ĐỒ ÁN NGUYÊN LÍ CHI TIẾT MÁY ĐỀ 4 FULL_SPKT

MỤC LỤC MỤC LỤC SỐ LIỆU ĐẦU VÀO Cho sơ đồ hệ thống dẫn động hình 01, sơ đồ tải trọng hình 02 Gồm Động điện Nối trục đàn hồi Hộp giảm tốc cấp Bộ truyền xích Bộ phận công tác - Xích tải Sơ đồ H02: Sơ đồ tải trọng Số H01: liệu thiết kếdẫn độngvòng xích tải (2F) : 3600 • Lực (N) • Vận tốc xích tải (v) : (m/s) • Số đĩa xích tải (Z) : (răng) • Bước xích tải (p) : 160 (mm) • Số năm làm việc (a) : (năm) Đặc điểm tải trọng: Tải trọng va đập nhẹ quay chiều Ghi chú: Một năm làm việc 300 ngày, ngày làm việc ca, ca Sai số cho phép tỉ số truyền Δu = (2÷3) % PHẦN I: TÍNH ĐỘNG HỌC 1.1 Chọn động điện Công suất làm việc tính theo công thức 2.11 [1, trang 20] F v 3600.1 Plv = t = = 3, (Kw) 1000 1000 Công thức trục động điện xác định theo công thức 2.8 [1, trang 19] Pct = Pt ηht Theo công thức 2.9 [1, trang 19] ta có ηht =ηnt ηol2 ηbr ηx =1.0, 99 4.0, 97 2.0, 96 =0, 87 Trong ηnt = hiệu suất nối trục đàn hồi ηol = 0,99 hiệu suất cặp ổ lăn ηbr = 0,97 hiệu suất cặp bánh hộp giảm tốc ηx = 0,96 hiệu suất truyền xích Tải trọng thay đổi công tương đương tính theo công thức 2.13 2.14 [1, trang 20] Ti Pt = Ptđ = Plv ∑( T ) ti ∑ti Ptđ T 0,8.T ( ) 0, 7tck + ( ) 0,3tck T T = 3, 08 = 3, 4( Kw) tck 3, = 3, 9( KW ) η 0,87 Vận tốc quay (sơ động cơ) Số vòng quay trục làm việc: Pct = V = = Z P.n 60000.V 60000.1 ⇒ nlv = = = 41, 67 (vòng/phút) 60.1000 Z p 9.160 Trong đó: V: vận tốc xích tải (m/s) Z: số đĩa xích tải (răng) P: bước xích tải (mm) u sb = 24 ÷ 200, chọn u sb = 25 Số vòng quay sơ bộ: nsb = usb.nlv = 25.41,67 = 1041,75 (vòng/phút) Trong nsb : số vòn quay sơ động điện nlv : số vòng quay trục công tác Theo nguyên lý làm việc phải chọn động có công suất lớn công suất làm việc Pđc > Pct chọn nđb =1500 (vòng/phút) Theo bảng phụ lục P1.3 chọn động 4A112M4Y3 Có: công suất động Pđc= 5,5 Kw Vận tốc quay nđc= 1425 (vòng/phút) Bảng thông số động điện Thông số Kí hiệu Công suất cần thiêt động Pct (kw) Số vòng quay trục làm việc nlv (v/ph) Chọn tỷ số truyền truyền ux xích Chọn số đôi cực 2p Số liệu động điện Nhãn động Công suất động (kw) P Số vòng quay trục động nđc (v/ph) Hệ số tải K qt Công thức,bảng Công thức 2.8 đến 2.14 Công thức 2.17 Bảng 2.4 Kết 3,6 41,67 Bảng 1.3 4A1124Y3 5,5 1425 Khối lượng động (kg) Đường kính trục đọng (mm) G d đc Bảng p1.7 Tỷ số truyền hệ thống dẫn động Tỷ số truyền hộp U ht Công thức 2.15 34,2 U hgt U hgt = U ht 11,4 Ux 56 32 1.2 Phân phối tỷ số truyền 1.2.1 Tỷ số truyền hệ thống n 1425 U ht = đc = = 34, nlv 41, 67 1.2.2 Phân phối tỷ số truyền cho truyền - Theo công thức (2.15) U ht = U ng U hgt = U x U hgt Chọn Ux = U hgt = U ht 34, = = 11, Ux Ta có U hgt = U12 U 23 mà U12 = (1,2 ÷1,3).U 23 Chọn U12 = 1,2U 23 Do U 23 = U hgt 1, = 11, = 3, 08 suy 1, U12 = 3, -Kiểm tra sai lệch tỷ số truyền U pp = U x U12 U 23 = 3.3, 08.3, = 34,188 Do ∆U = U ht −U pp U ht 100% = 34,188 − 34, 100% = 0, 035% 34, ⇒ Hợp lí với yêu cầu sai số tỷ số truyền ∆U = (2 ÷ 3)% 1.3 Các thông số trục Vận tốc quay trục + số vòng quay qua trục 1: n1 = ndc 1425 = =1425 (v/ph) unt + số vòng quay qua trục 2: n2 = n1 1425 = = 385 (v/ph) u12 3, + số vòng quay qua trục 3: n3 = n2 385 = = 125 (v/ph) u23 3, 08 Các thông số trục - Công suất trục 3: P3 = Plv P 3, = lv = = 3, 79 (kw) η34 η x ηol 0,96.0,99 - Công suất trục 2: P2 = P2 η23 = P3 3, 79 = = 3, 95 (kw) ηol ηbr 0, 99.0, 97 - Công suất trục 1: P1 = P2 P2 3,95 = = = 4,16 (kw) η12 ηol ηbr 0,99.0,97 - Công suất trục động cơ: Pđcct = P1 P1 4,16 = = = 4, (kw) η01 ηol ηnt 0,99.1 Mômen xoắn trục - Mômen trục động 9, 55.106.Pđcct 9, 55.106.4, Tđc = = = 28147, 37( N mm) nđc 1425 - Mômen trục 1: T1 = 9, 55.106.P1 9,55.106.4,16 = = 27879, 30( N mm) n1 1425 - Mômen trục 2: T2 = T2* 9,55.106.P1 9,55.106.3,95 = = = 48990, 26( N mm) 2.n2 2.385 - Mômen trục 3: T3 = 9, 55.106.P3 9, 55.106.3, 79 = = 289556( N mm) n3 125 - Mômen trục làm việc: 9, 55.106.Plv 9,55.106.3, Tlv = = = 825052( N mm ) nlv 41, 67 1.4 Bảng thông số động học ĐẶC TÍNH KỸ THUẬT CỦA HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG Trục Thông Số Công suất P (kW) Tỉ số truyền u Số vòng quay n, (vg/ph) Moomen xoắn (T, N.mm) Động I II III 4,2 4,16 3,95 3,79 1425 28147,37 3,7 Công tác 3,6 3,08 1425 385 125 41,67 27879,3 48990,26 289556 825054 PHẦN II: TÍNH TOÁN CÁC BỘ TRUYỀN I THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH Công suất : P1 Số vòng quay : n1 Tỉ số truyền 3,79 kW 125 v/p Momen xoắn : T1 289556 N.mm Điều kiện làm việc +tải trọng va đập +trục xích điều chỉnh +Làm việc ca +môi trường làm việc có bụi +bôi trơn nhỏ giọt 1.1 Chọn loại xích Vì tải trọng nhỏ va đập nhẹ nên chọn xích lăn 1.1.1 Chọn số đĩa xích Với tỉ số truyền u = Theo bảng 5.4 [1, trang 80] chọn số đĩa nhỏ (đĩa tải) z1 = 25 Số đĩa lớn (đĩa bị tải) z2 = u.z1 = 3.25 = 75 < zmax =120 1.1.2 Xác định bước xích Công suất tính toán, theo công thức 5.5 [1, trang 83] P k k z kn Pt = Trong P = 3,79 kw kd Hệ số kz: k z = Với 25 25 = =1 Z1 25 Hệ số vòng quay kn: kn = n01 200 = = 1, n1 125 n01 = 200 (tra bảng 5.5) [1, trang 81] n1 = 125 số vòng quay xích tải Tính hệ số điều kiện sử dụng k Theo công thức 5.4 bảng 5.6 [1, trang 81, 82] k= k0.ka.kdc.kd.kc.kbt Trong đó: k0=1 đường nối tâm đĩa xích so với phương ngang < 600 ka=1,25 a = 25p kdc=1 vị trí trục điều chỉnh đĩa xích kd=1,5 tải trọng va đập nhẹ kc=1,25 truyền làm việc ca kbt=1,3 môi trường làm việc có bụi, chất lượng bôi trơn II Vậy k = 1.1,25.1.1,5.1,25.1,3=3,05 Hệ số phân bố không điều tải trọng cho dãy xích Chọn xích dãy: kd = 1,7 3, 05.1.1, 6.3, 79 = 10,88(kw) ⇒ Pt = 1, Chọn bước xích Theo bảng 5.5 [1, trang 81] với n01 = 200 (v/ph) chọn truyền xích có bước xích p = 25,4 Thỏa mản điều kiện bền mòn Pt < [P] =11 (kw) Sai lệch công suất [P ] − Pt 11 −10,88 ∆P = t 100% = 100% = 1,1% < 10% [Pt ] 11 1.1.3 Xác định khoảng cách trục số mắt xích - Khoảng cách trục trục sơ asb = 25.p = 25.25,4 = 635 (mm) - Xác định số mắt xích Theo công thức 5.12 [1, trang 85] 2.asb Z1 + Z p ( Z − Z1 ) 2.635 25 + 75 25, (75 − 25) x= + + = + + = 102, 53 p asb 4.π 25, 635 4.π Chọn x= 104 mắt xích Tính lại khoảng cách trục theo công thức 5.13 [1, trang 85] a= Z + Z2 Z + Z2 Z − Z1 p.[x- + (x − ) − 2( ) 2 π 25 + 75 25 + 75 75 − 25 = 25, 4.[104+ (104 − ) − 2( ) = 654, 59(mm) 2 π - Để xích không chịu lực căng lớn khoảng cách trục a tính cần giảm bớt ∆a = (0, 002 ÷ 0, 004) a = 1,31 ÷ 2, 62(mm) lượng: Vậy chọn a = 652 (mm) 1.1.4 Kiểm nghiệm số lần va đập xích giây Theo công thức 5.14 [1, trang 85] (theo bảng 5.9) 1.1.5 Tính kiểm nghiệm xích độ bền Theo công thức 5.15 [1, trang 85] S= Q ≥ [s ] kt Ft + F0 + Fv Trong Q = 113400 (bảng 5.2) [1, trang 78] Kt = 1,2 chế độ làm việc trung bình Ft: lực vòng 1000.P1 1000.3, 79 Ft = = = 2871, 21( N ) V1 1,32 Với v1 = z1 p.n1 24, 5.25.125 = = 1,32 (m/s) 60000 60000 Fv : lực căng lực ly tâm sinh Fv = q.v2 = 5.1,322 = 8,71 N Fo : lực căng trọng lượng nhánh xích bị động sinh Fo= 9,81 Kf.q.a = 9,81.6.5.0,562 = 191,88 N Với q = kg (bảng 5.2) [1, trang 78] Kf = truyền nằm ngang Theo bảng 5.10 [1, trang 86] với n = 200 v/ph chọn [S]=8,2 Q 113400 ⇒s= = = 31,1 > [s] kt Ft + F0 + Fv 1, 2.2871, 21 + 191,88 + 8, 71 Vậy truyền xích đảm bảo điều kiện bền 1.1.6 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc Theo công thức 5.18 [1, trang 87] σ H = 0, 47 kr ( Ft k® + Fv® ) E A.K d ≤ [σH ] ] ứng suất tiếp súc cho phép MPa Fvđ = 13.10−7.n1 p m = 13.10−7.125.25, 43.1 = 2, 66 ( N ) công thức 5.19 [1, trang 87] Kd = 1,7 hệ số phân bố không tải trọng cho dãy Ft = 3301,89 (N) E = 2,1.105 (MPa) Mođun đàn hồi kr = 0,42 Hệ số kể đến ảnh hưởng số đĩa xích (z1=25) - Kiểm nghiệm độ bền cắt theo công thức (9.2) [1, trang 173]: τ C = 2T ≤ [τ C ] d lt b Trong [τ C ] ứng suất cho phép: 40 60 (MPa) tải trọng va đập nhẹ 2.48990, 26 = 9,57 MPa < [τ C ] 32.32.10 2.97980,52 = 7, 29MPa < [τ C ] Đối với bánh vị trí có d = 40 (mm) τ C = 40.56.12 Đối với bánh vị trí có d = 32 (mm) τ C = Vậy bánh thỏa mãn điều kiện bền cắt 3.2.5 Kiểm trục theo độ bền mỏi - Kiểm nghiệm mỏi tiết diện có mặt cắt nguy hiểm (tại D) MyD = 82852,82 (N.mm); MxD = 185838,8 (N.mm) TD = 97980,52 (N.mm); dD = 40 (mm) sσ sτ s = ≥ [s] - Công thức (10.19) [1, trang 195]: sσ2 + sτ2 Trong đó: [s]: hệ số an toàn cho phép, [s] = 1,5…2,5 Theo công thức 10.20 10.21 [1, trang 195] sσ = τ −1 σ −1 ; sσ = Kσ d σ a + ψ σ σ m Kτ d τ a +ψ τ τ m sσ sτ : hệ số an toàn xét riêng với ứng suất pháp hệ số an toàn xét riêng với ứng suất tiếp tiết diện D σ −1 τ −1 : giới hạn mỏi uốn xoắn ứng với chu kỳ đối xứng - Với thép cacbon C45 có σ b = 750MPa σ −1 = 0, 436.σ b = 0, 436.750 = 327 MPa τ −1 = 0,58.σ −1 = 0,58.327 = 189, 66MPa Đối với trục quay ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ, σ m = Theo công thức (10.22) [1, trang 196] σa = MD wD MD = 203471,5 (N.mm) Theo bảng 10.6 [1, trang 196] với trục có then: 51 WD = π d b.t1 (d − t1 ) π 403 10.5.(40 − 5) − = − = 6261, 31 32 2d 32 2.40 σ a = 32,5MPa Tra bảng 10.7 [1, trang 197]: ψ σ = 0,1 ; ψ τ = 0, 05 Khi trục quay chiều, ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động τ T τ m = τ a = max = D 2WoD Với TD = 97980,52 N.mm Tra bảng 10.6 [1, trang 196] với trục có rảnh then π d b.t1 (d − t1 ) π 403 10.5.(40 − 5) − = − = 12544,5 16 2d 16 2.40 ⇒ τ m = τ a = 3,91MPa WoD = Theo công thức 10.25 10.26 [1, trang 197] kσ d = (kσ / ε σ + k x −1 ) / k y kτ d = (kτ / ετ + k x −1 ) / k y kx: hệ số tập trung ứng suất, theo bảng 10.8 [1, trang 197] kx = 1,1 ky: hệ số tang bền bề mặt trục, theo bảng 10.9 [1, trang 197] ky = 1,6 ε σ ετ : hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi kσ kτ : hệ số tập trung ứng suất thực tế uốn xoắn Theo bảng 10.11 [1, trang 198] với kiểu lắp k6 σ b = 750MPa kσ / ε σ = 2, 25 ; kτ / ετ = 1,75 Suy ra: kσ d = (2, 25 + 1,1 − 1) /1,6 = 1, 47 kτ d = (1,75 + 1,1 − 1) /1,6 = 1,16 Do đó: sσ = Vậy s = 327 = 5, 78 1, 47.32,5 + 0.0,1 5, 78.40, 09 5, 782 + 40, 092 sτ = 189, 66 = 40, 09 1,16.3,91 + 0, 05.3,91 = 5, 72 > [s ] thỏa điều kiện bền mỏi *Bảng đường kính đoạn trục: Vị Trí A B C D Kích thước (mm) 25 25 32 40 52 E 32 3.2.6 Chọn kiểm nghiệm ổ lăn cho trục II a Chọn loại ổ Tổng lực dọc trục tác dụng lên trục: Fat = Fa23 – Fa24 = Vậy vị trí lắp ổ lăn trục chịu lực hướng tâm Ta dùng ổ bi dãy cho gối trục A B Với đường kính ngõng trục d = 25mm theo bảng phụ lục 2.7 chọn ổ bi cở trung 305 [1, trang 254] có: Đường kính trong: d = 25 Đường kính ngoài: D = 62 Khả tải động: C = 17,6 kN Khả tải tỉnh: Co = 11,6 kN b Tính kiểm nghiệm khả tải ổ Tính kiểm nghiệm khả tải ổ Phản lực mặt phẳng zÕ: Fr1 = x A + y A = 1978, 27 + 259,82 = 1995, 26 N Fr = xB + yB = 1978, 27 + 259,82 = 1995, 26 N Chọn kiểm nghiệm với ổ chịu tải lớn Fr = Fr1 = Fr0 = 199,26N Theo công thức 11.3 [1, trang 14] với Fa = tải trọng quy ước: Q = ( X V Fr + Y Fa ).kt k d = 1.1.1995, 26.1.1,1 = 2194, 78 N Trong ổ bi đở dãy chịu lực hướng tâm X = 1; V = (vòng quay) kt = (to 100o); kđ = 1,1 (tải trọng động) Cd = Q.m L = 2,194 231 = 13, 46kN < C = 17, 6kN Trong với ổ bi đở dãy m = L = 60.n.Lh/106 = 60.385.104/106 = 231 (triệu vòng) Kiểm tra tải trọng tỉnh ổ Theo công thức 11.19 [1, trang 221] với Fa = Qt = Xo.Fr = 0,6.1995,26 = 1197,16 N < Fr Với Xo = 0,6 tra bảng 11.6 [1, trang 221] Vậy chọn Qo = Fr = 1995,26 N = 1,995 kN < Co = 11,6 kN 53 Khả tải tỉnh ổ đảm bảo 54 3.3 Trục III 3.3.1 Tính phản lực + Trong mặt phẳng xOz: ∑m =0 A Ft32.l32 - xB.l31 = 2862,42.111,5 - xB.223 = ∑F =0 x Ft32 - xB - xA = xB = 1431,21 N xA = 1431,21 N + Trong mặt phẳng yOz: ∑m =0 A - Fr32.l32 - yB.l31 + Fx.l33 = - 1104,52.111,5 - yB.223 + 3301,89.295 = yB = 3815,71 N (chọn chiều ngược lại) ∑F =0 y yA - Fr32 – yB + Fx = yA = 1618,34 N (chọn chiều ngược lại) 3.3.2 Xác định đường kính đoạn trục * Tại A: theo công thức (10.15) (10.16) [1, trang 194] 2 M A = M yA + M xA =0 M tđA = M A2 + 0, 75TA2 = Đường kính tiết diện A theo công thức (10.17) [1, trang 194] dA = M tđ =0 0,1.[σ ] với [σ ]=63MPa ứng với thép 45 có σ b ≥ 600 MPa * Tại C: theo công thức (10.15) (10.16) [1, trang 194] 2 M C = M yC + M xC = 159579,922 + 180445, 032 = 240886, N mm M tđC = M C2 + 0, 75TC2 = 240886, 2 + 0, 75.289556 = 347718,52 N mm Đường kính tiết diện C theo công thức (10.17) [1, trang 194] dC = M tđ 347718,52 =3 = 38, 07mm 0,1.[σ ] 0,1.63 * Tại B: theo công thức (10.15) (10.16) [1, trang 194] 55 2 M B = M yB + M xB = 237736, 08 N mm M tđB = M B2 + 0, 75TB2 = 237736, 082 + 0, 75.289556 = 345543, N mm Đường kính tiết diện B theo công thức (10.17) [1, trang 194] dB = M tđ 345543, =3 = 37,99mm 0,1.[σ ] 0,1.6,3 * Tại D: theo công thức (10.15) (10.16) [1, trang 194] 2 M D = M yD + M xD =0 M tđD = M D2 + 0, 75TD2 = 0, 75.289556 = 250762,85 N mm Đường kính tiết diện D theo công thức (10.17) [1, trang 194] dD = M tđ 250762,85 =3 = 34,14mm 0,1.[σ ] 0,1.63 Chọn đường kính đoạn trục dA = dB = 45 mm dC = 48 mm dD = 40 mm * Biều đồ nội lực và kết cấu trục 56 57 3.3.3 Chọn then cho trục III Theo bảng 9.1a [1, trang 173] Ta sử dụng then bằng: - Then chobánh có đường kính trục: d = 48 (mm) có thông số: b = 14 (mm); h = (mm); t1 = 5,5 (mm); t2 = 3,8 (mm) - Then cho đĩa xích có đường kính trục d = 40 (mm) có thông số: b = 12 (mm); h = (mm); t1 = (mm); t2 = 3,3 (mm) 3.3.4 Kiểm nghiệm then - Với tiết diện mối ghép then ta tiến hành kiểm nghiệm mối ghép độ bền dập σ d độ bền cắt τ c - Kiểm nghiệm độ bền dập theo công thức (9.1) [1, trang 173] 2T σd = ≤ [σ d ] d lt (h − t1 ) Trong đó: [σ d ] : ứng suất dập cho phép (Mpa); tra bảng 9.5 ta được: [σ d ] =100 Mpa (lắp cố định, tải trọng va đập nhẹ) T: momen xoắn trục Then cho bánh với đường kính trục d = 48 (mm) T = 289556 N.mm lt = (0,8 0,9).lm32 = 56 63 chọn lt = 56 (mm) b = 14 (mm); h = (mm); t1 = 5,5 (mm); t2 = 3,8 (mm) Do ứng suất dập sinh vòng đàn hồi (d = 48 mm) σd = 2.289556 = 61,56MPa < [σ d ] 48.56.(9 − 5,5) Do thỏa mãn điều kiện bền dập - Then cho bánh với đường kính trục d = 40 (mm) T = 289556 N.mm lt = (0,8 0,9).lm33 = 44 49,5 chọn lt = 45 (mm) b = 12 (mm); h = (mm); t1 = (mm); t2 = 3,3 (mm) Do ứng suất dập sinh bánh răng: d = 40 (mm) σd = 2.289556 = 107, 24 MPa > [σ d ] 40.45.(8 − 5) Do then không thỏa mản điều kiện bền dập nên sử dụng then đặt cách 180o, mổi then tiếp nhận 0,75T = 217167 N.mm Tính lại ứng suất dập sinh đĩa xích: d = 40 (mm) 58 σd = 2.217167 = 80, 43MPa < [σ d ] 40.45.(8 − 5) Do thỏa mãn điều kiện bền dập đĩa - Kiểm nghiệm độ bền cắt theo công thức (9.2) [1, trang 173]: τ C = 2T ≤ [τ C ] d lt b Trong [τ C ] ứng suất cho phép: 40 60 (MPa) tải trọng va đập nhẹ 2.289556 = 15,39 MPa < [τ C ] 48.56.14 2.217167 τC = = 20,11MPa < [τ C ] 40.45.12 Đối với bánh vị trí có d = 48 (mm) τ C = Đối với đĩa xích vị trí có d = 40 (mm) Vậy bánh thỏa mãn điều kiện bền cắt 3.3.5 Kiểm trục theo độ bền mỏi - Kiểm nghiệm mỏi tiết diện có mặt cắt nguy hiểm (tại C) MyC = 159579,92 (N.mm); MxC = 180445,03 (N.mm) TC = 289556 (N.mm); dC = 48 (mm) sσ sτ s = ≥ [s] - Công thức (10.19) [1, trang 195]: sσ2 + sτ2 Trong đó: [s]: hệ số an toàn cho phép, [s] = 1,5…2,5 Theo công thức 10.20 10.21 [1, trang 195] σ −1 τ −1 sσ = ; sσ = Kσ d σ a + ψ σ σ m Kτ d τ a +ψ τ τ m sσ sτ : hệ số an toàn xét riêng với ứng suất pháp hệ số an toàn xét riêng với ứng suất tiếp tiết diện D σ −1 τ −1 : giới hạn mỏi uốn xoắn ứng với chu kỳ đối xứng - Với thép cacbon C45 có σ b = 750 MPa σ −1 = 0, 436.σ b = 0, 436.750 = 327 MPa τ −1 = 0,58.σ −1 = 0,58.327 = 189, 66MPa Đối với trục quay ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ, σ m = Theo công thức (10.22) [1, trang 196] σa = MC wC MC = 240886,2 (N.mm) 59 Theo bảng 10.6 [1, trang 196] với trục có then: π d b.t1 (d − t1 ) π 483 14.5,5.(48 − 5,5) WC = − = − = 10823, 26 32 2d 32 2.48 σ a = 22, 26 MPa Tra bảng 10.7 [1, trang 197]: ψ σ = 0,1 ; ψ τ = 0, 05 Khi trục quay chiều, ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động τ T τ m = τ a = max = C 2WoC Với TC = 289556 N.mm Tra bảng 10.6 [1, trang 196] với trục có rảnh then π d b.t1 (d − t1 ) π 483 14.5,5.(48 − 5,5) WoC = − = − = 21680, 16 2d 16 2.48 ⇒ τ m = τ a = 6, 68MPa Theo công thức 10.25 10.26 [1, trang 197] kσ d = (kσ / ε σ + k x −1 ) / k y kτ d = (kτ / ετ + k x −1 ) / k y kx: hệ số tập trung ứng suất, theo bảng 10.8 [1, trang 197] kx = 1,1 ky: hệ số tang bền bề mặt trục, theo bảng 10.9 [1, trang 197] ky = 1,6 εσ ετ : hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi kσ kτ : hệ số tập trung ứng suất thực tế uốn xoắn Theo bảng 10.11 [1, trang 198] với kiểu lắp k6 σ b = 750MPa kσ / ε σ = 2, 25 ; kτ / ετ = 1,75 Suy ra: kσ d = (2, 25 + 1,1 − 1) /1,6 = 1, 47 Do đó: sσ = Vậy s = 327 = 9,99 1, 47.22, 26 + 0.0,1 9,99.23, 46 9,992 + 23, 462 kτ d = (1,75 + 1,1 − 1) /1,6 = 1,16 sτ = 189, 66 = 23, 46 1,16.6, 68 + 0, 05.6, 68 = 9,19 > [s ] thỏa điều kiện bền mỏi *Bảng đường kính đoạn trục: Vị Trí A B C Kích thước (mm) 45 45 48 60 D 40 3.3.6 Chọn kiểm nghiệm ổ lăn cho trục III a Chọn loại ổ Vậy vị trí lắp ổ lăn trục chịu lực hướng tâm Ta dùng ổ bi đỡ dãy cho gối trục A B Với đường kính ngõng trục d = 45mm theo bảng phụ lục 2.7 chọn ổ bi cở nhẹ 209 [1, trang 254] có: Đường kính trong: d = 45 Đường kính ngoài: D = 85 Khả tải động: C = 25,7 kN Khả tải tỉnh: Co = 18,1 kN b Tính kiểm nghiệm khả tải ổ Tính kiểm nghiệm khả tải ổ Phản lực mặt phẳng xOz Fr1 = x A + y A = 1431, 212 + 1618,342 = 2160, 41N Fr = xB + yB = 1431, 212 + 3815, 712 = 4075, 29 N Chọn kiểm nghiệm với ổ chịu tải lớn Fr = Fr0 = 4075,29 N Theo công thức 11.3 [1, trang 14] với Fa = tải trọng quy ước: Q = ( X V Fr + Y Fa ).kt k d = 1.1.4075, 29.1.1,1 = 4482,82 N Trong ổ bi đở dãy chịu lực hướng tâm X = 1; V = (vòng quay) kt = (to 100o); kđ = 1,1 (tải trọng động) Cd = Q.m L = 4, 483 75 = 18,9kN < C = 25, 7kN Trong với ổ bi đở dãy m = L = 60.n.Lh/106 = 60.125.104/106 = 75 (triệu vòng) Kiểm tra tải trọng tỉnh ổ Theo công thức 11.19 [1, trang 221] với Fa = Qt = Xo.Fr = 0,6.4075,29 = 2445,17 N < Fr Với Xo = 0,6 tra bảng 11.6 [1, trang 221] Vậy chọn Qo = Fr = 4075,29 N = 4,075 kN < Co = 18,1 kN Khả tải tỉnh ổ đảm bảo 61 3.4 Kiểm tra điều kiện liền trục cho bánh và trục + Bánh số và trục Theo hình 14.4a [2, trang 11] X= d f − dtruc − t1 = 47,16 − 26 − = 6, 58 > 2,5.m = 2,5.1,5 = 3, 75 Vậy bánh không liền trục + Bánh số với trục Theo hình 14.4a [2, trang 11] d −d 63 − 40 X = f truc − t1 = − = 6,5 > 2,5.m = 2,5.2 = 2 Vậy bánh không liền trục Tính toán thiết kế vỏ hộp - Chọn vỏ đúc: GX 15-32 Chọn bề mặt lắp ghép thân hộp với nắp hộp qua đường tâm trục Khoảng cách tâm: a = (aw1 + aw2)/2 = (120 + 140)/2 = 130 Chiều cao thân hộp δ = 0, 03.a + = 0, 03.130 + = 6,9 chọn chiều cao thân hộp δ = Chiều dày nắp hộp: δ1 = 0,9.δ = 0,9.8 = 7, Gân tăng cứng: e = (0,8 ÷ 1)δ = 6, ÷ chọn e = Chiều cao h: chọn h = δ = Độ dốc gân ≈ 2o Bu lông nền: d1 > 0,04.a + 10 = 0,04.130 + 10 = 15,2 chọn d1 = 16 Bu lông cạnh ổ: d2 = (0,7 chọn d2 = 12 0,8).d1 = 11,2 12,8 Bu lông ghép bích nắp thân: d3 = (0,8 0,9).d2 = 9,6 10,8 Vít ghép nắp ổ: d4 = (0,6 0,7).d2 = 7,2 8,4 chọn d3 = 10 chọn d4 = 62 Vít ghép nắp cửa thân: d5 = (0,5 0,6).d2 = 7,2 Chiều dày bích thân hộp: S3 = ( chọn d5 = d3 = 14 18 chọn S3 = 16 Chiều dày bích nắp hộp: S4 = (0,9 1).S3 = 14,4 16 chọn S4 = 16 Bề rộng mặt ghép bu lông cạnh ổ: K2 = E2 + R2 + (3 5) = 19,2 + 15,6 + (3 5) = 37,8 Trong đó: 39,8 chọn K2 = 38 E2 = 1,6.d2 = 1,6.12 = 19,2 R2 = 1,3.d2 = 1,3.12 = 15,6 Bề rộng bích nắp thân: K3 K2 – (3 5) = 33 35 chọn K3 = 34 Chiều dày mặt đế hộp phần lồi: S1 (1,3 1,5).d1 = 20,8 24 Chiều rộng mặt đế hộp: K1 chọn S1 = 22 3.d1 = 45 q ≥ K1 + 2.δ = 45 + 2.8 = 61 chọn q = 62 - Khe hở chi tiết: + Giữa bánh với thành hộp: ∆ ≥ (1,1 ÷ 1, 2)δ = 8,8 ÷ 9, chọn =9 + Giữa đỉnh lớn với đáy hộp: ∆1 ≥ (3 ÷ 5).δ = 24 ÷ 40 chọn + Giữa mặt bên cạnh với nhau: chọn Số bu lông nền: Z = L+B 500 + 300 = = 2, 67 ÷ 200 ÷ 300 200 ÷ 300 = 30 = 10 chọn Z = 63 Với: L = 500 Chiều dài hộp chọn sơ B = 300 Chiều rộng hộp chọn sơ Chọn kiểu lắp ổ lăn Vòng quay chịu tải chu kỳ, vòng đứng yên chịu tải cục Trục I II III Kiểu lắp cho ổ lăn Vòng 20k6 Vòng 47H7 Vòng 25k6 Vòng 62H7 Vòng 45k6 Vòng 85H7 Kiểu lắp cho bánh 48 H7 k6 Cố định theo phương pháp dọc trục Ta dùng nắp ổ điều chỉnh khe hở đệm kim loại nắp ổ thân hộp giảm tốc Nắp ổ lắp với thân hộp giảm tốc vít, loại dễ chế tạo dễ lắp đặt 64 TÀI LIỆU THAM KHẢO Tính toán thiết kế hệ dẫn động khí - Trịnh Chất – Lê Văn Uyển, nhà xuất Giáo dục Việt Nam tập Tính toán thiết kế hệ dẫn động khí - Trịnh Chất – Lê Văn Uyển, nhà xuất Giáo dục Việt Nam tập Dung sai kỹ thuật đo - Trần Quốc Hùng, nhà xuất đại học Sư phạm Kỹ thuật Tp.HCM Cơ sở thiết kế máy - Nguyễn Hữu Lộc, nhà xuất đại học quốc gia Tp.HCM 65