Đề Số 21: Thiết kế hệ dẫn động băng tải

Đề Số 21: Thiết kế hệ dẫn động băng tải Mục lục Phần 1 : Tính toán động học 1.Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền………………….. Trang 2 Bảng số liệu của hộp giảm tốc …………………………….. Trang 4 Phần 2 :Thiết kế và tính toán các bộ truyền 1.Tính toán bộ truyền xích…………………………………..Trang 5 2.Tính bộ truyền trục vít trong hộp giảm tốc………………..Trang 8 3.Tính bộ truyền bánh răng………………………………… Trang 14 Phần 3 :Tính toán thiết kế trục và chọn ổ lăn 1. Tính toán thiết kế trục…………………………………….Trang 20 2. Chọn ổ lăn……………………………………………….. Trang 32 Phần 4 :Thiết kế vỏ hộp và bôi trơn hộp giảm tốc……………..... Trang 39 Phần 5 : Bảng thống kê các kiểu lắp và dung sai ……………….. Trang 43 Phần 1 :Tính toán động học. 1.Chọn động cơ +/Xác định công suất đặt trên trục động cơ: Pđ/cơ > Py/cầu Ta có: Pc/tác= = = 3,75 (kW) F : lực kéo băng tải F= 5000 N v :vận tốc băng tải v= 0,75m/s :hiệu suất truyền động Trong đó: : hiệu suất nối trục :hiệu suất của một bộ truyền trục vít-bánh vít :hiệu suất của một cặp bánh răng :hiệu suất của một cặp bánh răng :hiệu suất của một bộ truyền xích Dùng bảng 2.3 ta có: =0,99 =0,78 =0,97 =0,993 =0,93 =>0,99 . 0,78 . 0.97 . 0,9934 . 0,93=0,70 Pcầnthiết = = kW Ta có : Py/cầu = Pcầnthiết . : hệ số làm việc nhiều tải khác nhau . Pi : tải trọng thứ i có công suất Pi P1 : công suất lớn nhất tck : thời gian làm việc trong một chu kì ti : thời gian làm việc ứng với tải trọng thứ i Tmm= 1,5T1 T2 = 0,8T1 t1 = 4h t2 = 4h tck=8h; = =0,90 Py/cầu=5,36 . 0,90=4,82 kW +/Xác định tốc độ động cơ điện Ta có : nsb = nct . usb nct: số vòng quay trên trục công tác nct= v : vận tốc băng tải D :đường kính tang tải D = 320mm => nct= = 44,78 (vg/ph) usb:tỉ số truyền sơ bộ của toàn bộ truyền usb = uh . un un : tỉ số truyền ngoài (xích) Tra bảng 2.4: uh=40 un = 1,6 ( un nhỏ vì bài cho v = 0,75 m/s lớn quá , do đó nsb sẽ lớn và không có động cơ nào thỏa mãn . Ta lấy uh là giá trị nhỏ nhất của tỉ số truyền trong bộ truyền trục vít bánh răng , do đó tỉ số truyền của xích sẽ nhỏ un = 1,6) =>usb = 1,6 . 40 = 64 =>nsb = 44,78 . 64 = 2866 (vg/ph) Điều kiện chọn động cơ điện: Pđcơ > Py/cầu nsb nđồng bộ Chọn động cơ 4A100L2Y3 có P = 5,5 (kW) , nđcơ = 2880 (vg/ph) , Tk/Tdn = 2; thỏa mãn yêu cầu. 2.Phân phối tỉ số truyền Tỷ số truyền của hệ dẫn động: uch = 64,31 uch=uhộp . ungoài ungoài = 1,6 (trường hơp đăc biệt); => uh=uch/ung=64,31/ 1,6 = 40,19. Theo hình 3.24 với c= 2,4 ta tra được tỉ số truyền u1 của bộ truyền trục vít _bánh răng là u1 = 9 ( Kinh nghiệm ) => u2 = = 4,44 Tính lại tỉ số truyền của xích ux = = = 1,61 3. Tính công suất, số vòng quay, mômem xoắn trên các trục +/Tính công suất trên các trục: Pct = Ptg = P3= P2= P1= Pđc= +/Số vòng quay trên các trục n1 = ndc = 2866 (v/ph) n2 = n1 /utv=2866 / 9 = 318,4 (v/ph) n3 = n2/ubr = 318,4/.4,44 = 71,7 (v/ph) nct = n3/ux = 71,7/1,6 = 44,8 (v/ph) +/Mômen xoắn trên các trục T= (Nmm) Ttg= (Nmm) T3= (Nmm) T2= (Nmm) T1= (Nmm) 4.Bảng thông số: Trục Trụcđ/c Trục 1 Trục 2 Trục 3 Trục ct P(kw) 5,36 5,27 4,08 3,93 3,75 u 9 4,44 1,61 n (v/f) 2880 2860 318,4 71,7 44,78 T(Nmm) 17860 17560 122374 523452 799386 Phần 2 :Thiết kế và tính toán các bộ truyền Thiết kế bộ truyền xích: Số liệu cho trước : -Công suất trên trục dẫn : P3 =3,93 (kW) -Số vòng quay của trục dẫn : n3 = 71,7 (vg/ph) -Tỉ số của bộ truyền xích : ung = 1,61 1.Chọn loại xích: Vì tải trọng nhỏ ,vận tốc thấp nên trọn loại xích con lăn 2.Xác định các thông số z1 , z2. Chọn z1 sao cho z1 = 29 - 2u 19 Lấy z1 = 25 răng. =>z2 = u.z1 = 1,61 . 25 =40,25 .Lấy z2 = 40 3. Chọn bước xích p theo công thức : Pt [P]. Công suất tính toán: Pt = P3 . k . kz . kn Trong đó: +) k : hệ số sử dụng. k = kđ . ka . ko . kđc . kb . kc -kđ : hệ số tải trọng động Làm việc êm => kđ = 1 -ka : hệ số xét đến chiều dài xích Chọn a = 40t =>ka = 1 -ko : hệ số xét đến cách bố trí bộ truyền ko = 1 -kđc: hệ số xét đến khả năng điều chỉnh lực căng xích kđc = 1,1 (dùng đĩa căng xích hoặc con lăn căng xích) - kb : hệ số xét đến điều kiện bôi trơn Chọn chất lượng bôi trơn 2 =>kb=1,3 -kc: hệ số xét đến chế độ làm việc của bộ truyền Làm việc 2 ca : kc = 1,25 =>k = 1 . 1,1 . 1,1 . 1,3 . 1,25 = 1,7875 +)kz : hệ số răng kz = +)kn : hệ số vòng quay chọn n01 = 50 (vg/ph) kn = Vậy Pt = P3 . k . kz . kn = 3,93 . 1,7875 . 1 . 0,697 = 4,90(kW) Theo bảng: ta chọn p = 31,75 mm thỏa mãn Pt = 4,90 (kW) < [P]=5,83(kW) Ta chọn lại với bước xích nhỏ hơn , 2 dãy xích . Khi đó bước xích được chọn phải thỏa mãn điều kiện: Pd = [P] Với xích 2 dãy thì Kd = 1,7 (xích 2 dãy) => Pd = kW Theo bảng => p = 25,4 Thỏa mãn Pd [P] =3,2 kW 4.Xác định a: asơbộ = 40.p = 40 . 25,4 = 1016 mm Số mắt xích theo công thức: x = Chọn số mắt xích x = 112(mắt xích) a =1008 mm Để xích không chịu lực căng quá lớn ta giảm bớt a = ( 0,002 ) a Chọn = 0,003.a = 0,003 . 1008 =3,024 =>a = 1005 mm 5. Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng đĩa xích phải thoả mãn điều kiện: sH1= [sH] -[sH] :ứng suất tiếp xúc cho phép -kr=0,42 :hệ số ảnh hưởng của số răng đĩa xích phụ thuộc vào Z (bảng trang 87) -Kđ=1 : hệ số tải trọng động (bảng5.6 tr.82[TL1]) -kd=1,7 :hệ số phân bố không đều tải trọng không đều cho các dẫy (2dẫy xích) - Fvđ =13.10-7.n1.p3.m :lực va đập trên m dãy xích =13.10-7 . 71,7 . 25,43 . 2 = 3,05 (N) -E=2,1.105 MPa :môđun đàn hồi của thộp -A=306 mm2 :diện tích chiếu của bản lề (bảng5.12 tr.87[TL1]) -v(m/s) Lực vũng Ft 5178(N) => sH1= MPa < 600 (MPa) Theo bảng 5.11 Thép 45 tôi cải thiện đạt ứng suất tiếp xỳc cho phép [s]=550Mpa Đĩa 1 cú =550 MPa Đĩa 2: sH2 cũng thoả mãn. 6. Kiểm nghiệm xích về độ bền: Theo (5.15) tr.85[TL1] , ta cú: s = Q: tải trọng phá hỏng (N); Theo (b5.2) tr.78[TL1]: +) Q =113400N ; q=5kg; +) Kđ=1,7 +) Ft : lực vòng Ft = 5178N +) F0 = 9,81.kf.q.a : lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra Với : -a :khoảng cách trục -kf: hệ sốphụ thuộc vào độ võng của xích và vị trí bộ truyền kf=4 (bộ truyền nghiêng 1 góc dưới 40 độ) -q = 5 kg =>Fo = 9,81 . 4 . 5 . 1,005 = 197,181 N. +) Fv : lực căng do lực li tâm sinh ra Fv = q.v2 =>Fv = 5 . 0,7592 = 2,88 (N) Vậy thay số s = Theo bảng 5.10 với n=71,7 vg/ph , [s] 7,5 s>[s] Bộ truyền đảm bảo đủ bền 7.Xác định lực tác dụng lên trục: Fr = kx . Ft=1,15 . 5178= 5955 (N); (do kx=1,15 với bộ truyền nghiêng1 góc nhỏ hơn 40 độ) Bảng các thông số: CS cho phép : [P]=3,2KW (2dẫy xích) Khoảng cách trục: a =1005mm Bước xích: p = 25,4 mm Đường kính đĩa xích: d1/d2=202,6/323,7 mm Số dãy xích: m =2 Số răng đĩa xích: z1/z2=25/40 Số mắt xích: x=112 Chiều rộng đĩa xích (tr20.tl2) bm= 0,9B- 0,15=0,9.35,46- 0,15 =31,76 mm 8.Đường kính đĩa xích da1 = p [0.5 + cotg()] =25,4[0,5 + cotg(180/25)] = 213,7 mm da1 = p [0.5 + cotg()] =25,4[0,5 + cotg(180/40)] = 335,4 mm df1 = d1 – 2 . r = 202,6 – 2 . 8,029 = 186,54 mm Với r = 0,5025.dl + 0,05 =0,5025.15,88 +0,05 (dl = 15,88 theo bảng ) df2 = d2 - 2 . r = 323,7 - 2 . 8,029 = 307,6 mm Thiết kế bộ truyền trục vít - bánh vít Số liệu cho trước: T2 = 122374 Nmm n1 = ntrucvít = 2866(vg/ph) u1 = 9 1.Tính sơ bộ vận tốc trượt vsb= 4,5.10-5 . n1 . =4,5.10-5 .2866 . =6,4> 5m/s -Theo (B7.1 tr.147[TL1] ) ,với vsb>5 m/s chọn đồng thanh thiếc để chế tạo bánh vít (Mác ÁpOH ) -Trục vít làm bằng thép 45 tôi bề mặt đạt độ rắn HRC45. 2.Theo bảng 7.1 với ÁpOH đúc li tâm sb=290 (MPa ) , sch = 170 (MPa); +/ứng suất tiếp xúc cho phép: [sH]=[sHO].KHL( theo công thức7.2); Trong đó: [sHO] :ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với 107 chu kỳ [sHO]= 0,9sb = 0,9.290 = 261(MPa); KKL :hệ số tuối thọ KKL=; Với NHE :số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương: NHE= 60. = 60. = 60..19000(0,84 . 0,5 +1 . 0,5) = 256.106 NHE > 25.107 =>NHE =25.107 Vậy KKL==0,669; =>[sH] =261 . 0,669 = 175 (MPa); +/ứng suất uốn cho phép: [ sF] = [sF0].KFL; [sF0] :ứng suất uốn cho phép ứng với 106 chu kỳ do bộ truyền quay một chiều nên Với bộ truyền làm việc 1 chiều: [sF0] =0,25.sb+0,08.sch= 0,25.290+0,08.170 = 86,1(MPa); KFL :hệ số tuổi thọ KFL=; Với NFE= 60. =60.= = 60 . . 19000.(0,89 . 0,5 + 19 . 0,5) =206.106 KFL== 0,55. => [sF] =86,1 . 0,55 = 48 (Mpa); 3.Tính thiết kế +/Các thông số cơ bản của bộ truyền: - Khoảng cách trục: aW = (Z2+q) +) Do vận tốc lớn nên chọn Z1=2 => Z2= utv.Z1=9 . 2 = 18 +) Chọn sơ bộ KH= 1,2 :hệ số tải trọng +) Tính sơ bộ theo công thức thực nghiệm q= 0,3 . 18 = 5,4 Theo bảng (7.3 ) chọn q=6,3; T2 = 122374 Nmm .Mômen xoắn trên bánh vít aW = ( 18+6,3 ) =99,13(mm); chọn aW=100 mm; +) Mô đun dọc của trục vít: m =2.aW/(Z2+q) = 2.100/(6,3+18) = 8,23. Chọn m = 8 , theo tiêu chuẩn (bảng 7.3 tr.150[TL1]); +) Tính lại khoảng cách trục : aw = m . (Z2+q)/2 = 8.(6,3+18)/2 = 97,2 mm. Lấy aw =100 +) Hệ số dịch chỉnh: x=- 0,5(q+Z2) =- 0,5(6,3 + 18) = 0,35 (thỏa mãn dịch chỉnh); 4.Kiểm nghiệm răng bánh vít về độ bền tiếp xúc: ứng suất tiếp xúc trên mặt răng bánh vít của bộ truyền phải thoả mãn điều kiện: sH=[sH] theo (7.19) +)Tính lại vận tốc trượt vs= ; +)Góc vít lăn: gN=arctag= arctag=15,90; +)Đường kính trục vít lăn: dW1 = (q+2x) m = (6,3 + 2.0,35).8 = 56 vs = = 8,73 (m/s)>5(m/s); Theo bảng 7.6 chọn cấp chính xác 7 . KH : hệ số tải trọng KH = KHb. KHV; +) KHV :hệ số tải trọng động Với cấp chính xác7 và vs = 8,73 theo bảng 7.7 Ta tra theo nội suy KHv : =>x = 1,127 =>KHv = 1,127 +)KHb :hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng; KHb = 1+ T2m =åT2i.tin2i/åti.n2i = T2Max(0,8 . 0,5 +1. 0,5) = 0,9 T2Max Với q=6,3 theo bảng (7.5 ) => hệ số biến dạng của trục vít:q =36 KHb = 1 + = 1,0125 => KH = 1,0125.1,127 =1,141 Vậy s H==168,4(MPa) <175(MPa) = [sH] Vậy đảm bảo độ bền tiếp xúc của bánh vít 5. Kiểm nghiệm răng bánh vít về bền uốn: ứng suất uốn sinh ra tại chân bánh vít phải thoả mãn điều kiện: sF = 1,4.[sF]; +) mn :môđun pháp của bánh răng; mn= m. cosgw=8 . cos17,6= 7,62 +)KF :hệ số tải trọng. với KFb = KHb= 1,0125; KFV= KHv=1,127 KF = KFb. KFV = 1,0125 . 1,127 =1,141 +) b2 :chiều rộng vành răng bánh vít da1 = m . (q + 2) = 8. (6,3 + 2) = 66,4 b2 0,75. da1 =>b2 0,75 . 66,4 = 49,8mm Lấy b2 = 50 mm +)zv = : hệ số răng tương đương tg= =>17,6 =>zv = Tra bảng ta có YF :hệ số dạng răng Theo nội suy: =>YF = 1,9605. Thay số ta có: sF = 1,4. MPa< [sF]=48(MPa) Điều kiện bền uốn thỏa mãn. 7. Kiểm nghiệm bánh vít về quá tải: sHmax= sH. = 140,78. =172,42 <[sH]max =360(MPa); sFmax= sF.Kqt = 7,94.1,5 =22,28 < [sF]max = 72(MPa); 8.Các thông số cơ bản của bộ truyền: Khoảng cách trục aw =100mm Môđun m =8 Hệ số đường kính q = 6,3 Tỉ số truyền u = 9 Số ren trục vít và số răng bánh vít z1 = 2; z2 = 18 Hệ số dịch chỉnh x = 0,35 Góc vít = 17,6 Chiều rộng bánh vít b2 =50 mm Đường kính vòng chia: d1 = q . m =6,3 . 8 = 50,4 mm d2 =m . z2 =8 . 18 =144 mm Đường kính vòng đỉnh: da1=d1 +2.m=50,4 +2.8 =66,4mm da2 = m . ( z2 + 2 + 2 . x) =8(18+2+2.0,35)=165,6mm Đường kính vòng đáy: df1 = m(q-2,4)=8.(6,3-2,4)=31,2 mm df2 = m(z2 -2,4 + 2.x)=8(18-2,4+0,7)=130,4mm Đường kính ngoài của bánh vít : daM2 da2 + 1,5 . m =165,6 + 1,5 . 8 =177,6 7.Tính nhiệt truyền động trục vít: A +) b :hệ số kể đến nhiệt sinh ra trong một đơi vị thời gian do làm việc ngắt quãng b = tck/ å(Piti/P1) = 1/(0,8 . 0,5 +0,5 . 1) = 1,11 +)Kt =8..17,5W/(m2 0C) :hệ số toả nhiệt chọn Kt =15 W /m2 0C ; +)y = 0,27 :hệ số kể đến sự thoát nhiệt qua đáy hộp xuống bệ máy +)Ktq: hệ số tỏa nhiệt của phần hộp được quạt Với nq =2866 tra theo nội suy ta có: =>Ktq = 39 +)to :nhiệt độ môi trường xung quanh +)Nhiệt độ cao nhất cho phép của dầu td = 90 +): Hiệu suất của bộ truyền Với vs = 8,73 m/s .Theo bảng 7.4 =>j = 1,6 +)P1:Công suất trên trục vít. P1 = (kW) Do đó: A = Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng Số liệu cho trước: P1 = 4,08 kW n1 =318,4 (vg/ph) u =4,44 1.Chọn vật liệu: +/ Chọn vật liệu của bánh nhỏ :Thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB =241…285 sb = 850(MPa) sch=580(MPa); +/ Chọn vật liệu của bánh lớn giống như vật liệu làm bánh nhỏ nhưng có HB =192…240 sb=750(MPa) sch=450(MPa) 2.Xác định ứng suất cho phép: Theo bảng 6.2 với thép 45 tôi cải thiện , ta có: s0Hlim=2.HB + 70 ; SH = 1,1 ; s0Flim=1,8 .HB ; SF = 1,75; Chon độ rắn bánh nhỏ là HB1 = 245 bánh lớn là HB2 = 230 => s0Hlim1 =2 . HB+70 = 2. 245 +70 =560 MPa s0Flim1 = 1,8 . 245 = 441 MPa s0Hlim2 =2 . HB+70 = 2. 230 +70 =530 MPa s0Flim2 = 1,8 . 230 = 414 MPa Theo 6.5 ta có: NH01=30.HBHB2,4 =30 . 2452,4 = 16.106; NH02=30.HBHB2,4 = 30 . 2302, 4=13,9.106; +)ứng suất tiếp xúc cho phép: Theo 6.5 ta có: NHE2 = 60 . c. = 60 . c . =60 . 1. m,6,1.107 Do đó KHL2 = 1 NHE1 = NHE2 . u > NHO1 =>KHL1 = 1 Như vậy sơ bộ ta xác định được: [sH] =s0Hlim.KHL/SH =>[sH1] = = 509 MPa [sH2] = = 481,8 MPa Do đó ta có: [sH] = ([sH1] + [sH2]). = (509 + 481,8) . = 495,4 MPa +/ứng suất uốn cho phép: NFE2 = 60.c.= = 60.c.. = 60. 1 ..19000.(0,86 . 0,5 + 0,5 . 1)= 5,1.107 = NFE2> NF0 =4.106 nên KFL2=1 NFE1 = u . NFE2 =>NFE1 > NFO Do đó KFL1 = 1 Vậy theo công thức 6.2a ( bộ truyền quay 1 chiều KFC = 1) [sF] =s0Flim.KFC. KFL/SF [sF1] = = 252 MPa [sF1] = = 236,5 MPa +/ứng suất cho phép khi quá tải: [sH]max =2,8.sch2 = 2,8 . 450 = 1260 (MPa) [sF1]max =0,8.sch1 = 0,8 . 580 = 464(MPa) [sF1]max =0,8.sch2 = 0,8 . 450 = 360(MPa) 3.Xác định sơ bộ khoảng cách trục: aw=Ka(u+1) (6.15a); +)Ka= 43 :hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng ( theo bảng 6.5) +)u=4,44 : tỷ số truyền của cặp bánh răng +)T1=122374 (Nmm) :mômen xoắn trên trục chủ động +)[sH] = 495,4(MPa) +)yba= 0,3 chọn sơ bộ theo (bảng 6.6) +)KHb :hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc Theo bảng 6.7 chọn KH ứng với sơ đồ 5 (bánh răng phân bố không đối xứng) Mặt khác : ybd=0,5 . yba . (u+1) = 0,5 . 0,3 . (4,44+1)=0,816 Theo bảng 6.7 => Tra theo nội suy : => KH = 1,0516 aW=43. ( 4,44 + 1) = 171,4 mm Chọn aW = 175 mm 4.Xác định các thông số ăn khớp: +) Theo (6.17) m =(0,01- 0,02) . aW= ( 0,01 0,02 ) . 175 = 1,75 – 3,5 ( mm) Chọn m =2,5 theo tiêu chuẩn +)Chọn sơ bộ b=100 (00<b<200) +)Theo 6.31 Số răng bánh nhỏ Z1===25,3 Lấy Z1=25 Số răng bánh lớn Z2 = u . Z1 = 4,44 . 25 = 111 Do vậy tỉ số truyền thực : um = Tính lại b: cosb ===0,971 => b= 13,729 0 5.Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc : Theo (6.63) ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc: sH =ZM. ZH. Ze.[sH]; +)ZM = 274 MPa1/3 : hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp (theo bảng6.5); +)ZH =1,724 :hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc Theo 6.35 tgb = cos = cos20,548 . tg13,729 = 0,229 => = 12.88 Với = atw = arctg ( tg20 / 0,971) = 20,548 =>Do đó theo 6.34 ZH = +)Ze : hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng Theo 6.37do eb=bw.sinb/(mp) = 52,5 . sin13,7290/( 3,14 . 2,5 ) =1,578 > 1 Với bw là chiều rộng bánh răng bw = ba . aw = 0.3 . 175 =52,5 Theo 6.38 ta có với eb > 1 Ze= (1/ea) = = 0,773 Với ea = [1,88 – 3,2 (+)] . cosb = [1,88 – 3,2(+)] . cos13,7290 =1,673 +)Đường kính vòng lăn bánh nhỏ dw1 =2 . aw / (u+1) =2 . 175 / (4,44+1) =64,34 mm; +)Theo 6.40 , v = = (m/s) Với v = 1,07 (m/s) theo bảng 6.13 với cấp chính xác 9 và v <2,5(m/s) KHa : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp Theo bảng 6.14 KHa = 1,13 +)Theo 6.42 H . go . v . -: Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp .Theo bảng 6.15 = 0,002 -go : Hệ số kể đến sai lệch các bước răng bánh 1 và 2 Theo bảng 6.16 => go = 73 Do đó theo 6.41 +) Hệ số tải trọng động KHv = 1 + Theo 6.39 =>KH = KH.KH.KHV = 1,0516 . 1,13 . 1,011 =1,2 Thay các giá trị vào 6.36 ta được sH = 274 . 1,722 . 0,773 .= 469 MPa *)Xác định chính xác ứng suất tiếp cho phép Theo 6.1 v = 1,07 m/s <5 m/s =>Zv = 1 Với cấp chính xác động học là 9 ,chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra = 2,5….1,25,do đó ZR = 0,95 Với da < 700mm KXH = 1 =>[sH]’ = [sH] . ZV . ZR .KXH =495,4 . 1. 0,95 . 1 =471 (MPa) Vậy [sH] = 469 < [sH]’ = 471 Mặt khác : ==0,43% < 10 % . => Không thừa bền. Vậy điều kện bền tiếp xúc thoả mãn. 6.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn: Để đảm bảo độ bền uốn cho răng ứng suất sinh ra tại mặt răng không được vượt quá giá trị cho phép: sF1 =[sF1] +)Theo bảng 6.7 Hệ số phân bố không đều tải trọng K = 1,122. +)Theo bảng 6.14 với v < 2,5 m/s Cấp chính xác là 9 ta có KF = 1,37 +)KFV : Hệ số tải trọng động vF = =0,006 . 73. 1,07. =2,94 Với Theo bảng 6.15 Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp = 0,006 Bảng 6.16 go = 73 +)do đó KFV = 1 + = 1 + +)KF = KF . KF. KFV =1,122. 1,37 . 1,026 = 1,577 Với ea =1,673 =>Ye = 0,598 +) Với b = 13,729 o =>Yb = 1 – 0,902 +)Số răng tương đương Zv1 == = 27 Zv1 == =121 Theo bảng 6.18 ta được : Tra theo nội suy =>YF1 = 3,86 YF2 = 3,6 +) Với m = 2,5 mm => YS = 1,08 - 0,0695ln(m) =1,08 - 0,695. ln2,5 = 1,016 +)YR = 1 (bánh răng phay) +)KXF = 1 (da < 400 mm) Do đó theo 6.2 và 6.2a ta có [sF1] = [sF1] . YR . YS .KXF =252 . 1 .1,016 . 1 =256 MPa [sF2] = [sF2] . 1,016 = 236,5 . 1,016 = 240 MPa Thay các giá trị vào công thức trên ta có: sF1 = 95MPa sF1 < [sF1] = 256 MPa sF2 = sF1 . = 95 . = 89 MPa sF2 < [sF2] = 240 MPa Vậy điều kiện bền uốn được thoả mãn 7.Kiểm nghiệm về quá tải Theo 6.48 với Kqt = 1,5 Do đó : sH1max= sH . = 469 . = 574 MPa < [sH]max =1260 (MPa); Theo 6.49 sF1max= sF1.Kqt = 95.1,5 =1425 < [sF1]max = 464(MPa); sF2max= sF.Kqt = 89.1,5 =133,5 < [sF2]max = 360(MPa); Đảm bảo điều kiện quá tải đủ bền 8.Các thông số và kích trước bộ truyền : -Khoảng cách trục aw =175 mm -Môđun pháp m =2,5 -Chiều rộng bánh răng bw =52,5mm -Tỉ số truyền um = 4,44 -Góc nghiêng b = 13 o 43’ -Số răng Z1 =25 ; Z2 = 111 -Hệ số dịch chỉnh x1 = x2 = 0 -Đường kính vòng chia d1 ===64,3 mm d2 ===285,6 mm -Đường kính đỉnh răng da1 = d1 + 2 . m =64,3 +2 . 2,5 = 69,3 mm da2 = d2 + 2 . m =285,6 +2 . 2,5 = 290,6 mm -Đường kính đáy răng df1 = d1 – 2,5 . m = 64,3 – 2,5 . 2,5 =58,0 mm df2 = d2 – 2,5 . m = 285,6 – 2,5 . 2,5 =279,4 mm *) Điều kiện bôi trơn atv + atv = 100 ; df1 = 31,2mm ; df4 = 279,4mm atv + = 100 + = 115,6 Vậy thỏa mãn điều kiện bôi trơn. Phần 3 :Tính toán thiết kế trục và chọn ổ lăn Tính toán thiết kế trục 1.Chọn vật liệu: Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 có sb= 600 MPa. ứng suất xoắn cho phép [t] = 18 Mpa 2.Tính sơ bộ đường kính trục +/Với trục 1 là trục vào của hộp giảm tốc Đường kính trục được xác định: d1sb ,thay số : d1sb = 16,9mm Trục 1 được lắp với trục động cơ qua khớp nối Theo bảng P1.7 / 242) đường kính trục động cơ dđc=28 mm d1sb = (0,8..1,2) . dđc = 22,4 33,6 Quy chuẩn d1sb = 30 mm +/Với trục 2 d2sb d2sb = 32,4 mm Quy chuẩn d2sb = 35 mm +/Với trục 3 d3sb d3sb = 52,5 mm Quy chuẩn d3sb = 55 mm 3.Xác định lực tác dụng lên các trục Ta có sơ đồ đặt lực như trên +/Đối với Trục vít – Bánh vít . Ft2 = Fa1 = = = 1699 N Fr1 = Fr2 = Fa1 . = = 1798 N Ft1 = Fa2 = Fa1 . tg(g + j)= 1699 . tg(17,6 + 1,6) = 592 N +/Đối với bánh răng trụ răng nghiêng Ft1 = Ft2 = = = 3806 N Fr1 = Fr2= = = 1430 N Fa1=Fa2 = Ft1 . tgb = 3806 . tg13,729 =930 N 4.Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực: +/Từ đường kính sơ bộ theo bảng 10.2 ta chọn sơ bộ chiều rộng ổ lăn: b0 = 20 mm - Chiều dài mayơ ở đĩa xích và mayơ bánh răng trụ lắp trên trục 3 là : lm = ( 1,2..1,5 ) . d3sb = ( 1,2…1,5 ) . 55 = 66 …82,5 mm; Chọn lm = 73 mm -Chiều dài mayơ nửa khớp nối ( 1,4..2,5 ) . d1sb= (1,4..2,5) . 30 = 42…75 mm; Chọn lmk = 50 mm -Chiều dài mayơ bánh răng trụ trên trục 2 lmbr = (1,2 … 1,5) . d2sb = (1,2 …1,5) . 35 = 42…52,5 Chọn lmbr = 53 mm -Chiều dài mayơ bánh vít lmbv = (1,2 …1,8)d2sb = (1,2…1,8). 35 = 42…63 Chọn lmbv = 50 mm Theo bảng 10.3 chọn các khoảng cách: k1 =12 :Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc k/c giữa các chi tiết quay k2 =12 :hoảng cách từ mặt nút ổ đến thành trong của hộp k3 =15 :ảng cách từ mặt mút chi tiết quay đến nắp ổ hn =18 :Chiều cao nắp ổ và đầu bulông Từ đó ta có sơ đồ kết cấu động học trang sau +/Trục 1: l12 = -lc12= -[ 0,5 ( lm12 + b01 ) + k3 + hn ] l11 =0,95 . dam2 = 0,95 . 165,6 = 157,32 Chọn l11 = 158 mm l13 = = = 79mm lc12 = 0,5 . (lm12 + 2. bo) +k3 + hn =0,5 . (50 + 2. 27) +15 +18 = 85mm +/Trục 2 ( Lắp bánh răng cấp nhanh ) lm22 : Chiều dài mayơ lắp trên bánh vít lm22 = 50 lm23 : Chiều dài mayơ lắp trên bánh răng lm23 = 45 l22 = 0,5 ( lm22 + b02 ) + k1 + k2 = 0,5 .( 50 + 27 ) + 12 + 12 = 62,5 mm l23 = l22 + 0,5 ( lm22 + lm23 ) + k1 = 55 + 0,5 ( 55 + 53 ) + 12=122 mm l21 = + l23 + + k1 + k2 = + 122 + +12 +12 =182mm +/Trục 3 (Lắp bánh răng cấp chậm) Tính l32 = l23 = 122mm l31 = l21 =182 mm l33 = l31 + hn + k3 + =182 + +12 +15 + =257,5mm 5 .Xác định lực trên các gối đỡ: +/Trên trục 1: Lực tác dụng từ khớp Fk = (0,2 0,3)Ft Ft = Tra bảng 16.10a_trang 68 Q2 ta có với đường kính trục động cơ dđcơ = 28 ,T =17560 =>Dtc = 50 mm Vậy Fk = (0,2 0,3) . = 141 211 Lấy Fk = 176 N Lực tác dụng lên trục vít Ft1= 592 N Fr1=1798 N Fa1=1699 N M = = = 42815 Nmm Mômen theo trục x: = -M – Fr . 79 + FyD .158 = 0 =>FyD = = = 1170 N åY= FyB + FyD - Fr =0 =>FyB = Fr - FyD = 1798 - 1170 = 628 N Mômen theo trục y =Fk . 85 + Ft . 79 - FxD . 158 = 0 =>FxD = = = 391 N = Fk + FxB – Ft + FxD = 0 FxB =Ft - FxD - Fk = 592 - 391 -176 = 25 N Do đó ta có biểu đồ mômen (đơn vị Nmm) và kết cấu trục */Tính chính xác đường kính trục 1: áp dụng công thức tinh mômen tại các tiết diện Mtd = Với thép 45 có sb 600MPa ,Theo bảng 10.5/195 .Q1 với dsb1=30 thì [s]=63 N.mm MtđA = = 15207 Nmm dA = = = 13,4 mm MtđB = = 21332 dB = = = 15,1 mm MtđC = = 98634 Nmm dC = = = 25,02 mm Dựa theo tiêu chẩn kết hợp với phần tính toán cùng với đảm bảo độ bền ,tính lắp ghép và tính công nghệ ta chọn đường kính trục như sau: dA = 25mm ; dB = dD = 30mm ; dC = 35mm +/Trên trục 2 MB = = 592 . = 42624 Nmm MC = = 930 . = 29899 Nmm FrB = 1798 N ; FtB = 1699 N FtC =3806 N ; Frc = 1430 N Mômen theo trục x =FrB . 62,5 + FtC . 122 -FyD . 182 + MB = 0 FyD = == 3403 =FyA - FrB -FtC + FyD = 0 =>FyA = FrB + FtC -FyD = 1798 + 3806 – 3403 = 2204 N Mômen theo trục y: = -FtB . 62,5 + MC - FrC . 122 + FxD .182 = 0 =>FxD = = = 1378 N =FXA -FtB -FrC + FXD = 0 =>FXA = FtB + FrC - FXD =1699 + 1430 - 1378 =1751 Biểu đồ như hình vẽ */Tính chính xác đường kính trục 2: áp dụng công thức tinh mômen tại các tiết diện Mtd = Theo bảng 10.5/195 .Q1 với dsb1=35 thì [s]=60 N.mm MtđB = = 235956 Nmm dB = = = 34 mm MtđC = = 256115 Nmm dC = = = 34,9 mm Dựa theo tiêu chẩn kết hợp với phần tính toán cùng với đảm bảo độ bền ,tính lắp ghép và tính công nghệ ta chọn đường kính trục như sau: dA = dD = 35 mm dB = 38 mm ; dC = 40 mm +/Trên trục 3 h : Đường kính đỉnh bánh lớn /2 + khoảng cách từ đỉnh bánh răng lớn đến đáy +bề dày đáy => Chọn sơ bộ h = + 14 +14 =173,3 mm DH =H - h =750 - 173,3 =576,7 sina= = = 0,5738 => a = 35 0 Do đó Fx = Fr . cos350 = 5955 . cos350 = 4878 N Fy = Fr . sin350 = 5955 . sin350 = 3416 N Mặt khác : FtB = 3806 N ; FrB = 1430 N MB = Fa . = 930. = 132804 Nmm Mômen theo trục x =-FtB . 122 +FyC. 182 +Fy .257,5 = 0 =>FyC = = = -2282 N Đổi lại chiều FyC = FyA - FtB -FyC +Fy = 0 =>FyA = FtB + FyC -Fy-= 3806 + 2282 - 3416 = 2672 N Mômen theo trục y = FrB . 122 + MB - FxC .182 + Fx. 257,5 =0 =>FxC = = = 8590 N =FxA - FrB +FxC -Fx = 0 =>FxA = FrB +Fx - FxC = 1430 +4878 - 8590 = - 2282 N Đổi lại chiều FxA */Tính chính xác đường kính trục 3: áp dụng công thức tinh mômen tại các tiết diện Mtd = MtđB = = 623919 Nmm dB = = = 48,97 mm MtđB = = 638478 Nmm dB = = = 49,82 mm MtđB = = 453323 Nmm dB = = = 44,92 mm Dựa theo tiêu chẩn kết hợp với phần tính toán cùng với đảm bảo độ bền ,tính lắp ghép và tính công nghệ ta chọn đường kính trục như sau: dB = 55 mm dC = dA = 50 mm dD = 45 mm 6.Kiểm ngiệm hệ số an toàn Kết cấu trục cần thoả mãn điều kiện : Trong đó: [s] – hệ số an toàn cho phép, [s] = 1,5...2,5, khi cần tăng độ cứng thì [s] = 2,5... 3. +) ss , st - hệ số an toàn chỉ xét riêng cho trường hợp ứng suất pháp hoặc ứng suất tiếp, được tính theo công thức sau đây: ; trong đó s-1, t-1: giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng,vật liệu là thép 45 nên : s-1= 0,436sb =0,436 . 600 = 261,6 MPa t-1 =0,58s-1 =0,58 . 261,6 = 152 MPa +)sa, ta, sm, tm là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện xét. +/Do trục đều quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng: smi = 0, saj=smạxj= Mi/Wi Mi : Mômen uốn tổng tại điểm i +/Do trục quay một chiều, ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động: tm = ta=tmax/2=T/2.W0 +/Xác định hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số trung bình đến độ bền mỏi Theo bảng 10.7 có ys = 0,05 yt= 0 +/Xác định các hệ số Ksdj , Ktdj với các tiết diện nguy hiểm theo: Ksdj = ( Ksj/es + Kx - 1)/Ky Ktdj = (Ktj/et + Kx –1)/Ky Phương pháp gia công là tiện Ra = 2,5 …0,63 mm. Tra bảng 10.8 (trang 197) Þ Kx =1,06 Ky : hệ số tăng bền bề mặt Ky=1,6 (Tôi bằng dòng điện tần số cao) Ks : hệ số tập trung ứng suất khi uốn Kt : hệ số tập trung ứng suất khi xoắn +)Trục 1: Với số liệu như sau : dA = 30mm ; dB = dC = 35mm ; dC = 40mm */Xét các mặt cắt nguy hiểm : +/Tại trục vít C: Có d13=40 mm Theo bảng (9.1a) ta có Chọn then bằng với số liệu như sau : b=12 mm h=8 mm t1=5 mm Bảng(10-10):tra được hệ số kích thước es = 0,85 et =0,78 Thay số KsdC = ( 1,76/0,85 + 1,06 - 1)/1,6 = 1,11 KtdC = (1,54/0,78 + 1,06 - 1)/1,6=1,278  Như vậy có mô men cảm uốn và mô men cảm xoắn được tính WC = = WOC = = MC== => saC=MC/WC=97454 / 5361= 18,2 taC=T1/(2.W0)=17560/(2.11641) = 0,75 Vậy ss = 12,95 st = = 158 =>= (1,5...2,5) +/Xét tại ổ trục B: dB`=35 mm Khi đó có WB = = WoB = = Mômen : M1== = 14960 Nmm =>saB= = = 3,55. taB=T1/(2.W0B)= 17560/(2.8418)=1,07 (N/mm2) Theo bảng 10.11 Ks1/es =2,06 Kt1/et=1,64 với kiểu lắp k6 Do đó thay số KsdC = (2,06 + 1,06 - 1)/1,6 = 2,495 KtdC = (1,64 + 1,06 - 1)/1,6=2,075 Vậy có ss = 29,5 st = = 68,46 =>= (1,5...2,5) Với kết quả tính toán như trên thì trục thoả mãn độ bền . +)Trục 2: Với số liệu như sau : dA = dD = 35 mm dB = 38 mm ; dC = 40 mm Kết cấu trục cần thoả mãn điều kiện : +/Xác định các hệ số Ksdj , Ktdj với các tiết diện nguy hiểm theo: Ksdj = ( Ksj/es + Kx - 1)/Ky Ktdj = (Ktj/et + Kx –1)/Ky Phương pháp gia công là tiện Ra = 2,5 …0,63 mm. Tra bảng 10.8 (trang 197) Þ Kx =1,06 Ky : hệ số tăng bền bề mặt Ky=1 (không tăng bền bề mặt) Ks : hệ số tập trung ứng suất khi uốn Kt : hệ số tập trung ứng suất khi xoắn Bảng(10-12):dùng dao phay ngón,hệ số tập trung ứng suất tải rãnh ứng suất vật liệu: Ks =1,46 ; Kt =1,54 Bảng(10-10):tra được hệ số kích thước + Tại B và C với dB = 38 mm và dC = 40 mm thì es = 0,85 et =0,785 Thay số KsdB = ( 1,46/0,85 + 1,06 - 1)/1,6=1,105 KtdB = (1,54/0,785 + 1,06 - 1)/1,6=1,263 */Xét các mặt cắt nguy hiểm : +/Tại bánh vít B: dB = 38 mm Theo bảng (9.1a) ta có Chọn then bằng với số liệu như sau : b=10 mm h=8 mm t1=5 mm Như vậy có mô men cảm uốn và mô men cảm xoắn được tính WB = = WOB = = MB== => saB=MB/WB=210817/ 4667= 45,17(N/mm2) ta2=T2/(2.W0)=122374/ (2.10052) = 6,08 (N/mm2) Vậy có ss = 5,24 st = = 19,8 =>= (1,5...2,5) +/Xét tại bánh răng C: dC = 40 mm Chọn then bằng với số liệu như sau : b=12mm, h=8mm ,t1=5mm  WC = = WOC = = MC== =>saC=MC/WC=233159/5361=45,5(N/mm2) taC=TC/(2.W0C)=122374/(2.11641)=5,25(N/mm2) Theo bảng 10.11 Ks1/es =2,06 Kt1/et=1,53 với kiểu lắp k6. Vậy có ss = 5,2 st = = 22,9 =>= (1,5...2,5) Với kết quả tính toán như trên thì trục thoả mãn độ bền ! +) Trục 3: Với số liệu như sau : dB = 55 mm dC = dA = 50 mm dD = 45 mm Kết cấu trục cần thoả mãn điều kiện : */Xét các mặt cắt nguy hiểm : +/Tại bánh răng B: Có dB=55 mm Theo bảng (9.1a) ta có Chọn then bằng với số liệu như sau : b=16 mm h=10 mm t1=6 mm Như vậy có mô men cảm uốn và mô men cảm xoắn được tính WB = = WOB = = MB== => saB=MB/WB=428689/ 14320= 29,9(N/mm2) ta2=T2/(2.W0)=428689/ (2.30556) = 7,01 (N/mm2) Bảng(10-10):tra được hệ số kích thước es = 0,7975 et =0,7525 Thay số KsdB = ( 1,46/0,7975 + 1,06 - 1)/1,6=1,1817 KtdB = (1,54/0,7525 + 1,06 - 1)/1,6=1,3165 Vậy có ss = 7,4 st = = 16,5 =>= (1,5...2,5) +/Xét tại ổ trục C: dC = 50 mm Khi đó có WC = = W0C = = Mômen : MC== =>saC=MC/WC=449615/12265,6=36,6(N/mm2) taC=T3/(2.W0C)=449615/(2.24531)=9,164(N/mm2) Theo bảng 10.11 Tại C lắp có độ dôi Ks1/es =2,52 Kt1/et=2,03 với kiểu lắp k6 KsdC = (2,52+ 1,06 - 1)/1,6=1,6125 KtdC = (2,03+ 1,06 - 1)/1,6=1,30625 Vậy có ss = st = 12,7 =>= (1,5...2,5) Với kết quả tính toán như trên thì trục thoả mãn độ bền 7. Bảng số liệu đường kính các trục: Trục 1 Trục 2 Trục3 dA=30 dA=35 dA=50 dB=35 dB=38 dB=55 dC=40 dC=40 dC=40 dD=35 dD=35 dD=45 Chọn ổ lăn. 1/Chọn ổ cho trục 1 Đường kính ngõng trục d =30 mm Vì trên đầu vào của hộp giảm tốc có nối trục đàn hồi nên cần chọn chiều Ftk (lực tác dụng trên khớp) cùng chiều với Ft1(lực vòng tác dụng trên trục vít ) khi đó tính lại phản lực trên các gối đỡ. Tính phản lực trên gối trong mặt phẳng oxy Ta có FxB + FxD = Ft +Fk = 592 + 176 =768 MB = Fk . 85 -Ft . 79 + FxD . 158 = 0 =>FxD = = = 201 FxB =769 - 201 =567 Theo chiều lực ban đầu thì ta có FxD = 391 N FxB = 25 N Vậy trường hợp xấu nhất xảy ra là FxD = 391 N FxB = 567 N Theo kết quả tính trục 1: FyB = 628 N FyD = 1170 N - Lực tác dụng lên gối đỡ “0” Có Fr10= - Lực tác dụng lên gối đỡ 1: Fr11=. - Lực dọc trục : Fa13 = 1699 N a/Chọn loại ổ : Theo bảng( P2.7, 2.11) Do lực dọc trục lớn ,tại gối “0”đặt 2 ổ đũa côn đối nhau kiểu v để hạn chế sự di chuyển dọc trục về 2 phía . Mặt khác cũng do vtrựot lớn Còn trên gối “1” dùng ổ tuỳ động , ở đây chọn ổ bi đỡ - Tại gối “1” với đường kính ngõng trục : d =30 mm có số liệu của ổ 306 cỡ trung C=22 kN C0 = 15,1 N d=30 mm r = 2,0 mm D = 72 mm B =19mm - Tại gối “0”: Do = = 2,0 > 1,5 nên tại gối “0”dùng ổ đũa côn cỡ trung Ký hiệu 7306 (bảng p2.11) số liệu như sau C =40 kN C0 = 29,9 kN d = 30 mm a = 13,50 D = 72 mm B =19 mm Sơ đồ đặt ổ trên trục : b/ Kiểm nghiệm độ bền +/Tại gối “0” (hai ổ đũa côn ghép với nhau) - Khả năng tải động: -/ Xác định tải trọng quy ước : Do tại gối “0” có lắp hai ổ đũa côn theo kiểu chữ v nên Q1 =( 0,5.X.V.Fr10+ Y.Fa10).kt.kđ X : hệ số tải trọng hướng tâm Y : hệ số tải trọng dọc trục V : hệ số kể đến vòng nào quay (vòng trong quay nên V=1) Xác định tổng lực dọc trục tác dụng lên ổ e = 1,5 . tga=1,5.tg13,50 = 0,36 => Fa10=Fa13+Fs1=1699 + 0 =1699 N Theo bảng 11.4 với Fa10/V.Fr10=1699/1.846 = 2,0> e, Với 2 ổ đũa côn , ta có: X= 0,4 Y= 0,4.cotg a=0,4.cotg13,5=1,667 kt =1 : hệ số ảnh hưởng của nhiệt độ kđ =1,5 : hệ số ảnh hưởng của tải trọng (do tải trọng va đập vừa) Vậy tải trọng quy ước trên ổ 1: Q0 = ( 0,5.X.V.Fr10+ Y.Fa10).kt.kđ =(0,5.0,4 .1. 846+1,667 . 2580). 1. 1,5=4502 (N) -/Tải trọng tương đương: Q0td = hay Qtd = Q1 Q0td =4502 . (110/3 0,5 + (0,8)10/3.0,5)3/10 = 4502 . 0,913 = 4109 (N) - Theo công thức 11.13 , tuổi thọ của ổ ( Giảm 1 nửa thời gian sử dụng ) L = Lh.n1.60/106 =.2866. = 1633,62 triệu vòng - Theo công thức tính khả năng tải động (11.1) Cd=Q.L3/10 => Cd = 4109 . 1633,62 3/10 = 37816 (N) = 37,816 KN < C=40 KN => Đảm bảo khả năng tải động. - Xét khả năng tải tĩnh: Theo bảng 11.6 với ổ đũa côn X0= 0,5 Y0= 0,22 . cotga =0,22.cotg13,5=0,916 Để đảm bảo khả năng tải tĩnh thì Qt< C0 C0 : khả năng tải tĩnh Qt : tải trọng tĩnh Theo 11.19 : Qt0 = X0.Fr0 +Y0.Fa0= 0,5. 846 + 0,916.1699= 1979N Qt0 < 29,9 kN =>Khả năng tải tĩnh thoả mãn +/ Xét tại ổ “1"(ổ bi đỡ) -Khả năng tải động -/ Xác định tải trọng quy ước Q0=(X.V.Fr11+Y.Fa11).kđ.kt = X.V.Fr11.kđ.kt (do lực dọc trục Fa1=0) =1 . 1 .1234 . 1.1,5=1851 N -/ Xác định tải trọng tương đương Q0td = hay Q0td = Q0.(ổ bi) Q0td =1851 . ( 13. 0,5 + (0,8)3.0,5 )1/3 = 1851 . 0,91 = 1684 N -/ Tuổi thọ của ổ lăn: L = Lh.n1.60/106 = . 2866 . = 1633,62triệu vòng -/Hệ số khả năng tải động: C1d =Q1td.L1/3= 1684 . 1633,621/3 =19833 N. =>C1d = 19,833 kN < C = 22 kN. Vậy khả năng tải động của ổ thoả mãn. - Khả năng tải tĩnh: Do là ổ bi đỡ nên theo bảng 11.6 thì X0=0,6 , Y0 = 0,5 Qt0 = max{X0.Fr10+Y0.Fa10;Fr10) = max{0,6.1234 + 0,5.0 ; 1234} = 1234 N < < C0= 13,9KN =>khả năng tải tĩnh được đảm bảo. 2.Chọn ổ cho trục 2: Với đường kính ngõng trục d = 35 mm - Lực tác dụng lên gối đỡ “0” Fro= - Lực tác dụng lên gối đỡ 1: Fr1=. - Lực dọc trục Fat2 = Fa3 - Fa2=930 - 592 = 338 (N) a/ Chọn loại ổ: Với trục 2 (trục bánh vít) do yêu cầu về tiếp xúc với trục vít nên chọn ổ đũa côn loại ổ 7207 có: C=35,2 kN C0 = 26,3 kN a=13,830 D = 72mm r = 2,0 mm d=35 mm B=17 mm Sơ đồ lắp ổ - Theo công thức ổ đũa côn : e = 1,5 . tga = 1,5 . tg13,830 = 0,369 Theo 11.7 lực dọc trục do lực hướng tâm sinh ra trên các ổ Tại ổ 0 : Fs0 = 0,83.e.Fr20 = 0,83 . 0,369 . 2812 = 861 N Tại ổ 1 : Fs1 = 0,83.e.Fr21 = 0,83 . 0,369 . 3671,4= 1124 N Với sơ đồ bố trí như hình vẽ ta có åFa0=Fs1+ Fat = 1124 + 338= 1462 N >Fs0 åFa1=Fs0 - Fat = 861 - 338 = 523 N < Fs1 Do đó Fa0 = 1462 N Fa1=Fs1= 1124 N b/Kiểm nghiệm +/Khả năng tải động: - Xác định X,Y: Có Fa0/V.Fr0=1462 / (1 . 2812) = 0,59 > e Fa1/V.Fr1=1124/ 1.3671,4 = 0,3 < e Theo bảng 11.4 chọn được ổ “0” ta được X= 0,4 Y=0,4.cotg a=0,4 . cotg13,83=1,624 ổ “1”: X=1 Y= 0 -Xác địng tải trọng quy ước : Với kd=1,5, kt=1 Q0 =(X.V.Fr0 + Y.Fa0).kt.kd=( 0,4.1 . 2812+1,624 .1462 ).1.1,5= 5249 N Q1 =(X.V.Fr1 + Y.Fa1).kt.kđ = 0,4.1 . 3671,4 .1 . 1,5= 2203 N -Tải trọng tương đương: Qtd = hay Qtd = Qmax. Qtd =5249 .(110/3 . 0,5 + (0,8)10/3.0,5 )0.3 = 0,9127. 5249 = 4791 N ( Qmax=Q0 ) Do 2 cùng loại nên chỉ cần xét ổ chịu tải trọng lớn hơn, xét ổ “0” Theo(11.1) khả năng tải động của ổ Cd=Qtd.L0,3 Với Li=60.n2.Lh/106=60 . 318,4 .19000 / 106=362,976 (triệu vòng ) Vậy Cd=4791 . 362,9760,3 = 28079 N =28,079 KN < C=35,2 KN =>Khả năng tải động thoả mãn. +/Khả năng tải tĩnh: -Xét tại ổ 1 : Theo bảng 11.6 ta có X0= 0,5 Y0=0,22cotga =0,22.cotg13,83= 0,894 Để đảm bảo khả năng tải tĩnh thì Qt<C0 C0 : khả năng tải tĩnh Qt : tải trọng tĩnh Theo 11.19 Q1 = X0.Fr1 +Y0.Fa1= 0,5. 3671,4+ 0,894.338 = 2137N Q1 = Fr1 = 3671,4 N Do vậy chọn Qt=3671,4 N =3,6714 KN < C0=26,3 N =>Khả năng tải tĩnh thoả mãn. 3/Chọn ổ cho trục 3: Đường kính ngỗng trục là dA=50 mm , dC=50 mm - Lực tác dụng lên gối đỡ “0” Fr0=) - Lực tác dụng lên gối đỡ “1”: Fr1=. - Lực dọc trục: Fat = Fa3 = 930 N a/Chọn loại ổ : Với ổ “0’’và ổ “1”: Với trục trên chọn ổ đũa côn (giảm rung động từ băng tải vào ,cố định chính xác trục để đảm bảo răng ăn khớp ) cỡ nhẹ ký hiệu ổ 7210 C = 52,9 kN C0 = 40,6 kN a =14 0 D = 90 mm d = 50 mm r = 2 mm B = 20 mm Sơ đồ đặt ổ - Theo công thức ổ đũa côn : e =1,5 . tg140= 0,374 Khi đó Tại ổ 0 : Fs0 = 0,83 . e . Fr0 = 0,83 . 0,374 . 3220 = 999 N Tại ổ 1 : Fs1 = 0,83.e.Fr1 = 0,83.0,374 . 8888= 2759 N Với sơ đồ bố trí như hình vẽ ta có åFa0=Fs1- Fat = 2759 - 930= 1829 N > Fso åFa1=Fs0+ Fat = 999+930 =1929 N <Fs1 Do đó Fa0=1829 N Fa1=2759 N b/Kiểm nghiệm +/Khả năng tải động -Xác định X,Y: Có Fa0/V.Fro=1829/1.3220 = 0,568 > e = 0,411 Fa1/V.Fr1=2759/1.8888= 0,31 < e Theo bảng 11.4 chọn được ổ “0” : X=0,4 , Y= 0,4cotg14 = 1,604 ổ “1” : X=1 Y= 0 - Xác định tải trọng quy ước : Với kd=1,5, kt=1 Q0=(X.V.Fr0 + Y.Fa0).kt.kđ =(1.0,4 . 3220 + 1,604.1829).1.1,5=6332 N Q1=(X.V.Fr1 + Y.Fa1).kt.kd=1.1.8888.1.1,5=13332 N - Tải trọng tương đương: Qtd = hay Qtd = Qt. = 0,913.Qt Với ổ “0” Qtd0=0,913. 6332=5779 N Với ổ “1” Qtd1=0,913. 13332=12172 N - Theo 11.1 khả năng tải động của ổ Cd=Qtd.L0,3 -Với L=60.n3.Lh/ 106=60.71,7 .19000/ 106 =81,738 (triệu vòng ) Vậy ổ “0” : Cd =5779 . 81,738 0,3 = 21656 N = 21,6 KN < C= 52,9 KN ổ “1” Cd =12172.81,7380,3 = 45613 N = 45,6 KN < C= 52,9 KN =>Khả năng tải động thoả mãn +/Khả năng tải tĩnh: Theo bảng 11.6 với ổ đũa côn có X= 0,5 Y=0,22cotga =0,22.cotg14=0,88 Để đảm bảo khả năng tải tĩnh thì Qt<C0 C0 :khả năng tải tĩnh Qt :tải trọng tĩnh - Xét tại ổ “0”: Theo 11.19 Q0 = X0.Fr0 +Y0.Fa0= 0,5. 3220 +0,88.1829 = 3219,5 N Q0 = Fr0 = 3220 N Do vậy chọn Qt=3220 N < C0=40,6 KN - Xét tại ổ “1” : Q1 = X.Fr1 +Y.Fa1= 0,5. 8888+0,88.2759 =6872 N Q1 = Fr1 = 8888 N Do vậy chọn Qt=8888 N <C0=40,6 KN Vậy khả năng tải tĩnh thoả mãn. Phần 4 : Thiết kế vỏ hộp giảm tốc và bôi trơn 1/Tính kết cấu của vỏ hộp: Chỉ tiêu của vỏ hộp giảm tốc là độ cứng cao và khối lượng nhỏ, do vậy chọn vật liệu để đúc hộp giảm tốc là gang xám có kí hiệu GX 15-32. Chọn bề mặt ghép nắp và thân đi qua tâm trục . 2/Bôi trơn trong hộp giảm tốc: Vì vận tốc bộ truyền không lớn trục vít đặt dưới nếu lấy tâm con lăn thấp nhất để giới hạn mức dầu thì dầu ngập hết được ren phía dưới của trục vít, do đó dùng phương pháp bôi trơn ngâm dầu trong khi bộ truyền làm việc ren trục vít cuốn dầu lên bôi trơn vùng ăn khớp khi đó hộp giảm tốc sẽ được bôi trơn đầy đủ. 3/Dầu bôi trơn hộp giảm tốc : Chọn dầu bôi trơn với vận tốc trượt của bộ truyền trục vít có vận tốc v=11,81 m/s theo bảng 18.12 chọn loại dầu có độ nhớt là 116 ,độ nhớt Engle là 16 theo bảng 18.13 chọn loại dầu bôi trơn là dầu ô tô máy kéo AK-20 4/Lắp bánh răng lên trục và điều chỉnh sự ăn khớp: Để lắp bánh răng lên trục ta dùng mối ghép then và chọn kiểu lắp là H7/k6 vì nó chịu tải vừa . 5/ Điều chỉnh sự ăn khớp: Để điều chỉnh sự ăn khớp của hộp giảm tốc bánh răng trụ này ta chọn chiều rộng bánh răng nhỏ tăng lên 10 % so với chiều rộng bánh răng lớn. 6/Bôi trơn ổ lăn Do xét tính kinh tế của bộ truyền ,nên chọn bôi trơn ổ bằng mỡ Vận tốc bánh răng lớn vt=p.n3.dw/60.1000=3,14 .71,7 . 285,6 /60000=1,072 m/s <3 m/s nên chọn bôi trơn ổ lăn bằng mỡ Bảng 4: Các kích thước của các chi tiết cấu tạo nên hộp giảm tốc đúc: Tên gọi Biểu thức tính toán Chiều dày: Thân hộp, d Nắp hộp, d1 d = 0,03. a+3 = 0,03. 175+3= 8,25 chọn d =8 > 6 mm d1 = 0,9. 8 = 7,2 mm Gân tăng cứng: Chiều dày, e Chiều cao, h Độ dốc e =(0,8 ¸ 1)d = 6,4 ¸ 8, chọn e = 7 mm h < 5.d = 40 chọn h=38 mm Khoảng 2o Đường kính: Bulông nền, d1 Bulông cạnh ổ, d2 Bulông ghép bích nắp và thân,d3 Vít ghép nắp ổ, d4 Vít ghép nắp cửa thăm dầu, d5 d1 = 0,04.a+10 = 0,04.175 +10 =17 Þ d1 =18 mm d2 =(0,7¸0,8).d1 Þ d2= 12 mm d3 = (0,8¸ 0,9).d2 Þ d3 = 10 mm d4 = (0,6 ¸ 0,7).d2 Þ d4 = 8 mm d5 =( 0,5 ¸ 0,6).d2 Þ d5 = 8 mm Mặt bích ghép nắp và thân: Chiều dày bích thân hộp, S3 Chiều dày bích nắp hộp, S4 Bề rộng bích nắp hộp và thân K3 S3 =(1,4 ¸ 1,5) d3 chọn S3 = 15mm S4 = ( 0,9 ¸ 1) S3 = 14 mm K3 = K2 - ( 3¸5 ) mm = 39 - 3= 36 mm Kích thước gối trục: Đường kính ngoài và tâm lỗ vít, D3, D2 Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ: K2 Tâm lỗ bulông cạnh ổ: E2 và C ( k là khoảng cách từ tâm bulông đến mép lỗ) Chiều cao h Định theo kích thước nắp ổ K2 = E2 + R2 + (3¸5) = 19,2+15,6 +4 = 38,8 chọn K2 = 39mm E2= 1,6.d2 = 1,6 . 14= 19,2 mm.Lấy E2=19 R2=1,3 . d2 = 1,3. 12 = 15,6mm.Lấy R2 =16 C » D3 / 2 với k1,2d2=14 mm h: phụ thuộc tâm lỗ bulông và kích thước mặt tựa Mặt đế hộp: Chiều dày: Khi không có phần lồi S1 Bề rộng mặt đế hộp, K1 và q S1 = (1,3 ¸ 1,5) d1 Þ S1 = 24 mm K1 » 3.d1 » 3.17 = 51 mm q = K1 + 2d = 51 + 2. 8 = 67 mm; Khe hở giữa các chi tiết: Giữa bánh răng với thành trong hộp Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp Giữa mặt bên các bánh răng với nhau. D ³ (1 ¸ 1,2) d Þ D = 9 mm D1 ³ (3 ¸ 5) d Þ D1 = 30 mm D2 ³ d = 9 mm Số lượng bulông nền Z Z = ( L + B ) / ( 200 ¸ 300) Một số chi tiết khác : 1./ Kích thước gối trục Đường kính ngoài và tâm lỗ vít D3,D2 D3=D + 4,4.d4 D2=D+(1,6..2)d4 -Trục 1: Trục vít Tại ổ 1 : ổ bi đỡ D = 72 D3 = 110 D2= 90 Vít M8 Tại ổ 0 :ổ đũa côn D=72 (theo bảng18.2): D2= 108 D3 = 110 Vít M8 z = 4 -Trục 2: ổ đũa côn D = 72 D2= 88 D3= 110 Vít M8 z = 4 - Trục3: ổ đũa côn D =9 0 D2=110 D3= 130 Vít M10 z = 6 2./ Kích thước hộp giảm tốc: Tính sơ bộ Chiều dài hộp L = 0,5 ( daM2+dabr2 ) +aw + 2 . d + 2 . D = 0,5 ( 176+290,6 ) + 175 + 2 . 8 + 2 . 9 = 442 mm Chiều rộng hộp: B = l21+ 2. d =182 +2.8 =198 mm Vậy số lượng bulông nền là Z=(L+B)/200=(442+198)/200 =3,2 Lấy Z = 4. 3./Chốt định vị Dùng chốt côn , theo bảng 18.4a d= 8 mm c =1,2mm l = 40 mm 4./ Cửa thăm Để kiểm tra, quan sát các chi tiết máy trong hộp khi lắp ghép và để đổ dầu vào hộp trên đỉnh hộp ta làm cửa thăm Theo bảng 18.5 A=100 (mm) B =75 A1=150 B1 =100 C = 125 C1=// K=87 R=12 Vít M8´22 Z = 4 5./ Nút thông hơi Khi làm việc nhiệt độ trong hộp tăng lên ,để giảm áp suất và điều hoà không khí bên trong và bên ngoài hộp ta làm nút thông hơi Theo bảng 18.6 A=M27x 2 B =15 C=30 D =15 E= 45 G =36 H=32 I=6 K= 4 L=10 M=8 N=22 O =6 P=32 Q =18 R =36 S =32 7./ Nút tháo dầu Cấu tạo của nút Theo bảng 18.7 d =M20´2 b =15 m=9 f=3 L=28 c=2,5 q=17,8 D =30 S =22 D0=25,4 8./ Kích thước rãnh lắp vòng phớt và vòng phớt Theo bảng 15.17 có kích thước như sau d=32 d1=33 d2=31 D = 45 a =6 b = 4,3 S0=9 d=53 d1=54 d2= 51 D = 71 a =9 b = 6,5 S0=12 9/Kích thước nắp ổ Theo bảng 18.2 Trục 1 Với đường kính ngoài của ổ đũa côn D =72 D2=90 D3=110 D4=65 h =10 d4= M8 z= 4 Trục 2 : D =72 D2=88 D3=110 D4=65 h =10 d4= M8 z= 4 Trục 3 : D =90 D2=110 D3=130 D4=85 h =12 d4=M10 z=6 10/ Bánh răng Đường kính ngoài mayơ D =(1,5..1,8) d=(1,5..1,8).55 = 82,5.. 99 chọn D =90 Chiều rộng bánh răng b = 53mm Vành răng d =(2,5..4).m = (2,5..4).2,5= 6,25..10 chọn d =9 mm Chiều dày đĩa c =(0,2..0,3).b = 0,3.53 = 16 mm Trên đĩa có lỗ với đường kính d =12..25 mm , chọn d = 20 mm & Bánh vít Đường kính ngoài mayơ D =(1,5..1,8) d=(1,5..1,8). 38=57 ..68,4 chọn D =60 Chiều rộng bánh răng b =53mm Vành răng d =9mm Chiều dày đĩa c =(0,2..0,3).b =0,3.50 =15mm Trên đĩa có lỗ với đường kính d=12..25mm ,chọn d = 18mm 11/Bạc lót Chọn chiều dầy bạc lót phụ thuộc vào đường kính trục và kích thước vai trục : d1= 3 - 5 mm Phần 5 : Kiểu lắp ghép Bảng kê các kiểu lắp, trị số của sai lệch giới hạn và dung sai kiểu lắp Kiểu lắp Trục 1 Trục 2 Trục 3 Kiểu lắp Dung sai (mm) Kiểu lắp Dung sai (mm) Kiểu lắp Dung sai (mm) Bánh răng-Trục F40 +25 0 F55 +20 0 +18 +2 +21 +2 Bánh vít- trục F38 +25 0 +18 +2 Nối trục-trục F30 +21 0 +15 +2 ổ lăn -trục F30k6 +18 +2 F35k6 +18 +2 F50k6 +21 +2 Vỏ hộp - ổ lăn F72H7 +30 0 F72H7 +30 0 F90H7 +35 0 Bạc chặn – trục F25 +55 +20 F30 +64 +25 F45 +64 +25 +15 +2 +18 +2 +18 +2 Nắp - vỏ hộp F72 +30 0 F72 +30 0 F90 +35 0 -100 -174 -100 -174 -120 -207 Cốc lót-vỏ hộp F94 +35 0 -120 -207