = 4,82 u kn = 1
Vận tốc quay – n ( vòng/phút ) 968 276,57 57,37 57,29
THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI
Thiết kế bộ truyền đai
2.1.1 Các yêu cầu về chọn đai Điều kiện làm việc : Hệ thống làm việc một chiều, số ca làm việc là 2 ca, tải trọng thay đổi không đáng kể, mỗi năm làm việc 300 ngày. Ưu điểm đai thang :
Dễ thay thế, sử dụng rộng rãi và giá thành rẻ
Cấu tạo đơn giản, nhẹ dễ lắp đặt
Bề mặt tiếp xúc giữa đai và bánh đai lớn làm tăng khả năng kéo tải
Có khả năng chịu mài mòn, chống ẩm
Chọn đai thiết kế : Đai thang
Các thông số đã có : P đc = 5,92 kW n đc = 968 vòng/phút
Theo hình 4.1 trang 59 sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1, dựa theo công suất và số vòng quay đã cho ta chọn đai loại Б.
Tra bảng 4.13 ta có được các thông số đai loại Б :
Diện tích tiết diện : A = 138 mm 2 Đường kính bánh đai nhỏ : d min = 140 – 280 mm
Chiều dài giới hạn : L = 800 – 6300 mm
2.1.3 Đường kính bánh đai thứ I
Chọn d min = 140 mm d 1 ≈ 1,2 d min = 1,2 140 = 168 mm
Theo tiêu chuẩn ta chọn d 1 = 180 mm ( bảng 4.21 trang 63 sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1 )
Kiểm tra vận tốc bánh đai dẫn : v 1 = π d 1 n đc
60 1000 = π 60.1000 180 968 = 9,12 m/s Vậy v 1 = 9,12 m/s < v max = 25 ÷ 30 ( m/s ) Thỏa mãn điều kiện
2.1.4 Đường kính bánh đai thứ II
Chọn ξ = 0,01 Đường kính bánh đai lớn d 2 d 2 = u đ d 1.(1 – ξ ) = 3,5.180.(1 - 0,01) = 623,7 mm
Theo tiêu chuẩn chọn d 2 = 630 mm ( bảng 4.21 trang 63 sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1 )
Kiểm tra lại tỉ số truyền : u t = d d 2
Vậy Δu = 0,85% ≤ Δu max = 5% Thõa mãn điều kiện
2.1.5 Xác định chiều dài đai sơ bộ
Dựa vào bảng 4.14 trang 60 sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1 chọn sơ bộ khoảng cách trục: a ≈ 0,95d2 = 0,95.630 = 598,5 mm
Theo tiêu chuẩn chọn L = 2800 mm ( Bảng 4.13 trang 59 sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1 )
Tính chính xác khoảng cách trục : a cv = K + √ K 2 − 8 2
Vậy a cx thõa mãn điều kiện
2.1.6 Số lần chạy đai trong 1 giây i = V L = 9 , 12
2.1.7 Góc ôm bánh đai dẫn ❑ 1
= 144 ° > ❑ min = 120 ° ( ❑ 1 thỏa mãn điều kiện )
Không xảy ra hiện tượng trơn trược
[ P 0 ] = 3,38 ( v 1 =9 , 12m / s ; d 1 0 mm ) ( tra bảng 4.19 trang 62 sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1 )
C u = 1,14 ( u đ = 3,5 ) ( tra bảng 4.18 trang 61 sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1 )
C L = √ 6 L L 0 = √ 6 2800 2240 = 1,03 ( tra bảng 4.19 trang 62 sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1, ta chọn được L 0 = 2240 )
C z = 0 , 95 ( z = [ P P 1 0 ] = 5 3 , , 38 92 = 1,75 tra bảng 4.18 trang 61 sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1, ta chọn được C z )
C r = (1 ÷ 0,85) ( bảng 4.8 trang 148 sách cơ sở thiết kế máy – Nguyễn Hữu Lộc ) Chọn C r = 0,9 nhưng vì số ca làm việc là 2 ca nên C r = 0,9 – 0,1 = 0,8
2.1.9 Chiều rộng bánh đai và đường kính ngoài của bánh đai
Tra bảng 4.21 trang 63 sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1, ta có :
B = (2 – 1).19 + 2.12,5 = 44 mm Đường kính ngoài của bánh đai : d a = d 1 + 2 h 0 = 180 + 2.4,2 = 188,4
2.1.10 Xác định lực tác dụng lên đai
Lực vòng trên bánh dẫn : F t = 1000 v P đc
Lực vòng trên mỗi dây đai : F t
( q m = 0,178 tra bảng 4.22 trang 64 sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí
Lực căng ban đầu : F 0 = Z.A.[ ❑ 0 ] = 2.138.1,5 = 414 N ( [ ❑ 0 ] ≥ 1,5MPa trang
139 sách cơ sở thiết kế máy – Nguyễn Hữu Lộc )
Lực căng mỗi dây đai : F 0
Lực căng trên nhánh dẫn : F 1 = F 0 + F t
Lực căng trên nhánh bị dẫn : F 2 = F 0 - F t
2 = 414 - 649 2 , 12 = 89,44 N Momen xoắn trên bánh dẫn :
Lực tác dụng lên trục : F r = 2 F 0.z.sin( ❑ 2 1 ) = 2.414.2.sin( 144 2 ° ) = 1574,94 N
2.1.11 Ứng suất lớn nhất trong đai
A = 207 138 = 1,5 ( F 0là lực căng trên mỗi dây )
A = 324 138 , 56 = 2,35 ( F t là lực căng trên mỗi dây )
❑ v = ρ v 2 10 −6 = 1000.9 , 12 2 10 −6 = 0,08 ( ρ ≈ 1000 kg/ m 3 trang 140 sách cơ sở thiết kế máy – Nguyễn Hữu Lộc )
1 E = 180 2.4 100 = 4,44 ( E 0 ÷ 350 MPa trang 140 sách cơ sở thiết kế máy – Nguyễn Hữu Lộc )
Tuổi thọ đai tính bằng giờ :
( m = 8, ❑ r = 9 trang 146 sách cơ sở thiết kế máy – Nguyễn Hữu Lộc )
Loại đai Đai thang loại Б Đường kính đai thang nhỏ d 1 ( mm ) 180 Đường kính đai thang lớn d 2 ( mm ) 630
Sai số tỉ số truyền Δu ( % ) 0,85
Chiều rộng bánh đai B ( mm ) 44
Góc ôm trên bánh đai nhỏ ❑ 1 144 °
Lực căng mỗi dây đai ( N ) 207
Lực tác dụng lên trục F r ( N ) 1574,94 Ứng suất lớn nhất trên dây đai ❑ max ( Mpa ) 7,195
Thiết kế khớp nối trục
Chọn khớp nối trục vòng đàn hồi
2.2.2 Xác định mômen xoắn tính toán ( T t )
Tra bảng 16-1 trang 58 sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 2, ta có hệ số chế độ làm việc k = 1,2 ÷ 1,5 → chọn k = 1,2
2.2.3 Xác định kích thước khớp nối trục
Tra bảng 16-10a trang 69 sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 2, ta có kích thước cơ bản của nối trục vòng đàn hồi d = 63 mm d 1 = 110 mm B 1 = 70 mm
D = 210 mm D 0 = 160 mm l 1 = 40 mm d m = 120 mm Z = 8 mm D 3 = 36 mm
L = 80 mm n max = 2850 vg/ph l 2 = 40 mm l = 140 mm B = 6 mm
Tra bảng 16-10b trang 69 sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 2, ta có kích thước cơ bản của vòng đàn hồi d c = 18 mm l = 80 mm l 3 = 36mm d 1 = M12 l 1 = 42 mm h = 2mm
2.2.4 Lực vòng từ khớp nối tác dụng lên trục
2.2.5 Kiểm nghiệm điều kiện bền của vòng đàn hồi và chốt Điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi σ d = Z D 2 k T II
→ σ d = 2.1 8.160 18 36 ,2 882255 , 53 = 2,552 MPa ( thõa mãn ) Điều kiện sức bền của chốt σ u = k T II l 0
THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
Chọn vật liệu
Theo bảng 6.1 trang 92 sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1 chọn : Bánh nhỏ : Thép 50 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 228…255 có σb1 p0…800
Bánh Lớn : Thép 50 thường hóa đạt độ rắn HB 179…228 có σb2 = 640 MPa, σch2 = 350 Mpa
Chọn vật liệu bánh dẫn và bánh bị dẫn
Chọn thép C50: tôi cải thiện Độ rắn bề mặt HB1%0
Giới hạn chảy: σch1S0 MPa
Chọn thép C50: thường hóa Độ rắn bề mặt HB2 = 200
Giới hạn chảy: σch2 = 350 Mpa
Số chu kỳ làm việc cơ sở
NFO1 = NFO2 = 5.10 6 ( NFO của thép trang 226 sách cơ sở thiết kế máy – Nguyễn Hữu Lộc )
Tổng thời gian làm việc
Thời hạn phục vụ 5 năm, số ca làm việc là 2 ca, tải trọng thay đổi không đáng kể, mỗi năm làm việc 300 ngày ( mỗi ca 8 tiếng ) t Σ = 5.300.2.8 = 24000 giờ
Số chu kỳ làm việc tương đương
Trong đó c : số lần ăn khớp trong một vòng quay n : số vòng quay trong một phút t ∑ : tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét
Ứng suất tiếp xúc cho phép
3.6.1 Tính giới hạn mỏi tiếp xúc ( σ Hlim o )
Tra bảng 6.2 trang 94 sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1, ta có σ Hlim o = 2HB + 70 MPa
Bánh bị dẫn : σ Hlim o = 2.200 + 70 = 470 MPa
3.6.2 Tính ứng suất tiếp xúc cho phép [ σ H ]
S H = 1,1 ( bảng 6.2 trang 94 sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 )
2 = 466 , 36 + 2 384 , 54 = 425,45 MPa Vậy ứng suất tiếp xúc cho phép tính toán [ σ H ] = 425,45 MPa
Ứng suất uốn cho phép
3.7.1 Tính giới hạn uốn cho phép ( σ Flim o )
Tra bảng 6.2 trang 94 sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1, ta có σ Flim o = 1,8HB MPa
Bánh bị dẫn : σ Flim o = 1,8.200 = 360 MPa
3.7.2 Tính ứng suất uốn cho phép [ σ F ]
S F = 1,75 ( bảng 6.2 trang 94 sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 )
Khoảng cách trục sơ bộ bộ truyền bánh răng nghiêng
K a = 43 ( bảng 6.5 trang 96 sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1 ) u = 4,82
K H β = 1,03 ( bảng 6.5 trang 98 sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1) ψ ba = ( 0,3…0,5 ) → theo tiêu chuẩn chọn ψ ba = 0,4 ( bảng 6.6 trang 97 sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1 )
Theo tiêu chuẩn chọn a sb = 200 mm
Xác định các thông số ăn khớp
* Góc nghiêng β : chọn sơ bộ β = 10 °
* Tính lại góc β : cosβ = m Z 2 a t sb = 3.128 2.200 = 0,96
Các thông số hình học
Chiều cao răng : h = 2,25m = 2,25.3 = 6,75 mm Đường kính vòng chia ( d w ) : d 1 = Z 1 m cosβ = cos16 ° 15 22.3 ’ 36 , 74 ’’ = 68,75 mm d 2 = Z 2 m cosβ = cos16 ° 106.3 15 ’ 36 , 74 ’’ = 331,25 mm Đường kính vòng đỉnh ( d a ) : d a 1 = d 1 + 2m = 68,75 + 2.3 = 74,75 mm d a 2 = d 2 + 2m = 331,25 + 2.3 = 337,25 mm
2 = 68 ,75+ 2 331, 25 = 200 mm Đường kính vòng chân răng ( d f 1 ) : d f 1 = d 1 – 2,5m = 68,75 – 2,5.3 = 61,25 mm d f 2 = d 2 – 2,5m = 331,25 – 2,5.3 = 323,75 mm
Chiều cao đỉnh răng : h a = m = 3 mm
Chiều cao chân răng : h f = 1,25m = 1,25.3 = 3,75 mm
Chiều rộng bánh răng : b = ѱ ba a w > 2 sin ,5 β m
Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép : σ F1 = 2 T 1 K b F Y ε Y β Y F 1 w d w 1 m ≤ [ σ F1 ] σ F2 = σ F1 Y Y F2
T 1 = 192332,86 N.mm : mômen xoắn trên bánh chủ động m = 3 mm : môđun pháp b w = b = 80 mm : chiều rộng vành răng d w 1 = d 1 = 68,75 mm : đường kính vòng lăn bánh chủ động
Y ε : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
( ε a : hệ số trùng khớp ngang, tính theo công thức 6.38b trang 128 sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1 )
Y β : hệ số kể đến độ nghiêng của răng
Y F1 , Y F2 : hệ số dạng răng của bánh 1 và 2
Với Z v 1 = 25 Y F1 = 3,90 ( bảng 6.18 trang 109 sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1 )
Với Z v 2 = 120 Y F2 = 3,60 ( bảng 6.18 trang 109 sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1 )
K F : hệ số tải trọng khi tính về uốn
Tính vận tốc vòng bánh răng : v = π d 1 n 1
Với v = 0,99 m/s tra bảng 6.13 trang 106 sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1, ta dùng cấp chính xác 9 ѱ bd = 0,53 ѱ ba ( u + 1 ) = 0,53.0,4( 4,82 + 1 ) = 1,23 tra bảng 6.7 trang 98 sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1, K F β = 1,14
K F a = 1,37 ( tra bảng 6.14 trang 107 sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1 )
Với v F = δ F g o v √ a u w δ F = 0,006 ( tra bảng 6.15 trang 107 sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1 ) g o = 73 ( tra bảng 6.16 trang 107 sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập
= 77,99 MPa ( thõa mãn điều kiện ) σ F2 = σ F1 Y Y F2
= 71,99 MPa ( thõa mãn điều kiện )
Lực tác dụng lên bộ truyền
Lực hướng tâm F r : F r 1 = F r2 = F t 1 tg ❑ nw cos β = cos16 5595 ° , 15 13 ’ 36 tg20 ,74 ° ’’ = 2121,31 N Lực dọc trục F a : F a 1 = F a 2 = F t 1.tg β = 5595,13.tg 16 ° 15 ’ 36 ,74 ’’ = 1631,91 N
Bảng tổng hợp
Thông số Bánh dẫn Bánh bị dẫn
Số răng 22 106 Đường kính vòng chia 68,75 mm 331,25 mm Đường kính vòng đỉnh răng 74,75 mm 337,25 mm Đường kính vòng chân răng 61,25 mm 323,75 mm
Chiều cao đỉnh răng 3 mm
Chiều cao chân răng 3,75 mm
Chiều rộng bánh răng 80 mm
THIẾT KẾ TRỤC
Chọn vật liệu
Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép 45 tôi cải thiện có σ b = 600 MPa, ứng suất xoắn cho phép [ τ ] = 15 ÷ 30 MPa
Thông số kỹ thuật của trục
Vận tốc quay – n ( vòng/phút ) 276,57 57,37
Lực tác dụng lên trục
Lực tác dụng lên bộ truyền đai : F rđ = 1574,94 N
Lực tác dụng lên bánh răng :
Lực hướng tâm F r : F r 1 = F r2 = F t 1 tg ❑ nw cos β = cos16 5595 ° , 15 13 ’ 36 tg20 , 74 ° ’’ = 2121,31 N Lực dọc trục F a : F a 1 = F a 2 = F t1.tg β = 5595,13.tg 16 ° 15 ’ 36 , 74 ’’ = 1631,91 N
Lực vòng khớp nối tác dụng lên trục :
Xác định sơ bộ đường kính trục
Đường kính trục được xác định chỉ bằng mômen xoắn theo công thức : d ≥ √ 3 0 ,2 T [ τ ]
Trong đó : T – mômen xoắn ( N.mm )
[ τ ] – ứng suất cho phép ( MPa ) d – đường kính trục ( mm ) Đường kính sơ bộ trục I, chọn [ τ ] = 15 d I ≥ √ 3 192332 0 , 2.15 , 86 = 40,02 mm Đường kính sơ bộ trục II, chọn [ τ ] = 30 d II ≥ √ 3 882255 0 ,2.30 ,53 = 52,78 mm
Tra bảng 10.2 trang 189 sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1, từ đường kính d có thể xác định gần đúng chiều rộng ở lăn b 0 :
Xác định chiều dài mayơ
Chiều dài mayơ bánh đai trên trục I l mđ = ( 1,2 ÷ 1,5 ) d I = ( 1,2 ÷ 1,5 ).40 = ( 48 ÷ 60 ) mm
Chiều dài mayơ bánh răng trụ trên trục I, II l m1 = ( 1,2 ÷ 1,5 ) d I = ( 1,2 ÷ 1,5 ).40 = ( 48 ÷ 60 ) mm
Chiều dài mayơ khớp nối trên trục II l mkn = ( 1,4 ÷ 2,5 ) d II = ( 1,4 ÷ 2,5 ).50 = ( 70 ÷ 125 ) mm
Trị số của các khoảng cách
Tra bảng 10.3 trang 189 sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập , ta chọn k 1, k 2, k 3 và h n : k 1 = 10 mm k 2 = 5 mm k 3 = 10 mm h n = 15 mm
Chiều dài các đoạn trục
Tính phản lực tại các gối đỡ và vẽ biểu đồ mômen
4.8.1 Trục I a Lực tại các ổ lăn được phân bố như sau b Phân tích lực
Trong mặt phẳng nằm ngang ZX, vì lực F t1nằm đối xứng với hai ổ lăn, nên:
Thép 45 có σ b = 600 MPa, tra bảng 10.5 trang 195 sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1 với d I = 40 → [ σ ] = 63 MPa
→ Để cố định bánh đai trên trục phải có rãnh then, đường kính trục tăng thêm
Vậy theo tiêu chuẩn thân trục chọn d đ = 30 mm
→ Theo tiêu chuẩn đầu ngõng trục chọn d A = 30 mm
→ Để cố định bánh răng trên trục phải có rãnh then, đường kính trục tăng thêm ( 5 ÷ 10 )% d Z 1 d Z 1 = 35,6 + ( 5 ÷ 10 )%.35,6
Vậy theo tiêu chuẩn thân trục chọn d Z 1 = 36 mm
Chọn d B = d A = 30mm Đường kính trục tại 2 ổ lăn : d ol 0 mm Đường kính trục tại chổ lắp bánh đai : d đ = 30 mm Đường kính trục tại bánh răng : d br 6 mm d Tính kiểm nghiệm trục
* Hệ số an toàn theo ứng suất uốn
Có σ b ≤ 700 MPa → K σ =1 , 75 ;K τ =1 , 55 ( bảng 10.5 trang 363 354/605 NHL )
Hệ số xét đến ảnh hưởng đường kính trang 361, bảng 10.3 trang 362 TL1.a
Hệ số an toàn ứng suất uốn
( Tra bảng 9.1a/173 [ 1 ] sách Trịnh Chất → với d = 36 mm > ( 30 ÷ 38 ) chọn b = 10, t = 5 )
* Hệ số an toàn theo ứng suất xoắn
Hệ số an toàn ứng suất xoắn
S= 3 , 41≥ [ S ] ∈ ( 2.5 ÷3 ) điềukiện bền mỏi và độ cứng được thỏa
4.8.2 Trục II a Lực tại các ổ lăn được phân bố như sau b Phân tích lực
Thép 45 có σ b = 600 MPa, tra bảng 10.5 trang 195 sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1 với d II = 50 → [ σ ] = 50 MPa
0 ,1.50 = 53,5 mm → Theo tiêu chuẩn đầu ngõng trục chọn d A = 50 mm
→ Để cố định bánh răng trên trục phải có rãnh then, đường kính trục tăng thêm ( 5 ÷ 10 )% d Z 1 d Z 1 = 54,23 + ( 5 ÷ 10 )%.54,23
Vậy theo tiêu chuẩn thân trục chọn d Z 1 = 63 mm
Lấy đồng bộ đường kính d A lắp ổ lăn tại A
0 ,1.50 = 53,5 mm → Theo tiêu chuẩn đầu ngõng trục chọn d kn = 50 mm Đường kính trục tại 2 ổ lăn : d ol = 50 mm Đường kính trục tại chổ lắp khớp nối : d kn = 50 mm Đường kính trục tại bánh răng : d br = 63 mm d Tính kiểm nghiệm trục
* Hệ số an toàn theo ứng suất uốn
Có σ b ≤ 700 MPa → K σ =1 , 75 ;K τ =1 , 55 ( bảng 10.5 trang 363 354/605 NHL )
Hệ số xét đến ảnh hưởng đường kính trang 361, bảng 10.3 trang 362 TL1.a
Hệ số an toàn ứng suất uốn
( Tra bảng 9.1a/173 [ 1 ] sách Trịnh Chất → với d = 63 mm > ( 58 ÷ 65 ) chọn b = 18, t = 7 )
* Hệ số an toàn theo ứng suất xoắn
Hệ số an toàn ứng suất xoắn
S= 6 , 44 ≥ [ S ] ∈ ( 2.5 ÷ 3 ) điều kiện bền mỏi và độ cứng được thỏa.
Chọn rãnh then bằng cho trục I và II
4.9.1 Trục I a Chọn thông số then bánh đai Đường kính trục tại chổ lắp bánh đai : d đ = 30 mm b = 8mm h = 7 mm t 1 = 4 mm t 2 = 2,8 mm l = 50 mm Tra bảng 9.1a trang 173 172/272 [ 1 ] sách Trịnh chất, ta chọn được
Kiểm nghiện ứng suất bền dập σ d = 2 T
Lắp cố định, tải trọng tĩnh, Thép C45
[ σ d ] = 150 MPa ( Bảng 9.5 trang 178 sách Trịnh Chất ) σ d ≤ [ σ ] d Sức bền dập trên then đượcthỏa
Kiểm nghiệm độ bền cắt τ c = 2 192332 , 86
Với then bằng thép C45, tải trọng tĩnh
[ τ c ] MPa τ c ≤ [ τ c ] độ bền cắt thỏa. b Chọn thông số then bánh răng Đường kính trục tại chổ lắp bánh răng : d br = 36 mm
Kiểm nghiện ứng suất bền dập σ d = 2 T
Lắp cố định, tải trọng tĩnh, Thép C45
[ σ d ] 0 MPa ( Bảng 9.5 trang 178 sách Trịnh Chất ) σ d ≤ [ σ ] d Sức bền dập trên then đượcthỏa
Kiểm nghiệm độ bền cắt: τ c = 2 T
Với then bằng thép C45, tải trọng tĩnh:
[ τ c ] = 90 MPa τ c ≤ [ τ c ] độ bền cắt thỏa.
4.9.2 Trục II Đường kính trục tại bánh răng : d br c mm b = 10 mm h = 8 mm t 1 = 5 mm t 2 = 3,3 mm l = 50 mm
Kiểm nghiện ứng suất bền dập σ d = 2 T
Lắp cố định, tải trọng tĩnh, Thép C45
[ σ d ] 0 MPa ( Bảng 9.5 trang 178 sách Trịnh Chất ) σ d ≤ [ σ ] d Sức bền dập trên then đượcthỏa
Kiểm nghiệm độ bền cắt: τ c = 2 T
Với then bằng thép C45, tải trọng tĩnh:
[ τ c ] MPa τ c ≤ [ τ c ] độ bền cắt thỏa. b = 18 mm h = 11 mm t 1 = 7 mm t 2 = 4,4 mm l = 50 mm
TÍNH TOÁN CHỌN Ổ LĂN
Trục I
→ Chọn loại ổ bi đỡ chặn
Tra bảng P2.12 262/272 [ 1 ] sách Trịnh Chất, chọn loại cỡ trung hẹp, kí hiệu ổ
46306 có các thông số d = 30 mm b = T = 19 mm r 1 =1 mm C 0 , 7 kN
5.1.3 Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ
Q – tải trọng động quy ước, kN
L – tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay m – bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn, m = 3 đối với ổ bi
Xác định tải trọng động quy ước
F r và F a – tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục, kN
V – hệ số kể đến vòng nào quay ( khi vòng trong quay V = 1 ) k t – hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ, k t =1 k đ – hệ số kể đến đặc tính tải trọng, k đ =1 ( tải trọng tĩnh )
X – hệ số tải trọng hướng tâm
Y – hệ số tải trọng dọc trục
Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ A và B
Vậy ta tiến hành kiểm nghiệm cho ổ chịu tải lớn hơn F r = F RB = 3956 , 4 N
RB = 1.3956 1631 , 91 , 4 = 0,413 > e = 0,3 Tra bảng 11.4 215/272 [ 1 ] sách trịnh chất chọn X = 0,45, Y = 1,01
Xác định tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay
Trị số nên dùng của L h đối với ổ lăn của các loại máy và thiết bị khác nhau cho trong bảng 11.2, trong đó đối với hộp giảm tốc L h = ( 10 ÷ 25 ) 10 3 giờ
5.1.4 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ
Nhằm tránh biến dạng dư ta tiến hành chọn ổ theo khả năng tải tĩnh
Tra bảng 11.6 220/272 [ 1 ] sách Trịnh Chất, ổ bi đỡ chặn với α = 12 ° loại 1 dãy chọn X 0 =0 , 5Y 0 =0 , 47
Như vậy ổ đã chọn thõa mãn khả năng tải tĩnh
Trục II
→ Chọn loại ổ bi đỡ chặn
Tra bảng P2.12 263/272 [ 1 ] sách Trịnh Chất, chọn loại cỡ trung hẹp, kí hiệu ổ
46310 có các thông số d = 50 mm b = T = 27 mm r 1 =1 , 5 mm C 0 D , 8 kN
5.2.3 Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ
Q – tải trọng động quy ước, kN
L – tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay m – bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn, m = 3 đối với ổ bi
Xác định tải trọng động quy ước
F r và F a – tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục, kN
V – hệ số kể đến vòng nào quay ( khi vòng trong quay V = 1 ) k t – hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ, k t =1 k đ – hệ số kể đến đặc tính tải trọng, k đ =1 ( tải trọng tĩnh )
X – hệ số tải trọng hướng tâm
Y – hệ số tải trọng dọc trục
Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ A và B
RB = 1.11741 1631 , 91 , 5 = 0,14 < e = 0,3 Tra bảng 11.4 215/272 [ 1 ] sách trịnh chất chọn X = 1, Y = 0
Xác định tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay
Trị số nên dùng của L h đối với ổ lăn của các loại máy và thiết bị khác nhau cho trong bảng 11.2, trong đó đối với hộp giảm tốc L h = (10 ÷ 25) 10 3 giờ
5.2.4 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ
Nhằm tránh biến dạng dư ta tiến hành chọn ổ theo khả năng tải tĩnh
Tra bảng 11.6 220/272 [ 1 ] sách Trịnh Chất, ổ bi đỡ chặn với α = 12 ° loại 1 dãy chọn X 0 =0 , 5Y 0 =0 , 47
Như vậy ổ đã chọn thõa mãn khả năng tải tĩnh
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC
Chọn vật liệu chế tạo
Chỉ tiêu của hộp giảm tốc là độ cứng cao và khối lượng nhỏ, chọn vỏ hộp vật liệu là gang xám GX 15-32, gia công bằng phương pháp đúc, mặt ghép giữa nắp và thân là mặt phẳng đi qua đường tâm của cả 2 trục.
Chiều dày thành thân hộp
→ δ =6 mm nhỏ hơnchiều dày tốithiểu 7 , 5 mm
Chiều dày thành nắp hộp
→ δ 1 =5 mm nhỏ hơn chiều dày tối thiểu 7 , 5 mm
Chiều dày mặt bích dưới của thân hộp
Chiều dày mặt bích trên của nắp hộp
Chiều dày mặt đế của hộp không có phần lồi
Chiều dày gân ở thân hộp
Chiều dày gân ở nắp hộp
Đường kính bulông nền
d n = 0,036 A+ 12=0,036.145 +12 ,2 mm Theo tiêu chuẩn ,chọn d n mm
Bulông cạnh ổ
d 1 = 0 , 7 d n = 0 , 7.18 = 12 , 6 mm Theo tiêu chuẩn , chọn d 1 = 14 mm
Bulông ghép mặt bích nắp và thân
d 2 = ( 0 ,5 ÷ 0 , 6 ) d n = ( 0 , 5 ÷ 0 , 6 ) 18 = ( 9 ÷ 10 , 8 ) mm Theo tiêu chuẩn ,chọn d 2 mm
Bulông ghép nắp ổ
d 3 = ( 0 , 4 ÷ 0 , 5 ) d n = ( 0 , 4 ÷ 0 , 5 ) 18= ( 7 , 2 ÷ 9 ) mm Theo tiêu chuẩn ,chọn d 3 = 8 mm
Bulông ghép nắp cửa thăm
d 4 = ( 0 , 3 ÷ 0 , 4 ) d n = ( 0 , 3 ÷ 0 , 4 ) 18 = ( 5 , 4 ÷ 7 , 2 ) Theo tiêu chuẩn ,chọn d 4 =6 mm
Bulông vòng
Hộp giảm tốc a = 145 mm, tra bảng 6-4 xác định sơ bộ khối lượng hộp 140kg,với khối lượng này tra bảng 6-3 sử dụng bulông vòng M8 bố trí theo cách c
Khoảng cách C1 từ mặt ngoài của vỏ hộp đến tâm bulông nền và khoảng cách C2 từ tâm bulông nền đến mặt ngoài của đế
khoảng cách C2 từ tâm bulông nền đến mặt ngoài của đế
6.16 Khoảng cách C1 từ mặt ngoài của vỏ hộp đến tâm bulông cạnh ổ và khoảng cách C2 từ tâm bulông cạnh ổ đến mặt ngoài của mặt bích
Khoảng cách C1 từ mặt ngoài của vỏ hộp đến tâm bulông ghép mặt bích của nắp và thân và khoảng cách C2 từ tâm bulông ghép mặt bích của nắp và thân đến mặt ngoài của mặt bích
Nút tháo dầu
Tra bảng 6-12, xác định bulông tháo dầu M20 với kích thước cụ thể như sau:
Chốt định vị
Chốt định vị hình côn được lựa chọn để định vị trí của nắp hộp và thân hộp khi lắp ghép Tra bảng 6-6, chọn kích thước chốt định vị phù hợp với kích thước mặt bích như sau: d = 6 mm c = 1,0 l = 30 mm
Nắp cửa thăm
Đường kính lỗ tại vị trí lắp với nút thông hơi: d = 16 mm.
Nút thông hơi
Nút thông hơi kết hợp với chức năng là tay nắm được lựa chọn có kích thước cụ thể như hình vẽ.
Que thăm dầu
Que thăm dầu được lựa chọn sử dụng trong hộp giảm tốc có hình dạng và kích thước như hình vẽ Trong đó chiều dài L và vị trí đánh dấu mức dầu max – min được xác định sao cho phù hợp với cấu tạo của thân hộp.
Tên Chi tiết máy Số lượng
Bulông ghép mặt bích nắp và thân -
Bulông ghép nắp ổ - M8 12 (mỗi nắp 4 bulông)
Bulông ghép nắp cửa thăm - M6 4
Chốt định vị hình côn 2
BÔI TRƠN HỘP GIẢM TỐC VÀ Ổ LĂN
Bôi trơn hộp giảm tốc
Chọn độ nhớt của dầu 50 ° C ( 100 °C ) để bôitrơn bánh răng Độ nhớt của dầu: 57 8
Chọn dầu bôi trơn cho hộp giảm tốc
Dầu máy bay MC-20: Độ nhớt centistoc: [ 50° C 100° C 7 = 20 ] Độ nhớt engle:[ 100 50 ° C ≥ ° C ≥ 12 2 , ,4 95 ]
Bôi trơn ổ lăn
Vì vận tốc vòng của cả 2 bánh răng đều nhỏ hơn 4 m/s, nên ta chọn phương pháp bôi trơn bằng mỡ cho ổ lăn Chọn mỡ kí hiệu LGMT2