Đê tài thit k hê thong  dan Đông băng tãi

Bộ truyền đai thang, 3.. Yêu cầu khác: Đảm bảo an toàn cho động cơ khi quá tải đột ngột; Thời gian phục vụ: 40 000 3 - Nội dung phần thuyết minh và tính toán: - Chọn động cơ va phân phối

CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYÊN

Các dữ kiện ban đầu

Cc số liệu cho trưc của nhiệm vụ thiêt kê:

F = 5000 (N); V = 1,4 (m/s); D = 360 (mm ) Đặc tính tải: tải trọng thay đổi, rung động nhẹ.

Thời gian phục vụ: 28 000 giờ; bộ truyền có kích thưc nhỏ gọn; lam việc một chiều.

Chọn động cơ

1.2.1 Tính toán thông số cơ bản động cơ

Tính ton công suất lam việc của tải theo công thc (2.11), trang 20, tai liệu [1] :

Trong đó: � �� – công suất trên trục tang quay hoặc dia xích, kW ; F- l c kéo bang tải hoặc xích tải, N ; v - vân tốc bang tải hoặc xích tải, m/s.

Tính ton hệ số hiệu suất lam việc của hệ thống truyền động theo công thc (2.9) va bảng (2.3), trang 19, tai liệu [1] : η = η η η ol brc brt = 0,993 0,96.0,97 = 0,91 3

Hiệu suất của ổ lăn: ηol = 0,993.

Hiệu suất của bộ truyền bnh răng côn: ηbrc = 0,96

Hiệu suất của bộ truyền bnh răng trụ: η brt = 0,97.

Theo công thc (2.8), trang 21, ta có :

Tính ton số vòng quay của tải theo công thc (2.16), trang 21: n = lv 60000.

Vơsi, � - vâ!n tốc băng tải, m/s ; �- đường kính tang băng tải, mm.

Tính ton tỉ số truyền chung bộ truyền động theo công thc (2.15) va bảng (2.4), trang 21, tai liệu [1] : u c = u u = 1 10 ÷ 25 = 10 ÷ 25 t n ( ) ( )

Tỉ số bộ truyền ngoai: u n = 1

Tỉ số bộ truyền trong : u t = u brct2c = 10 ÷ 25( )

Theo công thc (2.18), trang 21, tai liệu [1] :

Họ va tên: Nguyn Đ"nh Phương

PBL2-Thiêt kê ki thuâ !t GVHD: TS Đinh Đc Hnh n sb = n u = 74,27 10 ÷ 25 = 743 ÷ 1857 lv c ( ) (v/p)

Từ dải số vòng phải tính được ta chọn được số vòng quay thích hợp la 1500 (v/p).

Việc l a chọn động cơ phải thỏa mãn điều kiện (2.19), trang 22, tai liệu [1] :

Từ điều kiện trên, ta chọn được động cơ : 3K160S4

1.2.3 Phân phối tỉ số truyền

Tính ton li tỉ số truyền chung theo thông số động cơ theo công thc (3.23), trang 48, tai liệu [1] : n đ uc =c lv

Trong đó : nđc – số vòng quay của động cơ đã chọn, v/p ; nlv – số vòng quay của trục my công tc, v/p.

Phân phối li tỉ số truyền cho bộ truyền trong theo công thc (3.24), trang 48, tai liệu [1]: uc = u uh n

Vơsi là một bộ truyền ngoại bao gồm băng tải, xích và bánh răng, trong khi tỷ số hộp giảm tốc là 19,52 Sơ đồ hệ thống dẫn động đã cho không bao gồm bộ truyền ngoại, do đó cần xem xét lại để đảm bảo tính chính xác của hệ thống.

Sử dụng bảng 6.19 trang 111 va bảng 6.6 trang 97 , tai liệu [1]:

Tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng côn được ký hiệu là u brc, trong khi tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ được ký hiệu là u brt Áp dụng công thức (3.15) từ tài liệu [1] với giá trị u = 19,51, chúng ta tính được u h và u brc = 4,83 Kết quả cho thấy u brt có mối quan hệ nhất định với u brc.

Xác định thông số đầu vào thiết kế của các bộ truyền cơ khí và các trục

Kiểu động cơ Công suất

Số vòng quay (v/ph) Khối lượng

(kg) Đường kính trục (mm)

Bảng 2 Tông hợp thông số của các bộ truyền

Gọi lần lượt nĐC, nT1, nT2, nT3, nCT la số vòng quay của trục động cơ, trục

1, trục 2, trục 3 va trục công tc: nĐC = 1450 (v/p) n = n TĐC = 1450 = 1450 (v/p) n n T

Gọi lần lượt PĐC, P , P , P , PT1 T2 T3 CT la công suất của trục động cơ, trục 1, trục

2, trục 3 va trục công tc - hệ số hiệu suất của khp nối đan hồi, η k η k = 1.

Công suất động cơ được tính toán với các thông số như T ĐC, T1, T2, T3, và CT T, trong đó T ĐC là moment xoắn của trục động cơ, còn T1, T2, T3 là moment xoắn của các trục 1, 2 và trục công tác Với công suất 7,32 (kW) và 7,73 (kW) nhỏ hơn 11 (kW), việc này cho thấy sự hợp lý trong thiết kế và vận hành của hệ thống.

Từ số liệu trên, ta có được bảng thông số động học :

Thông số Động cơ I II III Công tc

Tỷ số truyền (u) u k = 1 u brc 4,83 u brt = 4,04 u k = 1

THIT K CÁC BỘ TRUYÊN

Thông số ban đầu

Thông số Động cơ I II III Công tc

Tỷ số truyền (u) u k = 1 u brc 4,83 u brt = 4,04 u k = 1

Tính toán thiết kế

2.2.1 Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng côn

Chọn vâ !t liệu chê to bnh răng nhỏ la thép C40 tôi cải thiện đt độ cng bề mặt

HB1 = 245 có Ϭb1 = 850 MPa, Ϭch1 = 580 MPa Vâ !t liệu chê to bnh răng ln la thép C40 tôi cải thiện đt độ cng bề mặt HB 2 = 230, có Ϭ b2 = 750 MPa, Ϭ ch2 = 450 MPa.

2.2.1.2 Xác định giá trị ứng suất cho phép

Ta có thể tính toán cường độ mỏi tối hạng và cường độ uốn tối hạng bằng cách tham khảo bảng 6.2, trang 94, tài liệu [1] Cường độ mỏi tối hạng đầu tiên được tính là ϭ Hlim1 = 2 HB + 70 = 2.245 + 70 = 560 1 (MPa) và ϭFlim1 = 1,8 HB = 1,8.245 = 441 1 (MPa) Cường độ mỏi tối hạng thứ hai là ϭ Hlim2 = 2 HB + 70 = 2.230 + 70 = 530 2 (MPa) và ϭFlim2 = 1,8 HB = 1,8.230 = 414 2 (MPa).

Số chu k" thay đổi ng suất cơ sở khi về tiêp xúc theo công thc (6.5), trang 93, tai liệu [1] :

N HO1 = 30 245 = 1,63 10 2,4 7 (chu kì) N HO2 = 30.230 = 2,4 1,39.10 7 chu kì( ) NFO1 = NFO2 4 10 chu kì 6 ( )

Số chu k" thay đổi ng suất tương đương xúc theo công thc (6.6), trang 93, tai liệu [1] :

N HE = N = N = 60cnt = 60.1.1450.28000 = 243,6 10 FE Σ 7 (chu kì )

Trong đó, – số lần ăn khp của bnh răng trong 1 vòng ; - số vòng quay của c n bnh răng trong một phút ; t Σ - thời gian lam việc của bnh răng, h.

Như vâ !y, N HE > N HO va N FE > N FO Lấy gi trị hệ số mỏi ngắn hn K HL = 1 Vâ!y bảng (6.2) trang 94 va theo công thc (6.1a) trang 93, tai liệu [1] :

Vâ!y để tính bộ truyền bnh răng côn thẳng, ta lấy : [σ H ] = [σH2] = 481,8 MPa. Tính ton ng suất mỏi cho phép theo công thc (6.2a), trang 95, tai liệu [1] :

Trong đó, K FC - hệ số ảnh hưởng đên tải, K FC = 1 K FL – hệ số tuổi thọ, K FL = 1

H Ứng suất qu tải cho phép được tính theo công thc (6.13) va (6.14), trang 95, tai liệu [1] :

2.2.1.3 Xác định thông số ăn khớp

Chọn hệ số chiều rộng bnh răng Kbe = 0,3 ( v" muốn chiều cao của hộp giảm tốc la nhỏ nhất)

Chọn hệ số KHβ để tính đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng bánh răng côn Trục bánh răng côn được lắp trên ổ lăn (ổ bi), với độ cứng HB < 350 và loại răng là răng thẳng Theo bảng 6.21, trang 113, tài liệu [1], chúng ta có thể xác định các thông số cần thiết.

K R – hệ số phụ thuộc vao vâ !t liệu va bnh răng va loai răng

Kd = 100 MPa1 3 vi tuyền động bnh răng côn thẳng bằng thép

Tính ton đường kính vòng chia ngoai theo công thc (6.52a) trang 112 tai liệu [1]: d e1 = K d

Tính ton chiều dai côn ngoai (đường kính chia ngoai của bnh côn chủ động) công thc (6.52b) trang 112 tai liệu [1]:

2.2.1.4 Tính toán thông số và kích thước bộ truyền

Theo bảng 6.22 trang 114 tai liệu [1], chọn z 1p = 16 vi HB < 350

Khi độ cng mặt răng H 1 va H 2 ≤ 350 HB th": z 1 = 1,6 z 1p = 1,6.16 25,600 Đường kính trung binh bnh răng côn dn :

56,246mm Modun vòng trung b"nh m tm = d m

Modun vòng ngoai bnh răng côn thẳng: m tm m te 0,5K 1 −

→ chọn m = 3 te theo tiêu chuẩn ở bảng

2.8 Tính li modun trung b"nh: m tm = m (1 − 0,5K te be ) = 3(1 − 0,5.0,3) = 2,550

Tính li số răng bnh dn: d m z =1 1 tm

Tỉ số truyền sau khi tính số răng của mỗi bnh la: z u =m 2 1

Tính li đường kính trung b"nh: d m1 = m z = 2,550.23 = 58,650 mm tm 1

Chọn hệ số dịch chỉnh : x 1 = x = 0 2

2.2.1.5 Tính toán kimm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

Z M = 274 Mpa − 3 hệ số kể đên cơ tính vâ !t liệu của bnh răng ăn khp (bảng 6.5 trang

V" bộ truyền bnh răng đang tính la bộ truyền bnh răng côn thẳng nên góc nghiêng răng β = 0 = βm

Theo (6.60) hệ số tải trọng khi tính về tiêp xúc:

Vâ!n tốc vòng được tính theo công thc (6.62) trang 116 tai liệu [1] πd n m1 v =1

Theo bảng 6.13 trang 106, chọn cấp chính xc:7 Theo công thc (6.64) trang 116 tai liệu [1]: d m1 (u m + 1) 58,650(4,826 + 1) v = δ g v√ = 0,006.47.4,453√ = 10,566 m/s

Trong đó theo bảng 6.15 va bảng 6.16, trang 107, tai liệu [1] lần lượt t"m được : δH = 0,006 va go = 47 ν H bd m1 10,566.51,011.58,650

Thay tất cả cc gi trị vao công thc đã nêu ở đầu

0,85.51,011 58,650 2 4,826 = 451,678 MPa Xc định chính xc ng suất tiêp xúc cho phép :

Vâ!y ng suất tiêp xúc chính xc la :

Vâ!y σ H < [σ H ], do đó kiểm nghiệm về độ bền tiêp xúc đt yêu cầu.

2.2.1.6 Kimm nghiệm độ bền uốn σ F1 2T 1 K F Y � Y β Y F

Theo (6.68a) trang 117 tai liệu [1] d m1 (um + 1) 58,650(4,826 + 1) v = δ g v√ = 0,016.47.4,453√ = 28,177 m/s

Trong đó theo bảng 6.15 va bảng 6.16, trang 107, tai liệu [1] lần lượt t"m được :

1 H δ F = 0,016 va g o = 47 Theo (6.68) trang 117 tai liệu [1]: ν F bd m1 28,177.51,011.58,650

KF = KFαKFβ Fv K = 1.1,7.1,487 = 2,528 Vi răng thẳng Yβ = 1; vi εa = 1,712 Y, � = 1/ε = 1/1,712 = 0,584a

Do đó z 1 23 z 2 111 z v1 = cos δ cos(11,706 ο ) = 23,489 z v2 = cos δ cos(78,294 ο ) 547,095

Tra bảng 6.18 trang 109 tai liệu [1], ta được : YF1 = 3,8 Yva F2 = 3,6

Thay tất cả cc gi trị tính ton được vao công thc ở đầu phần, ta được

Trong đó, vi bnh côn thẳng th" mnm = m = 2,550 mmtm

3,8 Vâ!y điều kiện bền uốn được đảm bảo.

2.2.1.7 Kimm nghiệm về răng quá tải

Theo (6.48) , tai liệu [1] : vi Kqt = Tmax/T = 1,8 σH1max = σH√Kqt = 451,678√1,8 = 605,990 MPa < σ[ H]max

2.2.2.8 Bảng thông số của bộ truyền bánh răng côn thnng

Thông số Kí hiệu (đơn vị) Gi trị

Chiều dai côn ngoai Re(mm

Modun vòng ngoai m te (mm) 3

Chiều rộng vanh răng b(mm) 51,01

Hệ số chỉnh dịch chiều cao x1 x2 0 0 Đường kính chia ngoai de1 (mm) de2(mm) 69 333

Chiều cao răng ngoai he(mm

Chiều cao đầu răng ngoai h ae1 (mm

Chiều cao chân răng ngoai h fe1 (mm) h fe2 (mm

6 3,6 Đường kính đỉnh răng ngoai d ae1 (mm) d ae2 (mm

2.2.2 Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

Chọn vâ !t liệu chê to bnh răng nhỏ la thép C40 tôi cải thiện đt độ cng bề mặt

HB 1 = 245 có Ϭ b1 = 850 MPa, Ϭ ch1 = 580 MPa Vâ !t liệu chê to bnh răng ln la thép C40 tôi cải thiện đt độ cng bề mặt HB2 = 230, có Ϭb2 = 750 MPa, Ϭ ch2 450 MPa.

2.2.2.2 Xác định giá trị ứng suất cho phép

Ta tính ton được ci ng suất mỏi ti hn va ng suất uốn ti hn bằng cch tra bảng 6.2, trang 94 ϭ Hlim1 = 2 HB + 70 = 2.245 + 70 = 560 1 (MPa) ϭ Flim1 = 1,8 HB = 1,8.245 = 441 1 (MPa) ϭHlim2 = 2 HB + 70 = 2.230 + 70 = 530 2 (MPa) ϭ Flim2 = 1,8 HB = 1,8.230 = 414 2 (MPa)

Số chu k" thay đổi ng suất cơ sở khi về tiêp xúc theo công thc (6.5), trang 93, tai liệu [1] :

NHO1 = 30 245 = 1,63 10 2,4 7 (chu kì) N HO2 = 30.230 = 2,4 1,39.10 7 chu kì( ) N FO1 = N FO2 4 10 chu kì 6 ( )

Số chu k" thay đổi ng suất tương đương xúc theo công thc (6.6), trang 93, tai liệu [1] :

10 7 (chu kì ) Trong đó, c – số lần ăn khp của bnh răng trong 1 vòng ; n- số vòng quay của bnh răng trong một phút ; - thời gian lam việc của bnh răng, h.t Σ

Như vâ !y, NHE > NHO NFE > NFOva Lấy gi trị hệ số mỏi ngắn hn

KHL = 1 Vâ!y bảng (6.2) trang 94 va theo công thc (6.1a) trang 93, tai liệu [1] :

1= 481,8MPa 1,1 Ứng suất tiêp cho phép được tính theo công thc (6.12), trang 95, tai liệu [1] :

Tính ton ng suất mỏi cho phép theo công thc (6.2a), trang 95, tai liệu [1] :

Trong đó, K FC - hệ số ảnh hưởng đên tải, K FC = 1.

K FL – hệ số tuổi thọ, KFL = 1

[σF2] = 414.1= 236,5 (MPa) 1,75 Ứng suất qu tải cho phép được tính theo công thc (6.13) va (6.14), trang 95, tai liệu [1] :

[ ]σH max = 2,8 Ϭch2 = 2,8 450 = 1260 (MPa). [σF1 max ] = 0,8 Ϭ ch1 = 0,8 580 = 464 (MPa). [σ F2 max ] = 0,8 Ϭ ch2 = 0,8 450 = 360(MPa).

2.2.2.3 Tính toán khoảng cách trục sơ bộ

Theo công thc (6.15a), trang 96, tai liệu [1] :

Ka = 43 ( bảng 6.5) – hệ số phụ thuộc vao vâ !t liệu cặp bnh răng va loi răng u – tỉ số truyền

[σ H ] - ng suất tiêp cho phép ψ ba = 0,4 ( theo bảng 6.6 trang 97 tai liệu [1])

Theo công thc (6.16) trang 97 tai liệu [1], ta tính đượcψbd = 1,06848 do đó

K Hβ = 1,15 ( sơ đồ 3)- hệ số kể đên s phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vanh răng ; T2 $4308,98 (N.mm)- momen xoắn trên trục bnh chủ động.

Theo tiêu chuẩn aw1= 200 mm.

2.2.2.4 Xác định các thông số ăn khớp

Theo (6.17) , tai liệu [1] : m = 0,01 ÷ 0,02( )aw = 0,01 ÷ 0,02 200 = 2 ÷ 4( ) ( ) Theo bảng 6.8, tai liệu [1] : chọn mô đun php m = 2,5.

Chọn sơ bộ β = 10 o Theo (6.31) trang 103, tai liệu [1], số răng bnh răng nhỏ la :

Do đó, tỉ số truyền th c s : um = 125/31 = 4,03 cos β Suy ra, β = 12,839 o m(z1 + z )2 2a w

2.2.1.5 Kimm nghiệm lại độ bền tiếp xúc

Theo công thc (6.33), tai liệu [1] : ng suất tiêp xúc xuất hiện trên bề mặt lam việc răng la

Z M = 274 (MPa) 3 - hệ số kể đên cơ tính vâ !t liệu của bnh răng ăn khp (bảng 6.5 trang 96, tai liệu [1] )

Z H = 1,728 (theo (6.34) va (6.35) trang 105, tai liệu [1] ) b w = a w ψ ba = 200.0,4 = 80 - chiều rộng vanh răng

Theo công thc (6.37), trang 105, tai liệu [1], hệ số trùng khp dọc : b w sinβ ε β = = 2,2634 mπ Theo công thc (6.38b), trang 105, tai liệu [1], hệ số trùng khp ngang :

125 Theo công thc (6.36c), trang 105, tai liệu [1], hệ số kể đên s trùng khp răng :

Z� = 1/εα = 1/1,7073 = 0,765√ √ Đường kính vòng lăn bnh nhỏ được tính theo bảng 6.11, trang 104, tai liệu [1] :

Theo bảng 6.13, với vận tốc v = 1,25 m/s, cấp chính xác là 9 Theo bảng 6.14 và tài liệu [1], khi v ≤ 2,5 m/s, hệ số K Hα = 1,13 và K = 1,37 Từ công thức (6.42) trong tài liệu [1], ta có vH = δHgov aw/u = 0,002.73.1,25.200/4,03 = 1,2856 Trong đó, δH = 0,002 là hệ số ảnh hưởng của các sai số ăn khớp (theo bảng 6.15, trang ).

107, tai liệu [1] ) g o = 73- hệ số ảnh hưởng của cc sai lệch cc bưc răng 1 va răng 2 ( bảng 6.16, trang 107, tai liệu [1] )

Theo công thc (6.41), trang 107, tai liệu [1] :v H b d w w1 1,2856.80.79,522

Theo công thc (6.39) , tai liệu [1] :

Thay tất cả gi trị vao (6.3) : σH 274.1,728.0,765 √

23 2 Xc định chính xc ng suất tiêp xúc cho phép :

Theo (6.1) , tai liệu [1] : vi v = 0,96684 m/s < 5 m/s Z, V = 1 ; vi cấp gia công chính xc động học la 9, chọn mc gia công về mc tiêp xúc la 8, khi đó cần gia

H công đt độ nhm R a = 2,5 … 1,25 μm, Z = 0,95 R Vi d a < 700 mm, K xH

= 1 Vâ !y theo (6.1) trang 91 va (6.1a) trang 93, tai liệu [1] :

Vâ!y σ H < [σ ] H do đó kiểm nghiệm đt yêu cầu

2.2.2.6 Kimm nghiệm sức bền uốn

Theo bảng 6.7, tai liệu [1] :K Fβ = 1,32 ; theo bảng 6.14 vi v < 2,5 m/s va cấp chính xc 9, K Fα = 1,37 ; theo (6.47), trang 109, tai liệu [1] : vF = δFgov aw/u = 0,006.73.1,25 200/4,03 = 15,5436√ √ Trong đó, theo bảng 6.15, δF = 0,006 g; o = 73 Do đó theo (6.46), trang

Số răng tương đương : z v1 = z1 cos 3 β

Theo bảng (6.18) , tai liệu [1] : ta được Y = 3,8 Y = 3,6F1 F2

KX F = 1 (da < 400mm), do đó theo (6.2) va (6.2a)

MPa [σF2] = [σ F2 ]YS RY KX F = 236,5.1,016.1.1 240,28 � �� σF1 = 2 T2KF �YYβYF1/(bwdw1m)

2.2.2.7 Kimm nghiệm về răng quá tải

Theo (6.48) , tai liệu [1] : vi K qt = T max /T = 1,8 σH1max = σH√Kqt = 470,7√1,8 = 631,5103 MPa < σ[ H]max Theo (6.49) :

2 F σ F1max = σ F1 K qt = 124,8542.1,8 = 224,7375 MPa C d

4.2.3.2.Kimm nghiệm khả năng tải tĩnh của ô:

Theo công thc (11.19) va công thc (11.20) trang 221 tai liệu [1]:

Qt = 618,749 N Đối vi ổ đ•a côn, theo bảng 11.6: X0 = 0,5 Y; 0 = 0,22cotα = 0,22cot13 = 0 0,95

61,5kN Khả năng tải tinh của ổ được đảm bảo.

4.2.1 Thông số ban đầu Đường kính ng•ng trục: d2 = 35 mm

Tốc độ quay: n2 = 300,21 vòng/phút

Tải trọng thay đổi, rung động nhẹ, lam việc một chiều, thời gian phục vụ

Trục 2 chịu tải trọng ln va có bnh răng côn nên ta chọn loi ổ đ•a côn Gi thanh của loi ổ đ•a côn không đắt, nhưng ổ có độ cng cao, đảm bảo cố định chính xc vị trí trục va chi tiêt quay.

Vi đường kính trục d = 35mm ta chọn ổ đ•a côn cỡ nhẹ rộng 7207 theo bảng P2.11, trang 261, tai liệu [1]:

4.2.3 Kimm nghiệm khả năng tải của ô

4.2.3.1.Kimm nghiệm khả năng tải động của ô

Vâ!y ta lấy kiểm nghiệm cho ổ chịu tải ln hơn F r = F = 5249,488 N r2

L c dọc trục do l c hưng tâm sinh ra trên cc ổ theo công thc (11.7) trang 217 tai liệu [1]:

858,448 N F = 0,83eF = s4 r4 0,83.0,346.5249,488 = 1507,548 N Trong đó: đối vi ổ đ•a côn e = 1,5 tan α = 1,5 tan 13 = 0,346 0

Theo quy ưc lấy từ trang 217, tai liệu [1], v" Fat hưng từ phải sang tri nên

Vi V- hệ số kể đên vòng nao quay; khi vòng trong quay V = 1

Theo công thc (11.3) trang 214 tai liệu [1], vi ổ đ•a côn:

Theo bảng 11.4 trang 216 tai liệu [1], đối vi ổ đ•a côn:

C); k = 1 ( tải trọng va đ đập nhẹ).

Như vâ !y chỉ cần tính cho ổ 4 la ổ chịu tải ln hơn Q = Q = 6757,036 N4

Theo công thc (11.1) trang 213 tai liệu [1] tải trọng động tương đương bằng

L i = 60nL h /10 6 = 60.300,21.28000/10 6 = 504,353 triệu vòng Vâ!y việc l a chọn sơ bộ ổ lăn đảm bảo khả năng tải động do C > C d

4.2.3.2.Kimm nghiệm khả năng tải tĩnh của ô:

Theo công thc (11.19) va công thc (11.20) trang 221 tai liệu [1]:

Qt = 5249,488 N Đối vi ổ đ•a côn, theo bảng 11.6: X0 = 0,5 Y; 0 = 0,22cotα = 0,22cot13 = 0 0,953

61,5kN Khả năng tải tinh của ổ được đảm bảo.

4.3.1 Thông số ban đầu Đường kính ng•ng trục: d1 = 50 mm

Tốc độ quay: n1 = 74,31 vòng/phút

Tải trọng thay đổi, rung động nhẹ, lam việc một chiều, thời gian phục vụ 28000 giờ.4.3.2 Chọn loại ô lăn

Trục 3 có chiều dai kh dai, khả năng chịu tải ln , ta chọn loi ổ đ•a côn Gi thanh của loi ổ đ•a côn không đắt, nhưng ổ có độ cng cao, đảm bảo cố định chính xc vị trí trục va chi tiêt quay.

Vi đường kính trục d = 50mm ta chọn ổ đ•a côn cỡ nhẹ 7210 theo bảng P2.11 trang 261 tai liệu [1]: hiệuKí d, mm D, mm D1, mm d 1 , mm B, mm C1, mm T mm r, mm r ,1 mm

4.3.5 Kimm nghiệm khả năng tải của ô

4.3.5.1 Kimm nghiệm khả năng tải động của ô

Vâ!y ta lấy kiểm nghiệm cho ổ chịu tải ln hơn F r = F = 4774,257 N r2

L c dọc trục do l c hưng tâm sinh ra trên cc ổ theo công thc (11.7) trang 217 tai liệu [1]:

L c dọc trục do l c hưng tâm sinh ra trên cc ổ:

Trong đó: đối vi ổ đ•a côn e = 1,5 tan α = 1,5.14 = 0,374 0

Theo công thc (11,3) vi F at = F = −1365,354N, a4 đối vi ổ bi đỡ -chặn va ổ đ•a côn:

VF r6 = 0,310 < e = 0,374 Theo công thc (11,3) vi đối vi ổ bi đỡ -chặn va ổ đ•a côn:

Trong đó, đối vi ổ đ•a côn, theo bảng 11.4 trang 216 tai liệu [1]:

X6 = 1, Y = 0 ; V = 1 vòng trong quay ;6 ( ) k t = 1 Nhiệt độ t ≤ 100( o C); k = 1 tải trọng va đập nhẹ đ ( )

Vâ!y ta tính chọn ổ cho ổ 6 la ổ chịu tải ln hơn Q = Q = 6256,282 N6

Theo công thc (11.1) trang 213 tai liệu [1] tải trọng động tương đương:

L i = (60nL h )/10 6 = 60.74,31.28000/10 6 = 124,841 triệu vòngVâ!y việc l a chọn sơ bộ ổ lăn đảm bảo khả năng tải động do C > C d

4.3.5.2 Kimm nghiệm khả năng tải tĩnh của ô:

Theo công thc (11.19) va công thc (11.20) trang 221 tai liệu [1]:

Q t = X 0 F r + Y 0 F at = 0,5.4774,257 + 0,882 (1365,354) 3951,371 N Q = 4774,257 Nt Đối vi ổ đ•a côn, theo bảng 11.6: X0 = 0,5 Y; 0 = 0,22cotα = 0,882 Vâ!y lấy Qt = 4,774 kN < C = 40,6 kN.o

Khả năng tải tinh của ổ được đảm bảo.

Tính chọn then

Chọn mối ghép then bằng đầu tròn.

Từ công thc (9.1) va (9.2), trang 173, tai liệu [1], ta có điều kiện dâ !p va điều kiện cắt như sau: σ d = 2T dl′ (h − t

Trong đó σ d va τ c - ng suất uốn va ng suất cắt tính ton, MPa ; d- đường kính trục , mm;

T – momen xoắn trên trục, Nmm; b, h, t1 – kích thưc then, tra bảng 9.1, trang 173, tai liệu [1], mm; l ′ = l − b - chiều dai phần lam việc của then, mm; t t

[σd]- ng suất dâ !p cho phép, tra bảng 9.5, trang 178, tai liệu [1], MPa ;

[σd] = 150 MPa [ ]τc- ng suất cắt cho phép, vi thép C45 chịu tải trọng tinh th":

Theo tính ton đường kính trục ti chỗ lắp khp nối va bnh răng côn dn có: d AI = d = 20 mm DI Cc kích thưc của then : b × h × l = 6 × 6 × l t t

Tra bảng 9.1a, trang 173, tai liệu [1], ta có:

Chiều sâu rãnh then trên trục: t1 = 3,5 mm

Chiều sâu rãnh then trên lỗ: t2 = 2,8 mm

Bn kính góc lượn của rãnh: rmin = 0,16 mm ; rmax = 0,25 mm

4.1.1 Then l‡p tại khớp nối 1: có l m12 = 49 mm

→ l = 0,8 … 0,9 t ( )lm12 = 0,8 … 0,9 49 = 39,2 … 44,1( ) ( )mm Theo tiêu chuẩn chọn then có chiều dai : l t = 40 mm → l ′

Vâ!y then ti vị trí khp nối 2 thỏa mãn yêu cầu về độ bền dâ !p va độ bền cắt.

4.1.2 Then được l‡p tại bánh răng côn dẫn (l m13 = 49 mm)

Then lắp ti vị trí bnh rang côn dn: có l m12 = 49 mm

Theo tiêu chuẩn chọn then có chiều dai : lt = 40 mm → l ′

Vâ!y then ti vị trí bnh răng côn dn thỏa mãn yêu cầu về độ bền dâ !p va độ bền cắt.

Theo tính ton đường kính trục ti vị trí lắp bnh răng trụ va đnh rang bị nghiêng: dCII = dDII = 45 mm

Cc kích thưc của then: b × h × l = 14 × 9 × lt t

Tra bảng 9.1a, trang 173, tai liệu [1], ta có:

Chiều sâu rãnh then trên trục: t1 = 5,5 mm

Chiều sâu rãnh then trên lỗ: t2 = 3,8 mm

Bn kính góc lượn của rãnh: rmin = 0,25 mm ; rmax = 0,4 mm

4.2.1 Then được l‡p tại bánh răng côn bị dẫn

Then lắp ti vị trí bnh răng côn dn: có l m23 = 56 mm

→ l = 0,8 … 0,9 t ( )lm12 = 0,8 … 0,9 56 = 44,8 … 50,4( ) ( )mm Theo tiêu chuẩn chọn then có chiều dai : l t = 50 mm → l ′

Vâ!y then ti vị trí bnh răng côn bị dn thỏa mãn yêu cầu về độ bền dâ !p va độ bền cắt.

4.2.2 Then được l‡p tại bánh răng trụ dẫn

Then lắp ti vị trí bnh răng côn dn: có l m22 = 60 mm

Theo tiêu chuẩn chọn then có chiều dai : lt = 50 mm → l ′

Vâ!y then ti vị trí bnh răng trụ dn thỏa mãn yêu cầu về độ bền dâ !p va độ bền cắt.

4.3.1 Then được l‡p tại khớp nối 2

Theo tính ton đường kính trục ti vị trí khp nối 2: dAIII = 50 mm

Cc kích thưc của then: b × h × l = 14 × 9 × lt t

Tra bảng 9.1a, trang 173, tai liệu [1], ta có:

Chiều sâu rãnh then trên trục: t1 = 5,5 mm

Chiều sâu rãnh then trên lỗ: t2 = 3,8 mm

Bn kính góc lượn của rãnh: rmin = 0,25 mm ; rmax = 0,4 mm

Then lắp ti vị trí khp nối 2: có lm33 = 81 mm

Theo tiêu chuẩn chọn then có chiều dai : l t = 70 mm → l ′

Vâ!y then ti vị trí khp nối 2 thỏa mãn yêu cầu về độ bền dâ !p va độ bền cắt.

4.3.2 Then được l‡p tại bánh răng trụ bị dẫn

Theo tính ton đường kính trục ti vị trí bnh rang trụ bị dn: d AIII = 55 mm

Tra bảng 9.1a, trang 173, tai liệu [1], ta có:

Chiều sâu rãnh then trên trục: t1 = 6 mm

Chiều sâu rãnh then trên lỗ: t2 = 4,3 mm

Bn kính góc lượn của rãnh: rmin = 0,25 mm ; rmax = 0,4 mm

Then lắp ti vị trí bnh răng côn dn: có lm23 = 1,2 … 1,5( )d 3 = 1,2 … 1,5 55 = 66 … 82,5( ) ( )mm Chọn lm23 66 mm

Theo tiêu chuẩn chọn then có chiều dai : l t = 56 mm → l ′

Vâ!y then ti vị trí khp nối 2 thỏa mãn yêu cầu về độ bền dâ !p va độ bền cắt.

Tính chọn nối trục

Moment xoắn ti trục 1 la: T1 = 50911,38 Nmm

Tra bảng 16.10a trang 68 tai liệu [3], ta có cc thông số nối trục như sau:

5 Kiểm tra sc bền dâ !p theo điều kiện trang 69 tai liệu [3]:

[σ d ] = (2 ÷ 4)MPa: Ứng suất dâ !p cho phép của vòng cao su k = 1,3 : Hệ số chê độ lam việc (bảng 16.1)

Ta thấy σ d = 2,072 (MPa) thỏa mãn điều kiện sc bền dâ !p của vòng đan hồi

Kiểm tra sc bền chốt theo điều kiện trang 69 tai liệu [3]: kTl0 σ u 0,1d 3 D

Trong đó: l = l + = 20 + = 25 mm l 2 10 Vâ !y kiểm tra sc bền thỏa mãn.

Moment xoắn ti trục 3 la: T3 = 906035,53 Nmm

Tra bảng 16.10a ta có cc thông số nối trục như sau:

0 8 2300 8 70 48 48 48 Bảng 16.10b trang 69 tai liệu [3]: dc d1 D2 l l1 l2 l3 h

Kiểm tra sc bền dâ !p theo điều kiện trang 69 tai liệu [3]:

[σd] = (2 ÷ 4)MPa: Ứng suất dâ !p cho phép của vòng cao su k = 1,3 : Hệ số chê độ lam việc (bảng 16.1)

Ta thấy σd = 1,394 (MPa) thỏa mãn điều kiện sc bền dâ !p của vòng đan hồi Kiểm tra sc bền chốt theo điều kiện trang 69 tai liệu [3]: kTl 0 σ u 0,1d D 3

52 + 2 Vâ!y kiểm tra sc bền thỏa mãn.

THIT K VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIT PHỤ

Vỏ hộp giảm tốc giữ vai trò quan trọng trong việc đảm bảo vị trí chính xác giữa các chi tiết và bộ phận của máy, đồng thời tiếp nhận tải trọng từ các chi tiết lắp trên vỏ Nó cũng giúp đựng dầu bôi trơn và bảo vệ các chi tiết khỏi bụi bẩn.

Vâ!t liệu chê to vỏ hộp la gang xm, GX15-32

Chọn bề mặt lắp ghép giữa nắp hộp và thân hộp theo đường tâm trục giúp lắp đặt các chi tiết thuận tiện và dễ dàng hơn Bề mặt ghép cần song song với mặt đế, trong khi mặt đấy hộp nghiêng một góc 10 độ về phía lỗ tháo dầu để thuận tiện cho việc thay dầu bôi trơn, từ đó nâng cao chất lượng hoạt động của hộp giảm tốc Hộp giảm tốc đúc có các thông số cơ bản quan trọng.

Khoảng cch trục II-III a = 200 mm

Thân hộp, δ δ = 0,03a + 3 = 0,03.200 + 3 Nắp hộp, δ1 9 mmδ1 = 0,9 δ = 0,9.9 = 8,1 mm

Chiều cao, h h < 5δ = 45 mm Độ dốc

→ Chọ n h = 40 mm Khoảng 2 0 Đường kính

Bulong cnh ổ, d2 mmd2 = (0,7 ÷ 0,8)d1 = (12,6 … 14,4) mm→ Chọ n d = 14 mm2

Bulong ghép mặt bích va thân,d3 d 3 = (0,8 ÷ 0,9)d 2 = (11,2 … 12,6) mm Vít ghép nắp ổ, d4

Vít ghép cửa thăm dầu, d5

Mặt bích ghép nắp va thân

Chiều day bích thân hộp, S3 S3 = (1,4 ÷ 1,8)d3 = (16,8 … 21,6) mm

Chiều day bích nắp hộp, S4 S 4 = (0,9 ÷ 1)S 3 = (18 … 20) mm

Bề rộng ních nắp hộp va thân, K3 K3 = K − 3 ÷ 5 = 45 − 3 ÷ 52 ( ) ( )

Kích thưc gối trục Định theo kích thưc nắp ổ Đường kính ngoai va tâm lỗ vít: D 3 va

Bề rộng mặt ghép bulong cnh ổ, K2

Tâm lỗ bulong cnh ổ, E2 vaC ( k la khoảng cch từ tâm bulong đên mép ổ )

Chiều day không có lỗi, S1

Bề rộng mặt đê hộp, K1 va q

Khe hở giữa cc chi tiêt

Giữa bnh răng vi thanh trong hộp Δ ≥ 1 ÷ 1,2 δ = (9 … 10,8)( )

→ Chọ n Δ = 10 mm Giữa đỉnh bnh răng ln vi đy hộp Δ1 ≥ 3 ÷ 5 δ = (27 … 45)( )

→ Chọ n Δ = 36 mm Giữa cc mặt bên vi nhau Δ2 ≥ δ = 9 mm

L, B: Chiê u dai va chiê u rộng300† †

5.1 Kích thước gối trục Đường kính ngoai va tâm lỗ vít D3, D2được chọn the đường kính nắp ổ D được tính chọn ở Phần 4 Theo bảng 18.2 trang 88 tai liệu [3] ta có được:

5.2 Các chi tiết thành phần

5.2.1 Bulong vˆng hoă c vˆng móc Để nâng va vâ !n chuyển hộp giảm tốc (khi gia công, khi lắp ghép, ) trên nắp va thân thường lắp thêm bulong vòng hoặc móc vòng HIện nay vòng móc được sử dụng nhiều Kích thưc vòng móc có thể được xc định như sau công thc trang 90 tai liệu [3]:

Chiều day vòng móc:S = 2 ÷ 3 δ = 2 ÷ 3 9 = 18 ÷ 27( ) ( ) ( ) mm.

Chọn S = 25 mm. Đường kính:d = 3 ÷ 4 δ = 3 ÷ 4 9 = 27 ÷ 36( ) ( ) ( ) mm

5.2.2 Chốt định vị Để đảm bảo vị trí tương đối của nắp va thân trưc va sau khi gia công c•ng như khi lắp ghép, ta dùng 2 chốt định vị Nhờ chốt định vị, khi xiêt bulong không lam biên dng vòng ngoai của ổ ( do sai lệch vị trí tương đối của nắp va thân), do đó loi trườ được một trong những nguyên nhân lam ổ nhanh hỏng.

Chọn chốt định vị có kích thưc như sau: d = 12 mm c = 1,6 cm l = 36 ÷ 220 mm

Kích thưc mắt kính, mm D D 1 l h