Các số liệu cho trước: 1. Lực kéo bang tải : F = 1500N 2. Vận tốc băng tải : v = 0,54ms 3. Đường kính tang : D = 140mm 4. Thời hạn phục vụ : lh = 1700giờ 5. Số ca làm việc : số ca 3 6. Đặc tính làm việc : va đập nghẹ Tmm = 1,4 T1 T2 = 0,72 T1 t1 = 2,6h t2 = 4,2h tck = 8h 7. Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài: 30 Yêu cầu thực hiện: I. Phần thuyết minh: Trình bày đầy đủ các nội dung tính toán thiết kế, bao gồm: Tính chọn động cơ, phân phối tỉ số truyền và mô men xoắn trên các trục . Tính toán bộ truyền ngoài. Tính toán bộ truyền bánh răng. Tính toán thiết kế trục. Tính chọn ổ đỡ. Lựa chọn kết cấu hộp. II. Phần bản vẽ:
BỘ CÔNG THƯƠNG TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP HÀ NỘI - CỘNG HÒA XÃ HỘI CHỦ NGHĨA VIỆT NAM Độc Lập - Tự Do - Hạnh Phúc ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY Họ tên sinh viên: ĐẶNG HỮU NGHĨA Lớp: Cơ điện Khóa: 11 khoa: Cơ Khí Giáo viên hướng dẫn: NGUYỄN TRÍ DŨNG NỘI DUNG THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC MỘT CẤP Loại hộp: Hộp giảm tốc bánh trụ thẳng T Tmm T1 T2 tmm t2 t1 tck Băng tải Bộ truyền đai thang Nối trục đàn hồi Động Các số liệu cho trước: Lực kéo bang tải : F = 1500N Vận tốc băng tải : v = 0,54m/s Đường kính tang : D = 140mm Thời hạn phục vụ : lh = 1700giờ Số ca làm việc : số ca Đặc tính làm việc : va đập nghẹ Hộp giảm tốc Tmm = 1,4 T1 T2 = 0,72 T1 t1 = 2,6h t2 = 4,2h tck = 8h Góc nghiêng đường nối tâm truyền ngoài: 30 Yêu cầu thực hiện: I Phần thuyết minh: Trình bày đầy đủ nội dung tính toán thiết kế, bao gồm: Tính chọn động cơ, phân phối tỉ số truyền mô men xoắn trục Tính toán truyền Tính toán truyền bánh Tính toán thiết kế trục Tính chọn ổ đỡ Lựa chọn kết cấu hộp II Phần vẽ: TT Tên vẽ Bản vẽ lắp hộp giảm tốc Khổ giấy A0 Số lượng LỜI NÓI ĐẦU Môn học chi tiết máy môn sở lý thuyết cho sinh viên khoa khí nói chung khoa khác nói riêng có cách nhìn tổng quan công nghiệp phát triển vũ bão Thiết kế đồ án chi tiết máy việc quan trọng từ sinh viên có hội tổng kết lại kiến thức lý thuyết làm quen với việc thiết kế Trong nhà máy xí nghiệp sản xuất, cần vận chuyển vật liệu rời, chủ yếu sử dụng máy vận chuyển gián đoạn, máy vận chuyển liên tục.Khác với máy vận chuyển gián đoạn thiết bị máy vận chuyển liên tục làm việc thời gian dài, chuyển vật liệu theo hướng định sẵn cách liên tục có suất cao.Băng tải loại máy thường sử dụng vận chuyển loại vật liệu Băng tải có cấu tạo đơn giản, bền, có khả chuyển vật liệu theo hướng nằm ngang, nằm nghiêng với khoảng cách lớn ,làm việc êm, suất cao Để làm quen với việc em giao thiết kế dẫn động băng tải, với kiến thức học sau thời gian nghiên cứu với giúp đỡ tận tình thầy Nguyễn Trí Dũng trao đổi bạn bè,em hoàn thành đồ án giao Song với hiểu biết hạn chế với kinh nghiệm thực tế chưa nhiều em không tránh khỏi thiếu sót.Em mong nhận bảo, đóng góp thầy thầy cô khoa, để đồ án em hoàn thiện hơn.Em xin chân thành cảm ơn thầy cô môn tận tình giúp đỡ em hoàn thành đồ án đặc biệt thầy giáo Nguyễn Trí Dũng hướng dẫn Hà Nội,ngày tháng 03 năm 2012 Sinh viên thực Phần I: Chọn Động Cơ Và Phân Phối Tỉ Số Truyền I Chọn động Xác định công suất cần thiết động - Công suất cần thiết xác định theo công thức: Pct = Trong đó: Pct công suất cần thiết động (KW) Pt công suất tính toán trục tang (KW) η hiệu suất truyền động - Hiệu suất truyền động: η = η2ol ηđ ηbr ηot ηkn Trong đó: ηol hiệu suất cặp ổ lăn ηot hiệu suất cặp ổ trượt ηđ hiệu suất truyền đai thang ηbr hiệu suất truyền bánh trụ ηkn hiệu suất nối trục đàn hồi Tra bảng 2.3 ta có: ηol 0,99 → ηđ 0,95 ηbr 0,96 ηot 0,98 η = 0,992.0,95.0,96 0,98 0,995 = 0,872 Ta có: 15000.0,54 = 8,1 (KW) 1000 Với : Pt công suất làm việc trục tang băng tải F lực kéo băng tải (N) v vận tốc băng tải (m/s) Pt = = 8,1 = 9,29 (KW) 0,872 Xác định số vòng quay sơ hợp lý động điện - Tỉ số truyền toàn hệ thống (Ut): Ut = Uh Uđ Trong đó: Uh tỉ số truyền hộp giảm tốc Uđ tỉ số truyền truyền đai thang Tra bảng 2.4 ta chọn sơ bộ: Uđ = ; Uh = → Uh = = 20 => Pct = = ηkn 0,995 - Số vòng quay sơ động điện (nsb) nsb = nlv Ut Với nlv số vòng quay trục tang ( vòng/phút) 60000.0,54 nlv = = = 73,67 ( vòng/phút) 3,14.140 => nsb = 73,67 20 = 1473,4 ( vòng/phút) - Chọn số vòng quay đồng động là: nđb = 1500 (vòng/phút) Chọn quy cách động - Động chọn thỏa mãn điều kiện sau: Pđc ≥ Pct Nđb ≈ nsb ≤ Từ bảng P1.3 chọn động 4A có số liệu sau: Kí hiệu Công suất(KW) 4A132M4Y3 11 Vận tốc (vòng/phút) 1458 cosφ η (%) 0,87 87,5 2,2 II.Phân phối tỉ số truyền Xác định tỉ số truyền hệ thống dẫn động theo nđc: 1458 Ut = = = 19,79 73,67 Phân phối tỉ số truyền: Ut = Uh Uđ Chọn Uđ = theo tiêu chuẩn Ut 19,79 => Uh = = = 4,95 Uđ III Xác định công suất,số vòng,mô men xoắn trục + Trục động cơ: P0 = Pct = 9,29 (KW) n0 = nđc = 1458 (vòng/phút) T0 = Tđc = 9,55 106 Pct/ nđc = 9,55 10 9,29 = 60860 (N.mm) 1458 + Trục I: P1 = P0 ηđ ηol =9,29 0,95 0,99 = 8,74 (KW) n1 = = 1458 = 364,5 (vòng/phút) T1 = 9,55 106 P1/ n1= 9,55 10 + Trục II: 8,74 = 228990 (N.mm) 364,5 P2 = P1 ηbr ηol = 8,74 0,96 0,99 = 8,31 (KW) 364,5 n2 = = = 73,6 (vòng/phút) 4,95 8,31 T2 = 9,55 106 P2/ n2 = 9,55 106 = 1078267 (N.mm) 73,6 + Trục công tác: P3 = P2 ηkh ηot = 8,31 0,98 0,995 = 8,1 (KW) 73,6 n3 = n2/ Ukh = = 73,6 (vòng/phút) 8,1 T3 = 9,55 106 P3/ n3 = 9,55 106 = 1051019 (N.mm) 73,6 So sánh: Pt = P3 =8,1(KW) Vậy tính toán đạt yêu cầu + Ta có bảng số liệu: Trục Thông số P (kw) n (vòng/phút) T (N.mm) U Động I II Công tác 9,29 1458 60850 8,74 364,5 228990 8,31 73,6 1078267 8,1 73,6 1051019 4,95 Phần II : Thiết kế truyền ngoài: Đai thang I Chọn loại đai - Căn theo yêu cầu kĩ thuật truyền hình 4.1 ta chọn đai thang thường loại Б làm vải cao su có sức bền tính đàn hồi cao - Tra bảng 4.13 chọn tiết diện đai : Sơ đồ tiết diện đai Kí hiệu Kích thước tiết diện đai b0(mm) 14 h(mm) 10,5 b(mm) 17 h0(mm) 4,1 F(mm ) 138 II Xác định thông số truyền Đường kính bánh đai - Đường kính bánh đai nhỏ: d1 Từ bảng 4.13 chọn đường kính bánh đai nhỏ d1 = 180 (mm) - Đường kính bánh đai lớn: d2 d2 = d1 Uđ (1 - ε ) = 180 ( 1- 0,02 ) = 705,6 (mm) Với ε hệ số trượt đai loại Б , ε = 0,02 - Tra bảng 4.26 chọn d2 theo tiêu chuẩn : d2 = 710 (mm) - Tỉ số truyền thực tế: Utt 710 Utt = = = 4,02 180.(1 − 0,02) 4,02 − => ∆U = 100 = 100 = 0,5 % < ∆Umax = % ∏ 1458.180 - Vận tốc đai: v = = = 13,74(m/s) < vmax= 25 (m/s) 60000 Khoảng cách trục: a - Dựa vào tỉ số truyền Uđ = ; tra bảng 4.14 chọn sơ khoảng cách trục : a = d2 0,95 = 710 0,95 = 674,5 (mm) Chiều dài đai: L L = 2a + + (710 − 180) ∏ (180 + 710) = 674,5 + + = 2851 (mm) 4.674,5 - Tra bảng 4.13 chọn L theo tiêu chuẩn : L = 3000 (mm) - Nghiệm số vòng quay đai giây: 13,74 i= = = 4,58 s ≤ imax = 10 s Vậy đai thỏa mãn điều kiện mỏi - Tính khoảng cách trục a theo chiều dài đai tiêu chuẩn: + Theo công thức 4.6 ta tính được: − λ + λ 8∆ a= Với λ = L - ; ∆ = d −d 2 + Thay số ta có: λ =1602,7 ; ∆ =265 ⇒a = − 1602,7 + 1602,7 8×265 a = 754 (mm) - Tính góc ôm: α1 57.( 710 −180 ) = 139,930 > αmin = 1200 754 Thỏa mãn điều kiện góc ôm Xác định số đai: z z = Trong đó: • P1 : công suất trục bánh đai chủ động; KW • [P0]: công suất cho phép;KW, xác định thực nghiệm • Kđ : hệ số tải trọng động • C α: hệ số kể đến ảnh hưởng góc ôm • CL : hệ số kể đến ảnh hưởng chiều dài đai • Cu :hệ số kể đến ảnh hưởng tỉ số truyền • Cz : hệ số kể đến ảnh hưởng phân bố không tải trọng cho dây đai - Tra bảng 4.7 ta có: Kđ = 1,25 - Với α1 = 139,930 ⇒ C α=1 – 0,0025.(180 – 139,93) = 0,89 3000 - Theo bảng 4.16 với = = 1,34 nội suy ta có: Cl = 1,07 2240 - Theo bảng 4.17 với Uđ = ; ta có: Cu = 1,14 - Với v = 13,74 (m/s) d1 =180 (mm).Tra bảng 4.19 nội suy ta có:[P0] = 2,59 α1 = 180 - = 180 - P [P ] 9,29 = 3,59 ; Tra bảng 4.18 nội suy ta có: Cz = 0,9 2,59 Thay số vào ta được: 9,29.1,25 z = = 4,59 2,59.0,89.1,07.1,14.0,9 Chọn z = (đai) - Chiều rộng bánh đai: B = (z – 1).t + 2e Tra bảng 4.21 ta có: t = 19 , e = 12,5 => B = (5 – 1) 19 + 12,5 = 101 (mm) - Đường kính bánh đai: da = d1 + 2h0 Tra bảng 4.21 ta có: h0 = 4,2 => da = 180 + 4,2 = 188,4 (mm) Xác định lực căng ban đầu (F0) lực tác dụng lên trục (Fr) ta có: F0 = + Fv Trong đó: Fv = qm v2 lực căng lực li tâm sinh Tra bảng 4.22 ta có: qm = 0.178 (kg/m) => Fv = 0,178 13,742 = 33,6 (N) 780.9,29.1,25 - Do đó: F0 = + 33,6 = 181,7 (N) 13,74.0,89.5 → = 139,93 ) - Lực tác dụng lên trục: Fr = 2.F0.z.sin() = 181,7 5.sin( = 1707 (N) 6.Bảng tóm tắt thông số truyền đai thang: Thông số Đường kính bánh đai nhỏ d1 (mm) Đường kính bánh đai lớn d2 (mm) Chiều rộng bánh đai B (mm) Chiều dài dây đai L (mm) Khoảng cách trục a (mm) Tiết diện đai F (mm2) Lực tác dụng lên trục Fr (N) Góc ôm α1 Giá trị 180 710 101 3000 754 138 1707 139,93 Phần III : Tính toán truyền bánh trụ thẳng I Chọn vật liệu làm bánh Do yêu cầu đặc biệt theo quan niệm thống thiết kế,ở chọn vật liệu bánh nhau; cụ thể: 1.Bánh nhỏ - Chọn thép 45, cải thiện đạt độ rắn HB = 241 ÷ 285, có S < 60 mm (bảng 6.1) Chọn HB1 = 245 Mpa ; σb1 = 850 Mpa ; σch1 = 580 Mpa Bánh lớn - Để tăng khả chạy mòn nên nhiệt luyện bánh lớn có độ rắn thấp bánh nhỏ từ 10 ÷ 15 HB - Chọn thép 45, cải thiện đạt độ rắn HB = 192 ÷ 240, có S < 100 mm (bảng 6.1) Chọn HB2 = 230 Mpa ; σb2 = 750 Mpa ; σch2 = 450 Mpa II Xác định ứng suất cho phép - Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng suất uốn cho phép xác định theo công thức: [σH] = [σF] = Trong đó: ZR - Hệ số xét đến độ nhám mặt làm việc ZV - Hệ số xét đến ảnh hưởng vận tốc KxH , KxF - Hệ số xét đến ảnh hưởng kích thước bánh đến độ bền tiếp xúc uốn YR - Hệ số xét dến ảnh hưởng độ nhám mặt lượn chân YS - Hệ số xét đến ảnh hưởng vật liệu tập trung ứng suất KFC - Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải(vị truyền làm việc chiều nên KFC = 1) SH, SF - Hệ số an toàn tính tiếp xúc uốn σ0Hlim, σ0Flim - Ứng suất tiếp xúc ứng suất uốn cho phép ứng với chu kỳ sở - Khi thiết kế sơ lấy: ZR.ZV.KxH = 1, YR.YS.KxF = Do công thức tính ứng suất cho phép là: [σH] = ; [σF] = - Tra bảng 6.2 với thép 45, cải thiện đạt độ rắn mặt HB = 180 ÷ 350 σ0Hlim = 2HB + 70 SH = 1,1 σ0Flim = 1,8HB SF = 1,75 KFC = 0,7 Vậy: σ0Hlim1 = 2HB1 + 70 = 245 + 70 = 560 Mpa 10 Do đó: d2 = M 0,1.[σ ] tđ = 663029,05 = 51,2 (mm) 0,1.49,4 Với [σ] = 49,4 Mpa, tra bảng 10.5 nội suy -Tiết diện 0: M0 = 222862,52 + 186987,52 = 290915,82 (Nmm) M0tđ = 290915,822 + 0,75.(7656.102 )2 = 724043,876 (Nmm) Do đó: d0 = 724043,876 = 52,72 (mm) 0,1.49,4 -Tiết diện 1: M1 = ; M1tđ = Do đó: d1 = -Tiết diện 3: M3 = 389398,252 + 271421,12 = 474658,2 (Nmm) M3tđ = 474658,22 + 0,75.(7656.102 )2 = 815418,866 (Nmm) Do đó: d3 = 815418,866 = 54,85 (mm) 0,1.49,4 -Chọn theo tiêu chuẩn lắp ghép ổ lăn lắp ghép then: d0 = d1 = 55 (mm) d2 = 55 (mm) ; d3 = 60 (mm) 5.2 Trục II: - Tiết diện 0: M0 = ; M0tđ = Do đó: d0 = -Tiết diện 2: M2 = 1865590,262 + 2464482 = 1881797,98 (Nmm) M2tđ = 1881797,982 + 0,75.(371.104 ) = 3723471,3 (Nmm) Do đó: d2 = 3723471,3 = 91,88 (mm) 0,1.48 Với [σ] = 48 Mpa, tra bảng 10.5 -Tiết diện 1: M1 = ( M y ) =2385000 (Nmm) ; M1tđ = 23850002 + 0,75.(371.104 )2 = 4001412,25 (Nmm) Do đó: d1 = 4001412,25 = 94,1 (mm) 0,1.48 -Tiết diện 3: M3 = ; Do đó: d3 = M3tđ = 0,75.(371.104 )2 = 3212954,24 (Nmm) 3212954,24 = 87,47 (mm) 0,1.48 -Chọn theo tiêu chuẩn lắp ghép ổ lăn lắp ghép then: 25 d0 = d1 = 90 (mm) d2 = 95 (mm) ; d3 = 80 (mm) Kiểm nghiệm trục độ bền mỏi Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo độ bền mỏi hệ số an toàn tiết diện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện sau: sσj sτ Sj = ≥ [s] sσ2j + sτ2j Với : [s]- Hệ số an toàn cho phép , thông thường [s]= 1,5…2,5 sσj- Hệ số an toàn xét riêng ứng suất pháp tiết diện j σ −1 sσj = K σdjσ aj + ψ σ σ mj sτj- Hệ số an toàn xét riêng ứng suất tiếp tiết diện j τ −1 sτj = K τ + ψ τ τdj aj τ mj Trong : σ-1,τ-1 giới hạn uốn xoắn ứng với chu kỳ đối xứng Với thép 45x có σb = 600 Mpa σ-1= 0,436.σb = 0,436.600 = 261,6 Mpa τ-1= 0,58 σ-1= 0,58.261,6 = 151,73 Mpa ứng suất pháp ứng suất tiếp tiết diện j: σaj = σmj = σ max j − σ j σ max j + σ j Đối với trục quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng, đó: σmj = Mj σaj = W j Với Mj = M yj2 + M xj2 Khi trục quay chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động τmj = τaj = τ max j Tj = 2.W oj Với Wj Wọj mômen cản uốn mômen cản xoắn tiết diện J trục, xác định sau: Trục có tiết diện tròn Wj = π d 3j 32 26 W0j = π d 3j 16 Trục có rãnh then π d 3j Wj = 32 Woj = π d 3j 16 − b.t1 (d j − t1 ) 2.d j − b.t1 (d j − t1 ) 2.d j ψσ ψτ - hệ số kể đến ảnh hưởng trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi tra theo bảng 10.7 Kσdj Kτdj - hệ số xác định theo công thức K K σ Kσdj = ε + K x − 1 K σ y τ Kσdj = ε + K x − 1 K τ y Trong đó: Kx: Hệ số tập trung ứng suất trạng thái bề mặt, phụ thuộc vào phương pháp gia công độ nhẵn bề mặt, cho bảng 10.8 Ky: Hệ số tăng bền bề mặt trục, cho bảng 10.9 phụ thuộc vào phương pháp tăng bền bề mặt, tính vật liệu εσ ετ - hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi, trị số cho bảng 10.10 Kσ Kτ - hệ số tập trung ứng suất thực tế uốn xoắn, trị số chúng phụ thuộc vào loại yếu tố gây tập trung ứng suất Tại bề mặt trục lắp có độ dôi, Kσ Kτ tra trực tiếp tỉ số ε ε theo bảng 10.11 σ τ Trị số hệ số tập trung ứng suất thực tế Kσ Kτ rãnh then cho bảng 10.12 phụ thuộc vào giới hạn bền vật liệu trục Trị số hệ số tập trung ứng suất thực tế Kσ Kτ góc lượn tra bảng 10.13 Như trị số Kσ Kτ khác biệt tuỳ thuộc vào loại yếu tố gây tập trung ứng suất Trường hợp tiết diện trục đồng thời có nhiều nguyên nhân gây tập trung ứng suất, chẳng hạn mặt cắt trung bình bề mặt lắp ghép bánh với trục đồng thời có hai yếu tố gây tập trung ứng suất, lắp có độ dôi rãnh then Kσ Kτ tính toán phải so sánh giá trị ε , ε với lấy giá trị lớn để tính σ τ Nhận thấy bánh nguy hiểm 27 a) Với thép 45X có σb = 600 Mpa σ-1= 0,436.σb = 0,436.600 = 261,6 Mpa τ-1= 0,58 σ-1= 0,58.261,6 = 151,73 Mpa Theo bảng 10.7, ψσ = 0,05 ψτ = b) Các trục hộp giảm tốc quay, ứng suất thay đổi theo chu kì đối xứng, đó: σm3 = M3 474658,2 σa3 = W = 16560,15 = 28,66 (Mpa) Vì trục quay chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động, τm3 = τa3 = T3 τ max = 2.W = 10,14 (Mpa) o3 6.1 Kiểm tra trục I: Thay số liệu vào 10.20 10.21 ta có: Sσ Sτ S 261,6 = 2,3.28,66 + 0,05 = 3,97 = 2,13.10,14 = 7,02 151,7 = 3,97.7,02 3,97 + 7,02 = 3,45 S =3,45 > [ S ] =1,5÷2,5 ⇒ Trục I thỏa mãn điều kiện mỏi 6.2 Kiểm tra trục II: Thay số liệu vào 10.20a 10.21a ta có: 261,6 Sσ = 2,54.26,7 = 3,85 Sτ = 2,23.11,99 = 5,67 S 151,7 = 3,85.5,67 3,852 + 5,67 = 3,18 S =3,18 > [ S ] =1,5÷2,5 ⇒ Trục II thỏa mãn điều kiện mỏi Tính kiểm nghiệm độ bền tĩnh: Đề phòng khả bị biến dạng dẻo lớn phá hỏng tải đột ngột (chẳng hạn mở máy) cần tiến hành kiểm nghiệm trục độ bền tĩnh 7.1 Kiểm nghiệm trục I: (tại bánh 3) σ tđ = σ + 3τ ≤ [σ] Trong đó: 28 [σ] ứng suất cho phép, [σ]= 0,8.σch = 0,8 340 = 272 (MPa) σ= M τ= T = 0,1.603 = 21,97 (MPa) 0,1.d max 3 0,2.d ⇒ σ tđ = σ 474658,2 max 3 = 7656.10 = 17,72 (MPa) 0,2.60 21,97 + 3.17,722 = 37,74 (MPa) = 37,74 < [σ] = 272 (MPa) ⇒ Trục I thỏa mãn điều kiện bền tĩnh 7.2 Kiểm nghiệm trục II: (tại bánh 2) σ tđ = σ + 3τ ≤ [σ] Trong đó: [σ] ứng suất cho phép, [σ]= 0,8.σch = 0,8 340 = 272 (MPa) tđ σ= M τ= T = 0,1.953 0,1.d max 0,2.d ⇒ σ tđ = σ 1881797,98 max = = 21,95 (MPa) 371.104 = 21,635 (MPa) 0,2.953 21,952 + 3.21,6352 = 43,43 (MPa) = 43,43 < [σ] = 272 (MPa) ⇒ Trục II thỏa mãn điều kiện bền tĩnh Kiểm nghiệm độ bền dập của then 8.1 K iểm nghiệm trục I: -Kiểm nghiệm điều kiện bền then tiết diện lắp bánh b×h = 18×11 ; t1 = -Tra bảng 9.5 chọn [σd]=100 (MPa) Chiều dài then: lt = 1,35.d3 = 1,35.60 = 81 mm tđ 2.7656.102 2T σd = d l (h − t ) = 60.81.(11 − 7) = 78,76 MPa t => σd < [σd] Vậy then thỏa mãn điều kiện bền dập Tương tự trục II thỏa mãn với chiều dài then : lt = 128,25 mm Phần V: Tính chọn ổ đỡ 29 1.Tính cho trục I 1.1 Chọn loại ổ lăn -Dựa vào kết tính toán phần trên, với tải trọng là tải trọng va đập nhẹ và momen xoắn vào trục không lớn nên ta chọn ổ bi đỡ 1.2Chọn cấp xác Vì hệ thống ổ lăn dùng hộp giảm tốc nên ta chọn cấp xác 1.3Chọn kích thước ổ lăn Kích thước ổ lăn xác định theo tiêu làm việc là khẳ tải động nhằm đề phòng tróc rỗ bề mặt làm việc và khả tải trọng tĩnh nhằm đề phòng biến dạng dư -Chọn ổ theo khả tải động Số vòng quay trục I : n = 131,53 vg/p nên khẳ tải động Cb tính theo Cd = Q m L Trong đó: m : Bậc đường cong mỏi thử ổ lăn : m = Lh : tuổi thọ ổ lăn tính lấy Lh = 16800 L = 60.n.106.Lh L : Tuổi thọ tính triệu vòng quay L = 60.131,53.106.16800 = 132,5 triệu vòng Xác định tải trọng động quy ước Q = ( X V.Fr + Y Fa ).K t K d Trong đó: V : Hệ số kể vòng nào quay vòng quay nên V = Kt : Hệ số kể đến ảnh hưởng nhiệt độ Kt = Kđ : Hệ số kể đến đặc tính tải trọng Kđ = 1,3 Xác định hệ số X và Y Ta biết đường kính ngõng trục d = 40 mm Tra bảng P – chọn sơ ổ đỡ cỡ nhẹ dãy ký hiệu 208 với thông số C0 = 18,1 KN C = 25,6 KN D = 80 mm B = 18 mm Xác định X Y X=1;Y=0 Thay vào Q = 1.1.1074.1.1,3 = 1396 N Vậy 30 Cd = 1,3963 132,5 = 7,2 KN < C = 25,6 KN Chọn ổ theo khả tĩnh Theo công thức 11.19 ta có: Qt = X0.Fr + Y0.Fa Trong đó: X0 : Hệ số tải trọng hướng tâm X0 = 0,6 Y0 : Hệ số tải trọng dọc trục Y0 = 0,5 Q0 = X Fr = 0,6.1074 = 644,4( N ) Qt = Fr = 1,074 KN Q=1,074 KN < C = 25,6 KN Vậy điều kiện bền tĩnh thỏa mãn Do ta chọn ổ cỡ trung, ký hiệu 318 có thông số sau: d = 55mm ; D = 120 mm ; B = 29 mm ; C = 56 KN ; C0 = 42,6 KN 2.Tính cho trục II 2.1 Chọn cấp xác Vì hệ thống ổ lăn dùng hộp giảm tốc nên ta chọn cấp xác độ đảo tâm 20µm 2.2 Chọn kích thước ổ lăn Kích thước ổ lăn xác định theo tiêu làm việc là khẳ tải động nhằm đề phòng tróc rỗ bề mặt làm việc và khả tải trọng tĩnh nhằm đề phòng biến dạng dư Chọn ổ theo khẳ tải động Số vòng quay trục I : n = 26,306 vg/p nên khẳ tải động Cb tính theo Cd = Q m L Trong đó: m : Bậc đường cong mỏi thử ổ lăn : m = Lh : tuổi thọ ổ lăn tính lấy Lh = 16800 L = 60.n.106.Lh L : Tuổi thọ tính triệu vòng quay L = 60.23,306.106.16800 = 2,35 triệu vòng Xác định tải trọng động quy ước Q = ( X V.Fr + Y Fa ).K t K d Trong đó: V : Hệ số kể vòng nào quay vòng quay nên V = Kt : Hệ số kể đến ảnh hưởng nhiệt độ Kt = Kđ : Hệ số kể đến đặc tính tải trọng Kđ = 1,3 31 Xác định hệ số X và Y Ta biết đường kính ngõng trục d = 95 mm Tra bảng P – chọn sơ ổ đỡ cỡ nhẹ dãy ký hiệu 219 với thông số C0 = 70 KN C = 85,3 KN D = 170 mm B = 32 mm Xác định X và Y Fa 3953 Tỷ số C = 45400 = 0,087 o Vì vòng quay nên V = 1, Fa 3953 Tỷ số V F = 1.4984 = 0,79 > e = 0,3 r1 X = 0,37 ; Y= 0,66 Thay vào Q = (0,37.1.4984+0,66.3953)1.1,3 = 5789 N Vậy: Cd = 5,7893 2,35 = 7,7 KN < C = 57 KN Chọn ổ theo khả tĩnh Theo công thức 11.19 ta có: Qt = X0.Fr + Y0.Fa Trong đó: X0 : Hệ số tải trọng hướng tâm X0 = 0,5 Y0 : Hệ số tải trọng dọc trục Y0 = 0,28 Qt = 0,5.4984+0,28.3953 = 3598 N Qt = Fr = 4,984 KN < C = 45,4 KN Vậy điều kiện bền tĩnh thỏa mãn Do ta chọn ổ cỡ nhẹ ký hiệu 216 có thông số sau: d = 95 mm ; D = 170 mm ; B = 32 mm ; C = 85,3KN ; C0 = 70 KN Phần VI: Thiết kế vỏ hộp I.Vỏ hộp giảm tốc 1.Chọn vật liệu -Thiết kế vỏ hộp đúc Gang Xám GX15-32 Mặt ghép nắp thân mặt phẳng qua đường làm trục để việc lắp ghép dễ dàng 32 2.Kết cấu kích thước a.Kết cấu -Kết cấu gồm phần: nắp hộp thân hộp.Chúng ghép với bu lông - Mặt chân đế không làm phẳng mà làm dãy lồi nhằm giảm tiêu hao vật liệu, thời gian gia công khả lieu thông không khí để thoát nhiệt b Kích thước Tra bảng 18-1 ta có kích thước : - Chiều dày thành thân hộp: δ = 0,03.aw + mm = 0,03.360 + = 13,8 mm Ta chọn δ = 14 mm - Chiều dày thành nắp hộp: δ1 = 0,9 δ = 0,9 14 = 12,6 mm Ta chọn δ1 = 13 mm - Kích thước gân tăng cứng: + Chiều dày thành nắp hộp e : e = (0,8 ÷ 1).δ = 11,2 ÷ 14 mm Ta chọn e = 12 mm + Chiều cao h : Ta chọn h = 30 mm + Độ dốc : khoảng 20 - Các đường kính bu lông nắp : + Đường kính bu lông d1 : d1 = 0,04.aw + 10 > 12mm d1 = 25 mm > 12 mm Ta lấy d1 = 25 mm Chọn bu lông M25 ( Theo TCVN) + Đường kính cạnh ổ d2 : d2 = (0,7 ÷ 0,8).d1 = 17,5 ÷ 20 mm Ta lấy d2 = 18 mm Chọn bu lông M18 (Theo TCVN) + Đường kính bu lông ghép nắp bích thân d3 : d3 = (0,8 ÷ 0,9).d2 = 14,4 ÷ 16,2 mm Ta lấy d3 = 15 mm Chọn bu lông M15 (Theo TCVN) + Vít ghép nắp ổ d4 : d4 = (0,6 ÷ 0,7).d2 Lấy d4 = 12 mm Chọn vít M12 (Theo TCVN) + Vít ghép nắp cửa thăm d5 : d5 = (0,5 ÷ 0,8).d2 = ÷ 14,4 mm Lấy d5 = 12 mm Chọn vít M12 (Theo TCVN) - Kích thước mặt bích ghép nắp thân 33 s4 s3 k3 R3 + Chiều dày bích nắp thân hộp S3 : S3 = (1,4 ÷ 1,8).d3 = 21 ÷ 27 mm Lấy S3 = 25 mm + Chiều dày bích nắp thân hộp S4 : S4 = (0,9 ÷ 1).S3 = 22,5 ÷ 25 mm Lấy S4 = 24 mm + Chiều rộng bích nắp thân K3: K3 = K2 – (3 ÷ 5) mm Trong : K2 = E2 + R2 + (3 ÷ 5) mm E2 = 1,6.d2 = 28,8 mm Lấy E2 = 30 mm R2 = 1,3.d2 = 23,4 mm Lấy R2 = 25 mm → K2 = 25+30+(3 ÷ 5)=58÷60 Lấy K2 = 60 mm → K3 = 55 mm - Kích thước gối trục: + Tra bảng 18-2 ta có đường kính tâm lỗ vít Kích thước Trục I (mm) D 55 D2 70 D3 85 34 Trục II (mm) 85 100 125 k2 k E2 + Bề rộng bu lông cạnh ổ : K2 = 60 mm + Tâm lỗ bu lông cạnh ổ : E2 = 30 mm + khoảng cách từ tâm tới mép lỗ: K ≥ 1,2.d2 = 21,6 mm - Mặt đế hộp : + chiều dày đế hộp có phần lồi : S1 = (1,4 ÷ 1,7).d1 = 35 ÷ 42,5 mm Chọn S1 =35 mm S2 = (1 ÷ 1,1).d1 = 25 ÷ 27,5 mm Chọn S2 = 25 mm + Bề rộng mặt đế hộp: K1 = 3.d1 = 75 mm q ≥ K1 + δ = 103 mm - Khe hở chi tiết : ∆ ≥ (1 ÷ 1,2) δ = 14 ÷ 16,8 mm Lấy ∆ = 15 mm + Khe hở bánh lớn đáy hộp : ∆1 = (3 ÷ 5).δ = 42 ÷ 70 mm Lấy ∆1 = 50 mm + Khe hở bánh với : ∆2 ≥ δ =14 mm - Số lượng bu lông : n = = = Lấy n = bu lông Trong : L – Chiều dài hộp, lấy sơ L = 900 mm B – Chiều rộng hộp , lấy sơ B = 350 mm Các chi tiết khác a Bu lông vòng 35 - Để vận chuyển hộp giảm tốc, nắp hộp có lắp thêm bu lông vòng Chọn d1 =14 mm d2 = 10 mm - Vật liệu làm bu lông thép 20 - Các kích thước bu lông tra bảng 18-3a b Cửa thăm Các kích thước tra bảng 18-5 12 87 10 10 75 15 c.Chốt định vị: ∆1:50 Chọn chốt côn Tra kích thước bảng 18-4b 10 36 30 25,4 M16 d Nút thông Chọn theo tiêu chuẩn bảng 18-6 e Nút tháo dầu : Chọn nút tháo dầu côn theo tiêu chuẩn bảng 18-8 15 22 28 f Thiết bị kiểm tra tháo dầu : Que thăm dầu theo tiêu chuẩn bảng 18-11d 30 12 II.Lắp ráp, bôi trơn, điều chỉnh Xác định kiểu lắp - Giữa bánh trục: Chọn kiểu lắp - Giữa ổ lăn trục: Chọn kiểu lắp Φ6 Φ12 Φ18 37 - Giữa bánh đai trục : Chọn kiểu lắp Bôi trơn a- Bôi trơn hộp giảm tốc Để giảm mát công suất ma sát , giảm mài mòn , đảm bảo thoát nhiệt tốt và đề phòng tiết máy bị han gỉ cần phải bôi trơn liên tục truyền hộp giảm tốc Theo cách dẫn dầu đến bôi trơn tiết máy , người ta phân biệt bôi trơn ngâm dầu và bôi trơn lưu thông , truyền bánh hộp giảm có vận tốc v < 12 m/s nên ta bôi trơn bánh hộp phương pháp ngâm dầu với chiều sâu ngâm dầu =1/6 bán kính bánh Lượng dầu bôi trơn : 1,5…2 (l) Dầu bôi trơn : Với hộp giảm tốc bánh trụ làm vật liệu thép tra bảng 18-11 và bảng 1813 ta chọn : Tên dầu Thiết bị cần Lượng dầu Thời gian thay bôi trơn mỡ dầu mỡ Dầu ôtô máy Bộ truyền 0,6 lít/Kw tháng kéo AK- 15 hộp b-Bôi trơn ổ lăn Khi ổ bôi trơn kỹ thuật , không bị mài mòn , ma sát ổ giảm , giúp tránh không để chi tiết kim loại trực tiếp tiếp xúc với , điều bảo vệ bề mặt và giảm tiếng ồn ,Thông thường ổ lăn bôi trơn dầu mỡ , thực tế người ta thường dùng mỡ so với dầu mỡ bôi trơn giữ ổ dễ dàng , đồng thời có khả bảo vệ ổ tránh tác động tạp chất và độ ẩm , Ngoài mỡ dùng lâu dài bị ảnh hưởng nhiệt độ theo bảng 15-15a/T2 ta dùng loại mỡ M và chiếm 1/2 khoảng trống và thời gian thay mỡ khoảng tháng / lần 3.Điều chỉnh a-Điều chỉnh ăn khớp bánh Sai số chế tạo chi tiết theo kích thước chiều dài và sai số lắp ghép làm cho vị trí bánh trục không xác, để bù vào sai số thường lấy chiều rộng bánh nhỏ tăng lên 10% so với chiều rộng bánh lớn b-Điều chỉnh khe hở ổ lăn Khe hở ảnh hưởng đến phân bố tải lăn và độ bền lâu ổ , lựa chọn khe hở thích hợp có khả giảm tiếng ồn, giảm dao động tăng độ cứng gối trục Điều chỉnh ổ cách dịch chỉnh vòng ngoài thực cách sau: • Điều chỉnh nhờ đệm đặt nắp và vỏ hộp • Điều chỉnh khe hở tạo độ dôi vòng đệm 38 • Điều độ dôi ổ vít, vít tỳ vào vòng trung gian tác động đến vòng ngoài ổ và làm cho vòng dịch chuyển theo phương dọc trục • Mài bớt vòng ngoài ổ đặt vòng ổ miếng bạc có chiều dầy khác Tài liệu tham khảo -Trịnh Chất – Lê Văn Uyển : Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động khí, Tập I,II Nhà xuất Giáo dục-1999 -Nguyễn Trọng Hiệp : Chi tiết máy, tập I tập II Nhà xuất Giáo dục -Ninh Đức Tốn - Đỗ Trọng Hùng: Hướng dãn làm tập dung sai Trường đại học bách khoa Hà nội – 2000 -Trịnh Chất : Cơ sở thiết kế máy chi tiết máy Nhà xuất khoa học kỹ thuật , Hà nội 1994 39