HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG VỚI HỘP GIẢM TỐC 2 CẤP BÁNH RĂNG – TRỤC VÍT

HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG VỚI HGT CẤP BÁNH RĂNG – TRỤC VÍT Trang MỤC LỤC Trang Lời nói đầu …………… PH ẦN I : CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN… 1.1.Chọn động cơ……………………………………………… 1.2 Phân phối tỉ số truyền……………………………………… PHẦN II: TÍNH TỐN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY……………… 2.1 Thiết kế truyền xích…………………………………… 2.2 Thiết kế truyền bánh thẳng ……………………… 12 2.3 Thiết kế truyền trục vít………………………………… 20 2.4 Tính tốn trục……………………………………………… 29 2.5 Tính tốn chọn ổ lăn……………………………………… 48 2.6 Thiết kế vỏ hộp…………………………………………… 54 2.7 Thiết kế chi tiết phụ…………………… 55 2.7 Bảng dung sai lắp ghép…………………………………… 57 Tài liệu tham khảo…………………………………………………… 58 Trang PHẦN I : CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN 1.1 CHỌN ĐỘNG CƠ Số vòng quay tang trống: 60000.v 60000.0,5 n = = = 23,87 vg / ph ct π D π 400 Cơng suất tương đương: Ptd = Pct K A với: Pct = F v 5000.0,5 = = 2,5 kW 1000 1000 Trang  Ti  ∑   ti i =1  Tmax  KA = ∑ ti i =1 2 T   0,8.T    56 +   24 T T     ⇒ KA = = 0,94 56 + 24 Vậy: Ptd = 2,5.0,94 = 2,35 kW Cơng suất cần thiết động cơ: Pyc = Ptd ηch đó: ηch = ηbr ηtv η x ηol4 với: hiệu suất sơ truyền bánh răng: ηbr = 0,96 Hiệu suất sơ truyền trục vít ( z1 = ): ηtv = 0,75 Hiệu suất sơ truyền xích: η x = 0,9 Hiệu suất cặp ổ: ηol = 0,99 Suy ra: η ch = 0,96.0,75.0,90.0,994 = 0,622 Vậy: Pyc = 2,35 = 3,78 kW 0,622 Do đó: chọn động có cơng suất Pdc = kW Tỉ số truyền chung: uch = ndc nct Ta có loại động 4A đảm bảo cơng suất u cầu: Động n dc (vg / ph) µ ch 4A100S2Y3 2880 120,70 4A100L4Y3 1420 59,49 Trang 4A112MB6Y3 950 39,80 4A132S8Y3 720 30,16 Các hộp giảm tốc bánh trục vít phải có: uch = 50 ÷ 150 Nên ta chọn động 4A100S2Y3 1.2.Phân phối tỉ số truyền: Ta có: µch = µbr µtv µ x Trong đó: µch = 120,70 (mục 1.1) Tỉ số truyền truyền bánh chọn sơ bộ: µbr = 2, Tỉ số truyền truyền trục vít chọn theo tiêu chuNn: µtv = 25 Còn lại, tỉ số truyền truyền xích: u x = uch 120,7 = = 2,01 ubr utv 2,4.25 Mơmen xoắn trục tính theo cơng thức: 9,55.106 P T= n Bảng đặc tính kỹ thuật: Trục Thơng số Cơng suất (kW) Tỉ số truyền Động 3,78 3,74 3,55 2,64 2,35 2,4 25 2,01 Số vòng quay (vg/ph) 2880 2880 1200 48 23,87 Mơmen xoắn (Nmm) 12533,5 12400,8 28250 525363,7 940127,6 Trang PHẦN II: TÍNH TỐN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY Sơ đồ phân tích lực hệ thống truyền động: Hình 2.1 2.1 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH - Số liệu ban đầu: Cơng suất P (kW) 2,64 Số vòng quay bánh dẫn n1 (vg/ph) 48 525363,7 Mơmen xoắn T1 (Nmm) Tỷ số truyền u 2,01 Trang 38400 Tuổi thọ L h (giờ) Điều kiện làm việc: quay chiều, làm việc ca, tải va đập nhẹ, để hở - Tính tốn thiết kế: Chọn loại xích lăn dãy Chọn số đĩa xích dẫn theo cơng thức: z1 = 29 − 2u = 29 − 2.2, 01 ≈ 25 Tính số đĩa xích lớn theo cơng thức: z2 = z1u = 25.2, 01 ≈ 50 Vậy thỏa điều kiện Zmax < (100 ¸ 130) Khi tỷ số truyền xác tuyền xích : u= z2 50 = = (sai lệch 0,5% ) z1 25 Ta có hệ số điều kiện sử dụng xích: K = K K a K dc K b Kr K lv = 1.1.1.1,5.1, 4.1,12 = 2,352 đó: K0 = - hệ số kể đến ảnh hưởng vị trí truyền (do xích nằm ngang) Ka = 1- hệ số kể đến khoảng cách trục chiều dài xích Kdc = - hệ số kể đến ảnh hưởng việc điều chỉnh lực căng xích Kb = 1,5 - hệ số ảnh hưởng bơi trơn, bơi trơn định kỳ Kr = 1,4 - hệ số tải trọng động, kể đến tính chất tải trọng (do có va đập nhẹ) Klv = 1,12 - hệ số kể đến chế độ làm việc truyền, làm việc ca Hệ số K z = z01 / z1 = 25 / 25 = Hệ số K n = n01 / n1 = 50 / 48 = 1, 042 Do xích lăn dãy nên x = 1, suy Kx = Từ ta có cơng suất tính tốn: Pt = KK z K n P1 2,352.1.1, 042.2, 64 = = 6, 47 ≤ [ P ] Kx Theo bảng 5.4 [3] ứng với cơng suất cho phép [P] =10,5 kW > Pt số vòng quay thực nghiệm n01 = 50 vg/ph ta có bứơc xích pc = 38,1 mm Kiểm tra số vòng quay tới hạn ứng với bước xích pc = 38,1 mm tra từ bảng 5.2 [3] ta có ntới hạn = 500 vg/ph nên điều kiện n = 48 vg/ph < nth thỏa Tiếp tục ta kiểm mghiệm bước xích theo cơng thức sau : Trang pc ≥ 600 PK Z1n1[ p0 ]K x với [ p0 ] = 35 MPa tra từ bảng 5.3 [3] P1 K 2,64.2,352 = 600 = 31, 73 Z1n1[ Po]K x 25.48.35.1 Thế vào biểu thức ta có pc ≥ 600 Bước xích chọn thỗ mãn điều kiện Tính tốn thơng số truyền xích vừa chọn : - Vận tốc trung bình xích: v = - Lực vòng có ích : Ft = n1 pc Z1 48.38,1.25 = = 0, 762 m / s 60000 60000 1000 P 1000.2, 64 = = 3464, N v 0, 762 - Chọn khoảng cách trục sơ từ a = 40 pc = 40.38,1 = 1524 mm (từ a = (30 ÷ 50) pc ) - Số mắt xích : X= 2a Z1 + Z  Z − Z1  pc + +  pc  2π  a = 2.1524 25 + 50  50 − 25  38,1 + + ≈ 117,9  38,1  2π  1524 Ta chọn X = 118 mắt xích - Chiều dài xích: L = Xpc = 38,1.118 = 4496 mm Từ ta tính khoảng cách trục xác:    Z − Z1   Z1 + Z Z1 + Z    a = 0, 25 pc X − + X −   − 8  2  2π       =1526 mm Và để truyền xích làm việc bình thường ta giảm khoảng cách trục xuống đoạn (0,002÷0,004)a Do ta có khoảng cách trục tính tốn a = 1520 mm - Lực tác dụng lên trục: Fr = K m Ft = 1,15.3464, = 3984, N với Km = 1,15 xích nằm ngang - Đường kính đĩa xích : Bánh dẫn: Trang d1 = pc Z1 π = 38,1.25 π = 303,19 mm d a1 = pc ( 0,5 + cotg(π / Z1 ) ) = 38,1 ( 0,5 + cotg(π / 25) ) = 320, 64 mm Bánh bị dẫn: d2 = pc Z π = 38,1.50 π = 606,38 mm d a1 = pc ( 0,5 + cotg(π / Z ) ) = 38,1 ( 0,5 + cotg(π / 50) ) = 624, 63 mm 10 Kiểm nghiệm số lần xích va đập giây: i= Z1n1 25.48 = = 0, 678 ≤ [i ] = 14 15 X 15.118 với [i] = 14 tra bảng 5.6 [3] 11 Kiểm tra xích theo hệ số an tồn: s= Q F1 + Fv + Fo với Q = 127 kN [2] F1 = Ft = 3464,6 N Fv = qm v2 = 5,5.0, 762 = 3,19 N với qm = 5, kg / m tra bảng 5.2 [1] F0 = K f aqm g = 6.1,52.5, 5.9,81 = 492,1 N Hệ số độ võng K f = xích nằm ngang Suy ra: s = Q 127000 = = 32, 07 ≥ [ s ] F1 + Fv + F0 3464, + 3,19 + 492,1 với [s] = 7,5 bảng 5.7 [3] Như thỏa điều kiện an tồn Thơng số truyền xích: Z1 (răng) 25 d1 (mm) 303,19 da1 (mm) 320,64 Z2 (răng) 30 Trang d2 (mm) 606,38 da2 (mm) 624,63 a (mm) 1520 X (mắt xích) 118 Fr (N) 3984,3 2.2 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG - Số liệu ban đầu: Cơng suất P (kW) 3,78 Số vòng quay bánh dẫn n (vg/ph) 2880 Mơmen xoắn T (Nmm) 12400,8 Tỷ số truyền u 2,4 Tuổi thọ Lh (giờ) 38400 Chế độ làm việc: quay chiều, làm việc hai ca, tải va đập nhẹ, năm làm việc 300 ngày, ca làm việc − Chọn vật liệu chế tạo bánh : Chọn thép 45 tơi cải thiện Theo bảng 6.1 [1] ta chọn độ rắn trung bình: Bánh dẫn: HB1 = 260 HB Bánh bị dẫn: HB2 = 225 HB - Tính tốn thiết kế: Số chu kỳ làm việc sở N HO1 = 30 HB12,4 = 30.2602,4 = 1,88.107 chu kỳ N HO = 30 HB2 2,4 = 30.2252,4 = 1, 33.107 chu kỳ Và: N FO1 = N FO = 5.10 chu kỳ Số chu kỳ làm việc tương đương: Trang 10 εσ , ετ hệ số kích thước tra bảng 10.3 [3] σa , τa biên độ ứng suất tính theo: σ a = σ max = τa = τ max = M W T 2W0 sσ , sτ hệ số an tồn xét riêng cho ứng suất uốn ứng suất xoắn: sσ = σ −1 Kσ σ a εσ β sτ = +ψ σ σ m τ −1 Kτ τ a + ψ σ τ m ετ β Khi hệ số an tồn kiểm nghiệm cho trục : s= sσ sτ sσ2 + sτ2 Kết kiểm ngiệm hệ số an tồn cho thấy đoạn trục thỗ mãn hệ số an tồn kiểm nghiệm trục theo độ bền mỏi Ngồi trục đảm bảo độ cứng C Trục : Với T3 = 525363,7 Nmm [τ ] = 20 MPa d1 ≥ T1 525363,7 =3 = 50,83 mm 0, 2[τ ] 0, 2.20 Vậy chọn sơ đường kính doạn trục: Tại vị trí xích dD = 52 mm Tại vị trí ổ lăn dA = dC = 55 mm Tại vị trí bánh vít dB = 60 mm Xác định khoảng cách gối đỡ điểm đặt lực: Khoảng cách CD = 100 mm Khoảng cách hai ổ lăn: AC = 200 mm Ta có lực: Trang 29 Lực trục vít: Ft 2bv = 3335, 64 N Fa 2bv = 627, 26 N Fr 2bv = 1214,1 N Lực bánh xích: Fx = 3984,3 N Suy ra: M a = Fa 2bv d bv 315 = 627, 26 = 98793, 45 Nmm 2 Biểu đồ mơmen: Trang 30 Tính phản lực gối tựa: - Trong mặt phẳng yz, ta có: ∑M C = ⇒ RAy AC − Ft 2bv BC − Fx CD = Ft 2bv BC + Fx CD 3335, 64.100 + 3984,3.100 = AC 200 = 3659, 97 N Suy ra: RAy = Ta có : RCy = RAy + Fx − Ft 2bv − = 3659,97 + 3984,3 − 3335, 64 = 4308, 63 N M xB = RAy 100 = 3659,97.100 = 365997 Nmm M xC = FX 100 = 3984,3.100 = 398430 Nmm - Trong mặt phẳng xz, ta có: ∑M Vậy: RAx = D = ⇒ RAx AC − M a − Fr 2bv BC = M a + Fr 2bv BC 98793, 45 + 1214,1.100 = = 1101, 02 N AC 200 Vậy: RCx = Fr 2bv − RAx = 1214,1 − 1101,02 = 113,08 N M yB ( tr ) = RAx 100 = 1101,02.100 = 110102 Nmm Tính đường kính đoạn trục: Tại C: MxC = 398430 Nmm T3 = 525363,7 Nmm Suy ra: M td = M xC + 0, 75T = 3984302 + 0, 75.525363, = 604774,11 Nmm dC = M td 604774,11 =3 ≈ 44,86 mm 0,1[σ ] 0,1.67 Tại B: MxB = 365997 Nmm MyB = 110102 Nmm 2 Suy ra: M B = M xB + M yB = 365997 + 1101022 = 382199, 23 Nmm Vậy: M td = M B2 + 0, 75T = 382199, 232 + 0, 75.525363, = 594206, 63 Nmm Trang 31 Ta có: M B < M C Suy tiết diện nguy hiểm C dB = M td 594206, 63 =3 ≈ 44, mm 0,1[σ ] 0,1.67 Chọn theo tiêu chuNn cân kết cấu bánh vít ta chọn dA = dC = 55 mm Tại tiết diện khác ta có: Tại B: ta chọn theo tiêu chuNn để cân kết cấu trục ta chọn dB = 60 mm Tại D: chọn dD = 52 mm Kiểm nghiệm then Kiểm ngiệm điều kiện bền dập bền cắt then bằng: Với tiết dịên trục dùng mối ghép then cần tiến hành kiểm nghiệm mối ghép độ bền dập độ bền cắt theo cơng thức sau: σd = τc = 2T dl t (h − t1 ) ≤ [σ d ] 2T ≤ [τ c ] dl t b [σd] = 100 MPa ứng suất dập cho phép tra bảng 9.5 [1] cho phép lớn giá trị cho phép 5% [τc] = 40 ÷ 60 MPa ứng suất cắt cho phép Bảng kiểm nghiệm then: Đường kính (mm) Then (mm) bxh t1 Trục III 60 18x11 Chiều dài then l (mm) 80 Chiều dài làm Mơmen việc then σd τc T lt (MPa) (MPa) (Nmm) (mm) 62 525363,7 70,61 15,69 chiều dài then l (mm) chọn theo tiêu chuNn bảng 9.1a [1] Kiểm nghiệm trục theo hệ số an tồn - Vật liệu trục: thép C45, tơi cải thiện σb = 850 MPa với σ-1 = 0,4σb = 340 MPa; τ-1 = 0,223σb = 189,66 MPa - Hệ số xét đến ảnh hưởng tập trung tải trọng: Kσ ,Kτ Tra bảng 10.8 [3] ta có : Kσ = 3,34 (vì lắp có độ dơi) (sách thầy Trịnh Chất) Trang 32 Kτ = 2,22 - Hệ số tăng bền bề mặt: β = 1,7 tra theo bảng 10.4 tài lịêu [3] ứng với trường hợp phun bi - Hệ số xét đến ảnh hưởng ứng suất trung bình: ψσ = 0,05 ψτ = Bảng số liệu: Thơng số Đường kính(mm) Trục II 55(C) đó: W = 0,1d ; W= πd3 32 − Then bxh - Mơmen chống uốn W 16637,5 t1 - Mơmen cản xoắn W0 33275 W0 = 0, 2d trục đặc bt (d − t ) π d bt (d − t )2 ; Wo = − trục có then 2d 16 2d Bảng kiểm nghiệm hệ số an tồn s : (trong đó, [s] hệ số an tồn cho phép nằm khoảng 1,5 ÷ 2,5 ; [s] = 2,5 ÷ ta khơng cần kiểm nghiệm trục theo độ cứng.) Đường kính d(mm) Trục II 25(C) εσ ετ σa τa sσ sτ s 0,81 0,76 23,95 7,89 5,85 13,99 5,4 đó: εσ , ετ hệ số kích thước tra bảng 10.3 [3] σa , τa biên độ ứng suất tính theo: σ a = σ max = τa = τ max = M W T 2W0 sσ , sτ hệ số an tồn xét riêng cho ứng suất uốn ứng suất xoắn: sσ = σ −1 Kσ σ a εσ β +ψ σ σ m Trang 33 sτ = τ −1 Kτ τ a + ψ σ τ m ετ β Khi hệ số an tồn kiểm nghiệm cho trục : s= sσ sτ sσ2 + sτ2 Kết kiểm ngiệm hệ số an tồn cho thấy đoạn trục thỗ mãn hệ số an tồn kiểm nghiệm trục theo độ bền mỏi Ngồi trục đảm bảo độ cứng 2.4 Tính tốn chọn ổ lăn: 2.4.1Tính tốn ổ lăn trục 1: Trục khơng có lực dọc trục nên ta chọn ổ bi đỡ dãy lắp tuỳ động Đường kính vòng ổ: d ol = 20 mm Tải tác dụng lên ổ B: 2 FrB = RBx + RBy = 5,3732 + 94,032 = 94,18 N Tải tác dụng lên ổ D: 2 FrD = RDx + RDx = 362,52 + 94,032 = 374,52 N FrD > FrB nên ta tính tốn chọn ổ theo ổ bên phải (ổ D) Tải trọng quy ước: Ứng với T1 = T : QD1 = ( X V FrD + Y FaD ) kσ kt đó: FaD = X = 1, Y = kσ = 1,3; kt = 1,11 V =1 Suy ra: QD1 = 1.1.374,52.1,3.1,11 = 540,43 N Do tải trọng thay đổi theo bậc nên ta có tải trọng tương đương: Trang 34  Q 10 / L  Q 10 / L  QD = QD1  D1  +  D   Lh  QD1  Lh   QD1   0,3 10 /  T 10 / 56 24   0,8.T  = QD1   +   56 + 24  T  56 + 24   T  10 /  T 10 / 56 24   0,8.T  Suy ra: QD = 540,43   +   56 + 24  T  56 + 24   T  0,3 0,3 = 513,36 N Thời gian làm việc tính triệu vòng quay: L= 60.Lh nt1 60.38400.2880 = = 6635,52 triệu vòng 106 106 Khả tải động tính tốn: Ctt = QD m L = 513,36.10 6635,523 = 7194,23 N = 7,194 kN Chọn ổ bi đỡ dãy cỡ đặc biệt nhẹ, vừa 104 (D = 42 mm, B = 12 mm) có: Khả tải động: C = 7,36 kN > Ctt = 7,194 kN Khả tải tĩnh: C0 = 4,54 kN Tính lại tuổi thọ ổ: m  C   7,36.103  LD =   =  = 3202,75 triệu vòng  QD   499,31  6 Suy ra: LhD = 10 LD = 10 3202,75 = 18534,43 60.nt1 60.2880 Kiểm tra khả tải tĩnh: Q0 = FrD = 374,52 N < C0 = 4,54.103 N (thoả điều kiện) 2.4.2Tính tốn ổ lăn trục 2: Để tăng độ cứng vững ổ chịu lực dọc trục (bên phải), ta chọn phương án sau: Bên trái chọn ổ bi đỡ dãy Bên phải chọn hai ổ đũa lắp kiểu chữ O a.Tính tốn chọn ổ bên trái: Đường kính ổ: d = 45(mm) Tải tác dụng lên ổ B: Trang 35 2 FrB = RBx + RBx = 267,662 + 490, 27 = 558,58 N Tải trọng quy ước: Ứng với T1 = T : QB1 = ( X V FrB + Y FaB ) kσ kt đó:: FaB = X = 1, Y = kσ = 1,3; kt = V =1 Suy ra: QB1 = 1.1.558,58.1,3.1 = 726,15 N Do tải trọng thay đổi theo bậc nên ta có tải trọng tương đương:  Q 10 / L  Q 10 / L  QB = QB1  B1  +  B   Lh  QB1  Lh   QB1   0,3 10 /  T 10 / 56 24   0,8.T  = QB1   +   56 + 24  T  56 + 24   T  10 /  T 10 / 56 24   0,8.T  Suy ra: QB = 726,15   +   56 + 24  T  56 + 24   T  0,3 0,3 = 689,78 N Thời gian làm việc tính triệu vòng quay: L= 60.Lh ntv 60.38400.1200 = = 2764,8 triệu vòng 106 106 Khả tải động tính tốn: Ctt = QB m L = 689,78.10 2764,83 = 7433,78 N = 7,433 kN Chọn ổ bi đỡ dãy cỡ đặc biệt nhẹ, hẹp 700106 (D = 55 mm, B = mm ) có: Khả tải động: C = 7,56 kN > Ctt = 7, 433 kN Khả tải tĩnh: C0 = 5,4 kN Tính lại tuổi thọ ổ: m  C   7,56.103  LB =   =  = 1316,54 triệu vòng  QB   689,78  Trang 36 Suy ra: LhB = 106.LB 106.1316,54 = = 18285, 28 60.ntv 60.1200 Kiểm tra khả tải tĩnh: Q0 = FrB = 558,58 N < C0 = 5, 4.103 N (thoả điều kiện) b.Tính tốn chọn ổ bên phải: Chọn sơ hai ổ đũa có: d ol = 30 mm α = 140 Tải trọng hướng tâm chia cho hai ổ: FrD1 = FrD F = rD = 2 RDx + RDy = 378,562 + 911,892 = 493,67 N Tải trọng dọc trục bánh vít gây ra: Fa = 3335, 64 N Hệ số: e = 1,5.tgα = 1,5.tg14 = 0,374 Các lực dọc trục phụ: S D1 = S D = 0,83.e.FrD1 = 0,83.0,374.493,67 = 153,25 N Vì S D1 = S D1 , Fatv = 3335,64 > (Fatv hướng sang phải) Do lấy giá trị tính tốn: FaD1 = S D1 = 153,25 N FaD = S D1 + Fatv = 153,25 + 3335,64 = 3488,89 N Ta chọn ổ theo ổ bên phải tải trọng tác dụng lớn Tải trọng động qui ước: QD = ( X V FrD + Y FaD ) kσ kt đó: kσ = 1,3; kt = 1; V = Ta có: Fatv 3488,89 = = 7,07 > e = 0,374 FrD 493,67 Suy ra: X = 0, 4;Y = 0, 4.cotgα = 0, 4.cotg140 = 1,6 QD = ( 0,4.1.493,67 + 1,6.3488,89 ) 1,3.1 = 7513,6 N Do tải trọng thay đổ theo bậc nên tải trọng qui ước tương đương: Trang 37 10 /  T 10 / 56 24   0,8.T  Qtd = QD   +   56 + 24  T  56 + 24   T  0,3 10 /  T 10 / 56 24   0,8.T  = 7513,6   +   56 + 24  T  56 + 24   T  0,3 = 7137,28 N Thời gian làm việc tính triệu vòng quay: L= 60.Lh ntv 60.19200.1200 = = 1382,4 triệu vòng 106 106 Khả tải tính tốn: Ctt = Qtd m L = 7137,28.10 1382,43 = 62477,39 N = 62,477 kN Chọn ổ đũa cỡ trung rộng 7606, có: Khả tải động: C = 63 kN > Ctt = 62,477 kN Khả tải tĩnh: C0 = 51kN 2.4.2Tính tốn ổ lăn trục 2: Chọn hai ổ đũa (sơ có: α = 140 ) lắp dạng O Lực hướng tâm tác dụng lên ổ A: 2 FrA = RAx + RAy = 1101,022 + 3659,972 = 3821,99 N Lực hướng tâm tác dụng lên ổ C: 2 FrC = RCx + RCy = 113,082 + 4308,632 = 4310,11 N Tải trọng dọc trục bánh vít gây ra: Fa = 627, 26 N Hệ số e = 1,5.tgα = 1,5.tg140 = 0,374 Thời gian làm việc tính triệu vòng quay: L= 60.Lh nt 60.38400.48 = = 110,6 triệu vòng 106 106 Các lực dọc trục phụ: S1 = 0,83.e.FrA = 0,83.0, 374.3821,99 = 1186, 42 N S = 0,83.e.FrC = 0,83.0, 374.4310,11 = 1337,94 N Do S1 < S Fa = 627, 26 N > S − S1 = 1337,94 − 1186, 42 = 151,52 N , tải trọng dọc trục tính tốn ổ bên trái: Trang 38 Fa1 = S1 = 1186, 42 N Đối với ổ bên phải: Fa = S1 + Fa = 1186, 42 + 627, 26 = 1813, 68 N Ta chọn ổ theo ổ bên phải có tải trọng lớn Vì tỉ số: Fa 1813, 68 = = 0, 421 > e = 0,374 FrC 4310,11 Chọn Kσ = 1,3 tải trọng tĩnh, Kτ = V = vòng quay Tải trọng động quy ước: QC = ( X V Fr + Y Fa ).Kσ Kτ = (0, 4.4310,11 + 1, 6.1813, 68).1,3.1 = 6013, 71 N 10 /  T 10 / 56 24   0,8.T  Qtd = QC   +   56 + 24  T  56 + 24   T  0,3 10 /  T 10 / 56 24   0,8.T  = 6013,71   +   56 + 24  T  56 + 24   T  0,3 = 5712,51 N Khả tải tính tốn: Ctt = Qtd m L = 5712,51.10 110,63 = 23439,78 N = 23,44 kN Chọn ổ đũa cỡ đặc biệt nhẹ 2007111 theo GOST (theo tài liệu tham khảo Trịnh Chất), có: Khả tải động: C = 49,1kN > Ctt = 23, 44 kN Khả tải tĩnh: C0 = 45,2 kN 2.5 Thiết kế vỏ hộp: a Bề mặt ghép nắp thân: Chọn bề mặt ghép nắp với thân qua trục bánh vít để dễ lắp bánh vít b Các kích thước vỏ hộp: Kết cấu vẽ lắp, với kích thước bản: b.1 Chiều dày thân nắp hộp: 10mm b.2 Chiều dày gân tăng cứng: 10mm b.3 Bulơng nền: M20( số lượng: 4) b.4 Bulơng cạnh ổ: M16 Trang 39 b.5 Bulơng ghép nắp thân hộp: M12 b.6 Vít nắp ổ: M10 b.7 Vít cửa thăm: M8 b.8 Mặt bích nắp thân có: Chiều dày: 20mm, Chiều rộng: 40mm b.9 Đường kính lỗ gối trục: Lỗ gối trục phải trục vít có đường kính 120mm ( lớn đường kính đỉnh trục vít để dễ lắp trục vít ), sử dụng ống lót để dễ điều chỉnh ổ đũa cơn) Các lỗ gối lại chọn đường kính theo đường kính vòng ngồi ổ b.10 Mặt đế hộp có : Chiều dày: 26mm, Bề rộng: 56mm b.11 Chiều dày nắp ổ: 10mm b.12 Kích thước cửa thăm: 100x150(mm) b.13 Mặt đáy hộp nghiêng 10 b.14 Bulơng vòng M20 b 15 Ốc tháo dầu: M20 b.16 Nút thơng M48x3 b.17 Que thăm dầu M12 2.6 Thiết kế chi tiết phụ: a Chọn nối trục: Để giảm va đập , chấn động bù trừ lệch trục ta chon nối trục vòng đàn hồi liên kết trục động với trục Với T = 12400,8 Nmm ta chọn nối trục có thơng số sau D0 = 50 mm; l1 = 10 mm; l2 = 12 mm; l0 = mm; z = 4; lc = 11 mm dc = mm - Điều kiện bền dập vòng đàn hồi: σd = 2kT 2.1, 25.12400,8 = = 2,153 MPa < (2 3) MPa zD0 d cl0 4.50.8.9 Vậy điều kiện bền dập vòng đàn hồi thỏa - Điều kiện bền chốt: Trang 40 σF = lc kT 11.1, 25.12400,8 = = 16, 65 MPa < [σ F ] = (60 80) MPa 0,1d c D0 z 0,1.83.50.4 Vậy điều kiện bền chốt thỏa b Thiết kế bánh tạt dầu: Vì cho dầu ngập ren trục vít làm ngập lăn ổ phải trục vít, dễ gây hỏng ổ, phải dung bánh tạc dầu để bơi trơn giải nhiệt cho trục vít Bánh tạt dầu gồm hai nửa, ghép lại bulơng M8 Đường kính ngồi bánh tạc dầu cần bảo đảm ln ngập dầu nên ta có kích thước hình: Hình 2.8 Trang 41 2.7 Bảng dung sai lắp ghép: Độ dôi lớn (µm) (7) Độ hở lớn nhất(µm) (8) 15 19 23 17 +25 +18 +2 18 Ổ BI ĐỢ MỘT DÃY (THEO GOST 8338 -75) Lắp lên trục φ 20k6 +15 +2 15 φ 45k6 +18 +2 18 13 φ 45k6 - 47 φ 55k6 - 29 φ 20H7 +21 lắp lên vỏ hộp +21 17 φ 45H7 +25 - 13 φ 45H7 +25 - 47 φ 55H7 +30 28 17 b6H9 b10H9 - Chi tiết (1) Sai lệch Mối lắp (2) ES 32 φ 22H7/k6 19 φ 36H7/k6 29 Sai lệch es EI BÁNH RĂNG +21 +15 +18 - +2 - +2 18 - +2 21 - - 21 - - 25 - - 25 - - 30 - 0 30 36 - THEN (lắp lên trục) +30 +36 - Trang 42 ei 52 b18H9 28 17 52 b6D10 b10D10 b18D10 - +52 THEN (lắp lên ma) +78 +30 +98 +40 +120 +50 52 - - 98 98 120 - - - TÀI LIỆU THAM KHẢO Nguyễn Hữu Lộc, Cơ sở thiết kế máy, Nhà xuất Đại học Quốc gia TP.HCM, 2004 Trịnh Chất, Lê Văn Uyển, Thiết kế Hệ thống dẫn động khí, tập 2, Nhà xuất Giáo dục Nguyễn Hữu Lộc, Bài tập Chi tiết máy, Nhà xuất Đại học Quố gia TP.HCM, 2003 Trang 43 [...]... z1 2 = arctg = 9, 09o q 12, 5 btv ≥ (11 + 0,06.zbv ).m = (11 + 0,06.50).6,3 = 88 ,2 mm d 2 = mz2 = 6,3.50 = 315 mm d a 2 = m( z2 + 2 + 2 x) = 6,3.(50 + 2 + 2. 0,5) = 334 mm d f 2 = m( z2 − 2, 4 + 2 x) = 6,3.(50 − 2, 4 + 2. 0, 5) = 306,18 mm Khoảng cách trục Đường kính lớn nhất bánh vít aw = 0, 5m( q + z2 + 2 x) = 20 0 mm d aM 2 ≤ d a 2 + 6m 6.6,3 = 334 + = 343, 45 mm z1 + 2 2+ 2 Chiều rộng bánh vít b2 b2... rộng vành răng (bw) Góc profin gốc ( α) 2. 3 Thiết kế bộ truyền trục vít: Bánh chủ động Bánh bị động 80 48 51 44 ,25 38 1 12, 5 115,5 108,75 32 20 0 - Số liệu ban đầu: Cơng suất P (kW) 3,55 Mơmen xoắn trục vít T 1 (Nmm) 28 250 Mơmen xoắn trục vít T 2 (Nmm) 525 363,7 Trang 15 Số vòng quay trục vít n1 (vg/ph) 120 0 Số vòng quay trục vít n2 (vg/ph) 48 Tỷ số truyền u 25 - Tính tốn thiết kế: 1) Dự đốn vận tốc trượt... cứng trục vít theo cơng thức (7.50): Trang 19 2 l 3 Fr21 + Ft 12 3153 121 4, 12 + 627 , 26 2 f = = 48 EI e 48 .2, 1.105.1 023 7 62, 8 = 0, 00414 mm < [ f ] = (0,1 ÷ 0, 05) mm  0, 625 d a1  4  0, 625 .91, 35   0, 375 +  π d f 1  0,375 + π 63, 634 d 63, 63  f1    với I e = = 64 64 4 = 1 023 7 62, 8 mm 2. 3.Tính tốn trục: A Trục 1: Với T1 = 124 00,8 Nmm [τ ] = 20 MPa d≥ 3 T1 124 00,8 =3 = 14,58mm 0, 2 [τ ] 0, 2. 20... MyC = 18 126 Nmm MxC = 4701,5 Nmm T = 124 00,8 Nmm 2 2 Vậy: M = M xC + M yC = 18 126 2 + 4701, 52 = 18 725 ,81 Nmm Tại C: M td = M 2 + 0, 75T 2 = 18 725 ,8 12 + 0, 75. 124 00, 82 = 21 586, 82 Nmm dC ≥ 3 M td = 0,1[σ ] 3 21 586, 82 = 14, 77 mm 0,1.67 Theo tiêu chuNn và để phù hợp với kết cấu bánh răng ta chọn dC = 25 mm Tại các tiết diện khác ta có: Tại B: M td = M y 2 + 0, 75T 2 = 10416, 7 2 + 0, 75. 124 00, 82 = 14961,37... với tỷ số truyền u = 25 Ỵ (16,30) Trang 16 - Số răng bánh vít z2 = uz1 = 25 .2 = 50 răng - Chọn hệ số đường kính q: 0 ,22 ≤ q ≤ 0,4 z2 ⇒ 11 ≤ q ≤ 20 Suy ra chọn q = 12, 5 theo tiêu chuNn 4) Chọn sơ bộ η theo cơng thức (7.11): η = 0,9(1 − u 25 ) = 0, 9(1 − ) = 0, 788 20 0 20 0 5) Tính khoảng cách trục: 2  q   170  T 2 K H aw =  1 +  3    z 2   [σ H ]  ( q / z 2 ) 2  12, 5  3  170  525 363,7.1,... 1, 02 KFβ = 1,04 7 Khi đó, khoảng cách trục bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng: aw = 50(u + 1) 3 T1 K H β 2 ψ ba [σ H ] u ≈ 50 (2, 4 + 1) 3 124 00,8.1, 02 2 0, 4 ( 425 , 45 ) 2, 4 = 70, 98 mm Theo tiêu chuNn chọn: aw = 80 mm Với khoảng cách trục vừa chọn ta chọn mơđun răng theo: mn = (0,01÷0, 02) aw (Ứng với HB1, HB2 < 350HB) Suy ra: mn = 0,8 ÷ 1,6 ta chọn mn = 1,5 Trang 12 Tổng số răng: z1 + z2 = 2. aw 2. 80... 64 N d2 315 Ft1 = Fa 2 = Ft 2tg (γ + ρ ' ) = 3335, 64.tg (9, 09o + 1,56o ) = 627 , 26 N Fr1 = Fr 2 = Ft 2tgα = 3335, 64.tg 20 o = 121 4,1 N - Kiểm tra độ bền uốn của trục ( theo bảng 7.11 chọn [ σ F ] = 80 Mpa): σF = 32 M F2 + 0, 75T 12 32 168675,8 12 + 0, 75 .28 250 2 = π d 3f 1 π 63, 633 = 6, 74 MPa < [σ F ] = 80 MPa 2 2 2 F l F l F d   627 , 26 .315   121 4,1.315 3335, 64.78, 75  với M F =  t1  +... 7.50 = 25 835 Nmm M yC = RDx 20 0 = 378, 56 .20 0 = 757 12 Nmm 2 Tính đường kính tại các đoạn trục: Vậy tiết diện nguy hiểm là tại C: MxC = 1 823 78 Nmm MyC = 757 12 Nmm T2 = 28 250 Nmm Suy ra: M = M 2 xC + M 2 yC = 1 823 7 82 + 757 12 2 = 197469,1 Nmm Tại C: M td = M 2 + 0, 75T 2 = 197469, 12 + 0, 75 .28 25 02 = 198978,9 Nmm dC = 3 M td 198978,9 =3 ≈ 30,97 mm 0,1[σ ] 0,1.67 Chọn theo tiêu chuNn và để cho cân đối với. .. 4 = 1, 022 4 10 10 Do đó bánh răng thoả điều kiện ứng suất tiếp xúc 10 Tiếp tục kiểm nghiệm theo độ bền uốn: Trang 14 - Hệ số dạng răng: Bánh dẫn: YF 1 = 3, 47 + 13, 2 13, 2 = 3, 47 + = 3,88 z1 32 Bánh bị dẫn: YF 2 = 3, 47 + 13, 2 13, 2 = 3, 47 + = 3, 65 z2 75 - Đặc tính so sánh độ bền các bánh răng: [σ F 1 ] 26 0 = = 67, 01 YF 1 3,88 [σ F 2 ] 22 5 = = 61, 64 YF 2 3, 65 Vậy ta sẽ kiểm nghiệm bánh bị... đường kính tại các đoạn trục: Tại C: MxC = 398430 Nmm T3 = 525 363,7 Nmm 2 Suy ra: M td = M xC + 0, 75T 2 = 39843 02 + 0, 75. 525 363, 7 2 = 604774,11 Nmm dC = 3 M td 604774,11 =3 ≈ 44,86 mm 0,1[σ ] 0,1.67 Tại B: MxB = 365997 Nmm MyB = 1101 02 Nmm 2 2 Suy ra: M B = M xB + M yB = 365997 2 + 1101 022 = 3 821 99, 23 Nmm Vậy: M td = M B2 + 0, 75T 2 = 3 821 99, 23 2 + 0, 75. 525 363, 7 2 = 59 420 6, 63 Nmm Trang 31 Ta