đồ án môn học thiết kế hệ thống truyền động cơ khí

Phần I: xác định công xuất động cơ và phân phối tỷ số truyền cho hệ thống truyền động Công suất cần thiết công suất tính toán P_tt=P_tđ=P_max √(((T_1T)2.t_1+(T_2T)2 t_2)(t_1+t_2 ))=4,5√(((TT)2.19+(0,7TT)2.20)(19+20))≈3,867 hiệu suât truyền động của hệ thống ɳ=ɳ_nt.〖ɳ_br〗2.〖ɳ_ol〗4.ɳ_x=0,98.〖0,98〗2.〖0,99〗4.0,93≈0,8408 với ɳ_nt=0,98 hiệu suất nối trục đàn hồi ɳ_br=0,98hiệu suất bộ truyền bánh rang trụ răng nghiêng ɳ_ol=0,99 hiệu suất một cặp ổ lăn ɳ_x=0.93 hiệu suất bộ truyền xích ống con lăn công suât cần thiết P_ct=P_ttɳ=3,8670,8408≈4,5992 xác định số vòng quay sơ bộ cảu động cơ Phần I: xác định công xuất động cơ và phân phối tỷ số truyền cho hệ thống truyền động Công suất cần thiết công suất tính toán P_tt=P_tđ=P_max √(((T_1T)2.t_1+(T_2T)2 t_2)(t_1+t_2 ))=4,5√(((TT)2.19+(0,7TT)2.20)(19+20))≈3,867 hiệu suât truyền động của hệ thống ɳ=ɳ_nt.〖ɳ_br〗2.〖ɳ_ol〗4.ɳ_x=0,98.〖0,98〗2.〖0,99〗4.0,93≈0,8408 với ɳ_nt=0,98 hiệu suất nối trục đàn hồi ɳ_br=0,98hiệu suất bộ truyền bánh rang trụ răng nghiêng ɳ_ol=0,99 hiệu suất một cặp ổ lăn ɳ_x=0.93 hiệu suất bộ truyền xích ống con lăn công suât cần thiết P_ct=P_ttɳ=3,8670,8408≈4,5992 xác định số vòng quay sơ bộ cảu động cơ Phần I: xác định công xuất động cơ và phân phối tỷ số truyền cho hệ thống truyền động Công suất cần thiết công suất tính toán P_tt=P_tđ=P_max √(((T_1T)2.t_1+(T_2T)2 t_2)(t_1+t_2 ))=4,5√(((TT)2.19+(0,7TT)2.20)(19+20))≈3,867 hiệu suât truyền động của hệ thống ɳ=ɳ_nt.〖ɳ_br〗2.〖ɳ_ol〗4.ɳ_x=0,98.〖0,98〗2.〖0,99〗4.0,93≈0,8408 với ɳ_nt=0,98 hiệu suất nối trục đàn hồi ɳ_br=0,98hiệu suất bộ truyền bánh rang trụ răng nghiêng ɳ_ol=0,99 hiệu suất một cặp ổ lăn ɳ_x=0.93 hiệu suất bộ truyền xích ống con lăn công suât cần thiết P_ct=P_ttɳ=3,8670,8408≈4,5992 xác định số vòng quay sơ bộ cảu động cơ Phần I: xác định công xuất động cơ và phân phối tỷ số truyền cho hệ thống truyền động Công suất cần thiết công suất tính toán P_tt=P_tđ=P_max √(((T_1T)2.t_1+(T_2T)2 t_2)(t_1+t_2 ))=4,5√(((TT)2.19+(0,7TT)2.20)(19+20))≈3,867 hiệu suât truyền động của hệ thống ɳ=ɳ_nt.〖ɳ_br〗2.〖ɳ_ol〗4.ɳ_x=0,98.〖0,98〗2.〖0,99〗4.0,93≈0,8408 với ɳ_nt=0,98 hiệu suất nối trục đàn hồi ɳ_br=0,98hiệu suất bộ truyền bánh rang trụ răng nghiêng ɳ_ol=0,99 hiệu suất một cặp ổ lăn ɳ_x=0.93 hiệu suất bộ truyền xích ống con lăn công suât cần thiết P_ct=P_ttɳ=3,8670,8408≈4,5992 xác định số vòng quay sơ bộ cảu động cơ Phần I: xác định công xuất động cơ và phân phối tỷ số truyền cho hệ thống truyền động Công suất cần thiết công suất tính toán P_tt=P_tđ=P_max √(((T_1T)2.t_1+(T_2T)2 t_2)(t_1+t_2 ))=4,5√(((TT)2.19+(0,7TT)2.20)(19+20))≈3,867 hiệu suât truyền động của hệ thống ɳ=ɳ_nt.〖ɳ_br〗2.〖ɳ_ol〗4.ɳ_x=0,98.〖0,98〗2.〖0,99〗4.0,93≈0,8408 với ɳ_nt=0,98 hiệu suất nối trục đàn hồi ɳ_br=0,98hiệu suất bộ truyền bánh rang trụ răng nghiêng ɳ_ol=0,99 hiệu suất một cặp ổ lăn ɳ_x=0.93 hiệu suất bộ truyền xích ống con lăn công suât cần thiết P_ct=P_ttɳ=3,8670,8408≈4,5992 xác định số vòng quay sơ bộ cảu động cơ Phần I: xác định công xuất động cơ và phân phối tỷ số truyền cho hệ thống truyền động Công suất cần thiết công suất tính toán P_tt=P_tđ=P_max √(((T_1T)2.t_1+(T_2T)2 t_2)(t_1+t_2 ))=4,5√(((TT)2.19+(0,7TT)2.20)(19+20))≈3,867 hiệu suât truyền động của hệ thống ɳ=ɳ_nt.〖ɳ_br〗2.〖ɳ_ol〗4.ɳ_x=0,98.〖0,98〗2.〖0,99〗4.0,93≈0,8408 với ɳ_nt=0,98 hiệu suất nối trục đàn hồi ɳ_br=0,98hiệu suất bộ truyền bánh rang trụ răng nghiêng ɳ_ol=0,99 hiệu suất một cặp ổ lăn ɳ_x=0.93 hiệu suất bộ truyền xích ống con lăn công suât cần thiết P_ct=P_ttɳ=3,8670,8408≈4,5992 xác định số vòng quay sơ bộ cảu động cơ

Phần I: xác định công xuất động cơ và phân phối tỷ số truyền cho hệ thống truyền động

Công suất cần thiết

-công suất tính toán

với ɳ nt=0,98 hiệu suất nối trục đàn hồi

ɳ br=0,98hiệu suất bộ truyền bánh rang trụ răng nghiêng

ɳ ol=0,99 hiệu suất một cặp ổ lăn

ɳ x=0.93 hiệu suất bộ truyền xích ống con lăn

-công suât cần thiết

-tỷ số truyền của bộ truyền xích:u x=2

-tỷ số truyền sơ bộ của hệ thống

u sb=uh .u x=18.2=36

Vận tốc sơ bộ của động cơ

v sb=usb n=36.40=1440(vg/ph)

-chọn đông cơ điện

Động cơ điện cso thôn số phải thỏa

-Phân phối tỷ số truyền

-tỷ số truyền chung của hệ thống

u ht=n đc

n lv=

1425

40 =35,625

u1tỷ số truyền của bánh răng cấp nhanh

u2tỷ số truyền của bánh răng cấp chậm

P2= P max

ɳ ol2 n br ɳ x=

4,5 0,99 2 0,98.0,93≈5,0377 Kw

P1= P max

ɳ ol3.ɳ br2 ɳ x=

4,5 0,993 0,982.0,93≈ 5,1924 Kw

P đc= P max

ɳ ol4 ɳ br2 ɳ x ɳ nt=

4,5 0,99 4 0,982 0,93 0,98≈ 5,3519 Kw

-tính toán momen xoán trên các trục

Số vòng quay của đĩa xích nhỏ:n3=90,48(vg/ph)

Vì số vòng quay thấp tải trong va đập nhẹ nên chọn loai xích ống con lăn-thông số bộ truyền

Theo bảng 5.4 tài liệu (2) với u=2,2619

k bt=1,8 môi trường có bụi, chế độ bôi trơn III

Theo bảng 5.5 tài liệu 2 với n01=50(vg/ph) chọn bộ truyền xích 1 dãy có bước xích

p=38,1 mm thỏa mản điều kiện bền mòn P t< ¿[P]=10,5kw

Đồng thời theo bảng 5.8 =P c=38,1mm<P max=50,88mm

a =

2.1143 38.1 +

Theo bảng 5.10 với n=200vg/ph, [s]=8,5 Vậy s>[s]: bộ truyền xích đảm bảo

da1=p[0,5+cotg(π/z1)]=276,2mm;

da2=p[0,5+cotg(π/z2)]=591,53mm đường kính đáy

df1=d1-2r=234,08mm

df2=d2-2r=557,11 mm

bán kính đáy r=0,5025d1+0,05=0,5025.19,05+0,05≈9,62mm và

d1=19,05mm bảng 5.2 sách (2))-Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích theo công thức (5.18) tài liệu (2):

E=2E1E2/(E1+E2)= 2,1.105 Mpa

A= 446 mm2: diện tích của bản lề (bảng 5.12 sách (2))

⇒ σ H1=355,12 ≤[σH1] Do đó ta dùng thép 45 tôi cải thiện HB170 có

[σ H]=500MPa> σH1sẽ đảm bảo độ bền tiếp xúc cho răng đĩa 1

E=2E1E2/(E1+E2)= 2,1.105 Mpa

kx =1,15 hệ số kể đến trọng lượng xích, khi bộ truyền nằm ngang

2.1 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG:

Thông số kĩ thuật:

- Thời gian phục vụ: L=3 năm

- Quay 1 chiều, tải va đập nhẹ, 300 ngày/ năm, 2 ca/ngày, 8 tiếng/ ca

- Cặp bánh răng cấp nhanh (bánh răng trụ răng nghiêng) :

 Tỷ số truyền : u1= 4,5

 Số vòng quay trục dẫn: n1=1425 (vòng/phút)

 Momen xoắn T trên trục dẫn: T1=34789,19 Nmm

- Cặp bánh răng cấp chậm (bánh răng trụ răng nghiêng) :

 Tỷ số truyền: ubr2= 3,5

 Số vòng quay trục dẫn: n2=316,67 (vòng/phút)

 Momen xoắn T trên trục dẫn: T2=151924,83 Nmm

2.1.1 Cặp bánh răng trụ răng nghiêng cấp

Theo bảng 6.2 tài liệu (2) với thép 45, tôi cải thiện:

 Giới hạn mỏi tiếp xúc: σ0Hlim; SH=1,1

 Ứng suất tiếp xúc cho phép :

- Tính toán sơ bộ :[σ H]= ¿ σ0H lim 1 K HL1

s H với s H=1,1 (Thép 45 tôi cải thiện)

H lim 4

K HL2

s H

=550 11,1=500 ( MPa )

T2=151924,83 Nmm: momen xoắn trên trục bánh chủ động.

ψ ba=0,4 tra bảng 6.6 tài liệu (2)

ψ bd=0,53ψba(u2± 1)=0,53.0,4 (3,5+1)=0,954

K Hβ=1,065:trị số phân bố không đều tải trọng trên chiều rông vành răng Với

ψ bd=0,954 sơ đồ 4 tra bảng 6.7 tài liệu (1)

Với kết quả aw tính được ta chọn khoảng cách trục tiêu chuẩn a w =160mm Xác định các thông số ăn khớp:

 m n=(0,01 ÷ 0,02) aw=1,6 ÷ 3,2 (mm), theo bảng trị số tiêu chuẩn 6.8 tài liệu (1) chọn

m n=2 (mm)

 Chọn sơ bộ góc nghiêng răng β=1 00

 Theo (6.31) tài liệu (2) số răng bánh nhỏ:

2.1.1.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

Theo công thức (6.33) tài liệu (1) ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:

σ H=Z M Z H Z ε

d w 1 √2 T2K H(u m+ 1)

b w u2

Với: β b: góc nghiêng răng trên hình trụ cơ sở

β b=acrtg[c os(α t) tgβ]=acrtg[c os(20,230).tg 9,070] = 8,520

với bánh răng nghiêng không dịch chỉnh

- Công thức bảng 6.11 tài liệu (2)

- Với v=1.18 (m/s) < 2,5 (m/s) theo bảng 6.13 tài liệu (*) dùng cấp chính xác 9

ta chọn K Hα=1,13

- Theo ct (6.42) tài liệu (2), ta có:

- ν H=δH g0 v √a w/um=0,002.73 1,18√160 /3,514=1,163

- với δ H=0,002: hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp (bảng 6.15 tài liệu (2)); g0=73: hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng bánh 1 và 2 (bảng 6.16 tài liệu (2))

- K Hv=1+ v H b w d w 3

2 T2 K Hβ K Hα=1+

1,163.64 70,891 2.151924,83.1,065 1,13=1,02

64.3,5 =447,68 MPa (1)

 Theo (6.1) với v=1,18 (m/s) < 5 (m/s), Zv=0,85, với cấp chính xác động học là

9, chọn cấp chính xác về mực tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công độ nhám

Ra=2,5μm do đó Zm do đó ZR=0,95; với vòng đỉnh bánh răng da<700mm, KxH=1, do đó theo (6.1) và (6.1a) tài liệu (*):

¿

Như vậy từ (1) và (2) ta có: σ H<[σH], cặp bánh răng đảm bảo độ bền tiếp xúc

2.1.1.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

- Điều kiện bền uồn σ F=2T2Y F1F t K F Y ε Y β

cos 3β=

123 cos 3 9,07 0 =127,73

Theo bảng 6.7 tài liệu (2),K Fβ=1,15;

theo bảng 6.14 với v=1,18 (m/s) < 5 (m/s) và cấp chính xác 8, K Fα=1,37, theo

Vậy K F=K Hβ K Hα K HV=1,15.1,37.1,033=1,627

Hệ số dạng răng Y F theo bảng 6.18 tài liệu (2)

Đối với bánh dẫn: Y F 1=3,74

Đối với bánh bị dẫn:Y F 2=3,6

140 =0,935: hệ số kể đến độ nghiêng của răng.

Với m=2 mm, YS=1,08 – 0,0695ln(2)=1,03; YR=1 (bánh răng phay); KxF=1 (da<400mm), do đó theo (6.2) và (6.2a) tài liệu (2):

2.1.1.6 Kiểm nghiệm răng về quá tải:

Với hệ số quá tải: Kqt=Tmax/T=1,8

 Theo (6.48) tài liệu (1) ứng suất tiếp quá tải:

 Theo (6.49) tài liệu (1):

Góc ăn khớp

α w=20,190

2.1.2 Cặp bánh răng trụ răng nghiêng cấp

7

(chu kì)

Theo bảng 6.2 tài liệu (2) với thép 45, tôi cải thiện:

 Giới hạn mỏi tiếp xúc: σ0Hlim; SH=1,1

 Ứng suất tiếp xúc cho phép :

- Tính toán sơ bộ :[σ H]= ¿ σ0H lim 1 K HL1

s H với s H=1,1 (Thép 45 tôi cải thiện)

H lim 2

K HL2

s H =550

1 1,1=500 ( MPa)

Ka=43: hệ số phụ thuộc vào vật liệu cặp bánh răng và loại răng (Bảng 6.5 tài liệu (2))

T2=34798,19 Nmm: momen xoắn trên trục bánh chủ động

ψ ba=0,3 tra bảng 6.6 tài liệu (2)

ψ bd=0,53ψba(u1± 1)=0,53.0,3 (4,5+1)=0,8745

K Hβ=1,131:trị số phân bố không đều tải trọng trên chiều rông vành răng Với

ψ bd=0,8745 sơ đồ 4 tra bảng 6.7 tài liệu (2)

Với kết quả aw tính được ta chọn khoảng cách trục tiêu chuẩn a w =130mm Xác định các thông số ăn khớp:

 m n=(0,01 ÷ 0,02) aw=1,3 ÷ 2,6 (mm), theo bảng trị số tiêu chuẩn 6.8 tài liệu (2) chọn

m n=2 (mm)

 Chọn sơ bộ góc nghiêng răng β=1 00

 Theo (6.31) tài liệu (2) số răng bánh nhỏ:

0

2.1.2.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

Theo công thức (6.33) tài liệu (2) ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:

Với: β b: góc nghiêng răng trên hình trụ cơ sở

β b=acrtg[c os(α t) tgβ]=acrtg[c os(20,5820).tg 14,250]= 13,3740

với bánh răng nghiêng không dịch chỉnh

Theo tiêu chuẩn TCVN 1065-71 α=2 00

 Z ε: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, xác định như sau:

- Do đó theo công thức (6.36c) tài liệu (2):Z ε=√ε1α=√1,6571 =0,777

 K H - hệ số tải trọng khi tính tiếp xúc: Theo CT (6.39) tài liệu (2):

- Công thức bảng 6.11 tài liệu (2)

- Với v=3,54 (m/s) < 4 (m/s) theo bảng 6.13 tài liệu (2) dùng cấp chính xác 9 ta

- K Hv=1+ v H b w d w 1

2 T1 K Hβ K Hα=1+

2,785.39 47,46 2.34789,19.1,131 1,16=1,056

- Bề rộng vành răng : b w=aw ψ ba=130.0,3=39 (mm)

- Vậy K H=K Hβ K Hα K HV=1,131.1,16 1,056=1,385

σ H=Z M Z H Z ε

d w 1 √2 T1K H(u m+ 1)

b w u m ¿

274.1,71.0,77 47,46 √2.34798,19.1,385 (4,5+1)

39.4,5 =423,98 MPa(1)

 Theo (6.1) với v=3,54 (m/s) < 5 (m/s), Zv=1, với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mực tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công độ nhám

Ra=2,5μm do đó Zm do đó ZR=0,95; với vòng đỉnh bánh răng da<700mm, KxH=1, do đó theo (6.1) và (6.1a) tài liệu (2):

[σ H]=[σ H] Z V Z R K xH=513,64.1.0,95 1=487,96 Mpa(2)

Như vậy từ (1) và (2) ta có: σ H<[σH], cặp bánh răng đảm bảo độ bền tiếp xúc

2.1.2.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

- Điều kiện bền uồn σ F=2T1Y F1F t K F Y ε Y β

cos 3β=

103 cos 3 14,25 0 = 113,12

Theo bảng 6.7 tài liệu (2),K Fβ=1,2698;

theo bảng 6.14 với v=3,54 (m/s) < 5 (m/s) và cấp chính xác 9, K Fα=1,4, theo (6.47)tài liệu (2) hệ số

Y β=1− β

0

140=1−

14,250

140 =0,898: hệ số kể đến độ nghiêng của răng

Với m=2 mm, YS=1,08 – 0,0695ln(2)=1,032; YR=1 (bánh răng phay); KxF=1 (da<400mm), do đó theo (6.2) và (6.2a) tài liệu (2):

[σF 1]=[σ F 1].Y R .Y S K xF=262,29.1 1,032.1=270,68 Mpa

[σF 2]=[σ F 2].Y R .Y S K xF=246,86.1 1,032.1=254,76 Mp a

Độ bền uốn tại chân răng:

2.1.2.6 Kiểm nghiệm răng về quá tải:

Với hệ số quá tải: Kqt=Tmax/T=1,8

 Theo (6.48) tài liệu (2) ứng suất tiếp quá tải:

 Theo (6.49) tài liệu (2):

 σ Hmax=[σ H].√K qt=468,64.√1,8=628,75<[σ H]max

σ F 1 max=σF 1 K qt=77,45.1,8=139,41<[σ F]max=464 MPa

σ F 2 max=σF 2 K qt=73,37.1,8<[σ F]max=360 MPa

2.1.2.7 Bảng thông số và kích thước bộ truyền:

k :số thứ tự hộp giảm tốc

i : số thứ tự của tiết diện trục trên đó lắp các chi tiết có tham gia truyền

tải trọng

i=0 và 1 :các tiết diện trục lắp ổ

i=2.s : với s là số chi tiết quay

l k1 : khoảng cách trục giữa các gối đỡ 0 và 1 trên trục thứ k

l ki : khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện thứ i trên trục thứ k

l mki : chiều dài mayo của chi tiết quay thứ i (lắp trên tiết diện i) trên trục

l cki : khoảng công-xôn trên trục thứ k, tính từ chi tiết thứ i ở ngoài hộp giảmtốc trên gối đỡ

b ki : chiều rộng vành bánh răng thứ i trên trục k

Vẽ sơ đồ lực tác dụng lên bộ truyền

Thông số thiết kế: Moment xoắn trên các trục:

 Trục I : T1=34798,19 Nmm

 Trục II : T2=151924,83 Nmm

 Trục III : T3=515877,32 Nmm

Chọn vật liệu và xác định sơ bộ đường kính trục:

Thép 50 tôi cải thiện có σ b=750 MPa,

ứng suất xoắn cho phép [τ] =15−30 MPa

 Xác định sơ bộ đường kính trục theo 10.9

Trục II : d2=35 (mm );b2=21 (mm)

Trục III: d2=50 (mm );

2.2.1 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực:

 k1=10 (mm) : khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay

 k2=5 (mm) : khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp

 k3=10 (mm) : khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ

 h n=15 (mm) : chiều cao nắp ổ và đầu bu-lông

 Cặp bánh răng cấp nhanh:

- Lực vòng: F t 1=Ft 2=2T1

dw1=

2.34789,19 47,46 =1466,42 N

- Lực hướng tâm: F r 1=F r 2=F t 1 tga tw

- Lực hướng tâm: F r 3=F r 4=F t 3 tga tw

Theo kết cấu ta chọn đường kính các đoạn trục như sau (Hình vẽ trên):

d30=d33=50 mm; d31=52 mm; d34=46 mm d32=55 mm

2.2.4 Chọn và kiểm nghiệm then:

 Dựa theo bảng 9.1a tài liệu (2), chọn kích thước then b × h theo tiết diện lớn nhất của trục

 Chọn chiều dài l t của then theo tiêu chuẩn, nhỏ hơn chiều dài mayo l m=5 ÷ 10 mm

 Kiểm nghiệm then theo độ bền dập và độ bền cắt then bằng

5

40

53

1

2 8 5 45,93 13,78

151924,83

III

9

63

47

16

56

1

4 9 5,5 91,55 22,895

515877,32

Các mặt cắt trên đều thỏa điều kiện bền dập và cắt

o [s] hệ số an toàn cho phép Thông thường [s] = 1,5 … 2,5

o s σ, s τ hệ số an toan toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp, ứng suất tiếp

o σ b=750 ( MPa) : giới hạn bền của vật liệu với thép 50 tôi cải thiện

o K σ=1,95 ; Kτ=1,8: hệ số xét đến sự ảnh hưởng của sự tập trung ứng suất đến độ bền mỏi (bảng 10.12 tài liêu (1))

o σ a ,σ m , τ a , τ m : biên độ và giá trị trung bình của ứng suất

o Do tất cả các trục của hộp giảm tốc đều quay nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng σ m=0 ;σa=M

W với W là moment cản uốn, M là moment uốn tổng

o Do trục quay 1 chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động

o τa= τ max

2 =

T 2W0với W0 là moment cản xoắn, T là moment xoắn

o ψ σ=0,1 ;ψτ=0,05 : hệ số xét đến ảnh hưởng của ứng suất trung bình đến độ bền mỏi (bảng 10.7 tài liêu (1))

o ε σ , ε τ : hệ số kích thước (bảng 10.10 tài liệu (1))

Tiết

11 2,79 6,44 11,5

8

0,81

32 12271,

10,88

0,81

0,76

33 8183,1 17739,1 0 15,1 0,8

30,77

Tỉ số K σ /ε σ do Tỉ số K τ /ε τ do K σd K τd s σ s τ s

Rãnh then

Lắp căng

Rãnh then

Lắp căng

- Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ A: F R A=√R2AX+R2AY=√892.772+ 463,842=1006,1 N

- Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ B: F B R

 Chọn hệ số X, Y:

- Chọn V=1 ứng với vòng trong quay.

- Lực dọc trục tác động vào ổ A, B do lực hướng tâm FR gây ra:

F ta2

V F B R=

30,32 1.455,75=0,06<e nên ta chọn X=1 và Y=0

 Tải trọng quy ước:

- Tại A:

Q A= (XV F r+Y F a)K t K σ ,=(0,45.1 1006,1+1,62.527,42).1 1,2=1568,8 ( N )

- Tại B: Q B= (XV F r+Y Fa)K t K σ=(1.1 455,75+0.30,32).1 1,2=546,9 ( N )

Với: K t=1 : hệ số ảnh hưởng của nhiệt độ

K đ=1,2 : hệ số kể đến đặc tính tải trọng Trang bảng 11.3 tài liệu (1) với tải trọng va đập nhẹ

Từ kết quả trên ta thấy rằng ổ A chịu tải trọng lớn hơn nên ta tính toán theo ổ A

 Thời gian làm việc:

Với ổ đỡ 1 dãy X0=0,5; Y0=0,47 Bảng 11.6 tài liệu (1)

Như vậy Q0<C0=12,2 103(N) nên ổ đảm bảo điều kiện bền tĩnh

 Số vòng quay tới hạn của ổ:

- Theo bảng 11.7 tài liệu (1) với ổ bi đỡ chặn bôi trơn bằng mỡ: [D pw n]=4.1 05

- Đường kính tâm con lăn: D pw=D+d

 Chọn hệ số X, Y:

- Chọn V=1 ứng với vòng trong quay.

- Lực dọc trục tác động vào ổ A, B do lực hướng tâm FR gây ra:

F ta2

V F B R= 975,14

1.3587=0,27<e nên ta chọn X=1 và Y=0

 Tải trọng quy ước:

- Tại A: Q A= (XV F r+Y F a)K t K σ=(0,43 1 2257,9+ 2356,76).1 1,12=3993,2 ( N )

- Tại B: Q B= (XV F r+Y Fa)K t K σ=(1.1 3587+0.975,14 ).1 1,12=4304,4 ( N )

Với: K t=1 : hệ số ảnh hưởng của nhiệt độ

K σ=1,2 : hệ số kể đến đặc tính tải trọng Trang bảng 11.3 tài liệu (*) với tải trọng va đập nhẹ

Từ kết quả trên ta thấy rằng ổ B chịu tải trọng lớn hơn nên ta tính toán theo ổ B

 Thời gian làm việc:

{¿Q0=X0F r+Y0F a=0,5.3587 +0,45.975,14=2,2( kN ) ,

¿Q0=F r=3587 (kN ) ⇒Q0=25,2 (kN )

Với ổ đỡ - chặn α=260 ta chọn X0=0,5; Y0=0,45

Như vậy Q0<C0=3587(kN ) nên ổ đảm bảo điều kiện bền tĩnh

 Số vòng quay tới hạn của ổ:

- Theo bảng 11.7 tài liệu (1) với ổ bi đỡ chặn bôi trơn bằng mỡ: [D pw n]=2,5.1 05

- Đường kính tâm con lăn: D pw=D+d

 Chọn hệ số X, Y:

- Chọn V=1 ứng với vòng trong quay.

- Lực dọc trục tác động vào ổ A, B do lực hướng tâm FR gây ra:

S A=e FR A

=0,57.2187,3=1246,8 N S B=e FB R=0,57 5485,3=3126,6 N

- Tổng lực dọc trục tác động lên các ổ:

F ta2

V F B R=

1931,1 1.5485,3=0,35<e nên ta chọn X=1 và Y=0

 Tải trọng quy ước:

- Tại A: Q A= (XV F r+Y F a)K t K σ=(0,43 2187,3+1.2442,32)1.1,12=4059,4 ( N )

- Tại B: Q B= (XV F r+Y Fa)K t K σ=(1.1 5485,3+0) 1.1,12=6582,4 ( N )

Với: K t=1 : hệ số ảnh hưởng của nhiệt độ

K σ=1,2 : hệ số kể đến đặc tính tải trọng Trang bảng 11.3 tài liệu (*) với tải trọng va đập nhẹ

Từ kết quả trên ta thấy rằng ổ B chịu tải trọng lớn hơn nên ta tính toán theo ổ B

 Thời gian làm việc:

Như vậy Q0<C0=44,8(kN ) nên ổ đảm bảo điều kiện bền tĩnh

 Số vòng quay tới hạn của ổ:

- Theo bảng 11.7 tài liệu (1) với ổ bi đỡ chặn bôi trơn bằng mỡ: [D pw n]=3,5.1 05

- Đường kính tâm con lăn: D pw=D+d

20

10

Vậy vòng đàn hồi và chốt thỏa điều kiện bền

PHẦN 3: CHỌN THÂN MÁY, BULONG, CÁC CHI TIẾT PHỤ, DUNG

- Hộp giảm tốc bao gồm: thành hộp, nẹp hoặc gân, mặt bích, gối đỡ, …

- Bề mặt lắp ghép giữa nắp và thân được cạo sạch hoặc mài để lắp sít, khi lắp

có một lớp sơn mỏng hoặc sơn đặc biệt

- Chọn bề mặt ghép nắp và thân: song song mặt đế

- Mặt đáy về phía lỗ tháo dầu với độ dốc khoảng 20 và ngay tại chỗ tháo dầulõm xuống

1.2 Xác định kích thước vỏ hộp:

Chiều dày: - Thân hộp, 

- Nắp hộp, 1

 = 0,03a + 3 = 8 mm

1 = 0,9 = 7 mmGân tăng cứng: - Chiều dày, e

- Chiều cao, h

- Độ dốc

e = (0,8  1) = 8 mm

h < 58 mmkhoảng 2oĐường kính: