Đồ án chi tiết máy hộp giảm tốc 2 cấp bánh răng đôi

CHƯƠNG I: CHỌN ĐỘNG CƠ I Tính tốn chọn động a/ Công suất cần thiết Pct = : công suất cần thiết trục động : công suất tính tốn trục máy cơng tác : hiệu suất truyền động = = 3.9 kW Dựa vào bảng 2.3 ta có:       Hiệu suất khớp nối: Ƞk = Hiệu suất truyền bánh răng: = 0.96 Hiệu suất truyền xích: Hiệu suất truyền băng tải: = 0.96 Hiệu suất cặp ổ lăn: = 0.99 Hiệu suất truyền chung: = = 1x = 0.7343 Trong trường hợp tải thay đổi: = = 3.5956 = = = = 4.897 b/ Số vòng quay sơ Số vòng quay làm việc:  = = = 31.831 Chọn tỉ số truyền chung: tỉ số truyền động hộp giảm tốc bánh trụ (8÷40) : tỉ số truyền truyền ngồi,   Chọn số vòng quay sơ bộ: Điều kiện chọn động cơ: Theo bảng P1.3, Tài liệu tính tốn thiết kế HTTĐCK – Trịnh Chất, với = 4.897 kW = 954.93 ta chọn động 4A132S6Y3 có = 5.5 kW II PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN 1/ Công suất làm việc: = 4.897 kW     = = = 4.42.0.99.0.96 = 4.21 kW = = 2/ Tính tỉ số truyền hộp giảm tốc Tỉ số truyền chung hệ: = = 30.159 Chọn sơ = 10  = 3.0159 Trong đó: tỉ số truyền tổng tỉ số truyền xích tỉ số truyền hộp giảm tốc Theo bảng 3.1, Tài liệu tính tốn thiết kế HTTĐCK – Trịnh Chất Ứng với = 10 => = 3.58, = 2.79 Số vòng quay trục: = 960 = = 268.15 = = 96.11 = 31.86 3/ Moomen xoắn động trục T1 = 9,55.106 = 9,55.106 = 46357.29 Nmm T2 = 9,55.106 = 9,55.106 = 157415.52 Nmm T3 =9,55.106 = 9,55.106 = 418327.95 Nmm T4 = 9,55.106 = 9,55.106 = 1078196.8 Nmm Tdc = 9,55.106 = 9,55.106 = 54713.54 Nmm Trục Động Công suất P, kw Tỉ số truyền u 5.5 4.66 Số vòng quay n, 960 960 268.15 96.11 31.86 54713.5 46357.2 157415.5 418327.9 1078196 vg/ph Momen xoắn T, Nmm 10 4.42 3,58 4.21 2,79 3.59 3,016 CHƯƠNG II: TÍNH TỐN BỘ TRUYỀN XÍCH Lực vòng băng tải F = 5200 N Vận tốc băng tải v = 0.75 m/s Số vòng quay : = 96.11 vòng/ phút = 31.86 vòng/ phút  Chọn xích lăn dãy tải trọng nhỏ, vận tốc băng tải bé Độ bền mỏi cao, chế tạo khơng phức tạp xích Xác định thơng số xích truyền xích a Chọn số đĩa xích Với ux = 3,016 Số đĩa nhỏ: Z1 = 29 – 2u ≥ 19  Z1 = 29 – 2.3 016 = 22,968 Chọn z1 = 23 Số đĩa lớn: Z2 = u.Z1 = 3,016.23 = 69.6368 Chọn Z2 = 69 b Xác định bước xích p Cơng suất tính tốn: Pt = ≤ Trong đó: kz = Z0/Z1 = 25/23 = 1,08 hệ số số kn = n01/n1 hệ số vòng quay n01 = 200 (vòng/phút) chọn theo bảng 5.5 n1 = n3 = 96.11 vòng/phút  kn = = 2.08 k = k0.ka.kđc.kbt.kđ.kc , tra bảng 5.6 ta được: k0 = đường nối hai tâm đĩa xích so với đường nằm ngang đến 60 độ ka = hệ số khoảng cách trục a = (30 … 50)p kđc = vị trí điều chỉnh đĩa xích kđ = 1,2 tải trọng va đập kc = 1,25 băng tải làm việc ca kbt = 1,3 môi trường làm việc có bụi, bơi trơn đạt u cầu  k = 1.1.1.1,3.1,2.1,25 = 1,95 P = P3 = 4,21 kw cơng suất cần truyền Cơng suất tính tốn: Pt = = 18.44 kw Tra bảng 5.5 với n01 = 200 (vòng/phút) chọn truyền xích dãy có bước xích p = 31,75 (mm) thõa điều kiện bền mòn Pt = 19,3, đồng thời tra bảng 5.8 ta có p < pmax c Khoảng cách trục số mắc xích Khoảng cách trục: a = (30 … 50).p Chọn a = 30.p = 30.31.75 = 952.5 (mm) Số mắc xích: x = x= = 107.78 Lấy số mắc xích chẵn x = 108 ( số mắc xích phải chẵn) tính khoảng cách trục theo công thức: a* = 0,25p{xc – 0,5(z2 +z1) + } = 0,25.31,75.{108 – 0,5(69 + 23) + = 955.99 mm Để xích khơng chịu lực căng lớn, giảm a lượng ∆a = (0,002 … 0,004).a = 0,004.955.99 = 3.824 mm Do đó: a = a* - ∆a = 955.6 – 3,824 = 952.176 mm Số lần va đập i xích i= ≤ Trong đó: số lần va đập cho phép, tra bảng 5.9 ta có = 25 i = = 1.36 < = 25 (thỏa) Kiểm nghiệm xích độ bền a Kiểm nghiệm qá tải theo hệ số an tồn s= ≥ Trong đó: Q tải trọng phá hỏng, tra bảng 5.2: Q = 88,5 kN Khối lượng mét xích q = 3,8 kg kđ = 1,7 hệ số tải trọng ứng với chế độ làm việc nặng v = Z1.p.n1/60000 = 23.31,75.96.11/60000 = 1,17 m/s Ft = 1000P/v = 1000.4,21/1,17 = 3598.29 N Fv = q.v2 = 3,8.1,172 = 5.2018 N Fo = 9,81.kf.q.a = 9.81 3.8 0.952 = 142.01 N Trong đó: kf = (bơ truyền nghiêng góc < 400) Do đó: s = = 14,1 Theo bảng 5.10 với n = 200 vòng/phút [s] = 14.1 Vậy s > [s] = 8,5 -> truyền xích đảm bảo đủ độ bền b Kiểm nghiệm bền tiếp xúc đĩa xích = 0,47 ≤ [бH] Trong đó: [бH] ứng suất tiếp xúc cho phép, , bảng 5.11, [бH] = 600 MPa E = 2,1.105 MPa A = 262 mm2 diện tích chiếu mặt tựa lề lăn, dựa vào bảng 5.12 kd = dùng cho xích dãy, hệ số tải trọng không Z1 = 23 => Kr = 0,444 Fvđ lực va đập dãy xích Fvđ = 13.10-7.n1.p3.m = 13.10-7.96.11.31,753.1 = 3.99 m số dãy xích Kđ = 1,2 hệ số tải trọng động (bảng 5.6)  = = 580.26 MPa ≤ [бH] = 600 thõa điều kiện Như dùng thép 45, cải thiện đạt độ rắn HB210 đạt ứng suất tiếp xúc cho phép [бH] = 600MPa, đảm bảo độ bền tiếp xúc cho đĩa Tương tự, [] ≤ [бH] (với vật liệu nhiệt luyện) Các thông số đĩa xích lực tác dụng lên trục a Đường kính đĩa xích Đường kính vòng chia đĩa xích xác định: dI = p/sin(π/z1) = 31,75/sin(π/23) =233,17 mm dII = p/sin(π/z2) = 31,75/sin(π/69) =697.57 mm da1 = p[0,5 + cotg(π/z1)] = 31,75[0,5 + cotg(π/23)] =246,87 mm da2 = p[0,5 + cotg(π/z2)] = 31,75[0,5 + cotg(π/69)] = 712,73 mm Với r = 0,5025d1 + 0,05 = 0,5025.19,05 +0,05 = 9,622 mm d1 = 19,05 (bảng 5.2) df1 = dI – 2r = 233,17 – 2.19,05 = 195,07 mm df2 = dII – 2r = 697.57 – 2.19,05 = 659,47 mm b Lực tác dụng lên trục Fr = kxFt kx = 1,15 hệ số trọng lượng xích nghiêng góc < 400 Ft lực vòng = 2795,45 N  Fr = 1,15.3598.29 = 4138.03 N CHƯƠNG 1.Tính Tốn cấp nhanh 1.1 Chọn vật liệu :  Đối với truyền kín ( hộp giảm tốc ) bánh trụ , hai cấp , chịu công suất nhỏ ( = 5,5 kW ) , cần chọn vật liệu nhóm I Vì nhóm I có độ rắn HB ≤ 350 , bánh cải thiện Nhờ có độ rắn thấp nên cắt dễ dàng xác sau nhiệt luyện , đồng thời truyền có khả chạy mòn Dựa vào bảng 6.1 ta chọn thép 45 loại thép thông dụng , rẻ tiền Với phương pháp cải thiện tra bảng 6.1 , ta thông số sau :  Bánh nhỏ : Thép 45 cải thiện đạt độ rắn HB1 241 285, ta chọn: HB1 = 245 có = 850 MPa, = 580 MPa ;  Bánh lớn : Thép 45 cải thiện đạt độ rắn HB2 192 240, ta chọn: HB2 = 200 có = 750 MPa, = 450 MPa 1.2 Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép ứng suất uốn cho phép : 1.2.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép = (6.1) Chọn sơ : =  Do ta có : =  Trong :  ứng suất tiếp xúc cho phép (MPa)  giới hạn mỏi tiếp xúc tương ứng với số chu kì sở (Tra bảng 6.2 ) ta : = 2.HB + 70 (MPa)  Giới hạn mỏi tiếp xúc tương ứng số chu kì sở bánh nhỏ : = 2.HB1 + 70 = 2.245 + 70 = 560 (MPa)  Giới hạn mỏi tiếp xúc tương ứng số chu kì sở bánh lớn : = 2.HB2 + 70 = 2.200 + 70 = 470 (MPa)  hệ số an tồn tính tiếp xúc mặt (Tra bảng 6.2) ta : = 1,1  hệ số tuổi thọ phụ thuộc vào ,,,  số chu kì làm việc tương đương đường mỏi tiếp xúc = 60.c ni.ti (6.7)  Trong :  c số lần ăn khớp trường hợp : c =  Tmax Mômen xoắn lớn mômen Ti  Ti , ni , ti mômen xoắn chế độ làm việc thứ i số vòng quay ,thời gian làm việc tính theo  Số chu kì làm việc tương đương bánh nhỏ : = 60.1 960.(13.0,7 + (0,7)3.0,3).28800= 133,19.107 (chu kì)  Số chu kì làm việc tương đương bánh lớn : = 60.1 268.15.( 13.0,7 + (0,7)3.0,3).28800 = 37,203.107 (chu kì)  số chu kì làm việc tương đương đường mỏi uốn = 60.c ni.ti (6.8)  Biết : mF bậc đường cong mỏi thử uốn mF = , độ rắn mặt HB ≤ 350 = 60.c ni.ti  Số chu kì làm việc tương đương bánh nhỏ : = 60.1 960.(16.0,7 + (0,7)6.0,3).28800 = 121,98.107(chu kì)  Số chu kì làm việc tương đương bánh lớn : = 60.1 268.15.(16.0,7 + (0,7)6.0,3).28800 = 34,07.107 (chu kì)  NHO số chu kì làm việc sở đường mỏi tiếp xúc NHO = 30 10 + Kx hệ số tập trung ứng suất trạng thái bề mặt , phụ thuộc vào gia công độ nhẵn bề mặt , tra bảng 10.8 sách thiết kế dẫn động tr.197 ta Kx = + Ky hệ số tăng bền bề mặt trục phụ thuộc vào phương pháp tăng bền bề mặt , tính vật liệu , tra bảng 10.9 sách thiết kế dẫn động tr.197,ở ta không dùng đến phương pháp tang bền bề mặt Ky = + hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng kích thước chi tiết trục đến giới hạn mỏi , tra bảng 10.10 sách thiết kế dẫn động tr.198 tùy theo ta chọn tiết diện chi tiết một: Tiết diện a-a: = 0,88 ; = 0,81 Tiết diện b-b: = 0,88 ; = 0,81 Tiết diện c-c: = 0,85 ; = 0,78 Tiết diện d-d: = 0,85 ; = 0,78 Tiết diện e-e: = 0,85 ; = 0,78 Tiết diện h-h: = 0,81 ; = 0,76 Tiết diện F: = 0,81 ; = 0,76 + Trị số hệ số Kσ Kτ tra theo bảng 10.12 sách thiết kế dẫn động tr.199 ứng với trục cắt ren , ta có : Kσ = 1,62 Kτ = 1,88  Các kết tính sau : *Trục I: Xét tiết diện (a – a) Đường kính trục da-a = db-b = 28, tra bảng 9.1a trang 173 ta có: Wa-a = = = 1824,9 mm3 Wo(a-a) = = = 3978,9 mm3 bxh=8x7 đó: b chiều rộng then (mm) 38 h chiều cao then (mm) t1 = mm Mu(a-a) = 54285, Mx = 35292,04 σa(a-a) = = 29,7 N/mm τm(a-a) = τa(a-a) = = = = 4,43 N/mm sσ(a-a) = = = 5,984 sτ(a-a) = = = 18,06 s(a-a) = = = 5,68 > Vậy tiết diện a – a đảm bảo độ an toàn cho phép *Trục 2: Xét tiết diện d-d Đường kính trục dd-d = 40, tra bảng 9.1a trang 173 ta có: Wd-d = = = 5361,25 mm3 Wo(d-d) = = = 11641,25 mm3 b x h = 12 x đó: b chiều rộng then (mm) h chiều cao then (mm) t1 = mm Mu(d-d) = 274187,9, Mx = 125162,9 σa(d-d) = = 51,14 N/mm τm(d-d) = τa(d-d) = = = = 5,38 N/mm sσ(d-d) = = = 3,365 39 sτ(d-d) = = = 14,6 sd-d = = = 3,28 > Vậy tiết diện d-d đảm bảo độ an toàn cho phép *Trục Xét tiết diện h-h Đường kính trục dh-h = 50, tra bảng 9.1a trang 173 ta có: Wd-d = = = 10740,8 mm3 Wo(h-h) = = = 23006,5 mm3 b x h = 14 x đó: b chiều rộng then (mm) h chiều cao then (mm) t1 = 5,5 mm Mu(h-h) = 224474, Mx = 324780,54 σa(h-h) = = 19,97 N/mm τm(h-h) = τa(h-h) = = = = 7,06 N/mm sσ(h-h) = = = 8,187 sτ(h-h) = = = 10,9 sh-h = = = 6,546 > Vậy tiết diện h-h đảm bảo độ an toàn cho phép Xét tiết diện F Đường kính trục dF = 45, tra bảng 9.1a trang 173 ta có: WF = = = 7606,76 mm3 Wo(F) = = = 16548,4 mm3 40 b x h = 14 x đó: b chiều rộng then (mm) h chiều cao then (mm) t1 = 5,5 mm Mu(F) = 252377,5, Mx = 324780,54 σa(F) = = 33,18 N/mm τm(F) = τa(F) = = = = 9,81 N/mm sσ(F) = = = 4,93 sτ(F) = = = 7,86 sF = = = 4,175 > Vậy tiết diện F đảm bảo độ an toàn cho phép *Kết luận: Vậy tất trục làm việc an toàn Chương V Then 5.1.Chọn loại then Then 5.2.Chọn kích thước tiết diện then theo đường kính trục - Kích thước then tra theo bảng 9.1a sách Thiết kế dẫn động trang 173 - Trị số momen cảm uốn xoắn tính theo cơng thức bang 10.6, sách Thiết kế dẫn động trang 196 - Các thông số then – momen xoắn tiết diện trục thể qua bảng: Tiết diện Đường kính d bxh t1 lt=(0,8…0,9)lm T a-a b–b c-c d-d e-e h-h G 28 28 34 40 34 50 40 8x7 8x7 10 x 12 x 10 x 14 x 12 x 4 5 5,5 48 48 48 60 48 60 56 35292,04 17646,02 125162,9 125162,9 125162,9 324780,5 324780,5 5.3.Kiểm nghiệm then 41 Điều kiện bền dập điều kiện bền cắt xác định sau: Trong đó: σd τc - ứng suất dập ứng suất cắt tính tốn d – đường kính trục T – momen xoắn trục lt , b, h, t – kích thước then [σd] = 100MPa - ứng suất dập cho phép tra bảng 9.5 sách thiết kế dẫn động trang 178 [τc] = 40…60 MPa - ứng suất cắt cho phép, với thép 45 chịu tải trọng va đập nhẹ *Tính tốn: - Tiết diện a-a với d = 28 mm  17,5 MPa ≤ [σd] =  6,564 MPa ≤ [τc] - Tiết diện b-b với d = 28 mm  8,75 MPa ≤ [σd] =  3,282 MPa ≤ [τc] - Tiết diện c-c với d = 34 mm  51,13 MPa ≤ [σd] =  15,33 MPa ≤ [τc] - Tiết diện d-d với d = 40 mm  34,76 MPa ≤ [σd]  = 8,7 MPa ≤ [τc] - Tiết diện e-e với d = 34 mm  51,13 MPa ≤ [σd]  = 15,33 MPa ≤ [τc] 42 - Tiết diện h-h với d = 50 mm  61,86 MPa ≤ [σd]  = 15,46 MPa ≤ [τc] - Tiết diện G với d = 40 mm  96,6 ≤ [σd]  = 24,16 MPa ≤ [τc] Chương VI Chọn Ổ Lăn I Trục I Các thông số ban đầu: - Đường kính vòng trong: dI = 25 mm - Số vòng quay: 1445 vòng/phút - Quay chiều, làm việc ca, tải va đập nhẹ - Thời gian làm việc Lh = 24000 Chọn loại ổ lăn Với tải trọng nhỏ có lực hướng tâm nên dùng ổ đỡ chặn cho hai ổ Chọn kích thước ổ lăn Với d = 25 mm nên ta chọn ổ cỡ nhẹ hẹp 46205 ( Trịnh Chất trang 255 Bảng P2.7 ) d = 25 mm D = 52 mm C = 12,4 kN Co = 8,5 kN Kiểm nghiệm khả tải ổ - Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ A = = 290 N - Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ B = = 650 N Vì FrB = 650 N > FrA = 290 N nên ta tiến hành kiểm nghiệm cho ổ chịu tải lớn với Fr = 650 N - Hệ số kể đến vòng quay (vòng quay) V = - Đối với ổ đỡ chịu lực hướng tâm khơng có lực dọc trục, dựa vào bảng 11.4 ta chọn: 43 + X = hệ số tải trọng hướng tâm + Y = hệ số tải trọng dọc trục - Hệ số xét đến ảnh hưởng nhiệt độ (tra bảng 11.2 sách Cơ sở thiết kế máy trang 392) ta được: Kt = với toC < 100 - Hệ số kể đến ảnh hưởng đặc tính tải trọng tải va đập nhẹ (tra bảng 11.3 sách Thiết kế dẫn động trang 215) ta kđ = - Tải trọng động quy ước ổ đỡ - chặn: Q = (XVFr + YFa)ktkđ = (1.1.650 + 0).1.1 = 650 N - Theo công thức (11.1) khả tải động là: Cd = Q = 650 = 8,298 kN < C = 12,4 kN đó: Q: tải trọng động quy ước L: tuổi thọ tính triệu vòng quay m: bậc đường cong mỏi thử ổ lăn, m = ổ bi L = 60nLh/106 = 60.1445.24000/106 = 2080,8 triệu vòng Vậy ổ bi đỡ chặn chọn phù hợp với khả tải động Với d = 25 mm D = 52 mm C = 12,4 kN Co = 8,5 Kn b = T = 16 mm Kiểm tra khả tải tĩnh ổ Hệ số tải trọng hướng tâm hệ số tải trọng dọc trục (bảng 11.6 sách Thiết kế dẫn động trang 221) với ổ bi đỡ chặn dãy, ta có Xo = 0,5 Yo = 0,28 - Tải trọng tĩnh quy ước: Qt = Qo.Fr + Yo.Fa = 0,5.650 + 0,28.345,6 = 421,768 N < 650 N => Qt = 650 N < Co = 8500 N Vậy ổ thõa mãn điều kiện bền tĩnh II Trục II Các thông số ban đầu: - Đường kính vòng trong: dII = 30 mm - Số vòng quay: 403,63 vòng/phút - Quay chiều, làm việc ca, tải va đập nhẹ - Thời gian làm việc Lh = 24000 44 Chọn loại ổ lăn Với tải trọng nhỏ có lực hướng tâm nên dùng ổ đỡ chặn cho hai ổ Chọn kích thước ổ lăn Với d = 30 mm nên ta chọn ổ cỡ nhẹ hẹp 36206 ( Trịnh Chất trang 255 Bảng P2.7 ) d = 30 mm D = 62 mm C = 18,2 kN Co = 13,3 kN Kiểm nghiệm khả tải ổ - Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ C = = 2146,5 N - Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ D = = 2146,5 N Vì FrC = FrD = 2146,5 N nên ta tiến hành kiểm nghiệm với Fr = 2146,5 N - Hệ số kể đến vòng quay (vòng quay) V = - Đối với ổ đỡ chịu lực hướng tâm khơng có lực dọc trục, dựa vào bảng 11.4 ta chọn: + X = hệ số tải trọng hướng tâm + Y = hệ số tải trọng dọc trục - Hệ số xét đến ảnh hưởng nhiệt độ (tra bảng 11.2 sách Cơ sở thiết kế máy trang 392) ta được: Kt = với toC < 100 - Hệ số kể đến ảnh hưởng đặc tính tải trọng tải va đập nhẹ (tra bảng 11.3 sách Thiết kế dẫn động trang 215) ta kđ = - Tải trọng động quy ước ổ đỡ - chặn: Q = (XVFr + YFa)ktkđ = (1.1.2146,5 + 0).1.1 = 2146,5 N - Theo cơng thức (11.1) khả tải động là: Cd = Q = 2,1465 = 17,9 kN < C = 18,2 kN đó: Q: tải trọng động quy ước L: tuổi thọ tính triệu vòng quay m: bậc đường cong mỏi thử ổ lăn, m = ổ bi L = 60nLh/106 = 60.403,63.24000/106 = 581,23 triệu vòng Vậy ổ bi đỡ chặn chọn phù hợp với khả tải động Với d = 30 mm D = 62 mm 45 C = 18,2 kN Co = 13,3 Kn b = T = 16 mm Kiểm tra khả tải tĩnh ổ Hệ số tải trọng hướng tâm hệ số tải trọng dọc trục (bảng 11.6 sách Thiết kế dẫn động trang 221) với ổ bi đỡ chặn dãy, ta có Xo = 0,5 Yo = 0,47 - Tải trọng tĩnh quy ước: Qt = Qo.Fr + Yo.Fa = 0,5.2146,5 + 0,47.345,6 = 1235,7 N < 2146,5 N => Qt = 2146,5 N < Co = 13300 N Vậy ổ thõa mãn điều kiện bền tĩnh III Trục III Các thông số ban đầu: - Đường kính vòng trong: dIII = 45 mm - Số vòng quay: 144,67 vòng/phút - Quay chiều, làm việc ca, tải va đập nhẹ - Thời gian làm việc Lh = 24000 Chọn loại ổ lăn Với tải trọng nhỏ có lực hướng tâm nên dùng ổ đỡ chặn cho hai ổ Chọn kích thước ổ lăn Với d = 45 mm nên ta chọn ổ cỡ nhẹ hẹp 36209 ( Trịnh Chất trang 255 Bảng P2.7 ) d = 45 mm D = 85 mm C = 30,4 kN Co = 23,6 kN Kiểm nghiệm khả tải ổ - Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ C = = 1614,9 N - Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ D = = 4956,7 N Vì FrF = 4956,7 > FrE = 1614,9 N nên ta tiến hành kiểm nghiệm với Fr = 4956,7 N - Hệ số kể đến vòng quay (vòng quay) V = - Đối với ổ đỡ chịu lực hướng tâm khơng có lực dọc trục, dựa vào bảng 11.4 ta chọn: + X = hệ số tải trọng hướng tâm 46 + Y = hệ số tải trọng dọc trục - Hệ số xét đến ảnh hưởng nhiệt độ (tra bảng 11.2 sách Cơ sở thiết kế máy trang 392) ta được: Kt = với toC < 100 - Hệ số kể đến ảnh hưởng đặc tính tải trọng tải va đập nhẹ (tra bảng 11.3 sách Thiết kế dẫn động trang 215) ta kđ = - Tải trọng động quy ước ổ đỡ - chặn: Q = (XVFr + YFa)ktkđ = (1.1.4956,7 + 0).1.1 = 4956,7 N - Theo công thức (11.1) khả tải động là: Cd = Q = 4,9567 = 29,38 kN < C = 30,4 kN đó: Q: tải trọng động quy ước L: tuổi thọ tính triệu vòng quay m: bậc đường cong mỏi thử ổ lăn, m = ổ bi L = 60nLh/106 = 60.144,67.24000/106 = 208,32 triệu vòng Vậy ổ bi đỡ chặn chọn phù hợp với khả tải động Với d = 45 mm D = 85 mm C = 30,4 kN Co = 23,6 kN b = T = 19 mm Kiểm tra khả tải tĩnh ổ Hệ số tải trọng hướng tâm hệ số tải trọng dọc trục (bảng 11.6 sách Thiết kế dẫn động trang 221) với ổ bi đỡ chặn dãy, ta có Xo = 0,5 Yo = 0,47 - Tải trọng tĩnh quy ước: Qt = Qo.Fr + Yo.Fa = 0,5.4956,7 + 0,47.0 = 2478,35 N < 4956,7 N => Qt = 4956,7 N < Co = 23600 N Vậy ổ thõa mãn điều kiện bền tĩnh Chương VII Chọn Khớp Nối I.Các thông số ban đầu Momen xoắn trục I: 35292,04 Nmm = 35,29 Nm Đường kính khớp nối: dkn = 20 mm Momen xoắn tính tốn: Tt = k.T ≤ [T] 47 = (1,2 ÷ 1,5).35,29 = (42,348 ÷ 52,935) < [T] = 63 Nm Trong đó: k – hệ số chế độ làm việc, phụ thuộc vào loại máy công tác T – momen xoắn danh nghĩa II.Chọn khớp nối nối trục đàn hồi Tra bảng 16.10a sách Thiết kế dẫn động Tập trang 68 ta có thơng số nối trục sau: T (Nm ) 63 d D dm L l d1 Do Z nmax B Bt l1 D3 l2 20 100 36 104 50 36 71 570 28 21 20 20 Tra bảng 16.10b kích thước vòng đàn hồi: T, Nm 63 dc 10 d1 M8 D2 15 l 42 l1 20 l2 10 l3 15 h 1,5 48 III.Kiểm nghiệm sức bền dập vòng đàn hồi Trong đó: - [σd] = MPa: ứng suất dập cho phép vòng cao su - k = 1,5: hệ số chế độ làm việc - Z – số chốt - Do – đường kính vòng tròn qua tâm chốt - dc – đường kính chốt - l3 – chiều dài tồn vòng đàn hồi = 1,657 Mpa < [σd] = Mpa Vậy trục nối thõa điều kiện bền dập IV.Kiểm nghiệm sức bền chốt ≤ [σu] Trong đó: - [σu] = 80 MPa: ứng suất cho phép chốt - lo = l1 + = 20 + = 25 σu = = 31,7 MPa < [σu] = 80 MPa Vậy chốt thõa mãn điều kiện bền Chương VIII Thiết Kế Vỏ Hộp Các Chi Tiết Phụ 49 I.Thiết kế vỏ hộp giảm tốc - Vỏ hộp giảm tốc có nhiệm vụ đảm bảo vị trí tương đối chi tiết phận máy, tiếp nhận tải trọng đo chi tiết lắp vỏ truyền đến, đựng dầu bôi trơn bảo vệ chi tiết tránh bụi - Vật liệu chế tạo vỏ hộp gang xám GX15-32 - Chọn bề mặt lắp ghép nắp hộp thân hộp qua đường tâm trục để lắp chi tiết thuận tiện dễ dàng Bề mặt ghép song song với mặt đế Tên gọi Chiều dày: - Thân hộp: δ - Nắp hộp: δ1 Gân tăng cứng - Chiều dày e: - Chiều cao h: - Độ dốc Đường kính: - Bu lơng nền, d1 - Bu lông cạnh ổ, d2 -Bu lông ghép bích nắp thân, d3 - Vít ghép nắp ổ, d4 - Vít ghép nắp cửa thăm, d5 Mặt bích ghép nắp thân: - Chiều dày bích thân hộp, S3 - Chiều dày bích thân hộp, S4 - Bề rộng bích nắp thân, K3 Kích thước gối trục - Đường kính ngồi tâm lỗ vít D3, D2 + Trục I + Trục II + Trục III - Tâm bu lơng cạnh ổ, Biểu thức tính tốn δ = 0,03aw +3 = 0,03.150 + = 7,5 Chọn mm δ1 = 0,9δ = 0,9.8 = 7,2mm Chọn 7,5 mm ( Chiều dày vỏ máy chọn bảng 10.6 sách Thiết kế chi tiết máy – Nguyễn Trọng Hiệp, Nguyễn Văn Lẫm tr.263) e = (0,8 ÷ 1)δ = 6,4 Chọn e = h < 58 Chọn h = 40mm khoảng 20 d1 > 0,04a + 10 > 12mm  d1 > 16 > 12mm Chọn d1 = 16mm d2 = (0,7 ÷ 0,8)d1 = 11,2 12,8 Chọn d2 = 12 mm d3 = (0,8 ÷ 0,9)d2 = 9,6 10.8 Chọn d3 = 10 mm d4 = (0,6 ÷ 0,7)d2 = 7,2 8,4 Chọn d4 = mm d5 = (0,5 ÷ 0,6)d2 = 7,2 Chọn d5 = mm S3 = (1,4 ÷ 1,8)d3 = 14 18 Chọn S3 = 15 mm S4 = (0,9 ÷ 1)S3 = 13,5 15 Chọn S4 = 14 mm K3 = K2 – (3 ÷ 5)mm = 37,5 – = 34,5 mm Tra bảng 18.2 sách Thiết kế dẫn động tập tr.88, ta được: Với D = 52 ta D3 = 80mm; D2 = 65mm Với D = 62 ta D3 = 90mm; D2 = 75mm Với D = 85 ta D3 = 125mm; D2 = 100mm E2 = 1,6d2 = 1,6.12 = 19,2 Chọn E2 = 19 mm 50 E2 C (k khoảng cách từ tâm bu lông đến mép lỗ - Bề rộng mặt ghép bu lông cạnh ổ, K2 - Chiều cao h: Mặt đế hộp: - Chiều dày: khơng có phần lồi S1 - Khi có phần lồi Dd, S1 S2 - 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 - Chiều dài hộp, L -Chiều rộng hộp, B R2 = 1,3d2 = 1,3.12 = 15,6 Chọn R2 = 15,5 mm K2 = E2 + R2 + (3 ÷ 5)mm = 19 + 15,5 + = 37,5 mm h xác định theo kết cấu, phụ thuộc tâm lỗ bu lông kích thước mặt tựa S1 = (1,3 ÷ 1,5)d1 = 20.8 24 Chọn S1 = 22 mm Dd xác định theo đường kính dao kht S1 = (1,4 ÷ 1,7)d1 = 22,4 27,2 Chọn S1 = 25 mm S2 = (1 ÷ 1,1)d1 = 16 17,6 Chọn S2 = 16 mm K1 = 3d1 = 48 mm q ≥ K1 + 2δ = 64 mm ∆ ≥ (1 ÷ 1,2)δ = 9,6 Chọn ∆ = δ = mm ∆1 ≥ (3 ÷ 5) = 24 40 Chọn ∆1 = 24 mm (còn phụ thuộc vào loại hộp giảm tốc, lượng dầu bôi trơn hộp) ∆ ≥ δ = mm L = 2(∆ + δ) + aw1 + aw2 +0,5[da1(I) + da2(III)] = 2.(8 + 8) + 150 + 150 + 0,5(70,35 + 226) = 480,2 mm B= *Nắp ổ Các nắp ổ với thông số vít ghép, đường kính nắp ổ (tra bảng 18.2 sách Thiết kế dẫn động tập II tr.88) D D2 D3 D4 h d4 Trục I 52 65 80 42 M6 Trục II 62 75 90 52 M6 Trục III 85 100 125 75 10 M8 51 Z 4 II.Thiết kế chi tiết phụ Bu lơng vòng Bu lơng vòng dùng để nâng hộp giảm tốc lắp rápcũng di chuyển hộp từ nơi đến nơi khác - Theo bảng 18.3b (sách Thiết kế dẫn động tập II trang 89), trọng lượng hộp giảm tốc Q = 300kg - Tra bảng 18.3a sách Thiết kế dẫn động tập II trang 89, chọn bu lơng M12 có kích thước sau: 54 30 25 13 28 Ø30 M12 Chốt định vị 52 ... 3 42, 2 N = Fly20 ∑mCx =  Fx 22 l 22 + Fx23 l23 + Fx24 l24 – Flx21.l21 =  538,8.61,5 + 3160,6.139 + 538,8 .21 6,5 - Flx21 .27 8 = => Flx21 = Flx20 = 21 19,1N 30 Fx24 Fx 22 Fz24 Fz 22 Fy24 D Flx21 Fy23... Fy23 e-e Fx23 d-d Fly21 Fy 22 c-c Flx20 C Fly20 l 22 = 61,5 l 23 = 139 l24 = 21 6,5 l21 = 27 8 106170. 82 615 92. 82 615 92. 82 21045.3 21 045.3 My 25 2797.9 130 324 .65 130 324 .65 Mx 125 1 62. 9 T 125 1 62. 9 31 ... Fy24 = Fy 22 = 23 3 N Fy23 = 1150,4 N Fx23 = 3160,6 N dc2 = 23 4,65 mm ∑mCy =  Fy 22. l 22 – Fz 22 - Fy23.l23 + Fy24.l24 + Fz24 + Fly21.l21 =  23 3.61,5 – 1150,4.139 + 23 3 .21 6,5 + Fly21 .27 8 = => Fly21