Đồ Án Chi Tiết Máy Hộp Giảm Tốc Côn Trụ

Phần I: Tính toán động học hệ dẫn động cơ khí1.Tính chọn động cơ điện1.1.Chọn loại động cơ Chọn động cơ điện để dẫn động máy móc hoặc các thiết bị cộng nghệ là giai đoạn đầu tiên trong quá trình tính toán thiết kế máy.Theo yêu cầu làm việc của thiết bị cần được dẫn động. Hệ dẫn động băng tải và đặc tính, phạm vi sử dụng của loại động cơ ta chọn động cơ ba pha không đồng bộ rô to lồng sóc.Loại động cơ này có nhiều ưu điểm:Kết cấu đơn giản, giá thành thấp, dễ bảo quản, làm việc tin cậy.Có thể mắc trực tiếp với lưới điện ba pha mà không cần biến đổi dòng điện.Tuy nhiên loại này có nhược điểm là:Hiệu suất và cos() thấp ( so với động cơ đồng bộ).Không điều chỉnh được vận tốc.1.2.Chọn công suất động cơ.Công suất làm việc trên trục động cơ được xác định theo công thức sau: Pct= Trong đó: Pct: công suất cần thiết trên trục động cơ, kW. Pt: công suất tính toán trên trục máy công tác, kW. : hiệu suất truyền động Trường hợp tải không đổi:Pt = Plv= = = 3.48 (kW)F: lực kéo băng tải hoặc xích tải, N. v: vận tốc băng tải, hoặc xích tải, ms.Hiệu suất hệ dẫn động :Theo sơ đồ đề bài thì : Trong đó: olhiệu suất ổ lăn hiệu suất bộ truyền xích k hiệu suất khớp nối brt hiệu suất bánh răng trụ brc hiệu suất bánh răng cônTheo bảng trị số hiệu suất của các loại bộ truyền và ổ, ta có:Hiệu suấtSố lượngGiá trị 40,995 10,955 10,99 10,94 10,93 Vậy ta có: =0,9954.0955.0,99.0,94.0,93=0,81 •Hệ số tải trọng tương đương : = Pyc nđb nsb TkTdn >TmmT1=1,7 Dựa vào bảng P13 trang 236 sách “ tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí”tập1 Ta chọn loại động cơ có Kí hiệu động cơ4A132M6Y3Công suất động cơ (kw)7.5 kwSố vòng quay của động cơ (vph)968vphTỷ số (TkTdn)2 Do Pđc>Pyc TkTdn>TmmT1=1,7 Nên động cơ 4A112MA6Y3 thoả mãn yêu cầu2.Phân phối tỉ số truyền2.1.Xác định tỷ số truyền chung uch= = =84.5 Ta có uch=uh.ung chọn trước tỷ số truyền của bộ truyền đai là ung=4 suy ra tỷ số truyền uh=u1.u2= =21.1•xác định u1,u2 với u1 là tỷ số truyền của cặp bánh răng côn u2 là tỷ số truyền của cặp bánh răng trụ ta chọn Kbe=0,3 bd2=1,2 K01= K02 Ck=1.1 k= = =12,9 k. =12,9.1.13=17,17 Từ đồ thị h3.21(Tính toán hệ dẫn động cơ khí_tâp 1) ta tìm được: u1=5.2 Mặt khác ta có: uh=u1.u2=21.1 nên u2=4 ta tính lại Ung= = (thỏa mãn)2.2.Tính toán các thông số hình họcNguyên tắc Pi :tính từ trục công tác về trục động cơ Ni:tính từ trục động cơ đến trục công tácTính công suất trên các trục Ta có: Công suất trên trục công tác Pct=6.05 kw Công suất trên trục III là :P3= =6.14 kw Công suất trên trục II là :P2= 6.56 kw Công suất trên trục I là :P1= 7.5 kw Công suất trên trục động cơ là P’đc= 7.57 kwTính số vòng quay trên các trục Ta có : Số vòng quay của trục động cơ là:nđc =968 vph Số vòng quay của trục I là: n1= =242 vph Số vòng quay của trục II là: n2= vph Số vòng quay của trục III là :n3= 11.6 vphTính mômen xoắn trên từng trục Ta có: Trên trục động cơ: Tđc=9,55.106. 74683 N.mm Trên trục I là: T1=9,55.106. N.mm Trên trục II là: T2=9,55.106. N.mm Trên trục III là: T3=9,55.106. N.mm Trên trục công tác: Tct=9,55.106. N.mm2.3.Bảng số liệu tính toán đối với các trục của hộp giảm tốc và động cơ: TrụcTrụcĐcTrụcITrụcIITrụcIIITrụcCông tácTỷ số truyềnUđ=1U1=5.2U2=4Công suấtP kw7.577.56.566.146.05Số vòngn vph968242 46.511.611,46Momen xoắnT N.mm74683295971134726850549135041666 Bảng 1 Các số liệu tính toán đối với các trục của hộp giảm tốc và động Phần II: 1.Tính toán thiết kế bộ truyền đai

Loại động cơ này có nhiều ưu điểm:

- Kết cấu đơn giản, giá thành thấp, dễ bảo quản, làm việc tin cậy

- Có thể mắc trực tiếp với lưới điện ba pha mà không cần biến đổidòng điện

Tuy nhiên loại này có nhược điểm là:

- Hiệu suất và cos() thấp ( so với động cơ đồng bộ)

- Không điều chỉnh được vận tốc

1.2 Chọn công suất động cơ.

Công suất làm việc trên trục động cơ được xác định theo công thức sau:

Pct=

Pt

η β

Trong đó:

Pct: công suất cần thiết trên trục động cơ, kW

Pt: công suất tính toán trên trục máy công tác, kW

: hiệu suất truyền động

- Trường hợp tải không đổi:

v: vận tốc băng tải, hoặc xích tải, m/s

η olhiệu suất ổ lăn

η đ hiệu suất bộ truyền xích

 k hiệu suất khớp nối

 brt hiệu suất bánh răng trụ

η brc hiệu suất bánh răng côn

Theo bảng trị số hiệu suất của các loại bộ truyền và ổ, ta có:

Trong đó v: vận tốc của tải v=0,24 m/s

D: đường kính tang tải D=400 mm

nlv=

60000.0,24 3,14.400 =11,46 (v/ph)

 Tỷ số truyền ut của hệ thống dẫn động

usbhệ=usbh.usbng

usbng tỉ số truyền sơ bộ của bộ truyền ngoài

Do bộ truyền ngoài là bộ truyền đai nên ta chọn usbng=4

Số vòng quay của động cơ (v/ph) 968v/ph

Do Pđc>Pyc & Tk/Tdn>Tmm/T1=1,7

Nên động cơ 4A112MA6Y3 thoả mãn yêu cầu

2 Phân phối tỉ số truyền

với u1 là tỷ số truyền của cặp bánh răng côn

u2 là tỷ số truyền của cặp bánh răng trụ

ta tính lại Ung=

U sb

U1.U2 =

84.5 21.1=4 (thỏa mãn)

I

Ta có:

Công suất trên trục công tác Pct=6.05 kw

Công suất trên trục III là :P3=

*Tính mômen xoắn trên từng trục

Tct=9,55.106

Pct nct=9,55.10

TrụcII

TrụcIII

TrụcCông tác

Tỷ số

truyền Uđ=1 U1=5.2 U2=4

Công suất

- d1: nên chọn theo tiêu chuẩn (bảng 20.15, phải nhỏ hơn dmin ghitrong bảng 4.6)

Do vậy, ta chọn d1=224 mm

1.2.2 Đường kính bánh đai lớn.

d 2 =

1 1/ (1 )

d 2 chọn theo tiêu chuẩn, ta được:d 2 = 850 mm

 Chiều dài đai: L≈2 a+

=5300 mmTăng dây đai thêm 200 mm để dễ nối đai Vậy chiều dài của đailà: L=5500 mm

 Nghiệm đai về tuổi thọ:i=

v L

Với chiều dài đai là: L=5500 mm

Vận tốc đai:

1 3

v

L =

11.34 2.3 =4.93<5 => Đảo bảo độ bền của đai

- [F]: ứng suất có ích cho phép, Mpa

Với đai vải cao su

Theo bảng 13.1_Chi tiết máy tập 2_Nguyễn Trọng Hiệp,ta chọn loại vải cao

đc t

P F

V

NTheo bảng 13.7_Chi tiết máy tập 2_Nguyễn Trọng Hiệp, ta có: Kđ=1,35Ứng suất có ích cho phép xác định theo công thức:

Theo bảng 4.1_Tính toán thiết kế hệ dẫn động, ta có: b=80 mm

Chiều rộng đai dẹt B=1,1.b+(10÷15)=1,1.80+(10÷15)=(98÷103) mm

Lấy trị số B theo tiêu chuẩn, ta có: B=100 mm

1.4 Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục:

lh=15000 giờ

tải trọng thay đổi theo sơ đồ

Do không có yêu cầu gì đặc biệt nên theo 6.1 (tr90 TK1)

Bánh nhỏ: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB=241…285

Do NHE2 < NHE1(u2<u1)

Suy ra NHE1 > NHO1 do đó KHL1=1

Ta có NFE số chu kì thay đổi ứng suất tương đương

Do NFO số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn

NFO=4*106 với mọi loại thép

 NFE2 > NFO => KFL2=1

 Do u2<u1 => NFE2< NFE1 => NFE1> NFO =>KFL1=1

 ứng uốn cho phép :

-S Flà hệ số an toàn khi tính về uốn Theo bảng 6.2[1]/92: S F=1,75

-Y Rlà hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng

-Y Slà hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất

-K XF là hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn



chọn sơ bộ YR.YS.KxF=1

[ σ F]= σ oFlim*KFC*KFL/SF

với KFC hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải

do tải quay 1 chiều nên KFC=1

[ σ F1]=441*1*1/1.75=252 Mpa

[ σ F1]=414*1*1/1.75=236.5 Mpa

*ứng suất quá tải cho phép

[ σ H]max =2.8min ( σ ch1; σ ch2)=2.8 σ ch2=2.8*450=1260 Mpa

[ σ F1]max=0.8 σ ch1=0.8*580=464 Mpa

[ σ F1]max=0.8 σ ch2=0.8*450=360 Mpa

+ K R là hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng Với truyền

động bánh răng côn răng thẳng có: K R 0,5K d=0,5.100=50(MPa1/3)+ K là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng H

+Theo bảng 6.21[1]/111, trục lắp trên ổ đũa ,tra truy hồi ta có: K =1,2 H

tra bảng 6.22[1]/112=>Z1p=17 Với HB<350, Z1=1,6Z1p=1,6.17=27.2 răng

-Đường kính trung bình và mô đun trung bình

dm1=(1-0.5Kbe)de1=(1-0.5*0.3)*111.8 =95 mm

mtm=dm1/Z1=95/27.2=3.5 mm mte=4.5 (mm)

-Xác định mô đun:

mte=mtm/(1-0.5Kbe)=3.5/(1-0.5*0.3)=4.11 mm

Theo bảng 6.8 lấy theo tiêu chuẩn m te=4 (mm) , do đó:

-Ta tính lại dm1 & mtm

Re=0.5*mte* √Z12

+Z22

=0.5*4* √282+1462 =297 mm

3/ Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Theo CT6.58[1]/113:

   

2

2 1

2 1

+K H=1,2(theo tính toán phần trên)

+K H=1(bánh răng côn răng thẳng)

+K HV=1+V b H d m1/(2T K K1 H H)Vận tốc vòng :

5.2

H

vậy

KHv=1+ ν H∗b∗

d m1

2 T1∗K Hα∗K Hβ=1+6 3∗59∗

95 4 2∗295971∗1∗1 2

-T1 là mô men xoắn trên bánh chủ động

-KF là hệ số tải trọng khi tính về uốn Theo CT6.67[1]/115:

với Kbe =

89 0.3 297

12

FV

V bd K

T K K 

 

(CT6.68[1]/115) với

1 0

6.16[trang 107 TK1] :82

Như vậy độ bền uốn được đảm bảo.

5/ kiêm nghiệm về quá tải

Theo đầu bài, ta có hệ số quá tải : kqt= 1

Như vậy răng thỏa mãn điều kiện về quá tải

6/ CÁC THÔNG SỐ VÀ KÍCH THƯỚC CỦA BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP NHANH

Thông số Kí hiệu Công thức Kết quả

Chiều dài côn ngoài

Chiều cao răng ngoài

Chiều cao đầu răng ngoài

Chiều cao chân răng ngoài

Z1=28;Z2=146

00

x1,20,4(mm)

=0,4;-IV- Tính bộ truyền bánh răng trụ cấp chậm răng thẳng

1.Chọn vật liệu

Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế nên ta chọn vật liệu của bộ truyền cấp chậm như bộ truyền cấp nhanh.2.XÁC ĐỊNH CÁC THÔNG SỐ CỦA BỘ TRUYỀN

+ K a là hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng

Tra bảng 6.5[TK1]/94 được K a = 49.5(MPa)1/3

+ T2 là mô men xoắn trên bánh chủ động, T2 = 1347268 Nmm

+Theo bảng 6.6 [TK1]/95 chọn ba 0,3 (bộ truyền không đối xứng)+Theo bảng 6.16[TK1]/95:

3.KIỂM NGHIỆM RĂNG VỀ ĐỘ BỀN TIẾP XÚC

Theo CT6.33[1]/103, ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:

b H

T K K

Với v H H g v a u0 w/ mTra bảng 6.15[TK1]/105 H 0,006

Vậy độ bền uốn được thỏa mãn

5.KIỂM NGHIỆM RĂNG VỀ QUÁ TẢI

Theo đầu bài, ta có hệ số quá tải : kqt=1,7

Như vậy răng thỏa mãn điều kiện về quá tải

6.CÁC THÔNG SỐ VÀ KÍCH THƯỚC CỦA BỘ TRUYỀN

- Tính kiểm nghiệm trục về độ vền mỏi.

- Trường hợp cần thiết tiến hành kiểm nghiệm trục về độ cứng Đối với trụcquay nhanh còn kiểm nghiệm trục về độ ổn định dao động

- Định khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt tải trọng

- Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục

1.2.1 Tải trọng tác dụng lên trục

a) Lực tác dụng từ các bộ truyền bánh răng

Giả sử chiều quay của trục động cơ (trục I) như hình vẽ ta có sơ đồ

phân tích lực với chiều nghiêng hợp lý của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

- Bộ truyền bánh răng côn răng thẳng:

Hình 3.1 chiều quay hợp lý và sơ đồ phân tích lực tại vị trí ăn khớp

của hộp giảm tốc côn trụ 2 cấp

- Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

b) Lực tác dụng từ bộ truyền đai và khớp nối

 

 

 =8285 N

Vì đường nối tâm tạo với bộ truyền ngoài một góc =400 nên phân Fr thành

D – đường kính vòng vòng tròn qua tâm các chốt (được chọn theo mômen

xoắn tính toán T t của khớp nối)

Ta có mômen xoắn tính toán của khớp nối trục vòng đàn hồi:

T d





Trong đó:

Tk – mômen xoắn trên trục thứ k ( k = 1…3), Nmm

[τ ]- ứng suất xoắn cho phép, MPa

Với vật liệu trục là thép 45 thì [τ ] = 15 30 Mpa (lấy trị số nhỏ đối với trục vào của hộp giảm tốc, trị số lớn đối với trục ra)

Theo công thức thực nghiệm thì nếu dùng (3) để tính đường kính đầu vào của trục hộp giảm tốc lắp bằng khớp nối với trục động cơ thì đường kính này tối thiểu phải lấy bằng (0,8…1,2) d dc.

Vì hộp giảm tốc ta đang thiết kế có trục I là trục đầu vào của hộp giảm tốc và

nó được nồi với trục động cơ bằng khớp nối nên ta dùng công thức thực nghiệm

để xác định đường kính sơ bộ của nó

- Đường kính sơ bộ của trục I: ( lấy [τ ] = 25MPa ):



mmChọn dI=40 mm

- Đường kính sơ bộ của trục II ( lấy [τ ] = 30MPa ):



mm Lấy dII= 65 mm

- Đường kính sơ bộ của trục III ( lấy [τ ] = 35MPa ):



mmLấy dIII=90 mm

1.2.3 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực

Chiều dài trục cũng như khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực phụ thuộc vào sơ đồ động, chiều dài mayơ của các chi tiết quay, chiều rộng ổ, khe

- Với trục III có dIII=90 mm→ chọn ổ lăn b0=43 (mm)

Ta đi tính l mki, l k1, l ki, l cki và b ki.

Trong đó:

k – Số thứ tự của trục trong hộp giảm tốc (k = 1…3)

i – số thứ tự của tiết diện trục trên đó lắp các chi tiết có tham gia truyền tải trọng

l – khoảng côngxôn (khoảng chìa) trên trục thứ k, tính từ chi tiết thứ i ở

ngoài hộp giảm tốc đến gối đỡ

3

cki mki o n

Với: k3 – khoảng cách từ mặt mút chi tiết quay đến nắp ổ (bảng 10.3, [ 1 ])

h n – chiều cao nắp ổ và đầu bulông (bảng 10.3, [ 1 ])

b ki – chiều rộng vành răng thứ i trên trục thứ k.

 Chiều dài mayơ bánh răng côn

Chiều dài mayơ bánh răng côn lắp trên trục I:

lm13=(1,2÷1,4).dI=(1,2÷1,4).40=(48÷56) mm

Do bề rộng bánh răng côn b= 58 mm  lấy lm13=58 mm

Chiều dài mayơ bánh răng côn lắp trên trục II:

lm23=(1,2÷1,4).dII=(1,2÷1,4).65=(78÷91) mm

lm23=80 mm

 Chiều dài mayơ bánh răng trụ

Chiều dài mayơ bánh răng trụ lắp trên trục II:

Khoảng cách giữa các gối đỡ A đến tiết diện thứ i trên trục thứ k (lki)

- Khoảng cách trục từ gối đỡ A đến tiết diện thứ 2 (bánh đai) trên trục I:

110.0 171.0

{∑ F A ( F x )=− X A + X B − F t1 + F X12 =0 ¿ {∑ M A ( F y )= F X12 l 12 − X B l 11 + F t1 l 13 =0 ¿ {∑ F A ( F y )= F Y12 − Y A + Y B + F r1 =0 ¿¿¿¿

Giải hệ trên, ta được:

8254 11778 17123 8550

A B A B

Vậy mặt cắt nguy hiểm nhất là mặt cắt A

Nên ta tính đường kính trục theo tiết diện đó

3 1

640004

46.6 0,1.[ ] 0,1.63

td A A

M d



mmTrong đó [σ] - ứng suất cho phép của thép chế tạo trục, được tra trong bảng 10.5, [1] Vì vật liệu làm trục ta chọn giống nhau đều là thép 45 có

Ta kiểm nghiệm theo công thức:

46.9 2

0 2

=>

max 0

ε a ,ε r _ hệ số ảnh hưởng của kich thước trục, tra bảng 10.10198 [2/1] ta có:

0,81; 0,76 1,76

2,17 0,81 1,54

2.02

0, 76

k k

46,9 0,1.0 1

Như vậy hệ số an toàn tại tiết diện nguy hiểm nhất lớn hơn trị số cho phép

Ta chon đường kính trục tại chỗ lắp ổ bi là: d01=50

Tại chỗ lắp bánh răng côn là: d1=45

e Chọn then lắp ghép giữa truc với bánh răng và đai

Với đường kính trục d= 45 mm, ta chon then bằng có:

b = 14; h = 12; t1 = 7; t2 = 4.9

- Chiều dài then: lt = 0,8.lm13 = 0,8.58 = 46(mm)

- Kiểm tra điều kiện bền dập và cắt theo công thức

d

(Mpa)[ c] = (60  90) MPa =>  c < [ c] => Điều kiện bề cắt được đảm bảo

Ta có biểu đồ mômen như sau

1.2.4.2 Tính trục II:

Lực từ bộ truyền tác dụng lên trục.Fr2 = 427 (N) ; Fr3 = 5932 (N)Ft2 = 6231 (N) ; Ft3 = 16300 (N)

*Mômen uốn tại các mặt cắt nguy hiểm

Mặt cắt tại bánh răng côn:

Vậy mặt cắt nguy hiểm nhất là mặt cắt tại bánh răng trụ

Nên ta tính đường kính trục theo tiết diện đó

3 2

1677237

64,3 0,1.[ ] 0,1.63

td T T

M d



mmTrong đó [σ] - ứng suất cho phép của thép chế tạo trục, được tra trong bảng 10.5, [1] Vì vật liệu làm trục ta chọn giống nhau đều là thép 45 có

600( )

Chọn d2T=65 mm

d Kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn

Ta kiểm nghiệm theo công thức:

ta có:  max =  u = 23 3

1204896

43.8 0,1 0,1.65

43,8 2

0 2

=>

max 0

có rãnh then, dao phay ngón ta có: k = 1,76; k = 1,54

ε a ,ε r _ hệ số ảnh hưởng của kich thước trục, tra bảng 10.10198 [2/1] ta có:

0,78; 0,74 1,76

2, 256 0,78

1,54

2,08 0,74

k k

Ψ σ ,ψ τ _ Hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ

bền mỏi, thép cacbon => Ψ σ=0,1 ; ψτ=0,05

Từ đó ta có:

216,6

1,96 2,52

43,8 0,1.0 1



150

5.88 2,03

.12.265 0,05.12.265 1



Như vậy hệ số an toàn tại tiết diện nguy hiểm nhất lớn hơn trị số cho phép

Ta chon đường kính trục tại chỗ lắp bánh răng trụ là: d=65 mm

Tại chỗ lắp ổ bi là: dol=60 mm

e Chọn then lắp ghép giữa truc với bánh răng

Với đường kính trục d = 65 mm, ta chon then bằng có:

b = 18; h = 16; t1 = 10; t2 = 6.4

- Chiều dài then:

Tại chỗ lắp bánh răng côn: lt = 0,8.lm23 = 0,8.80=64 (mm)

Ta có:

2.1347268

80,9 65.64.(18 10)

d

(Mpa)[ c] = (60  90) MPa =>  c < [ c] => Điều kiện bề cắt được đảm bảo

d

(Mpa)[ c] = (60  90) MPa =>  c < [ c] => Điều kiện bề cắt được đảm bảo

Ta có biểu đồ mômen như sau:

1.2.4.3 Tính trục III:

Vậy mặt cắt nguy hiểm nhất là mặt cắt tại A

Nên ta tính đường kính trục theo tiết diện đó

3 3

4453085

89 0,1.[ ] 0,1.63

td A A

M d



mmTrong đó [σ] - ứng suất cho phép của thép chế tạo trục, được tra trong bảng 10.5, [1] Vì vật liệu làm trục ta chọn giống nhau đều là thép 45 có

600( )

Chọn d3A=90 mm

d Kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn

Ta kiểm nghiệm theo công thức:

max min

max max min

11.2 2

0 2

=>

max 0

34.6 17.3

có rãnh then, dao phay ngón ta có: k = 1,76; k = 1,54

ε a ,ε r _ hệ số ảnh hưởng của kich thước trục, tra bảng 10.10198 [2/1] ta có:

0, 72; 0,71 1,76

2, 47 0,71

1,54

2, 2

0, 71

k k

4.97 2,52

17.3 0,1.0 1

Như vậy hệ số an toàn tại tiết diện nguy hiểm nhất lớn hơn trị số cho phép

Ta chon đường kính trục tại ổ bi là: d01=90 mm

d

(Mpa)[ c] = (60  90) MPa =>  c < [ c] => Điều kiện bề cắt được đảm bảo

Then lắp tại khớp nối

Với đường kính trục d = 90 mm, ta chon then bằng có:

(Mpa)[ c] = (60  90) MPa =>  c < [ c] => Điều kiện bề cắt được đảm bảo

Ta có biểu đồ mômen như sau:

2 Tính chọn ổ lăn.

đồ bố trí các ổ.

Do Fr1A > Fr1B nên ta chọn sơ đồ bố trí ổ hình chữ O

Các ở được bố trí như hình vẽ dưới đây:

Bảng 3.7 Các thông số của ổ đũa côn.

† Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ

Theo bảng 11.4 [ 1 ] thì ổ đũa côn có : e=1,5.tg =1,5.tg11,17=0,296

- Lực dọc trục phụ Fs do các lực hướng tâm tác dụng lên ổ sinh ra:

1

0,83 0,83.0, 296.190008 4669

V hệ số ảnh hưởng của vòng nào quay V = 1 (vòng trong quay)

 Tải trọng động quy ước trên các ổ A và B là:

QA = (XA.V.Fr1A + YA.FaA).kt.kd = (1.1.19008+0.5096).1.1

=19008 N

QB = (XB.V.Fr1B + YB.FaB).kt.kd =(1.1.14554+0.3575).1.1

=14554 NNX: QA > QB

Vậy ta tính chọn cho ổ là ổ A là ổ chịu tải trọng lớn hơn

Khả năng tải động của ổ: C d Q L m

10

3 271.8 = 102143 N=102.143 KN

Ta thấy Cd < C

Như vậy ổ đã chọn đảm bảo khả năng tải động

Ổ đã chọn là loại ổ đũa côn cỡ trung rộng 7610 có các thông số :

(mm)

d1

(mm)

B(mm)

C1

(mm)

T(mm)

r(mm)

r1

(mm)

α(°) KNC C0

KN

u Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ.

Để đề phòng biến dạng dư hoặc dính bề măt tiếp xúc, ta cần kiểm nghiệm khả

năng tải tĩnh của ổ lăn theo công thức sau:

Qt < C0 ( 18 )Với C0 – khả năng tải tĩnh của ổ

Qt – tải trọng quy ước, là trị số lớn hơn trong 2 giá trị Qt tính theo các công thức sau:

Qt = XAFr + YAFa (19)

Trong đó: XA, YA – hệ số tải trọng hướng tâm và hệ số tải trọng dọc trục, được

cho trong bảng 11.6,[ 1 ] Với ổ đũa côn một dãy thì theo bảng trên ta có:

Với đường kính ngõng trục d = 65 mm, ta chọn sơ bộ ổ cỡ nhẹ

Theo bảng 11.4 [ 1 ] thì ổ đũa côn có : e=1,5.tg =1,5.tg15,33=0,41

- Lực dọc trục phụ Fs do các lực hướng tâm tác dụng lên ổ sinh ra:

V hệ số ảnh hưởng của vòng nào quay V = 1 (vòng trong quay)

 Tải trọng động quy ước trên các ổ A và B là:

QA = (XA.V.Fr2A + YA.FaA).kt.kd = (1.1.9000+0.2635).1.1

=9000 N

QB = (XB.V.Fr2B + YB.FaB).kt.kd =(1.1.14516+0.5366).1.1

=14516 NNX: QB > QA

Vậy ta tính chọn cho ổ là ổ B là ổ chịu tải trọng lớn hơn

Khả năng tải động của ổ: C d Q L m

Như vậy ổ đã chọn đảm bảo khả năng tải động

Ổ đã chọn là loại ổ đũa côn cỡ nhẹ 7513 có các thông số :

D1

(mm)

d1

(mm)

B(mm)

C1

(mm)

T(mm)

r(mm)

r1

(mm)

α(°) KNC C0

KN

u Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ.

Để đề phòng biến dạng dư hoặc dính bề măt tiếp xúc, ta cần kiểm nghiệm khả

năng tải tĩnh của ổ lăn theo công thức sau:

Qt < C0 ( 18 )Với C0 – khả năng tải tĩnh của ổ

Qt – tải trọng quy ước, là trị số lớn hơn trong 2 giá trị Qt tính theo các công thức sau:

Qt = XBFr + YBFa (19)

Trong đó: XA, YA – hệ số tải trọng hướng tâm và hệ số tải trọng dọc trục, được

cho trong bảng 11.6,[ 1 ] Với ổ đũa côn một dãy thì theo bảng trên ta có: