PHẦN I : XÁC ĐỊNH CÁC SỐ LIỆU BAN ĐẦU Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền . Công suất cần thiết được xác định theo công thức Pct=P_tη.β Trong đó : Pct : Công suất cần thiết trên trục động cơ ( kw ) Pt : Công suất tính toán trên trục máy công tác ( kw ) η : Hiệu suất truyền động β : Hệ số tải trọng Hiệu số truyền động η = η_br. η_ol2. η_x . η_ot . η_kn theo bảng 2.3 ta có Bộ truyền η_ol η_br η_x η_kn Hiệu xuất 0,99 0,98 0,96 0.99 Vậy =〖0,99〗3 . 0,98 . 0.96 . 0,99 = 0,9 Tính Pt P_(t )= (F.V)1000 =(11000 .0,58)1000 = 6.38 kw β=√((〖(T_1T_1 )〗2 .t_1+ 〖(T_2T_1 )〗2 .t_2)t_ck ) =√((2,5+0,68.4,4)8) = 0,69 vậy công suất cần thiết là: P_(ct= P_tη .β= 6.38(0.9.0,69 )= 10,27 kw) 2.xác định số vòng quay đồng bộ Xác định số vòng sơ bộ hợp lý của động cơ điện n_(lv=(60000.V)πD=60000.0,58(3,14 .70)=158,32 vp) Xác định tỷ số truyền u_t=u_x.u_h Trong đó : Ut là tỷ số truyền của toàn bộ hệ thống Ux là tỷ số truyền của bộ truyền xích Uh là tỷ số truyền của hộp giảm tốc Theo bảng 2.4 trong sách ( TTTKHDDDDCK1) ta có Ux =3, Uh =3→ Ut = 9 Số vòng quay sơ bộ của động cơ nsb = nlv . Ut = 158,32 .9 = 1424,88vòng phút 3. Chọn quy cách động cơ được chọn phải thỏa mãn 3 điều kiện Pđc>Pct : nđc > nsb ; T_mmT > T_kT_dn Do đó ta chọn đông cơ Kiểu động cơ Công suất kw Vận tốc quay vph cos η% T_maxT_dn T_kT_dn 4A132M4Y3 15 1458 0,87 87,5 2,2 2,0 II . Xác định tỷ số truyền động ut của toàn bộ hệ thống và phân phối tỷ số truyền cho từng bộ phận truyền của hệ dẫn động, lập bảng công suất, mô men xoắn, số vòng quay trên các trục. Xác định tỷ số truyền ut =n_dcn_lv =1458158,32 = 9,21 Phân phối tỷ số truyền của hệ dẫn động ut
PHẦN I : XÁC ĐỊNH CÁC SỐ LIỆU BAN ĐẦU I a Chọn động phân phối tỉ số truyền Công suất cần thiết xác định theo công thức Pct Trong : Pct : Công suất cần thiết trục động ( kw ) Pt : Công suất tính toán trục máy công tác ( kw ) η : Hiệu suất truyền động β : Hệ số tải trọng b Hiệu số truyền động η = theo bảng 2.3 ta có Bộ truyền Hiệu xuất 0,99 0,98 0,96 Vậy 0,98 0.96 0,99 = 0,9 - Tính Pt = = = 6.38 kw = = 0,69 ậy công suất cần thiết là: Xác định số vòng sơ hợp lý động điện 0.99 Xác định tỷ số truyền Trong : Ut tỷ số truyền toàn hệ thống Ux tỷ số truyền truyền xích Uh tỷ số truyền hộp giảm tốc Theo bảng 2.4 sách ( TTTKHDDDDCK1) ta có Ux =3, Uh =3→ Ut = - Số vòng quay sơ động nsb = nlv Ut = 158,32 = 1424,88vòng/ phút Chọn quy cách động chọn phải thỏa mãn điều kiện Pđc>Pct : nđc > nsb ; > Do ta chọn đông Kiểu động Công suất kw Vận tốc quay v/ph cosϕ η% 4A132M4Y3 15 1458 0,87 87,5 2,2 2,0 II Xác định tỷ số truyền động ut toàn hệ thống phân phối tỷ số truyền cho phận truyền hệ dẫn động, lập bảng công suất, mô men xoắn, số vòng quay trục - - Xác định tỷ số truyền ut == = 9,21 Phân phối tỷ số truyền hệ dẫn động ut ut = ux uh ( chọn uh = ) → ux = = = 3,07 Xác định công suất mô men xoắn số vòng quay trục Trục I : PI = pct = 10,27 kw Trục II: PII = Pct ηx.ηol= 10,27 0,96 0,99 = 9,76 kw Trục III: PIII= PII ηbr ηol =9,76 0,98 0,99 = 9,47 kw Xác định vòng quay trục n1 = ndc=1458 vòng/ phút n2= = = 474,92vòng/ phút n3 = = = 138,3 vòng/ phút - Xác định mô men trục TI = 9,55 106 = 9,55 106= 67269,2 N.m T2 = 9,55 106 = 9,55.106 = 196260,4 N.m T3= 9,55 106 = 9,55 106 = 653929,9 N.m Trục I II III Công suất ( kw) 10,27 9,76 9,47 Tỷ số truyền ux = 3,07 Số vòng quay n 1458 142,02 47,34 Mô men xoắn T (N.m ) 67269,2 196260,4 653929,9 Thông số uh = PHẦN TÍNH TOÁN, THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY I TÍNH BỘ TRUYỀN XÍCH Các thông số ban đầu: P2= 9,67 KW; n2= 474,92 vòng/phút ; T2= 196260,4 N.mm ; ux= 3,07 ; β =0 ux=3 1.1Chọn loại xích Vì tải trọng không lớn vận tốc nhỏ, nên ta chọn xích ống lăn.Xích ống lăn có ưu điểm là: độ bền mòn xích ống lăn cao xích ống, chế tạo không phức tạp; đó, dùng rộng rãi kĩ thuật 1.2.Chọn số đĩa xích Với ux= 3,895 Ta chọn số đĩa xích nhỏ là: Z1 = 29-2 ux=29-2.3,07 =22,86 > Zmin =19 Chọn Z1 = 23 (răng) Số đĩa xích lớn: Z2 = ux.Z1 =3,07.23 = 70,61 ≤ Zmax =120 Chọn Z2 = 90 (răng) 1.3.Xác định bước xích p Để đảm bảo tiêu độ bền mòn truyền xích ta có: ≤ Pt= P.k.kn .kz [P] Với + P : Là công suất cần truyền qua truyền xích.P= P2=9,76 KW +kn:Là hệ số vòng quay Chọn số vòng quay đĩa sở đĩa nhỏ là: n01=400 (vòng/phút) → kn=n01/n2=400/474,92 = 0,84 + kz:Là hệ số : kz = Z 01 25 = = 1,087 Z 23 +k = kđ.k0.ka.kđc.kbt.kc ; đó: kđ: hệ số tải trọng động Đề cho tải trọng va đập êm, nên ta chọn kđ = k0 : hệ số ảnh hưởng kích thước truyền.Do đường nối tâm đĩa xích trùng với phương ngang Nên k0 = ka: hệ số kể đến khoảng cách trục chiều dài xích ;chọn a = 38.p; suy ka = kđc: hệ số kể đến việc điều chỉnh lực căng xích Do điều chỉnh đĩa xích Nên kđc = kbt: hệ số kể đến ảnh hưởng bôi trơn Vì môi trường làm việc có bụi, bôi trơn đạt yêu cầu nên chọn kbt =1,3 kc : hệ số kể đén chế độ làm việc truyền ; kc = 1,25 (làm việc ca) ⇒ k = 1 1 1,3 1,25 = 1,625 Như ta có : Pt = 9,76.1,625.1.0,84= 18,8 kW Tra bảng 5.5 tttk hdđck, với n01 =400 vòng/phút.chọn truyền xích dãy có: bước xích : p = 25,4 mm ; đường kính chốt : dc = 7,95 mm ; chiều dài ống : B = 22,61 mm ; công suất cho phép : [P]=19,0 kW ≤ Thỏa mãn điều kiện mòn: Pt [P]= 19,0 kW Đồng thời nhỏ bước xích cho phép : p < pmax 1.4.Xác định khoảng cách trục số mắt xích Khoảng cách trục sơ bộ: a=40p=40.25,4=1016 mm Theo công thức 5.12 số mắt xích: Lấy số mắt xích chẵn : Xc =146 Tính lại khoảng cách trục theo công thức 5.13: * a= 0,25 p X c − 0,5( Z + Z ) + [ X c − 0,5( Z1 + Z ) ] − 2. Z − Z1 π 2 23 + 90 90 − 23 a = 0,25.25,4.146 − 0,5.( 23 + 90 ) + 146 − − 2. π = 750,843 * (mm) Để xích không chịu lực căng lớn ta phải giảm khoảng cách trục lượng ∆a = 0,003 a* = 0,003 750,843=2,253 mm Vậy lấy khoảng cách trục : a = a* - ∆a= 750,843 – 2,253 = 748,59 (mm) Số lần va đập lề xích giây, tính theo công thức (5.14): Z n2 23.242 = = 2,54 15 X 15.146 i= < imax=35 (bảng 5.9) 1.5.Tính kiểm nghiệm độ bền xích Kiểm nghiệm tải theo hệ số an toàn (chịu tải trọng lớn mở máy chịu va đập vận hành) Q k d Ft + F0 + Fv ≥ Theo công thức (5.15) : S = [S] Trong Theo bảng ( 5.2 ) tttk hdđ ck T1, ta có: Q = 56700 N ; q1 = 2,6 kg ; Hệ số tải trọng động: kđ = 1,2 Ft –lực vòng ; Z Pn2 60000 v= = 23.25,4.474,92/60000=2,356 m/s Ft =1000P/v = 1000.9,76/2,356 = 2087,3 N Fv :lực căng lực li tâm gây ra: Fv = q.v2= 2,6 2,3562 = 14,4 N F0 :lực căng trọng lượng nhánh xích bị động gây : F0 = 9,81.kf q.a = 9,81.6.2,6 0,74859 = 114,56 N (hệ số võng : kf = truyền nằm ngang) 56700 s= = 21,53 1,2.2087 ,3 + 114,56 + 14,4 Do ⇒ S >[S] = 9,3 (theo bảng 5.10) Vậy truyền xích làm việc đủ bền 1.6 Xác định thông số đĩa xích Theo công thức ( 5.17 ) bảng (3.4), Đường kính vòng chia: 25,4 d1 = = 183,6 180 sin( ) 23 mm d = 727,8 mm Đường kính vòng đỉnh đĩa xích: da1 = p.[0,5 + cotg(180/Z1)] =25,4.[ 0,5 + cotg(180/23)] = 197,5 mm da2 = p.[0,5 + cotg(180/Z2)] = 25,4.[ 0,5 + cotg(180/90)] = 740,1 mm Bán kính đáy: r = 0,5025dl + 0,05 =0,5025.15,88+0,05 = 8,03 mm Với dl = 15,88 mm ( tra bảng 5.2/78) Đường kính vòng chân đĩa xích: df1 = d1- 2r = 183,6 – 2.8,03 = 167,54 (mm) df2 = d2- 2r = 726.38- 2.8,03 = 711,74 (mm) -Kiểm nghiệm đĩa xích độ bền tiếp xúc: Theo công thức (5.18) : K r ( Ft K d + Fvd ).E A.k d σ = 0,47 ≤ [σH1 ] Trong đó: [σH1 ]- Ứng suất tiếp xúc cho phép Chọn vật liệu thép 45 , cải thiện đạt độ rắn HB=210 ta có [σH1]=600 Mpa Lực va đập : Fvd = 13.10-7.n2.p3.m = 13.10-7.474,92.25,43.1 = 5,16 N Hệ số tải trọng động : Kđ=1,0 (bảng 5.6) kđ=1(sử dụng dãy xích) Hệ số ảnh hưởng số đến đĩa xích : Kr = 0,48 (vì Z1 =23 ) Diện tích lề : A = 180 mm2 (tra bảng (5.12)với p=25,4 mm, xích ống lăn dãy) Mô dun đàn hồi: E = 2,1.105 Mpa H1 ⇒ σ H = 0,47 0,48.( 2087 ,3.1,0 + 5,16) 2,1.10 180 ⇒ =508,77 MPa σH1 [ 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: Sσ Sτ 2 = = 261,6 2,54.26,7 = 3,85 151,7 2,23.11,99 = 5,67 3,85 5,67 S S ⇒ = 3,85 + 5,67 =3,18 > [ S = 3,18 ] =1,5÷2,5 Trục II thỏa mãn điều kiện mỏi Tính kiểm nghiệm độ bền tĩnh: 38 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: [σ] ứng suất cho phép, [σ]= 0,8.σch = 0,8 340 = 272 (MPa) M max 3 0,1.d σ= T max 3 = 0,2.d τ= ⇒ σ tđ σ ⇒ tđ = 41452,8 0,1.403 = 15,35 (MPa) 71920,97 0,2.403 = 13,3 (MPa) 15,352 + 3.13,32 = =27,7 (MPa) = 27,7 < [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) M max 0,1.d σ= = 518256 0,1.533 = 34,8 (MPa) 39 T τ= ⇒ σ tđ σ ⇒ tđ max 0,2.d 23 = 276436,98 0,2.533 = 9,28 (MPa) 34,8 + 3.9,28 = = 38,33 (MPa) = 38,33 < [σ] = 272 (MPa) Trục II thỏa mãn điều kiện bền tĩnh Kiểm nghiệm độ bền dập của then 8.1 Kiểm 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 = 1,35.38 = 51,3 mm 2T 2.71920,97 = d l t (h − t1 ) 38.51,3.(11 − 7) σd = => σd < [σd] = 18,45 MPa Vậy then thỏa mãn điều kiện bền dập Tương tự trục II thỏa mãn với chiều dài then : lt = 87,75 mm Chọn ổ lăn a Chọn ổ lăn cho trục Với thông số đầu vào n =474,92 v/p , thời gian phục vụ 17000 h , tải trọng tĩnh ⇒ Ft10 = Fx210 + Fy210 = 43182 + 3023,52 = 5271,3( N ) ⇒ Ft11 = Fx211 + Fy211 = 1117,12 + 782 ,2 = 1363,7( N ) 40 Đường kính ngõng trục 35 mm * Chọn loại ổ lăn Với tải trọng nhỏ có lực hướng tâm ta dùng ổ bi đỡ dãy cho gối đỡ * Chọn sơ đồ kích thước ổ Với kết cấu trục vẽ đường kính ngõng trục 35mm tra bảng P2.7 trang 254/Q1 Chọn ổ bi đỡ dãy cỡ trung 307 với thông số sau : đường kính d = 35mm, đường kính D= 80 mm, chiều rộng ổ B = 21mm, r=2,5, đường kính bi = 14,29 mm , khả tải động C = 26,2kN , khả tải tĩnh C0 = 17,90 kN * Tính kiểm nghiệm khả tải ổ - Tính tải trọng quy ước Q , với lực dọc trục Fa = (N) X V Fr kt k d = 1.1.2769,8.1 = 2,7698( kN ) Q= Trong đó: - X: hệ số tải trọng hướng tâm; X=1 , - V: hệ số kể đến vòng quay (vòng quay ) nên V=1 - kt: hệ số kể đến ảnh hưởng nhiệt độ, nhiệt độ làm việc ổ ta chọn kt = (nhiệt độ ≤100 0C ), -kđ: hệ số kể đến đặc tính tải trọng,kđ=1 (tải trọng tĩnh) - tính khả tải động ổ 41 Cd = Q m L = 2,76983 134,4 = 14,19 < C = 37,8( kN ) Trong : m: bậc đường cong mỏi; m=3; L: tuổi thọ ổ bi đỡ Với; Lh=10000 Tuổi thọ ổ lăn: L= Lh.n1.60.10-6= 10000.224.60.10-6= 134,4 triệu vòng - kiểm nghiệm khả tải tĩnh ổ với lực dọc trục Fa = (N) Q0 = Fr = 2769,8( N ) = 2,7698( kN ) < C0 = 26,7( kN ) b Chọn ổ lăn cho trục Với thông số đầu vào n = 138,3 v/p , thời gian phục vụ 17000h , tải trọng tĩnh ⇒ Ft 20 = Fx220 + Fy220 = 3810 ,74 + 1384 ,9 = 4054,6( N ) ⇒ Ft 21 = Fx221 + Fy221 = 4945,252 + 1384 ,9 = 5135,5( N ) Đường kính ngõng trục 45 mm * Chọn loại ổ lăn Với tải trọng nhỏ có lực hướng tâm ta dùng ổ bi đỡ dãy cho gối đỡ * Chọn sơ đồ kích thước ổ Với kết cấu trục vẽ đường kính ngõng trục 45 mm tra bảng P2.7 trang 254/Q1, chọn ổ bi đỡ dãy cỡ trung 209 với thông số sau : Đường kính d = 45 mm , đường kính D = 85 mm , chiều rộng ổ B= 19mm , r= 2,0 , đường kính bi = 12,7 mm , khả tải động C= 25,7 kN , khả tải tĩnh C0 =18,1 kN 42 * Tính kiểm nghiệm khả tải ổ Chọn lại chiều Fx cho phản lực sinh ổ lớn Nhận thấy chọn chiều Fx tính trục thỏa mãn yêu cầu Vậy ta tiến hành kiểm nghiệm cho ổ chịu tải trọng lớn Fr=Ft20=4054,6 (N) - Tính tải trọng qui ước Q, với lực dọc trục Fa=0 (N) X V Fr k t k d = 1.1.4054,6.1 = 4,0546( kN ) Q= Trong với ổ đỡ chịu lực hướng tâm X= , V=1 (vòng quay ), kt =1 nhiệt độ < 1000C ) , kd =1 ( tải trọng tĩnh ) - tính khả tải động ổ C d = Q m L = 4,05463 48,798 = 10,12( kN ) < C = 56( kN ) Trong : M: bậc đường cong mỏi; m=3; L: tuổi thọ ổ bi đỡ Với; Lh=17000 Tuổi thọ ổ lăn: L= Lh.n2.60.10-6= 17000.81,33.60.10-6= 48,798 triệu vòng - kiểm nghiệm khả tải tĩnh ổ với lực dọc trục Fa =0 (N) Q0 = Fr = 4054,6( N ) = 4,0546( kN ) < C0 = 42,6( kN ) Thỏa mãn điều kiện 43 PHẦN V: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ VỎ HỘP Các phần tử cấu tạo hộp giảm tốc: Vỏ hộp giảm tốc có nhiều loại khác nhau, song chúng phải đảm bảo nhiệm vụ chung sau: bảo đảm vị trí tương đối chi tiết phận máy, tiếp nhận tải trọng chi tiết lắp vỏ truyền đến, đựng dầu bôi trơn, bảo vệ chi tiết máy tránh bụi bặm Chỉ tiêu mà hộp giảm tốc cần thoả mãn độ cứng vững cao đồng thời có khối lượng nhỏ Để đảm bảo yêu cầu trên, hộp giảm tốc chế tạo phương pháp đúc Vật liệu thường sử dụng để đúc hộp giảm tốc gang xám, ta chọn loại gang xám có kí hiệu GX15-32 Hộp giảm tốc cấu thành hai phận thân nắp hộp Để xác định kích thước phận này, người ta thường kích thước truyền để tính toán theo bảng 18.1 [1], kết tính toán kích thước hộp giảm tốc trình bày theo bảng đây: Bảng Kích thước vỏ hộp giảm tốc Tên gọi Công thức 44 Kích thước Chiều dày thân hộp δ = 0,03.a + > δ = 7,5 Chiều dày nắp hộp δ = 0,9.δ δ1 = 8,3 Chiều dày gân tăng cứng e = ( 0,8 ÷ 1).δ e= Chiều cao gân tăng cứng h < 58 50 Độ dốc Khoảng độ Đ/k bu lông d1 > 0,04.a + 10 > 12 d1= 20 Đ/k bu lông cạnh ổ d = ( 0,7 ÷ 0,8).d1 d2= 14 Đ/k bu lông ghép bích nắp thân d = ( 0,8 ÷ 0,9).d d3= 12 Đ/k vít ghép nắp ổ d = ( 0,6 ÷ 0,7 ).d d4= Đ/k vít nắp cửa thăm d = ( 0,5 ÷ 0,6) d d5=8 Chiều dày mặt bích thân hộp S = (1,4 ÷ 1,8).d S3=18 Chiều dày mặt bích nắp hộp S = ( 0,9 ÷ 1).S S4= 12 Bề rộng bích nắp thân K = K − ( ÷ 5) K3= 40 Đường kính mặt bích ổ D3= 80 Đường kính tâm lỗ vít D2= 65 Bề rộng mặt ghép bu lông cạnh ổ K2= 45 S1 = (1,4 ÷ 1,7 ).d1 Chiều dày mặt đế S1= 30 Khe hở chi tiết: Giữa bánh với thành hộp 10 45 Giữa đỉnh bánh lớn với đáy hộp ∆ ≥ (1 ÷ 1,2 )δ 40 Giữa mặt bên bánh với ∆1 ≥ ( ÷ ) δ 11 ∆ ≥δ K = 3.d Bề rộng mặt đế Số lượng bu lông K1= 60 Z=4 2.Một số kích thước khác liên quan đến cấu tạo hộp giảm tốc: Bulong vòng móc: để nâng vận chuyển hộp giảm tốc (như gia công ,lắp ghép …)trên lắp thân thường lắp thêm bulong vòng móc Kích thước bulong chọn theo trọng lượng hộp giảm tốc Tra bảng 18-3btrang 89/Q2 Ta có trọng lượng hộp :240kg Chốt định vị : Để đảm bảo vị trí tương đối nắp thân trước sau gia công lắp ghép dùng chốt định vị Nhờ có chốt định vị , xiết bulong không làm biến dạng vòng ổ (do sai lẹch vị trí tương đối giữu nắp thân)do loại trừ số nguyên nhân làm ổ chóng bị hỏng 46 Nắp cửa thăm: Để kiểm tra quan sát tiết máy hộp lắp ghép để đổ dầu vào hộp Nút thông hơi: Khi làm việc, nhiệt độ bên hộp giảm tốc tăng lên Để giảm áp suất điều hoà không khí bên bên hộp, ta lắp thêm lỗ thông nắp quan sát Nút tháo dầu: Sau thời gian làm việc dầu bôi trơn hộp bị bẩn, bụi bặm hạt mài, bị biến chất không đủ khả bôi trơn cần 47 phải tiến hành thay dầu Để tháo dầu cũ ra, đáy hộp ta bố trí lỗ tháo dầu, lúc làm việc lỗ tháo dầu bịt kín nút tháo dầu Kích thước nút tháo dầu lựa chọn sở bảng 18.8 [1] Nắp ổ: gồm hai loại nắp ổ kín nắp ổ thủng sử dụng với mục đích che kín ổ, đồng thời thông qua cách lắp ghép nắp ổ ổ điều chỉnh ăn khớp truyền nhờ điều chỉnh độ dày mỏng đệm Kích thước nắp ổ xác định thông qua kích thước mặt bích nắp ổ vỏ hộp giảm tốc đường kính ổ 3.Bôi trơn hộp giảm tốc Để giảm mát công suất ma sát ,giảm mài mòn ,đảm bảo thoát nhiệt tốt đề phòng chi tiết máy bị han gỉ cần phảI bôi trơn liên tục truyền hộp giảm tốc 1.Phương pháp bôi trơn hộp giảm tốc - Với vận tốc vòng 2.8324(m/s) chọn phương pháp bôi trơn ngâm dầu - Bánh ngâm dầu ,với chiều sâu ngâm dầu =(0,75 ~2)h=22mm với h=16,962 (chiều cao răng) - với công suất truyền =5,5 kw lượng dầu cần thiết khoảng lít :P 2.Dầu bôi trơn hộp giảm tốc Với vật liệu làm bánh thép 45 có độ bền =600MPa dựa vào bảng 18-11,18-3 trang 100,101 /Q2 chọn loại dầu bôi trơn cho hộp giảm tốc AK-20 48 [...]... 0,1.90.14 3.4 lm13=(1,2…1,5)d1=(1,2…1,5)28=(33,6…42 ) mm Chọn lm13=... 4.3.1 Với trục I l12 = 0,5.(lm12 + b01) + k3 + hn = 0,5.(35 +19)+15+20=63,5=>l12 =64mm l13= 0,5.(lm13+b01)+k1 + k2=0,5.(35+19) +10+10= 47 mm l11 = 2.l13 = 2.47= 94 mm 4.3.2 Với trục II l21 = l11 =94 mm ; l23 = l13 = 47 mm ; l22= 0,5.(lmx+b02)+k3 + hn=0,5.(51+23) +15+20= 72 mm 24 Hình 10.6 Sơ đồ tính khoảng cách đối với hộp giảm tốc bánh răng trụ một cấp 4 Xác định tải trọng tác dụng lên trục 4.1 Trục I:... 71920,79Nmm 4.2 Trục II: 28 36323,01Nmm a Lực từ khớp nối: Fx3 = 0,3 2T d 2 k = 0,3 2.196260,4 35 = 4738,9 (N) Với dk là đường kính vòng qua tâm chốt Tra bảng (15.10) ⇒ dk = 35 mm b Lực từ bánh răng: Các lực tác dụng khi ăn khớp bánh răng: + Lực vòng: Ft1 = Ft2 = 2632,7 (N) + Lực hướng tâm: Fr1 = Fr2 = 958,24 (N) + Lực dọc trục: Fa1 = Fa2 = 0 (Do là bánh răng trụ răng thẳng) -Ta có: + Trục quay ngược... M3tđ = = 239401,45 (Nmm) 239401,45 0,1.30 Do đó: d3 = = 43,05 (mm) -Chọn theo tiêu chuẩn lắp ghép ổ lăn và lắp ghép then: d0 = d1 = 45 (mm) d2 = 53 (mm) ; d3 = 43 (mm) 6 Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo được độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện sau: sσj sτ sσ2j + sτ2j Sj = ≥ [s] Với : [s]- Hệ số an toàn cho phép , thông thường [s]=... 2 σmj = Đối với trục quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng, do đó: σmj = 0 Mj σaj = Wj M yj2 + M xj2 Với Mj = Khi trục quay một chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động do đó Tj τ max j τmj = τaj = 2 = 2.Woj Với Wj và Wọj là mômen cản uốn và mômen cản xoắn tại tiết diện J của trục, được xác định như sau: Trục có tiết diện tròn π d 3j Wj = 32 35 π d 3j W0j = 16 Trục có 1 rãnh then... răng - Các lực tác dụng khi ăn khớp bánh răng: + Lực vòng: Ft1 = Ft2 = 2T d 1 1 = 2.67269,2 70 25 = 2054,88 (N) - Lực hướng tâm: Pr1 = Pr2 = = + Lực dọc trục: 2054,88 tg 20 0 cos 0 = 2400,4 (N) Fa1 = Fa2 = 0 (Do là bánh răng trụ răng thẳng) -Ta có: + Trục quay cùng chiều kim đồng hồ: cq = -1 + Bánh răng chủ động: cb = 1 + Răng hướng phải: hr = 1 + Tọa độ điểm đặt lực nằm trên Oz nên r < 0 d r=- 1 2 =-... trụ răng thẳng nên suy ra: [σ H ] = min {[σ H ]1 , [σ H ] 2 } = 481,81 ( MPa) 2.2.2.Ứng suất cho phép khi quá tải [σ H ] max = 2,8 max(σ ch1 , σ [σ F ] 1max = 0,8 [σ F ] 2max σ = 0,8 ch1 ch2) =2,8 σ ch1 = 2,8.450 = 1260 (MPa) =0,8.45800= 464( MPa) σ ch2 =0,8.450=360 (MPa) 2.3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục Theo công thức (6.15a): a w = k a ( u + 1).3 T1 T1 k Hβ [σ H ] 2 u.ψ ba là mômen xoắn trên trục... = 5,625 (mm) Khoảng cách trục aw = 140 (mm) Hệ số dịch chỉnh x=0 Góc nghiêng răng β=0 Góc ăn khớp αtw = 20 0 III CHỌN KHỚP NỐI 3.1 Mô men xoắn cần truyền T=Tđc =653929,9Nmm=653,930Nm Mômen tính Tt=k.T=1,5.653,930 =111 Nm Trong đó (k là hệ số tải trọng động chọn theo bảng 9-1) Chọn k= 1,5 Tra bảng phụ lục P1.7 với động cơ 4A132M6Y3 ta có : dđc= d1= 42 mm Đường kính trục cần tính: dt= dđc=42 mm Tra bảng