Đồ Án Chi Tiết Máy Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động Băng Tải (Full Bản Vẽ Cad)

TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA TP HCM KHOA CƠ KHÍ BỘ MÔN THIẾT KẾ MÁY ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY Sinh viên thực hiện: Hoàng Trọng Hiếu MSSV: G0900795 Bộ mơn Ơ tơ – máy động lực Giáo viên hướng dẫn: Dương Đăng Danh Ký tên: Ngày hoàn thành: 14/5/2012 Ngày bảo vệ: Đề số 10 – Phương án số THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI MỤC LỤC Trang Lời nói đầu …………3 PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN… 1.1 Chọn động cơ……………………………………………….5 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………………………………… 17 2.4 Tính tốn trục……………………………………………… 21 2.5 Tính tốn chọn ổ lăn……………………………………… 42 2.6 Thiết kế vỏ hộp…………………………………………… 49 2.7 Thiết kế chi tiết phụ…………………… 50 2.8 Bảng dung sai lắp ghép…………………………………… 52 Tài liệu tham khảo……………………………………………………53 LỜI NÓI ĐẦU Thiết kế phát triển hệ thống truyền động vấn đề cốt lõi khí Mặt khác, cơng nghiệp phát triển khơng thể thiếu khí đại Vì vậy, việc thiết kế cải tiến hệ thống truyền động công việc quan trọng Hiểu biết, nắm vững vận dụng tốt lý thuyết vào thiết kế hệ thống truyền động yêu cầu cần thiết sinh viên, kỹ sư khí nói chung kỹ sư tơ nói riêng Hưởng ứng tinh thần trên, em cố gắng vận dụng kiến thức thiết kế để hoàn thành việc thiết kế hệ thống dẫn động cho băng tải Phương án lựa chọn hệ thống gồm: Một hộp giảm tốc bánh - trục vít, truyền xích ống lăn Phương án chọn ví phương án có ưu điểm: Hộp giảm tốc bánh - trục vít có tỷ số truyền lớn tinh giản số bánh cần thiết, dung đồng khơng thiếc rẻ để chế tạo bánh vít Bộ truyền xích ống lăn có hiệu suất cao, khơng có tượng trượt, lực tác dụng lên trục ổ nhỏ Em xin chân thành cảm ơn thầy Dương Đăng Danh thầy Khoa Cơ khí giúp em hồn thành đồ án Hoàng Trọng Hiếu Phần 1: XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ ĐIỆN & PHÂN BỐ TỶ SỐ TRUYỀN CHO HỆ THỐNG TRUYỀN LỰC F: lực vòng băng tải v: vận tốc băng tải D: đường kính tang dẫn L: thời gian phục vụ Động quay chiều, làm việc hai ca, tải va đập nhẹ (1 năm làm việc 300 ngày, ca làm việc giờ) Bảng số liệu: F (N) 24000 v(m/s) 0,8 D(mm) 315 L(năm) t1(s) 25 t2(s) 36 T1 T T2 0,6T Trục1 Trục2 Trục3 Trục Mô tả hệ thống: Động điện pha không đồng Khớp nối đàn hồi Hộp giảm tốc bánh răng-trục vít 4 Bộ truyền xích ống lăn Băng tải 1.1) Lựa chọn động cho hệ thống F v 24000.0,8   19, 2(kW ) Cơng suất băng tải P  1000 1000 Vì tải trọng thay đổi theo bậc nên tính cơng suất tương đương sau: 2  T1   T2    t1    t2 (1) 25  (0, 6) 36 T T    Ptd  P  19,  15,146(kW ) t1  t2 25  36 Công suất cần thiết sơ Pdcsb  Ptd ch  Ptd brv xol4 Tra bảng ηbr = 0,96 ÷ 0,98 chọn 0,98 ηv = 0,7 ÷ 0,75 chọn 0,75 ηx = 0,95 ÷ 0,97 chọn 0,95 ηol = 0,99 ÷ 0,995 chọn 0,99 sb  Pdc  15,146  22,58(kW ) 0,98.0, 75.0,95.0,994 Tính số vịng quay sơ cho động cơ: ndcsb  u x u gt Tỉ số truyền chung: uch  nct Ta có tốc độ quay tang dẫn nct  60000.v 60000.0,8   48,5(v / p )  D  315 Tra bảng ta có: ux = ÷ chọn ux=2 ugt: chọn ugt = 30 (hộp giảm tốc bánh răng-trục vít)  = 48,5.2.30 = 2910 (v/p)  Vậy phải chọn động cho Pđc ≥ 22,58 (kW) Tra bảng, ta chọn loại động cơ: 4A180M2Y3 có Pdc = 30 kW ndc = 2943 (v/p) 1.2) Phân phối tỉ số truyền Ta có tỉ số truyền chung: uch  ndc 2943  ux ugt   60, 68 nct 48,5 Chọn ux = => ugt = 30,34 Đối với hộp giảm tốc bánh răng-trục vít: cấp nhanh u1 = ubr = ÷ 2,5 Ta chọn u1 = => cấp chậm u2  uv  ugt ubr  15,17 Vậy hộp giảm tốc có tỉ số truyền cấp là: u1 = 2; u2 = 15,17  Công suất trục P 19,   20, 41(kW ) Trên trục 3: P3   x ol 0,95.0,99 Trên trục 2: P2  P3 20, 41   27, 48(kW ) v ol 0,75.0,99 Trên trục 1: P1  P2 27, 48   28,32(kW ) br ol 0,98.0,99 Trục động cơ: P '  P1 ol  28,32  28, 60(kW ) 0,99 => Động chọn thích hợp với hệ thống (P’ 30 kW)  Tốc độ quay trục Trục 1: Quay tốc độ quay động n1 = ndc = 2943 (v/p) Trục 2: n2  n1 2943   1471,5(v / p) u1 Trục 3: n3  n2 1471,5   97(v / p) u2 15,17 Trục (trục công tác): n4  nct  48,5(v / p)  Momen xoắn trục P1.9,55.106 28,32.9,55.106   91898( Nmm) Trục 1: T1  n1 2943 P2 9,55.106 27, 48.9,55.106   178344,55( Nmm) Trục 2: T2  n2 1471,5 P3 9,55.106 20, 41.9,55.106   2009438( Nmm) Trục 3: T3  n3 97 P4 9,55.106 19, 2.9,55.106   3780618( Nmm) Trục 4: T4  n4 48,5 Pdc 9,55.106 30.9,55.106   97349,64( Nmm) Trục động cơ: Tdc  ndc 2943 Bảng thông số hệ thống Thông số Công suất (kW) Tỉ số truyền Tốc độ quay(v/p) Momen xoắn (N.mm) Động 30 2943 97349,64 Trục 28,32 Trục 27,48 2943 91898 Trục 20,41 15,17 1471,5 178344,55 Trục 19,2 97 2009438 48,5 3780618 PHẦN II: TÍNH TỐN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY 2.1 Thiết kế truyền xích Với kết phần chọn động phân bố tỷ số truyền ta có thơng số đầu vào cho truyền xích sau: Cơng suất truyền bánh xích dẫn (tại trục thứ hộp giảm tốc) Số vòng quay bánh dẫn Tỉ số truyền Tiến hành thiết kế: P1 = 20,41(kW) n1= 97 (v/p) ux =  Chọn loại xích : xích ống lăn  Chọn số đĩa xích dẫn z1= 29 - 2.ux = 29 - 2.2 = 25 (răng)  Số đĩa xích lớn : z2 = ux z1 = 2.25 = 50 (răng)  Tính hệ số điều kiện sử dụng K K=Kd.Ka.K0.Kdc.Kbt.Kc Ta có: +) Kd: hệ số tải trọng động; tải trọng va đập nhẹ => chọn Kd = 1,2 +) Ka: hệ số xét đến khoảng cách trục; lấy a = (30…50)pc => chọn Ka = +) K0: hệ số xét đến ảnh hưởng cách bố trí truyền Giả thiết trục nối tâm đĩa xích phương ngang hợp góc 90o => K0 = 1,25 +) Kdc: hệ số xét đến ảnh hưởng khả điều chỉnh lực căng xích Giả thiết điều chỉnh => chọn Kdc = +) Kbt: hệ số xét đến điều kiện bôi trơn; giả thiết bôi trơn nhỏ giọt => Kbt = +) Kc: hệ số xét đến chế độ làm việc; làm việc ca => Kc = 1,25 Vậy hệ số K = 1,2.1.1,25.1.1.1,25 = 1,875  Cơng suất tính toán Pt  K K Z K n P1 Kd Ta có: Kz hệ số xét đến ảnh hưởng số đĩa xích K z  Kn: hệ số số vòng quay K n  25 25  1 25 n01 200   2, 06 (lấy n01=200 (v/p)) n1 97 Kd: hệ số phân bố không tải trọng cho dãy; chọn truyền xích có dãy xích, Kd = 2,5 K: hệ số điều kiện sử dụng tính Vậy Pt  K K Z K n P1 1,875.1.2,06.20, 41   31,53( kW ) Kd 2,5 [P] = 34,8 (kW) Tra bảng 5.5 [1], ta có n01 = 200 (vg/ph); [P] = 34,8 (kW)  Chọn bước xích pc = 38,1 (mm) n1 z1 pc 97.25.38,1   1,54(m / s) 60000 60000 1000.P1 1000.20, 41   13253( N )  Lực vịng có ích: Ft  v 1,54  Vận tốc trung bình v xích: v   Kiểm nghiệm bước xích pc Tra bảng 5.8 [1], xích ống lăn z = 25 (tức z ≥ 15 răng) số vịng quay đĩa xích dẫn n1 < 300 (v/p) bước xích lớn cho phép pmax > 50,8 mm Mà n1 = 97 (v/p) => Chọn pc = 38,1 mm thỏa  Giả thiết khoảng cách trục sơ a = 40.pc = 40.38,1 = 1524 (mm)  Số mắt xích x: 2.a z1  z2 ( z2  z1 )2 p 2.1524 25  50 (50  25)2 38,1 x       117,896 pc 4. a 38,1 4. 1524 Chọn số mắt xích xc = 118  Chiều dài xích L = pc.xc = 38,1.118 = 4495,8(mm) Tính xác khoảng cách trục a: 2  z2  z1 z2  z1    z2  z1    a  0, 25 pc xc    xc      2         2  50  25 50  25  50  25       1526(mm)  0, 25.38,1 118   118     2          sau giảm khoảng cách trục = 0,002.a, ta tính a 1523 (mm)  Kiểm nghiệm  Kiểm tra xích theo số lần va đập xích giây i Ta có: i  z1.n1 25.97   1,37  [i]  20 (thỏa) 15.x 15.117,89 Tra bảng 5.9 [1], với xích lăn pc = 38,1 => [i] =20  Kiểm tra xích theo hệ số an tồn s Ta có: s  Q  [ s] kd Ft  Fo  FV Tra bảng 5.2 [1], pc = 38,1 (mm) với xích lăn dãy  Tải trọng phá hỏng Q= 381 (kN); khối lượng 1m xích q = 16,5 (kg/m) Kd = 1,2 hệ số tải trọng động chế độ làm việc trung bình  Lực vòng Ft = 13253 (N)  Lực căng lực li tâm gây nên Fv = q.v2 = 16,5.1,542 39 (N)  Lực căng ban đầu xích Fo = 9,81.Kf.q.a Với hệ số xét đến độ võng xích Kf = (vì thiết kế xích thẳng đứng) => Fo = 9,81.1.16,5.1,523 246,520 (N) 10 Nếu trục có rãnh then: W j  Wj  Tiết diện tròn:  d 3j 32 ;Woj   d 3j 32  bt1 (d j  t1 )2 dj ;Woj   d 3j 16  bt1 (d j  t1 )2 dj  d 3j 16 Trong b, t1 tra bảng 9.1a, với đường kính trục d vị trí lắp then trục dD = 70 mm dC = 80 mm tra bảng  kích thước then vị trí D b x h x t1 = 20 x12 x 7,5 mm  kích thước then vị trí C b x h x t1 = 22 x14 x mm Vậy ta được: WA  41417mm3 ;WB  41417mm3 ;WC  37789mm3 ;WD  25303mm3 WoA  82835mm3 ;WoB  82835mm3 ;WoC  88054mm3 ;WoD  58977mm3 Vậy ta tính được:  mA   mB   mC   mD   aA  0;  aD   aB  M B 1322020   31,9 N / mm WB 41417  aC  M C 949374   25,12 N / mm WC 37789  mA   aA   mB   aB  TB 2009438   12 N / mm 2WoB 2.82835  mC   aC  TC 2009438   11, N / mm 2WoC 2.88054  mD   aD  TD 2009438   17 N / mm 2WoD 2.58977 hệ số xét đến ảnh hưởng ứng suất trung bình đến độ bền mỏi với thép có σb = 750 MPa lấy (bảng 10.7) 39 Các hệ số Kσdj Kτdj hệ số tính: K dj  ( K /   K x  1) / K y K dj  ( K /   K x  1) / K y εσ ετ hệ số kích thước, bảng 10.10 đường kính dD = 70 mm => đường kính trục dC = 80 mm => - Kσ Kτ hệ số tập trung ứng suất, bảng 10.13: Với σb = 750 MPa; cắt then dao phay ngón KσC = KσD = 2,01; KτC = KτC = 1,88 - Với σb = 750 MPa; lắp có độ dơi; đường kính trục d > 50…100 mm; kiểu k6 KσA/εA KσB/εB = 2,86; KτA/εA KτB/εB = 2,215 - Kx hệ số tập trung ứng suất, với σb = 750 MPa; gia công bề mặt phương pháp tiện thơ Rz = 20 đến 80 Kx = 1,25 bảng 10.8 - Ky hệ số tăng bền bề mặt trục, với σb = 750 MPa; Kσ lớn = 2,01; tơi dịng điện tần số cao nên Ky = 2,8 bảng 10.9 Vậy ta tính được: K dA  K dB  1,11; K dC  1, 07; K dD  1, 03 K dA  K dB  0,88; K dC  1, 03; K dD  189, 66  19,94 0, 736.11, 327 327 s B   9, 23; s C   12,16 1,11.31,9 1, 07.25,12 Vậy  189, 66 189, 66 s B   17,96; s C   16, 0,88.12 1, 03.11, 189, 66 s D  ; s D   11, 1.17 s A  ; s A  Vậy hệ số an toàn tiết diện: sj  s j s j s j  s j 2  sB  9, 23.17,96 9, 23  17,96 2  8, 2; sD  12,16.16, 12,162  16, 22  9, 73 [s] = 2,5; mà sj ≥ [s] Vậy trục thỏa điều kiện bền mỏi 40  Kiểm nghiệm then Ta kiểm nghiệm điều kiện bền dập bền cắt then bằng: d  2T d lt ( h  t1 )  [ d ];  c  2T d lt b  [ c ] - Trong [ d ] =100 MPa ứng suất dập cho phép, với đặc tính tải trọng va đập nhẹ, dạng lắp cố định, tra bảng 9.5 trang 178 - [  d ] = 40 ÷ 60 MPa ứng suất cắt cho phép, trang 174 - Trục 1: T1 = 91898 Nmm Then chọn cho trục 1: d Chọn then Trục Vị trí (mm) Chi tiết lắp vào b (mm) h (mm) t1 (mm) lt = 0,8lm1k C 26 Nối trục 70 D 32 Bánh 10 45 Vậy then tiết diện nguy hiểm D có 2T1 2.91898 d    42,5  [ d ] d lt ( h  t1 ) 32.45.(8  5) c  2T1 2.91898   12, 76  [ c ] d lt b 32.45.10 Vậy then thỏa điều kiện sức bền - Trục 2: T2 = 178344,55 Then chọn cho trục 2: d Trục Vị trí (mm) Chi tiết lắp vào Chọn then b(mm) h(mm) t1(mm) lt = 0,8lm22 41 C 80 Bánh 22 14 40 Vậy then tiết diện nguy hiểm C có 2.T2 2.178344,55 d    22, 29  [ d ] d lt (h  t ) 80.40.(14  9) c  2T2 2.178344,55   5, 06  [ c ] d lt b 80.40.22 Vậy then thỏa điều kiện sức bền - Trục 3: T3 = 2009438 Nmm Then chọn cho trục 3: d Trục Vị trí Chọn then (mm) Chi tiết lắp vào b (mm) h (mm) t1 (mm) lt = 0,9lm3k C 80 Bánh 22 14 110 D 70 Đĩa xích 20 12 7,5 110 Vậy then tiết diện nguy hiểm C có 2.T3 2.2009438 d    91,34  [ d ] d lt ( h  t1 ) 80.110.(14  9) c  2.T3 2.2009438   20, 76  [ c ] d lt b 80.110.22 Tất vị trí tiết diện nguy hiểm trục có lắp then thỏa mãn điều kiện bền dập bền uốn 2.5) Tính tốn ổ lăn a) Cặp ổ lăn trục - Trục không chịu tác dụng lực dọc trục (Fa=0), chịu lực hướng tâm Chọn sơ dùng loại ổ bi đỡ dãy cho gối đỡ A B 42 - Với kết cấu trục tính tốn phần trước, đường kính ngõng trục lắp ổ bi d = 30 mm, chọn ổ bi đỡ dãy cỡ nặng 306 (bảng P2.7 trang 254) có đường kính d = 30 mm, đường kính ngồi D = 72 mm, khả tải động C = 22 kN, khả tải tỉnh C0 = 15,1 kN - Tính kiểm nghiệm khả tải ổ:  Khả tải động: - Các thành phần phản lực tác dụng vào ổ lăn vị trí A, B RBy=RAy=408 N RBx=1433 N; RAx= 400 N - Vì đầu vào trục có lắp nối trục đàn hồi nên cần chọn chiều Frp ngược chiều với chiều dùng tính trục, tức chiều với lực Ft1 Khi phản lực mặt phẳng Oxz: [ Ft1.l13  Frp (l12  2l13 )] [2241.51, 75  408,5.(2.51, 75  79, 25)] RAx    1842 N 2.l13 2.51, 75 RBx  ( Ft1  Frp  RAx )  (2241  408,5  1842)  9,5 N Dấu “ – “ chứng tỏ phản lực ngược chiều với chiều Fr1 Frp Vậy phản lực tổng hai ổ: 2 FrB  RBx  RBy  9,52  4082 =408 (N) 2 FrA  RAx  RAy  18422  4082 = 1886 (N) Trong theo tính tốn trục trước đó, phản lực gối đỡ 2 FrB  RBx  RBy  14332  4082 = 1489 (N) 2 FrA  RAx  RAy  4002  4082 = 571 (N) VậyFrA> FrBnên tính tốn chọn theo ổ lăn A ổ chịu tải lớn  Fr1 = FrA = 1886 N - Theo công thức 11.3 trang 214, với Fa = 0, tải trọng quy ước Q = XVFrktkd = 1.1.1886.1.1,2 = 2263 N - Theo cơng thức 11.12 trang 219, với tải trọng thay đổi theo bậc ta có: 43 QE   Qi3 Li L i  2263 13 25 36  0, 63 61 61  1839, 75( N ) 25 36  61 61 Chọn hệ số + Hệ số xét đến ảnh hưởng đặc tính tải trọng đến tuổi thọ ổ Kd =1,2 (tải trọng va đập nhẹ) + Hệ số xét đến ảnh hưởng nhiệt độ đến tuổi thọ ổ Kt=1 (vì nhiệt độ t ≤ 1000C) + Hệ số tính đến vịng quay V=1 (vòng quay) + X = 1, Y = (ổ đỡ chịu lực hướng tâm) - Theo công thức 11.1 trang 213, khả tải động Cd  QE m L  1839,75 4415,5  30(kN )  37, 2(kN ) + Thời gian làm việc ổlăn A (bảng 11.2 trang 214) Lh=25000 + Thời gian làm việc tính triệu vòng quay L  60nLh /106  60.2943.25000 /106  4415,5 triệu vòng + Ổ bi nên m = (m = 10/3 với ổ đũa trụ ngắn đỡ)  Vậy ổ bi đỡ dãy vừa chọn thỏa điều kiện tải trọng động  Kiểm tra khả tải tĩnh ổ Theo công thức 11.19 trang 221 với Fa = 0; Q0 = X0.Fr = 0,6.1886 = 1132 N Với X0 = 0,6 (bảng 11.6 trang 221) Như Q0< Fr0 = 1886 N Q0 = Fr = 1886 N Vậy Q0 = 1,886 kN < C0 = 27,2 kN khả tải tĩnh ổ bảo đảm b) Cặp ổ lăn trục hộp giảm tốc  Trục gồm có bánh trụ thẳng trục vít 3,có lực dọc trục Fa3 tác dụng vào ổ lăn, chọn kết cấu lắp ổ đỡ cho trục vít sau: 44  Chọn sơ loại ổ đũa cỡ trung rộng 7620 với đường kính d = 100 mm, D = 215 mm, có khả tải động C = 451kN khả tải tĩnh C0 = 459 kN Chọn ổ bi đỡ dãy cỡ trung 320 với đường kính d = 100 mm, D = 215 mm, có khả tải động C = 136 kN khả tải tĩnh C0 = 133 kN  Tính kiểm nghiệm khả tải ổ  Vị trí A  Khả tải động Các thành phần phản lực tác dụng vào ổ lăn  14052  10522  1755N RAx= 1405 N; RAy= 1052 N FrA  RAx  RAy  Fr2 = FrA = 1755 N - Theo công thức 11.3 trang 214, với Fa = 0, tải trọng quy ước Q = XVFrktkd = 1.1.1755.1.1,2 = 2106 N - Vì tải trọng thay đổi theo bậc nên theo cơng thức 11.12 trang 219 thì: QE   Qi3 Li L  2106 i 13 25 36  0, 63 61 61  1712( N ) 25 36  61 61 Chọn hệ số + Hệ số xét đến ảnh hưởng đặc tính tải trọng đến tuổi thọ ổ Kd =1,2 (tải trọng va đập nhẹ) + Hệ số xét đến ảnh hưởng nhiệt độ đến tuổi thọ ổ Kt=1 (vì nhiệt độ t ≤ 100 C) + Hệ số tính đến vịng quay V=1 (vòng quay) 45 + Lực dọc trục lực hướng tâm gây nên: lg( Fr / C0 )  1,144 lg(1755 /13900)  1,144   0, 431 Fa = e.Fr với 4, 73 4, 73  e  0,338 lg e  Vậy Fa = 0,338.1755 = 593,2 N Xét Fa 593,   0,338  e chọn X = 1, Y = V Fr 1.1755 - Theo công thức 11.1 trang 213, khả tải động Cd  Q.m L  1118 3390,3  16,79(kN )  136(kN ) + Thời gian làm việc ổlăn A (bảng 11.2 trang 214) Lh= 25000 + Thời gian làm việc tính triệu vòng quay L  60nLh /106  60.1471,5.38400 /106  3390,3 triệu vòng + Ổ bi nên m = (m = 10/3 với ổ đũa trụ ngắn đỡ)  Vậy ổ bi đỡ dãy vừa chọn thỏa điều kiện tải trọng động  Khả tải tĩnh: Theo cơng thức 11.19 trang 221 với Fa = 0; Q0 = X0.Fr = 0,6.1755 = 1053 N Với X0 = 0,6 (bảng 11.6 trang 221) Như Q0< Fr0 = 1053 N Q0 = Fr = 1755 N Vậy Q0 = 1,755kN < C0 = 133 kN khả tải tĩnh ổ bảo đảm  Vị trí B  Khả tải động - Tải trọng hướng tâm tác dụng vào ổ lăn FrB  RBx  RBy  13932  14052  1978,5N - Tải trọng dọc trục Fa3 = 8372 N - Thành phần lực dọc trục tác động vào ổ lăn lực hướng tâm gây FsB=0,5.0,83.e.FrB=0,5.0,83.0,3188.1978,5 =261,76 (N) 46 Chọn góc tiếp xúc α= => hệ số tải trọng dọc trục e = 1,5.tan(α) = 0,3188 Xét tổng tải trọng dọc trục đặt lên ổ: (tính cho ổ chịu tải trọng lớn hơn) Fa  FsB  Fa3  261,76  8372  8633,76 N - Theo công thức 11.3 trang 214, tải trọng quy ước Q = (XVFr + YFa)ktkd + Chọn hệ số Kd=1,2 ; Kt=V=1 (với điều kiện làm việc trên) Ta có Fa 8633, 76   4, 26  e V Fr 1.1978,5 Tra bảng 11.4, trang 216, với tỷ số Fa/C0 = 8633,76/140000 = 0,18,với ổ đũa côn dãy =>X=0,45 ;Y = 1,62 Vậy tải trọng quy ước Q= (XVFr + YFa)ktkd = (0,45.1.1755 + 1,62.8633,76).1.1,2 = 20672 N - Vì tải trọng thay đổi theo bậc nên theo cơng thức 11.12 trang 219 thì: QE  10/3  Qi10/3 Li L  20672.10/3 i 110/3 25 36  0, 610/3 61 61  16963( N ) 25 36  61 61 Thời gian làm việc tính theo triệu vòng quay L L  60nLh /106  60.1471,5.38400 /106  3390,36 triệu vòng Khả tải động theo tính tốn Cd  Qm L  1696310/3 3390,33  194kN  451kN Vậy ổ đũa côn vừa chọn thỏa điều kiện tải trọng động  Khả tải tĩnh: Q01  X Fr  Y0 Fa  0,5.1978,5  1,035.8633,76  9,925 kN Q02 = Fr = 1,978 kN Vậy Qo = 9,925 kN < 459 kN Vậy khả tải tĩnh ổ bảo đảm c) Cặp ổ lăn trục hộp giảm tốc 47 a Trên trục gồm có bánh xích bánh vít Có lực dọc trục tác động lên ổ (Fa ) b Chọn sơ ổ lăn: trục bánh vít yêu cầu ổ đỡ phải có độ cứng cao Chọn ổ đũa cỡ nhẹ rộng 7315 với đường kính d = 75 mm, D = 160 mm, có khả tải động C = 178 kN khả tải tĩnh C0 = 148 kN Giá thành ổ đũa côn mắc không nhiều so với ổ bi đỡ, mà độ cứng cao, đảm bảo cố định xác vị trí trục chi tiết quay theo phương dọc trục c Tính tốn chọn ổ theo khả tải:  Khả tải động: - Tải trọng hướng tâm tác dụng vào ổ lăn: lớn B FrB  RBz  RBy  41862  214412  22833N - Tải trọng dọc trục Fa4 = 3715 N Thành phần lực dọc trục tác động vào ổ lăn lực hướng tâm gây FsB= 0,5.0,83.e.FrB= 0,5.0,83.0,3188.22833 =3020,8 (N) Chọn góc tiếp xúc α= => hệ số tải trọng dọc trục e= 1,5.tan(α)=0,3188 Xét tổng tải trọng dọc trục đặt lên ổ: (tính cho ổ chịu tải trọng lớn hơn) Fa  FsB  Fa  3020,8  2229  6735,8N Theo công thức 11.3 trang 214, tải trọng quy ước Q = (XVFr + YFa)ktkd + Chọn hệ số Kd=1,2 ; Kt=V=1 (với điều kiện làm việc trên) Ta có Fa 6735,8   0, 295  e V Fr 1.22833 X = 1; Y = Vậy tải trọng quy ước Q=XVFr.ktkd = 1.1.22833.1,2.1 = 27399,6 N Vì tải trọng thay đổi theo bậc nên theo cơng thức 11.12 trang 219 thì: QE  Q L L i i i  27399, 13 25 36  0, 63 61 61  22275( N ) 25 36  61 61 48 Thời gian làm việc tính theo triệu vịng quay L L  60nLh /106  60.97.25000 /106  145,5 triệu vịng Khả tải động theo tính tốn Cd  QE m L  22275 145,5  117kN  178kN Vậy ổ đỡ vừa chọn thỏa điều kiện tải động  Khả tải tĩnh: - Q01  X Fr  Y0 Fa  0,5.22833  1,035.6735,8  18, kN - Q02 = Fr = 22,8 kN Vậy Qo = 22,8 kN < 148 kN Vậy khả tải tĩnh ổ bảo đảm 2.6) Thiết kế vỏ hộp Chỉ tiêu vỏ hộp giảm tốc độ cứng cao khối lượng nhỏ Chọn vật liệu để đúc hộp giảm tốc gang xám có ký hiệu GX 15 – 32 Chọn bề mặt ghép nắp thân qua tâm trục để việc lắp ghép dễ dàng Các kích thước trình bày theo sau Tên gọi Biểu thức tính toán kết Chiều dày: Thân hộp, δ δ = 0,03a + = 0,03.320 + = 13,6 mm Nắp hộp, δ1 δ1 = 0,9.δ = 0,9.12,6 = 11,34mm Gân tăng cứng: Chiều dày, e e = (0,8÷1)δ = 0,8.12,6 = 10,08 mm Chiều cao, h h < 5.δ = 5.12,6 = 63 mm Độ dốc khoảng 20 Đường kính: d1 = 0,04.a + 10 = 0,04.320 + 10 = 22,8 mm Bulon nền, d1  d1 = M24 Bulon cạnh ổ, d2 d2 = 0,7.d1 = 0,7.24 = M20 Bolon ghép bích nắp thân, d3 d = (0,8÷0,9)d2 = M16 Vít ghép nắp ổ, d4 d4 = (0,6÷0,7)d2 = M12 Vít ghép nắp cửa thăm dầu, d5 d5 = (0,5÷0,6)d2 = M8 Mặt bích ghép nắp thân: Chiều dày bích thân hộp, S3 S3 = (1,4÷1,5)d3, chọn S3 = 30 mm Chiều dày bích nắp hộp, S4 S4 = (0,9÷1)S3 = 30 mm Bề rộng bích nắp hộp, K3 K3 = K2 – (3÷5) = 40 mm 49 Kích thước gối trục: Đường kính ngồi tâm lỗ vít, D3, D2 Bề rộng mặt ghép bulon cạnh ổ: K2 Tâm lỗ bulon cạnh ổ: E2 K khoảng cách từ tâm bulon đến mép lỗ Chiều cao h Mặt đế hộp: Chiều dày: khơng có phần lồi S1 Bề rộng mặt đế hộp, K1 q Khe hở chi tiết: Giữa bánh với thành hộp Giữa đỉnh bánh lớn với đáy hộp Giữa mặt bên bánh với Số lượng bulon Z Định theo kích thước nắp ổ K2 = E2 + R2 + (3÷5) = 23 + 18 + = 45 mm R2= 1,3d2 = 1,3.14 = 18 mm E2 = 1,6.d2 = 1,6.20 = 32 mm k ≥ 1,2.d2 = 24 => k = 24 mm h phụ thuộc tâm lỗ bulon kích thước mặt tựa S1 = (1,3÷1,5)d1 => S1 = 26 mm K1 = 3.d1 = 3.20 = 60 mm Q = K1 + 2δ = 60 + 2.7,8 = 75,6 mm Δ ≥ (1÷1,2)δ => Δ = 15 mm Δ1 ≥ (3÷5)δ => Δ1 = 38 mm Δ2 ≥ δ = 12,6 mm Z = (L+B)/(200÷300) ≈ (500+200)/200 = 3,5, chọn Z = L B: chiều dài chiều rộng hộp 2.7) Thiết kế chi tiết phụ a 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 Ta có: Mơmen truyền: Tnt = 97349,64 ( N.mm ) Đường kính nối trục vịng đàn hồi: d = 28 mm Nên ta chọn nối trục vịng đàn hồi có (theo tài liệu tham khảo (2) ): 50 Đường kính chốt: dC = 14 mm Đường kính vành ngồi D =125mm Đường kính qua tâm chốt: D0 =90mm Số chốt: Kiểm tra độ bền dập theo công thức: σd 2.k.Tnt z.D0 d c l3 2.1,5.97349,64 4.90.14.28 2,069MPa σd 4MPa (thoả) Điều kiện bền chốt: σu k.T.l0 0,1.d3c D0 z 1,5.97349,64.41,5 0,1.143.90.4 61,346 σu 65MPa (thoả) Vậy nối trục vừa chọn phù hợp 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 bôi trơn giải nhiệt cho trục vít Bánh tạt dầu gồm hai nửa, ghép lại bulơng M16 Đường kính ngồi bánh tạc dầu cần bảo đảm ln ngập dầu nên ta có kích thước hình: 51 2.8) Bảng dung sai lắp ghép Chi tiết (1) Sai lệch Sai lệch Mối lắp (2) ES es EI ei Độ dôi lớn (m) (7) Khe hở lớn (m) (8) BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG THẲNG 40 19  32H7/k6 +25 +18 +2 18 23  80H7/k6 +30 +21 +2 21 28 Lắp trục Ổ BI ĐỠ DÃY (THEO GOST 8338 -75) 38  30k6 - +15 - +2 15 - 17  100k6 - +25 - +3 25 - Ổ ĐŨA CÔN (THEO GOST 333-71) 52 13  100k6 - +25 - +3 25 - 55  75k6 - +21 - +2 21 - Lắp lỗ 38  30H7 +21 - - 21 - 17  100H7 +35 - - 35 - 13  100H7 +35 - - 35 - 55  75H7 +30 - - 30 - THEN (lắp trục) 32 b8H9 - +36 - 36 - 41 b10H9 - +36 - 36 - 18 b22H9 - +52 - 52 - - 98 - THEN (lắp mayer) 32 b8D10 +98 41 b10D10 +98 18 b22D10 +149 - +40 +40 - +65 98 - 149 - TÀI LIỆU THAM KHẢO Thiết kế Hệ thống dẫn động khí, tập 2, Trịnh Chất, Lê Văn Uyển, Nhà xuất Giáo dục Dung sai lắp ghép, Ninh Đức Tốn, Nhà xuất Giáo Dục Vẽ Cơ Khí, Vũ Tiến Đạt, Nhà xuất ĐHQG TP Hồ Chí Minh 53