TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG VỚI HGT 2 CẤP ĐỒNG TRỤC CHO THÙNG TRỘN

hop giam toc dong truc

TÍNH TỐN THIẾT KẾ HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG VỚI HGT CẤP ĐỒNG TRỤC CHO THÙNG TRỘN MỤC LỤC Phần 1: Chọn động phân phối tỉ số truyền 1.1 Chọn động điện 1.2 Phân phối tỉ số truyền Phần 2: Tính tốn thiết kế chi tiết máy 2.1 Thiết kế xích 2.2 Thiết kế bánh 2.3 Tính tốn trục 15 2.4 Tính tốn chọn ổ lăn 27 2.5 Thiết kế vỏ hộp 32 2.6 Các chi tiết phụ 34 2.7 Bảng dung sai lắp ghép 34 Phần 1: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN 1.1 CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN: Thiết kế hệ thống truyền động máy khuấy bột nhão đảm bảo yêu cầu công suất trục cánh khuấy kW, số vòng quay trục cánh khuấy 50 vòng/ phút, thời gian phục vụ năm, quay chiều, làm việc ca, tải trọng va đập nhẹ (một năm làm việc 300 ngày, ca làm việc giờ) Chế độ tải trọng cho hình sau: Trong T1 = T, T2 = 0,7T T T1 t1 = 54, t2 = 16 T2 Để thoả mãn yêu cầu ta sử dụng hộp giảm tốc đồng trục làm giảm vận tốc từ động vào trục cánh khuấy Hộp giảm tốc có đặc điểm t đường tâm trục vào trục trùng t1 Do giảm bớt chiều dài t2 hộp giảm tốc, giúp cho việc bố trí gọn cấu Tuy nhiên sử dụng hộp giảm tốc đồng trục ta nên lưu ý đến số khuyết điểm nó: • Khả tải cấp nhanh khơng dùng hết tải trọng tác dụng vào cấp chậm lớn cấp nhanh khoảng cách trục hai cấp • Phải bố trí ổ trục đồng tâm bên hộp giảm tốc, làm phức tạp kết cấu gối đỡ gây khó khăn cho việc bơi trơn ổ • Khoảng cách gối đỡ trục trung gian lớn nên muốn đảm bảo trục đủ bền đủ cứng phải tăng đường kính trục Cơng suất công tác: Pct = 5kW Công suất động cơ: Pdc = Pct η Bộ truyền xích để hở:η x = 0,9 Bộ truyền bánh trụ: η br = 0,96 Hiệu suất ổ lăn: η ol = 0,99 Hiệu suất chung: ⇒ η = η x η ol η br ( với bốn cặp ổ lăn hai cặp bánh răng) Suy ra: η = η x ηol ηbr = 0,9.0, 994.0,962 = 0, 797 Pdc = Pct η = = 6,27 kW 0,797 Chọn cơng suất động cơ: 7,5 kW Số vịng quay phận cơng tác: 50 vịng/phút Động Số vịng quay Tỉ số truyền Bộ truyền Bộ truyền xích 4A112M2Y3 4A132S4Y3 4A132M6Y5 4A160S8Y3 chung 58,44 29,1 19,36 14,6 2922 1455 968 730 bánh 11,2 6,3 2,5 Với tỉ số truyền ta chọn động 4A132M6Y5 4,1 3,7 3,092 4,588 có số vịng quay 968 vịng/phút 1.2 PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN: Sơ chọn u x = 2,5 Tỷ số truyền hộp giảm tốc: uh = 19,36 = 7, 74 2,5 Tỷ số truyền bánh răng: u1 = u = u h = 2,78 hộp giảm tốc đồng trục Chọn u1 = u = 2,8 tỷ số truyền tiêu chuNn Thử lại số vịng quay phận cơng tác : 968 = 49,39 vòng/phút thỏa với yêu 2,8.2,8.2,5 cầu đặt 50 vịng/phút Theo thơng số vừa chọn ta lập bảng đặc tính kỹ thuật sau: BẢNG ĐẶC TÍNH KỸ THUẬT CỦA HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG Trục Động I II III 6,27 5,96 5,67 Thông số Công suất (kW) Tỷ số truyền 2,8 2,8 2,5 Momen xoắn (Nmm) 61911,63 164754,3 438430,9 976604,9 Số vòng quay (v/ph) 968 345,7 123,5 49,4 Phần 2: TÍNH TỐN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY 2.1.THIẾT KẾ XÍCH - Số liệu ban đầu: Cơng suất P (kW) 5,67 Số vịng quay bánh dẫn n1 (vg/ph) 123,5 438430,9 Mômen xoắn T1 (Nmm) Tỷ số truyền u 2,5 Điều kiện làm việc: quay chiều, làm việc ca, tải va đập nhẹ - Tính tốn thiết kế: Chọn loại xích lăn dãy Chọn số đĩa xích dẫn theo công thức: z1 = 29 − 2u = 29 − 2.2, = 24 Tính số đĩa xích lớn theo cơng thức: z2 = z1u = 24.2,5 = 60 raêng Vậy thỏa điều kiện Zmax < (100 ¸ 130) Khi tỷ số truyền xác tuyền xích : u= z2 60 = = 2,5 z1 24 Ta có hệ số điều kiện sử dụng xích: K = K K a K dc K b K r K lv = 1.1.1.1.1.1 = đó: K0 = - hệ số kể đến ảnh hưởng vị trí truyền Ka = 1- hệ số kể đến khoảng cách trục chiều dài xích Kdc = - hệ số kể đến ảnh hưởng việc điều chỉnh lực căng xích Kb = - hệ số ảnh hưởng bôi trơn Kr = - hệ số tải trọng động, kể đến tính chất tải trọng Klv = - hệ số kể đến chế độ làm việc truyền, làm việc ca Hệ số K z = z01 / z1 = 25 / 24 = 1, 04 Hệ số K n = n01 / n1 = 200 /123, = 1, 62 Do xích lăn dãy nên x = 1, suy Kx = Từ ta có cơng suất tính tốn: Pt = KK z K n P 1.1, 04.1, 62.5, 67 = = 9,55 ≤ [ P ] Kx Theo bảng 5.4 [3] ứng với công suất cho phép [P] > Pt số vòng quay thực nghiệm n01 = 200 vg/ph ta có bứơc xích pc = 25,4 mm Kiểm tra số vịng quay tới hạn ứng với bước xích pc = 25,4 mm tra từ bảng 5.2 [3] ta có ntới hạn = 800 vg/ph nên điều kiện n = 123,5 vg/ph < nth thỏa Tiếp tục ta kiểm mghiệm bước xích theo cơng thức sau : pc ≥ 600 PK Z1n1[ p0 ]K x với [ p0 ] = 32 MPa tra từ bảng 5.3 [3] PK 5, 67.1 = 600 = 23, 46 Z1n1[ Po]K x 24.123, 5.32.1 Thế vào biểu thức ta có pc ≥ 600 Bước xích chọn thỗ mãn điều kiện Tính tốn thơng số truyền xích vừa chọn : - Vận tốc trung bình xích: v = - Lực vịng có ích : Ft = n1 pc Z1 123, 5.25, 4.24 = = 1, 25 m / s 60000 60000 1000 P 1000.5, 67 = = 4536 N v 1, 25 - Chọn khoảng cách trục sơ từ a = 40 pc = 40.25, = 1016 mm (từ a = (30 ÷ 50) pc ) - Số mắt xích : 2a Z1 + Z  Z − Z1  pc X= + +  pc  2π  a 2.1016 24 + 60  60 − 24  25, = + + ≈ 122,82  25,  2π  1016 Ta chọn X = 122 mắt xích - Chiều dài xích: L = pc X = 25, 4.122 = 3098,8 mm Từ ta tính khoảng cách trục xác:    X − Z1 + Z +  X − Z1 + Z  −  Z − Z1   a = 0, 25 pc       2    2π       24 + 60 24 + 60   60 − 24    = 0, 25.25, 122 − +  122 − − 8    = 1005, 46 mm 2   2π       Và để truyền xích làm việc bình thường ta giảm khoảng cách trục xuống đoạn (0,002÷0,004)a Do ta có khoảng cách trục tính tốn a = 1002 mm - Lực tác dụng lên trục: Fr = K m Ft = 1,15.4536 = 5216, N với Km = 1,15 xích nằm ngang - Đường kính đĩa xích : Bánh dẫn: d1 = pc Z1 π = 25, 4.24 π = 194, 04 mm d a1 = pc ( 0, + cotg(π / Z1 ) ) = 25, ( 0,5 + cotg(π / 24) ) = 205, 63 mm Bánh bị dẫn: d2 = pc Z π = 25, 4.60 π = 485,1 mm d a1 = pc ( 0, + cotg(π / Z ) ) = 25, ( 0, + cotg(π / 60) ) = 497,36 mm 10 Kiểm nghiệm số lần xích va đập giây: i= Z1n1 24.123,5 = = 1, 62 ≤ [i ] = 20 15 X 15.122 với [i] = 20 tra bảng 5.6 [3] 11 Kiểm tra xích theo hệ số an toàn: s= Q F1 + Fv + Fo với Q = 50 (KN) tra bảng 5.1 [1] F1 = Ft = 4536 N Fv = qm v = 2, 6.1, 252 = 4, 06 N với qm = 2, kg / m tra bảng 5.2 [1] F0 = K f aqm g = 6.1, 002.2, 6.9,81 = 153,34 N Hệ số độ võng K f = xích nằm ngang Suy ra: s = Q 50000 = = 10, 65 ≥ [ s ] F1 + Fv + F0 4536 + 4, 06 + 153,34 với [s] = (7,6 ÷ 8,9) bảng 5.7 [3] Như thỏa điều kiện an tồn Thơng số truyền xích: Z1 (răng) 24 d1 (mm) 194,04 da1 (mm) 205,63 Z2 (răng) 60 d2 (mm) 485,1 da2 (mm) 497,36 a (mm) 1002 X (mắt xích) 122 Fr (N) 5216,4 2.2 THIẾT KẾ BÁNH RĂNG Thiết kế truyền bánh cấp chậm: - Số liệu ban đầu: Công suất P (kW) 5,96 Số vòng quay bánh dẫn n (vg/ph) 345,7 164754,3 Mômen xoắn T (Nmm) Tỷ số truyền u 2,8 Tuổi thọ Lh (giờ) 19200 Chế độ làm việc: quay chiều, làm việc ca, tải va đập nhẹ, năm làm việc 300 ngày, ca làm việc − Chọn vật liệu chế tạo bánh : Chọn thép 40 Cr cải thiện Theo bảng 6.1 [1] ta chọn độ rắn trung bình: Bánh dẫn: HB1 = 300 HB Bánh bị dẫn: HB2 = 280 HB - Tính tốn thiết kế: Số chu kỳ làm việc sở N HO1 = 30 HB12,4 = 30.3002,4 = 2, 64.107 chu kỳ N HO = 30 HB2 2,4 = 30.280 2,4 = 2, 24.107 chu kỳ Và: N FO1 = N FO = 5.106 chu kỳ Lh = 8.300.8 = 19200 h Số chu kỳ làm việc tương đương:  T  N HE1 = 60.c.∑  i  ni ti i =1  Tmax   T 3 54 16   0,7T  = 60.1   +  345,7.19200   T  54 + 16  T  54 + 16    Suy ra: N HE1 = 33,84.107 chu kỳ; N HE = N HE1 = 12,09.107 ubr1  T  N FE1 = 60.c.∑  i  ni ti i =1  Tmax   T 6 54 16   0,7T  = 60.1   +  345,7.19200   T  54 + 16  T  54 + 16    Suy ra: N FE1 = 31,79.107 chu kỳ N FE = N FE1 31,79.107 = = 11,35.107 chu kỳ ubr1 2,8 Vì: N HE1 > N HO1 ; N HE > N HO ; N FE1 > N FO1 ; N FE > N FO Nên ta có hệ số tuổi thọ: K HL1 = K HL = K FL1 = K FL = 10 σa , τa biên độ ứng suất tính theo: σ a = σ max = τa = τ max = M W T 2W0 sσ , sτ hệ số an toàn xét riêng cho ứng suất uốn ứng suất xoắn: sσ = σ −1 Kσ σ a εσ β sτ = +ψ σ σ m τ −1 Kτ τ a + ψ σ τ m ετ β Khi hệ số an tồn kiểm nghiệm cho trục : sσ sτ s= sσ + sτ2 Kết kiểm ngiệm hệ số an toàn cho thấy đoạn trục thỗ mãn hệ số an tồn kiểm nghiệm trục theo độ bền mỏi Ngồi trục cịn đảm bảo độ cứng C Trục đầu ra: Với T1 = 438430,9 Nmm [τ ] = 20 MPa d≥ T1 438430,9 =3 = 47,86 mm 0, [τ ] 0, 2.20 Chọn sơ đường kính đoạn trục: Tại vị trí ổ lăn d30 = 55 mm Tại vị trí bánh d31 = 60 mm Tại vị trí đĩa xích d32 = 50 mm Xác định khoảng cách gối đỡ điểm dặt lực (căn vào kích thước trục trung gian): BD = f = 100 mm AC = BC = 70 mm Ta có lực tác dụng: 30 Ft 31 = 3912,94 N Fr 31 = 1499,15 N Fa 31 = 1285, 75 N Fx = 5216,4 N Suy ra: M a = Fa11 d w21 235, 79 = 1285, 75 = 151583,5 Nmm 2 Biểu đồ mơmen: Tính phản lực gối tựa: - Trong mặt phẳng yz, ta có: ∑M A = ⇒ M a + Fr 31 AC + Fx AD − RBy AB = 31 Suy ra: M a + Fr 31 AC + Fx AD AB 151583,5 + 1499,15.70 + 5216, 4.240 = = 10774, 71 N 140 RBy = Ta có : RBy − RAy = Fr 31 + Fx Vậy: RAy = RBy − Fr 31 − Fx = 10774, 71 − 1499,15 − 5216, = 4059,16 N - Trong mặt phẳng xz, ta có: ∑M A = ⇒ Ft 31 AC − RBx AB = Suy ra: RBx = Ft 31 AC 3912,94.70 = = 1956, 47 N AB 140 RAx = Ft 31 − RBx = 3912,94 − 1956, 47 = 1956, 47 N Tính đường kính đoạn trục: Vậy tiết diện nguy hiểm B: MxB = Nmm MyB = 521640 Nmm MxB = 136952,9 MyB = 284141,2 MB = 315424,03 T = 438430,9 Nmm Tại B: M td = M + 0, 75T = 5216402 + 0, 75.438430,92 = 645193, 41 Nmm d≥ M td 645193, 41 =3 = 45,84 mm 0,1[σ ] 0,1.67 Theo tiêu chuNn để phù hợp với kết cấu ta chọn dB = dA = 55 mm Tại tiết diện khác ta có: Tại C: Theo tiêu chuNn để đạt hài hòa kết cấu ta chọn dC = 60 mm Tại D: dD = 50 mm Kiểm nghiệm then Kiểm ngiệm điều kiện bền dập bền cắt then bằng: 32 Với tiết dịên trục dùng mối ghép then cần tiến hành kiểm nghiệm mối ghép độ bền dập độ bền cắt theo công thức sau: 2T σd = τc = dl t ( h − t1 ) ≤ [σ d ] 2T ≤ [τ c ] dl t b [σd] = 100 MPa ứng suất dập cho phép tra bảng 9.5 [1] cho phép lớn giá trị cho phép 5% [τc] = 40 ÷ 60 MPa ứng suất cắt cho phép Bảng kiểm nghiệm then: Đường kính (mm) Trục III Then (mm) bxh t1 60 18x11 50 18x11 7 Chiều dài làm Chiều dài Mômen σd τc việc then lt then l (mm) T (Nmm) (MPa) (MPa) (mm) 56 38 438430,9 96,15 21,37 63 45 438430,9 97,43 21,65 Kiểm nghiệm theo hệ số an tồn - Vật liệu trục: thép C45, tơi cải thiện σb = 850 MPa với σ-1 = 0,4σb = 340 MPa; τ-1 = 0,223σb = 189,66 MPa - Hệ số xét đến ảnh hưởng tập trung tải trọng: Kσ, Kτ Tra bảng 10.8 [3] ta có : Kσ = 2,05 Kτ = 1,9 - Hệ số tăng bền bề mặt: β = 1,7 tra theo bảng 10.4 tài lịêu [3] ứng với trường hợp phun bi - Hệ số xét đến ảnh hưởng ứng suất trung bình: ψσ = 0,05 ψτ = Bảng số liệu: Thông số Đường kính(mm) Trục III 60(C) đó: W = 0,1d ; W= πd3 32 − Then bxh 18x11 t1 Mômen chống uố n W 18256,3 W0 = 0, 2d trục đặc bt (d − t ) π d bt (d − t ) ; Wo = − trục có then 2d 16 2d 33 Mômen cản xoắn W0 39462,05 Bảng kiểm nghiệm hệ số an tồn s : (trong đó, [s] hệ số an toàn cho phép nằm khoảng 1,5 ÷ 2,5; [s] = 2,5 ÷ ta không cần kiểm nghiệm trục theo độ cứng.) Đường kính d(mm) Trục III 35(C) εσ ετ σa τa sσ sτ s 0,81 0,76 17,28 5,56 13,22 23,2 11,49 đó: εσ , ετ hệ số kích thước tra bảng 10.3 [3] σa , τa biên độ ứng suất tính theo: σ a = σ max = τa = τ max = M W T 2W0 sσ , sτ hệ số an toàn xét riêng cho ứng suất uốn ứng suất xoắn: sσ = σ −1 Kσ σ a εσ β sτ = +ψ σ σ m τ −1 Kτ τ a + ψ σ τ m ετ β Khi hệ số an tồn kiểm nghiệm cho trục : s= sσ sτ sσ + sτ2 Kết kiểm ngiệm hệ số an tồn cho thấy đoạn trục thỗ mãn hệ số an toàn kiểm nghiệm trục theo độ bền mỏi Ngồi trục cịn đảm bảo độ cứng 2.4.TÍNH TỐN CHỌN Ổ LĂN 2.4.1 Trục đầu vào: Đường kính ngõng trục: d = 30 mm Số vòng quay n = 968 vg/ph Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ A: 34 FRA = RAy + RAX = 426,992 + 64, 292 = 431,8 N Khi tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ B: FRB = RBy + RBX = 136, 362 + 988, = 998, 06 N Ta có lực tác dụng dọc trục Fa = 483,16 N lớn so với FR (ta có Fa / Fr = 483,16 / 998, 06 = 0, 484 > 0,3 ) ⇒ ta chọn ổ bi đỡ chặn dãy Ta chọn loại cỡ đặc biệt nhẹ với C =15300N, C0 = 8670N α = 120 Ta có Fa / C0 = 483,16 / 8670 = 0, 056 , tra bảng 11.3 [3] Suy ra: e = 0,37 Ta có : S1 = e.FRA = 0,37.431,8 = 159, 77 N S = e.FRB = 0, 37.998, 06 = 369, 28 N Vì S1 < S Fa = 483,16 N > 369, 28 − 159, 77 = 209,51 N nên theo bảng 11.5 [3] ta có: Fa1 = S1 = 159, 77 N Fa = S1 + Fa = 159, 77 + 483,16 = 642, 93 N Ta chọn ổ theo ổ bên phải tải trọng tác dụng lớn Do tỉ số Fa 642,93 = = 0, 644 > 0,35 Suy ra: X = 0, 45 vaø Y = 1, 46 VFRB 1.998, 06 Tải trọng quy ước: Q = ( XVFr + YFa ) Kσ K t với: V = ứng với vòng quay K t = hệ số xét đến ảnh hưởng nhiệt độ đến tuổi thọ ổ Kσ = hệ số xét đến ảnh hưởng đặc tính tải trọng đến tuổi thọ ổ Q = ( XVFr + YFa ) Kσ KT = (0, 45.1.998, 06 + 1, 46.642, 93).1.1 = 1387,8 N Do tải trọng thay đổi theo bậc nên ta có tải trọng tương đương:  Q 10 / L  Q 10 / L  Qtd = Q   +    Lh  Q1  Lh   Q1    0,3  T 3 54 16   0,7T  = Q   +    T  54 + 16  T  54 + 16    1/ = 1314,53 N Thời gian làm việc tính triệu vịng quay: 35 L= 60nLh 60.968.19200 = = 1115,1 triệu vòng quay 106 106 Khả tải động tính tốn: Ctt = Q10 L3 = 1314,53.10 1115,13 = 10788,59 N < C = 15300 N Theo [1] ta tiến hành chọn ổ lăn theo Ctt < C với C giá trị tải trọng động ổ tra phụ lục P2.8 [1] Kí hiệu ổ 36106 d,mm 30 D,mm 55 B,mm 13 r,mm 1,5 C,N 15300 C0 , N 8670 Khi tuổi thọ xác ổ là: 10 / C  L=  Q 10 /  15300  =   1314,53  = 3573,3 triệu vòng Tuổi thọ ổ tính giờ: Lh = 106 L 3573, 3.106 = = 61523, 76 60n 60.968 Kiểm tra khả tải tĩnh ổ: Chọn hai giá trị lớn Q0 = X FRB + Y0 Fa = 0, 6.998, 06 + 0,5.642,93 = 920,3 N (với: X0 = 0,6 Y0 = 0,5 (bảng 11.6 [3]) Q0 = FRB = 998, 06 N Ta thấy Q0 = 998, 06 N < C0 = 8670 N , ổ chọn thoả mãn điều kiện bền tĩnh Xác định số vòng quay tới hạn ổ: Ta có:  D pw n  10−5 = 4,5 (tra bảng 11.7 [3] bôi trơn mỡ)   với D pw = ( D + d ) (55 + 30) = = 42,5 mm đường kính tâm lăn 2 Suy ra: ngh = 4, 5.105 = 10588, 24 vg/ph > n = 968 vg/ph 42,5 Do ổ chọn thoả số vịng quay tới hạn 2.4.2 Trên trục : Đường kính ngõng trục: d = 40 mm Số vòng quay n = 345,7 vg/ph 36 Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ A: FRA = RAy + RAX = 861,832 + 324, 042 = 920, 73 N Khi tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ B: FRB = RBy + RBX = 1200, 67 + 2118, 492 = 2435, 08 N Ta có lực tác dụng dọc trục Fa = 1285, 75 − 483,16 = 802, 59 N lớn so với FR (ta có Fa / Fr = 802,59 / 2435, 08 = 0,33 > 0, ) ⇒ ta chọn ổ bi đỡ chặn dãy Ta chọn loại cỡ nhẹ hẹp với C = 38900 N, C0 = 23200 N α = 120 Ta có Fa / C0 = 802,59 / 23200 = 0, 035 , tra bảng 11.3 [3] Suy ra: e = 0,35 Ta có : S1 = e.FRA = 0,35.920, 73 = 322, 26 N S = e.FRB = 0, 35.2435, 08 = 852, 28 N Vì S1 < S Fa = 802,59 N > 852, 28 − 322, 26 = 530, 02 N nên theo bảng 11.5 [3] ta có: Fa1 = S1 = 322, 26 N Fa = S1 + Fa = 322, 26 + 802, 59 = 1124,85 N Ta chọn ổ theo ổ bên phải tải trọng tác dụng lớn Do tỉ số Fa 1124,85 = = 0, 46 > 0,35 Suy ra: X = 0, 45 vaø Y = 1,51 VFRB 1.2435, 08 Tải trọng quy ước: Q = ( XVFr + YFa ) Kσ K t với: V = ứng với vòng quay K t = hệ số xét đến ảnh hưởng nhiệt độ đến tuổi thọ ổ Kσ = hệ số xét đến ảnh hưởng đặc tính tải trọng đến tuổi thọ ổ Q = ( XVFr + YFa ) Kσ KT = (0, 45.1.2435, 08 + 1,51.1124,85).1.1 = 2794, 31 N Do tải trọng thay đổi theo bậc nên ta có tải trọng tương đương:  Q 10 / L  Q 10 / L  Qtd = Q   +    Lh  Q1  Lh   Q1    0,3 1/ 3  T 3 54 16   0,7T  = Q   +    T  54 + 16  T  54 + 16    37 = 2646,78 N Thời gian làm việc tính triệu vịng quay: L= 60nLh 60.345, 7.19200 = = 398, 25 triệu vòng quay 106 106 Khả tải động tính tốn: Ctt = Q10 L3 = 2646, 78.10 398, 253 = 15950,14 N < C = 38900 N Theo [1] ta tiến hành chọn ổ lăn theo Ctt < C với C giá trị tải trọng động ổ tra phụ lục P2.8 [1] Kí hiệu ổ 36208 d,mm 40 D,mm 80 B,mm 18 r,mm C,N 28900 C0 , N 23200 Khi tuổi thọ xác ổ là: 10 / C  L=  Q 10 /  28900  =   2646, 78  = 2888 triệu vòng Tuổi thọ ổ tính giờ: Lh = 106 L 2888.106 = = 139234, 60n 60.345, Kiểm tra khả tải tĩnh ổ: Chọn hai giá trị lớn Q0 = X FRB + Y0 Fa = 0, 6.2435, 08 + 0,5.1124,85 = 2023, 473 N (với: X0 = 0,6 Y0 = 0,5 (bảng 11.6 [3]) Q0 = FRB = 2435, 08 N Ta thấy Q0 = 2435, 08 N < C0 = 23200 N , ổ chọn thoả mãn điều kiện bền tĩnh Xác định số vòng quay tới hạn ổ: Ta có:  D pw n  10−5 = 4,5 (tra bảng 11.7 [3] bôi trơn mỡ)   với D pw = ( D + d ) (80 + 40) = = 60 mm đường kính tâm lăn 2 Suy ra: ngh = 4,5.105 = 7500 vg/ph > n = 345, vg/ph 60 Do ổ chọn thoả số vòng quay tới hạn 2.4.3 Trên trục 3: Đường kính ngõng trục: d = 55 mm 38 Số vòng quay n = 123,5 vg/ph Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ A: FRA = RAy + RAX = 4059,162 + 1956, 47 = 4506, 06 N Khi tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ B: FRB = RBy + RBX = 10774, 712 + 1956, 47 = 10950,9 N Ta có lực tác dụng dọc trục Fa = 1285, 75 N nhỏ so với FR (ta có Fa / Fr = 1285, 75 /10950, = 0,117 < 0, ) ⇒ ta chọn ổ bi đỡ dãy Vì FRB > FRA nên ta tính tốn chọn ổ theo ổ B ổ chịu lực lớn Tải trọng quy ước: Ta có: Fa nhỏ nên hệ số X = Y = Q = ( XVFr + YFa ) Kσ K t với: V = ứng với vòng quay K t = hệ số xét đến ảnh hưởng nhiệt độ đến tuổi thọ ổ Kσ = hệ số xét đến ảnh hưởng đặc tính tải trọng đến tuổi thọ ổ Q = VFRB Kσ KT = 1.10950, 9.1.1 = 10950, N Do tải trọng thay đổi theo bậc nên ta có tải trọng tương đương:  Q 10 / L  Q 10 / L  Qtd = Q   +    Lh  Q1  Lh   Q1    0,3 1/ 3  T 3 54 16   0,7T  = Q   +    T  54 + 16  T  54 + 16    = 10372,74 N Thời gian làm việc tính triệu vịng quay: L= 60nLh 60.123,5.19200 = = 142, 272 triệu vòng quay 106 106 Khả tải động tính tốn: Ctt = Q10 L3 = 10372, 74.10 142, 2723 = 45901, 76 N Theo [1] ta tiến hành chọn ổ lăn theo Ctt < C với C giá trị tải trọng động ổ tra phụ lục P2.8 [1] Kí hiệu ổ 311 d,mm 55 D,mm 120 B,mm 29 39 r,mm C,N 56000 C0 , N 42600 Khi tuổi thọ xác ổ là: 10 / C  L=  Q 10 /  56000  =   10372, 74  = 276, 05 triệu vòng Tuổi thọ ổ tính giờ: Lh = 106 L 276, 05.106 = = 37253, 60n 60.123,5 Kiểm tra khả tải tĩnh ổ: Chọn hai giá trị lớn Q0 = X FRB + Y0 Fa = 0, 6.10950,9 + 0,5.1285, 75 = 7213, 415 N (với: X0 = 0,6 Y0 = 0,5 (bảng 11.6 [3]) Q0 = FRB = 10950,9 N Ta thấy Q0 = 10950, N < C0 = 42600 N , ổ chọn thoả mãn điều kiện bền tĩnh Xác định số vòng quay tới hạn ổ: Ta có:  D pw n  10−5 = 4,5 (tra bảng 11.7 [3] bôi trơn mỡ)   với D pw = ( D + d ) (120 + 55) = = 87, mm đường kính tâm lăn 2 Suy ra: ngh = 4, 5.105 = 5142,86 vg/ph > n = 123,5 vg/ph 87,5 Do ổ chọn thoả số vòng quay tới hạn 2.5 THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC - Chỉ tiêu hộp giảm tốc khối lượng nhỏ độ cứng cao - Hộp giảm tốc bao gồm: thành hộp, nẹp gân, mặt bích, gối đỡ, - Vật liệu phổ biến: GX15-32 - Chọn bề mặt ghép nắp thân: song song mặt đế … Các kích thước vỏ hộp: Chiều dày: 40 - Thân hộp: δ = mm - Nắp hộp: δ = mm - Gân tăng cứng: e = mm Đướng kính bulông : - Bulông nền: d1 = 18 mm - Bulông cạnh ổ: d2 = 12 mm - Bulông ghép bích nắp thân: d3 = 12 mm - Vít ghép nắp ổ: d4 = mm - Vít ghép nắp cửa thăm: d5 = mm Mặt bích chiều dài nắp thân: - Chiều dày bích thân hộp: S3 =18 mm - Chiều dày bích nắp hộp : S4 = 17 mm - Bề rộng bích nắp thân: K3 = 40 mm Kích thước gối trục: - Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ K2 = 45 mm - Tâm lỗ bulông cạnh ổ: E2 = 22 mm, C = 62 mm + Trục 1: - Đường kính ngồi D3 = 90 mm - Đường kính tâm lỗ vít D2 = 75 mm + Trục 2: - Đường kính ngồi D3 = 125 mm - Đường kính tâm lỗ vít D2 = 100 mm + Trục 3: 41 - Đường kính ngồi D3 = 170mm - Đuờng kính tâm tâm lỗ vít D2 = 140mm Mặt đế hộp: - Chiều dày: S1 = 28 mm, S2 =19 mm - Bề rộng mặt đế hộp: 71 mm Khe hở chi tiết: - Bánh với thành hộp: ∆ = 12 mm - Giữa đỉnh bánh lớn đáy hộp: ∆ = 37 mm Số lượng bulông Z = 2.6 CÁC CHI TIẾT PHỤ Vòng phớt : khơng cho dầu mỡ chảy ngồi hộp giảm tốc ngăn khơng cho bụi từ bên ngồi vào hộp giảm tốc Vịng chắn dầu: khơng cho dầu hộp giảm tốc bắn vào ổ bi có tác dụng ngăn cách cố định ổ bi với bánh Chốt định vị: dùng định vị xác vị trí nắp hộp thân hộp giảm tốc, tạo thuận lợi cho việc cố định lắp chi tiết Nút thông hơi: làm giảm áp suất, điều hồ khơng khí bên bên ngồi hộp giảm tốc, dùng để thay dầu làm việc dầu cũ bị dơ Nắp cửa thăm: dùng để quan sát bên hộp giảm tốc Que thăm dầu: kiểm tra mức dầu hộp giảm tốc 2.7 BẢNG DUNG SAI LẮP GHÉP Vòng ổ lăn lắp lên trục theo hệ lỗ, cịn vịng ngồi lắp lên vỏ theo hệ trục 42 Mối lắp theo kiểu H7/k6 mối lắp trung gian dùng để cố định chi tiết ghép với chi tiết thiết phải cố định thêm then, bulơng, vít, chốt, vịng hãm … Mối lắp es ( µ m) ei ( µ m) ES µ m) EI ( µ m) (2) (3) (4) (5) (6) Bánh – trục I H7/k6 +15 +2 +21 Bánh – trục II H7/k6 +18 +2 +25 Bánh – trục III H7/k6 +21 +2 +30 (2) (3) (4) (5) (6) Ổ bi đỡ chặn I – trục I k6 +15 +2 Ổ bi đỡ chặn I – vỏ hộp H7 +35 Ổ bi đỡ chặn II – trục II k6 Ổ bi đỡ chặn II – vỏ hộp H7 +35 Ổ bi đỡ chặn III– trục III k6 Ổ bi đỡ chặn III – vỏ hộp H7 +40 Chi tiết (1) (1) +18 +21 +2 +2 Đĩa xích – trục III H7/k6 +18 +2 +25 Nối trục đàn hồi – trục I H7/k6 +15 +2 +21 Then – trục I N9/h9 -52 -52 Then – trục II N9/h9 -62 -62 Then – trục III N9/h9 -74 -74 Then – bánh D10/h9 -52 +149 +65 Chốt định vị – vỏ hộp H7/r6 +28 +19 +15 H11/d11 -120 -340 +220 Vòng chắn dầu – trục I H7/js6 +6 -6 +21 Vòng chắn dầu – trục II H7/js6 +8 -8 +25 Vòng chắn dầu – trục III H7/js6 +9 -9 +30 Vòng chặn – gối đỡ H7/h6 -25 +40 N ắp ổ – v ỏ h ộ p 43 Ống lót – ổ bi đỡ chặn Ống lót – gối đỡ Nắp bích – thân hộp H7 +35 H7/h6 -22 +35 H11/d11 -120 -340 +220 44 ... vịng/phút Động Số vòng quay Tỉ số truyền Bộ truyền Bộ truyền xích 4A112M2Y3 4A132S4Y3 4A132M6Y5 4A160S8Y3 chung 58,44 29 ,1 19,36 14,6 29 22 1455 968 730 bánh 11 ,2 6,3 2, 5 Với tỉ số truyền ta chọn động. .. +  pc  2? ?  a 2. 1016 24 + 60  60 − 24  25 , = + + ≈ 122 , 82  25 ,  2? ?  1016 Ta chọn X = 122 mắt xích - Chiều dài xích: L = pc X = 25 , 4. 122 = 3098,8 mm Từ ta tính khoảng cách trục xác:... Bánh chủ động Bánh bị động 160 84 ,21 88 ,21 79 ,21 46 23 5,79 23 9,79 23 0,79 40 20 2. 3 TÍNH TRỤC 2. 3.1 Xác định nối trục vịng đàn hồi: Để truyền momen từ động vào hộp giảm tốc ta chọn nối trục vịng