Đồ án chi tiết máy 2019

0
66
Đồ án chi tiết máy 2019

Đồ án chi tiết máy 2019

Mọi ý kiến đóng góp xin gửi vào hòm thư: hotroontap@gmail.com

Tổng hợp các đề cương đại học hiện có của Đại Học Hàng HảiĐề Cương VIMARU 

Kéo xuống để Tải ngay đề cương bản PDF đầy đủ: Sau “mục lục” và “bản xem trước”

(Nếu là đề cương nhiều công thức nên mọi người nên tải về để xem tránh mất công thức)

Đề cương liên quan: Luật bất thành văn trong quản lý hoạt động nhóm


Mục Lục

Tải ngay đề cương bản PDF tại đây: Đồ án chi tiết máy 2019

 

Đồ án môn học

 

 

 

 

 

 

 

CHI TIẾT MÁY
TRƯỜNG CAO ĐẲNG CÔNG NGHỆ

                   KHOA CƠ KHÍ

                      ***                                  ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY

                Đề Số: 10                                    

                                         THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BÁNH RĂNG TẢI

 

 

  1. Động cơ 3. Hộp giảm tốc  4.Bộ truyền đai                thang
  2. Nối trục đàn hồi      5. Băng tải       dẹt

Số Liệu Cho Trước :        

 

1

2

3

4

5

6

7

8

9

STT

Sinh viên thiết kế

Lực kéo băng tải

F (N)

Vận tốc băng tải

V (m/s)

Đường kính tang

D (mm)

Thời hạn phục vụ

lh (giờ)

Số ca làm việc Soca

Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài α (o)

Đặc tính làm việc

5

Nguyễn Bá Anh Hào

14000

0.7

400

10000

1

38

Va đập

                                                                                         

 Khối Lượng Thiết Kế :

             

            1/ Bản vẽ lắp hộp giảm tốc – khổ A0

             

            2/ Bản vẽ chế tạo chi tiết – khổ A3

 

            3/ 1 bản thuyết minh  (Kèm theo đĩa CD)

 

            Giáo viên hướng dẫn : NGUYỄN THANH TÂN

 

PHẦN I: TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC

I. Chọn động cơ điện

1. Chọn kiểu, loại động cơ

Đây là trạm dẫn động băng tải nên ta chọn động cơ: 3 pha không đồng bộ roto lồng sóc, do nó có nhiều ưu điểm cơ bản sau:

– Kết cấu đơn giản, giá thành thấp.

– Dễ bảo quản và làm việc tin cậy.

2. Chọn công suất động cơ

Công suất của động cơ được chọn theo điều kiện nhiệt độ, đảm bảo cho khi động cơ làm việc                                     nhiệt độ sinh ra không quá mức cho phép. Muốn vậy, điều kiện sau phải thoả mãn:

      (KW)

 – công suất định mức của động cơ.

– công suất đẳng trị trên trục động cơ.

Do ở đây do chế độ làm việc êm nên tải trọng là không đổi :

 

– công suất làm việc danh nghĩa trên trục  động cơ

 – Giá trị công suất làm việc danh nghĩa trên trục công tác:

 =   (KW) (2.11)[I]          

Ft – lực vòng trên trục công tác (N);

V – vận tốc vòng của băng tải    (m/s).

 – hiệu suất chung của toàn hệ thống.

Theo bảng 2.3[I] ta chọn:

 = 0,96        –  Hiệu suất bộ truyền đai

= 0,97         –  Hiệu suất bộ truyền bánh răng

 = 0,99       –  Hiệu suất của mỗi cặp ổ lăn

 =  1                                   –  Hiệu suất khớp nối

 P  = 14000 (N)

 V = 0,7 (m/s)

Þ  = 0,96.0,972.0,994.1 = 0,868

Công suất cần thiết là:

 

Suy ra, công suất làm việc danh nghĩa trên trục  động cơ:

              (KW)

                 (KW)

3. Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ nđb

Tính số vòng quay của trục công tác

– Với hệ dẫn động băng tải:

                (v/ph)                                                                    D – đường kính tang dẫn của băng tải (mm);

    v – vận tốc vòng của băng tải       (m/s)

4. Chọn động cơ thực tế

Qua các bước trên ta đã xác định được:                

Căn cứ vào những điều kiện trên tra bảng phụ lục P1.1; P1.2: P1.3[I]:

Các thông số kỹ thuật của động cơ, ta chọn động cơ4A160M8Y3. Bảng các thông số kỹ thuật của động cơ này.

Kiểu động cơ

Công suất KW

Vận tốc quay (v/ph)

       

4A160M8Y3

11

730

0,75

87

2,2

1,4

 

5. Kiểm tra điều kiện mở máy, điều kiện quá tải cho động cơ:

  1. Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ

Khi khởi động, động cơ cần sinh ra một công suất mở máy đủ lớn để thắng sức ỳ của hệ thống.

 Vậy:

                   (KW)

– Công suất mở máy của động cơ 

 =2,2  Hệ số mở máy của động cơ

– Công suất ban đầu trên trục động cơ

Từ các công thức trên ta tính được:

   (KW)     

         (KW)

Kbd – Hệ số cản ban đầu;ta chọn Kbd =1,5

Ta thấy: . Vậy động cơ đã chọn thoả mãn điều kiện mở máy.

  1. Kiểm tra điều kiện quá tải cho động cơ

Ở đây chế độ  làm việc êm nên tải trọng là không đổi nên ta không cần kiểm tra quá tải cho động cơ.

         II. Phân phối tỉ số truyền

Việc phân phối tỷ số truyền Ich cho các cấp bộ truyền tong hộp có ảnh hưởng rất lớn đến kích thước và khối lượng trong hộp giảm tốc 

Thỏa mản nguyên tăc sau :

+Phân phối tỷ số truyền I ch sao cho các bộ truyền có kíchthươc nhở gọn

+Phân phối tỷ số truyền sao cho việc bôi trơn dể nhất

 Ta có :

ichung=

=  v/p  (v=)

   Mà :ih = ing.itr = iđ.it = iđ.inh.ichậm

   Chọn  iđ=1,82 ta có : it==

   Bộ truyền cấp nhanh (bộ truyền bánh răng nón răng thẳng): inh

   Bộ truyền cấp chậm (bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng): ichậm

   Trong điều kiện bôi trơn các bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc bằng phương pháp     ngâm dầu 

    lấy inh =0,22it => choün inh = 0,22.11,97=2,63

 => inh =

Tỉ số truyền chung của toàn hệ thống:  

Trong đó: ndc – số vòng quay của động cơ đã chọn (v/ph)

nct  – số vòng quay của trục công tác (v/ph)

Ta có:     

Với:     ung – tỉ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp

uh – tỉ số truyền của hộp giảm tốc uh = u1.u2

u1, u2 – tỉ số truyền của các bộ truyền cấp nhanh và cấp chậm

1. Tỉ số truyền của bộ truyền ngoài hộp

Hệ dẫn động gồm hộp giảm tốc hai cấp đồng trục nối với 1 bộ truyền xích ngoài hộp.

 

 

Chọn ung = ux = 3

2. Tỉ số truyền của các bộ truyền trong hộp giảm tốc

                uh = u1.u2

Đối với hộp giảm tốc 2 cấp đồng trục ta tính TST  theo công thức:

III. Xác định các thông số trên các trục

1. Tính tốc độ quay của các trục (v/ph)

– Tốc độ quay của trục I:                                 (v/ph)

– Trong đó  là tỉ số truyền của khớp nối

– Tốc độ quay của trục II:                               (v/ph)

– Tốc độ quay của trục III:                            (v/ph)

– Tốc độ quay của trục IV:                          (v/ph)

          2. Tính công suất trên các trục (KW)

– Công suất danh nghĩa trên trục động cơ:

                                                                               (KW)

– Công suất danh nghĩa trên trục I:

                  (KW)

– Công suất danh nghĩa trên trục II:

                        (KW)

– Công suất danh nghĩa trên trục III:

                                     (KW)

– Công suất danh nghĩa trên trục IV:

                                       (KW)

3. Tính mômen xoắn trên các trục (Nmm)

Mô men xoắn trên trục thứ k được xác định theo công thức sau:

 

– Mômen xoắn trên trục động cơ:

                                  (Nmm)

– Mômen xoắn trên trục I:

                                  (Nmm)

– Mômen xoắn trên trục II:

                                    (Nmm)

– Mômen xoắn trên trục III:

                                      (Nmm)

– Mômen xoắn trên trục IV:

                                     (Nmm)

4. Lập bảng số liệu tính toán:

 

Tham số

Trục

Đ/cơ

I

II

III

Công tác

i

Iđ = 1,82

Inh= 2,63

                 Ich= 4,55

                         4,55

 

 Công suất (kw)

11,3

11,187

10,7

10,3

9,8

 Tỷ số truyền

 

3

4,7

3,1

1

 

Số vòng quay(v/ph)

730

730

270

100

33,4

 Mô men (Nmm)

147829

146351

378463

983650

2802096

                           

 

PHẦN II: THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG

I. Tính toán thiết kế các bộ truyền trong hộp

1. Chọn vật liệu cặp bánh răng côn và cặp bánh răng trụ

Do hộp giảm tốc ta đang thiết kế có công suất trung bình, nên chọn vật liệu nhóm I có độ cứng HB < 350 để chế tạo bánh răng.

Đồng thời để tăng khả năng chạy mòn của răng,nên nhiệt luyện bánh răng lớn đạt độ rắn thấp hơn độ rắn bánh răng nhỏ từ 10 đến 15 đơn vị độ cứng.

 

– Dựa vào bảng 6.1, [I]: Cơ tính của một số vật liệu chế tạo bánh răng, ta chọn:

Cặp bánh răng trụ:

Loại bánh răng

Nhãn hiệu thép

Nhiệt luyện

Kích thướt S(mm) không lớn hơn

Độ rắn

Giới hạn bền  (Mpa)

Giới hạn chảy  (Mpa)

Bánh răng nhỏ

45XH

Tôi cải thiện

100

HB 230300

850

600

Bánh răng lớn

45X

Tôi cải thiện

100

HB 230280

850

650

2. Xác định ứng suất cho phép

Ứng suất tiếp xúc cho phép  và ứng suất uốn cho phép xác định theo các công thức sau:

                                                                                        (6.1)[I]

                                                                                        (6.2)[I]

ZR – Hệ số xét đến độ nhám mặt răng làm việc.

ZV – Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng.

KXH – Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng.

YR – Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng.

YS – Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu với tập trung ứng suất.

KXF – Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn.

Chọn sơ bộ:  và  nên ta có:

                                                                                                     (6.1a)[I]

                                                                                                (6.2a)[I]

Trong đó: và : lần lượt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở.

Giá trị của chúng được tra trong bảng 6.2, [I].

Chọn độ rắn       

                                                                                                        (MPa)

                                                                                                         (MPa)

Vậy    

Bánh nhỏ:2.290+70=650                                                   (MPa)

               1,8.290=522                                                              (MPa)

Bánh lớn:2.280+70=630                                                     (MPa)

               1,8.280=504                                                               (MPa)

  • KFC: Hệ số xét đến ảnh hưởng của việc đặt tải.

Vì hệ dẫn động ta thiết kế, tải được đặt một phía (bộ truyền quay 1 chiều) [ KFC =1

  • KHL,FL: Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng, được xác định theo công thức sau:

                                                                                           (6.3)[I]

                                                                                              (6.4)[I]

Với:

-mH, mF: bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn.

Vì vật liệu ta chọn làm bánh răng có HB < 350 nên: mH = mF = 6

 -NHO: số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc.

 (HHB – Độ rắn Brinen)                                                                   (6.5)[I]

: số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc của bánh răng nhỏ.

: số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc của bánh răng lớn

 

NFO: số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn

Với tất cả các loại thép thì: NFO = 4.106

NHE, NFE: số chu kì thay đổi ứng suất tương đương.

Vì ở đây bộ truyền chịu tải động tĩnh nên:

NHE = NFE = N = 60.c.n.tS                                                                                                                    (6.6)[I]     

Với: c, n, tS lần lượt là số lần ăn khớp trong một vòng quay, số vòng quay trong 1 phút và tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét.

Ta có:c=1

  (giời)

– Trong  bộ truyền bánh răng cấp nhanh:

Bánh nhỏ có:n1 =730 (v/ph) nên:

Bánh lớn có:n2 = 270 (v/ph) nên:

– Trong bộ truyền bánh răng cấp chậm:

Bánh nhỏ có:n3 = 100  (v/ph) nên:

Bánh lớn có:n4 = 33,4(v/ph) nên:

Vậy:

– Bộ truyền bánh răng cấp nhanh có:

>lấy 

>lấy 

>lấy 

>lấy 

– Bộ truyền bánh răng trụ cấp chậm có:

>lấy 

>lấy 

 

SH,SF: Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn, tra bảng 6.2 ta có ứng với vật liệu đã chọn thì:

SH = 1,1; SF = 1,75

Từ đó ta xác định được sơ bộ ứng suất cho phép của bánh răng.

          =590                                                               (MPa)

          =298                                                    (MPa)

          =573                                                                 (MPa)

          =288                                                      (MPa)

Vì vậy, ứng suất tiếp xúc cho phép là: ==573(MPa).

Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:

                            (MPa)                               (6.13)[I]

Ứng suất uốn cho phép khi quá tải (vật liệu có HB<350) là:

          =0,8.650=520                                                                   (MPa)

         =0,8.600=480                                                                  (MPa)

          3.Tính toán cấp chậm ,bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng :

          a.Tính khoảng cách trục:

          aw1 =Ka(u+1)                                                                        (6.15a)[I]

Tra bảng 6.6   =0,25…0,4 ,chọn      = 0,3.Bánh răng thẳng Ka =49,5.

Theo (6.16)

  = 0,53.0,3.(2,7+1)=0,6 bảng (6.7) ,tra theo đồ 4

  = 1,01

aw1 = (mm)

          b.Xác định các thông số ăn khớp :

 Lấy  aw1 = 210 (mm)

 từ đó   m = (0,01..0,02)aw1 = (0,01..0,02) .210= 2,1..4,2                                  (6.17)[I]

Chọn môdun tiêu chuẩn m = 2,5

 z1 =    chọn z1 =45

 z2 = .45=2,7.45=121  chọn z2 = 121

Do đó

aw =

Có tỉ số truyền thực   ut = =3

Vì  45 theo bảng 6.9[I] ta chọn hệ số dịch chỉnh = 0

cos                                               (6.27)[I]

 

            c.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc : 

Do hệ thống bánh răng được đậy kín trong hộp ( môi trường không bụi) và được bôi trơn đầy đủ.Vậy dạng hỏng nguy hiểm nhất thường gặp là tróc rỗ bề mặt, nên cơ sở chọn độ bền tiếp xúc để thiết kế kiểm nghiệm hệ thống dẫn động bánh răng:

                                                                          (6.33)[I]

Trong đó:  hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp trong bảng 6.5

                 số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

Bảng 6.5     ZM = 274 (MPa1/3)

               ZH =                                                      (6.34)[I]

             hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

 hệ số trùng khớp dọc

 hệ số trùng khớp ngang

 =

 

              Ze                                                                       (6.36a)[I]

Đường kính vònh lăn bánh nhỏ

            dw1 =                  

            v                                                                            (6.40)[I]

Theo bảng  (6.13) ,chọn cấp chính xác 9,tra bảng 6.16 hệ số làm việc êm g0 =73

                                                                    (6.42)[I]

            hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp

            dH = 0,006 tra theo bảng  (6.15)

            KHv = 1 +                                                                                     (6.41)[I]

             chiều rộng vành răng

            bw  = Yba .aw2=0,3232,5 = 70 (mm) 

            KHb  = 1,0 ,KHa= 1

             hệ số kể đến ảnh hưởng của tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp

            KHv  = 1 +  

            KH  = KHb . KHa . KHv =1,01.1.1,01=1                                                                       (6.39)[I]

                                                                   (6.33)[I]

 

            [                                                                                    (6.1)[I]

– hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc

Với  cấp chính xác về mức tiếp xúc là 9, khi đó cần gia công đạt độ nhám: Ra = 2,5 … 1,25 mm Þ ZR = 0,95

– hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng,ta có v = 0,6 < 5 (m/s) nên lấy

– hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thướt bánh răng

Lại có  da <700 mm KXH =1

[sH] = 573.0,95.1.1.1 = 544,4 (Mpa)

  Vậy kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc đạt yêu cầu

            d.Kiểm nghiệm  răng về độ bền uốn :

                                                                       (6.43)[I]                                                                         

                                                                                           (6.44)[I]                                                                        – hệ số kể đến sự trùng khớp của răng              

-hệ số kể đến độ nghiêng của răng, đối với răng thẳng

-hệ số dạng răng của bánh 1, 2. Tra bảng 6.18[I] ta có:

 

K­F– hệ só tải trọng vêt uốn

K­F = KFb . KFa . KFv

                                                                                               (6.46)[I]

                                                                                                            (6.47)[I]

go = 73

 – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp.                                    bảng(6.15)[I]

 

KFa =1

KFb = 1,23                                                                                                                         (6.7)[I]  

K­F = KFb . KFa . KFv  = 1,23.1.1,05 = 1,3

 (Mpa)                                                 

                  (Mpa)                                                             

Vậy kiểm nghiệm về độ bền uốn đạt yêu cầu.

            e.Kiểm nghiệm răng về quá tải:             

                                                                                      (6.48)[I]

 

Vậy bộ truyền thỏa mãn điều kiện quá tải

            g.Các thông số bộ truyền

Dựa theo bảng 6.11[I] ta tính

 

Bánh răng 1

Bánh răng 2

Khoảng cách trục, aw

 

210 mm

Môđun pháp, m

 

2,5 mm

Chiều rộng, bw

 

72 mm

72 mm

Tỉ số truyền, u

 

2,7

Số răng, z1, z2

 

45

121

Hệ số dịch chỉnh răng

 

 

 

 

 

0

0

Đường kính lăn,

 

65 mm

175,5 mm

Đường kính đỉnh răng,

 

70 mm

180,5 mm

Đường kính đáy răng,

 

58,75 mm

169,25 mm

Đường kính chia, d

 

d 1= mm

175,5 mm

 

          4. Tính toán truyền động bánh răng trụ răng thẳng (cấp mhanh)

Vì trong hộp giảm tốc 2 cấp đồng trục có khoảng cách trục của bộ truyền cấp nhanh và cấp chậm bằng nhau nên ta chọn các thống bộ truyền như phần trên.

Vì momen xoắn trên trục ở bộ truyền cấp chậm bao giờ cũng lớn hơn ở cấp chậm, ta cũng đã kiểm tra bền cho bánh răng ở cấp chậm rồi nên bánh răng ở cấp nhanh không cần kiểm nữa.Ta chỉ cần tính lại vận tốc và cấp chính xác

v                                                                                     (6.40)[I]

Theo bảng  (6.13) ,chọn cấp chính xác 8,tra bảng 6.16 hệ số làm việc êm g0 =56                             

Với  cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công đạt độ nhám: Ra = 2,5 … 1,25mm

 

PHẦN III : THIẾT  KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI

                     THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI DẸT

I.Giới thiệu:

– Truyền động đai là truyền động ma sát giữa đai và bánh đai. Ưu điểm của bộ truyền đai là làm việc không ồn, thích hợp với vận tốc lớn. Đai không làm việc được trong điều kiện ẩm ướt

– Chọ loại đai :

– Ta chọn loại đai dẹt vật liệu là vải cao su dày là loại có sứ bền tính đàn hồi cao ít chịu ảnh hưởng của độ ẩm nhiệt độ, vận tốc truyền cao.

II.Các bước thiết kế bộ truyền đai :

+ Giai đoạn I : Nghiêng cứu các yêu cầu của bộ truyền

Ta thiết kế bộ truyền đai dẹt để dẫn truyền công suất từ động cơ đến hộp giảm tốc với tỷ số truyền của đai là số vồng quay của truc dẫn là n=730 v/p

Trục bị dẫn là n=270v/p

Đai làm việc trong nhiệt đọ và môi trường khô vận tốc khá lớn ta thiết kế bộ truyền đai theo hai phương án sau đó chọn một phương án hợp lý.

+ Giai đoạn II :

Xác định các thông số hình học của đai

1.Xác định đường kính bánh đai.

Ta có sơ đồ đọng có A là khoảng cách trục D1,D2 là đường kính bánh đai nhỏ và bánh đai lớn , là góc ôm bánh nhỏ và bánh lớn

 A  =      (I1CT5-2T83)

  1. Đường kính bánh đai nhỏ.

Theo công thức D1=(11001300)  (I1 CT(5-6)_T84)

Với Ncông suất trục dẫn kw

  n1   Số vòng quay trong một phút của bằng số vòng quay của động trục bị dẫn cơ

Phương án 1: chọn D1=1100=1100.  mm

Phương án 2 : chọn D1=1300 =1300 =324mm

Kiểm tra vận tốc theo điều kiện V= (I1CT5-7T84)

Ta có : PA1:V= 

            PA2:V=    

Cả hai phương án đều thỏa mãn điều kiện

Ta có : D2 =i.D1

             Phương án 1:    D2 =1,82.274=498 mm

            Phương án 2:    D2 =1,82.324 =589mm

Tính số vòng quay trục

            n2­= choün =0,1

Phương án 1: n2=     

Phương án 2: n2=

  1. Xác định chiều dài đai.

Ta có : Lmim=(I­1  CT(5-9)  T85)

umax  Là số vòng chạy lần nhất trong một giây của đai umax(35) chọn umax=3

Lmin=  ( PA1)

Lmin= ( PA2)

Thay Lvà D1,D2 vàocông thức A ta được:

 

– Kiểm tra điều kiện A2(D1+D2)   (I1  CT(5-10)T86)

Phương án 1: 1138>2(274+498)=1544mm                                                                                                        

Phương án 2: 1377>2(324+589)=1826mm   

Thỏa mãn

– Kiểm tra theo điều kiện góc ôm :

Phương án 1:   (I1  CT(5-11)T86)

 

Phương án 2:  

Cả hai đều thỏa mãn điều kiện

Tính lại L : L=(I1 CT5-1 T83)

Phương án 1: L = (mm)

Phương án 1: L=  ( mm)

Để xác định chiều rộng đai ta xác định theo điều kiện bền mòn b         (I1 CT5-13 T86)

Chiều dài đai  chọn theo tỷ số (I1 CT5-12 T86)

Ta có :        ( PA1)

 

             (PA2)

Chọn ứng suất công ban đầu ,Theo(I1 B5-7 T89 ) có

ct: Hệ số xét đến ảnh hưởng chế độ trọng tải

c Hệ số xét đến ảnh hưởng góc ôm

cHệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc

cb Hệ số xét đến ảnh hưởng của bộ truyền

Theo(I1 B5-7,5-8,5-6T90,89)ta coï ct=0,8 c=0,97,cv=0,9, cb=1

Phương án 1:                   b

 

Phương án 2:               b

Chiều rộng B của bánh đai

B=1,1b+( 10)(I1 CT,5-14T91)

Phương án 1: B=1,1.96+10=115,6(mm) ta láúy B=125(mm)

Phương án 2: B=1,1.114+10 =135,4mm láúy  B=140mm

Xác định lực căng đai

S0=(I1 CT,5-16  T91)

Phương án 1: S0=1,8.4,3.96=743.04N

Phương án 2: S0=1,8.5,08.114=1072N

Lực tác dụng lên trục : R=3S0.sin   (I1 CT5-17T91)

R1=3.487,6 sin

 R2=3.1072. sin 

Giai đoạn III :

Qua hai phương án thiết kế ta thấy cả hai phương án đều thỏa mãn tuy nhiên ta phải chọn  phương án một vì phương án này làm bộ truyền đai có kích thướt nhỏ gọn

Vậy ta đã thiết kế bộ truyền đai với các thong số hình học

Khoảng cách trục A=1138 chiều dài đai L=3499mm

Góc ôm  chiều rộng đai b=63 chiều dài đai là 8,1mm

Bánh đai : Đường kính bánh đai nhỏ D1=274mm,D2=498mm

Lực căng đai S0=743,04N ,Râ=1453,4

Ta có kết cấu bánh đai như hình vẽ :

 

 

IV. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC

 

         1.Thông số khớp nối trục đàn hồi

Do khớp nối truyền công suất tương đối lớn nên ta chọn cách nối trục vòng đàn hồi. Tđc= 147829 (Nmm). Khi đó tra bảng16.10a các kích thước cơ bản của nối trục vòng đàn hồi được tra theo mômem xoắn.    

            T =500 (M.m)                 d = 40 (mm)                   D = 170 (mm)

            dm = 80  (mm)                 L = 175 (mm)                 l = 110 (mm) 

            d1 = 71 (mm)                  Do = 130 (mm)               Z = 8

            nmax = 3600                     B = 5                              B1 =70

            l1 = 30 (mm)                   D3  = 28 (mm)                l2 = 32(mm)

          2. Thiết kế trục

            a.Chọn vật liệu

Chọn vật liệu chế tạo trục I, II, III trong hộp truyền giảm tốc là thép 35 có

sb = 600 MPa , ứng suất xoắn cho phép [t] = 15..30 Mpa

            b.Tính đường kính sơ bộ

            d =                                                                                             (10.9)[I] []-ứng suất xoắn cho phép []= 15…30 Mpa, lấy số nhỏ đối với trục vào của hộp giảm tốc, trị số lớn đối với trục ra

             d1 =

             d2 =

            d3 =

Ở đây do trục I (d1) nối với động cơ điện 4A160M8Y3 có đường kính trục dđc =42 mm.

 d1=(0,8..1,2) dđc = (0,8..1,2).42 = 36.6…50,4 mm.

Vậy chọn d1 = 35 mm.

            c.Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực.

Dựa theo bảng 10.2, 10.3 [I] ta chọn

            mm                                       mm                                                 mm

            mm                                      mm

Tra bảng (10.4),(10.3)[I], kết quả tính được khoảng cách lki  trên trục thứ k từ gối đỡ 0 đến chi tiết quay thứ i như sau:

            l12 = – lc12 = 0,5.(lm12 + b0) + k3 +hn = 78,25 mm

            l13 = 0,5(lm13 + b0) + k1 +k2 = 69,5 mm

             2.55,5 = 139 mm

­            l22 = 0,5(lm22 + b0) + k1 +k2 = 74,3 mm

            l23 = l11 +k1 + b0+ l32 = 259 mm

            l21 = l23 + l32 = 343 mm                             

            l32 = 0,5(lm32+ b0) + k1 +k2 = 0,5(1,5.60+19)+10+15 = 84 mm

            l31 = 2 l32 = 84.2 = 168 mm

            l33 = l31 +0,5.(lm33 + b0) +k3 + hn = 262

            d.Xác định trị số và chiều của các lực từ chi tiết quáy tác dụng lên trục:

Ta có sơ đồ bố trí hộp giảm tốc như hình (10.9)[I]

`

Lực từ đai tác dụng lên trục 1 hướng theo phương y có trị số là:

Fy12 = 1453 N.

Theo phương y có trị số là

Fx12 = 3185 N

Lực tác dụng của khớp nối trục đàn hồi tạo ra: Fx33= (0,2 ¸ 0,3) Fr ; Fr = 2TIII/D0 ,

Tra bảng 16.10a  ta chọn D0 = 71 mm: Fx33 = 2459 N

Lực tác dụng khi ăn khớp trong các bộ truyền được chia làm ba thành phần:

Fx: Lực vòng.

Fy: Lực hướng tâm.

Fz: Lực dọc trục.

Với trục 1:

Fx13=

Fy13 =

Fz13 =

Với trục 2:

Fx22=  – Fx13 =  4503 N

Fy22=  – Fy13 =  2600 N    

            Fz22=  – Fz13 =  0 N

Với trục 3:

Fx32=  – Fx23 =  11645 N

Fy32=  – Fy13 = – 6723 N

Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục. Khi đó ta có các biểu đồ Momen và các giá trị tương ứng trên các vị trí, khi tính toán momen uốn tổng và các momem tương đương tại các thiết diện ta tiến hành làm tròn, các kết qủa có sai số đó được bù bằng hệ số an toàn khi các trục được kiểm nghiệm. Tính phản lực tác dụng lên các gối đỡ:

Với trục 1:

 

 Flx11 =

 

Momen uốn tổng tại các thiết diện và mômen tương ứng(với các tiết diện 0, 1, 3: lần lượt là các tiết diện từ trái sang phải ứng với các trục tương ứng:

Đường kính trục tại các thiết diện tương ứng khi tính sơ bộ:

Khi đó theo tiêu chuẩn và điều kiện công nghệ và điều kiện bền ta chọn thông số các đường kính trục tại các thiết diện tương ứng là: d12 =40 mm, d11 = 45 mm và d13 = 48mm.Khi tính toán lắp bánh răng lên trục 1 ta dùng then bằng để truyền momen xoắn.Khi đó theo TCVN 2261- 77 ta có các thông số về các loại then được lắp trên các trục như sau:

Đường kính trục

Kích thướt tiết diện

Chiều sâu rãnh then

Bán kính góc lượn của rãnh

b

h

t1

t2

nhỏ nhất

lớn nhất

45

14

9

5,5

3,3

0,25

0,4

40

12

8

5

3,3

0,25

0,4

48

14

9

5,5

3,3

0,25

0,4

               

 

Với trục 2:

= 9768 N               

= -(7000 + 4503 – 11645) = 31110 N                   

Momen uốn tổng tại các thiết diện và mômen tương ứng:

Đường kính trục tại các thiết diện tương ứng khi tính sơ bộ:

Khi đó theo tiêu chuẩn và điều kiện công nghệ ta chọn thông số các đường kính trục tại các thiết diện tương ứng là: d21 =40 mm, d22 = 45 mm và d23 = 48 mm 

Trên trục 2 ta cũng dùng then bằng để truyền momen. Khi đó theo TCVN 2261- 77 có các thông số về các loại then được lắp trên các trục như sau:

 

Đường kính trục

Kích thước thiết diện

Chiều sâu rãnh then

Bán kính góc lượn của rónh

b

h

t1

t2

nhỏ nhất

lớn nhất

40

12

8

5

3,3

0,25

0,4

45; 48

14

9

5,5

3,8

0,25

0,4

               

 

Với trục 3:

= 474 N            

  N         

Khi đó ta có các biểu đồ Momen, các giá trị tương ứng trên các vị trí và sơ bộ các kích thước của trục:

Momen uốn tổng tại các thiết diện và mômen tương ứng:

Đường kính trục tại các thiết diện tương ứng khi tính sơ bộ:

Khi đó theo tiêu chuẩn và điều kiện công nghệ ta chọn thông số các đường kính trục tại các thiết diện tương ứng là: d33 = 42 mm,  d31 = 60 mm, d32 = 63 mm. Các đường kính ở các đoạn trục này chỉ là tính sơ bộ nên ta chỉ sử dụng các số liệu này khi nó thoả món điều kiện bền và điều kiện an toàn khi kiểm nghiệm lại. Chọn kiểu lắp ghép: các ổ lăn lắp trên trục theo kiểu k6, lắp bánh răng, bánh xích theo k6 kết hợp với lắp then.Khi tính toán lắp bánh răng và bánh xích lên trục, dùng then bằng để truyền momen xoắn từ trục đến các chi tiết lắp trên nó.Khi đó theo TCVN 2261- 77 ta có các thông số về các loại then được lắp trên các trục như sau:

Đường kính trục

kích thước thiết diện

Chiều sâu rãnh then

Bán kính góc lượn của rãnh

b

h

t1

t2

nhỏ nhất

lớn nhất

60;63

18

11

7

4,4

0,25

0,4

42

12

8

5

3,3

0,25

0,4

               

 

 

 

 

 

 

 

          * Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi:

Với thép 35 có:

Theo bảng 10.7 ta có: ,

Trên trục I

Các trục trong hộp giảm tốc đều quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng do đó:

 ;                                                                             (10.2)[I]

                    (10.23)[I]

nên:     

Trục quay một chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỡ mạch động, do đó:

                                                                           (10.23)[I]

với      

nên:                    

Xác định hệ số an toàn tại các thiết diện nguy hiểm của trục (kiểm tra điều kiện bền mỏi của trục khi thiết kế).Dựa theo kết cấu trục nhận được ta có các tiết diện nguy hiểm là tiết diện lắp bánh răng.

Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo được độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm đó thỏa mãn điều kiện sau:     

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 kỳ đối xứng. sa, ta, sm, tm là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện xét.

* Xét tại tiết diện lắp bánh răng.

Phương pháp gia công trên máy tiện , tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt Ra = 2,5 …0,63 mm, do đó theo bảng 10.8, hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt  Kx = 1,06 .Không dùng các phương pháp tăng bền bề mặt do đó hệ số tăng bền Ky =1.Theo bảng 10.12 khi dựng dao phay ngón , hệ số tập trung ứng suất tại rãnh then ứng với vật liệu sb = 600 MPa là Ks = 1,76 và Kt = 1,54.Từ bảng 10.10 với d = 48 mm, es = 0, 81, et= 0,76 xác định được tỉ số Ks/es và Kt/et tại rãnh then trên tiết diện này :

Ks/es= 1,76/0,81 = 2,1

Kt/et= 1,54/0,76 = 2

Tra bảng 10.11 ứng với kiểu lắp đó chọn sb = 600Mpa và đường kính tiết diện nguy hiểm ta tra được tỉ số  

Ks/es = 2,75

Kt/et = 2,05

Xác định các hệ số Ksd và Ktdtheo công thức 10.25 và ct 10.26

,

Với trục thép Cacbon  => ys =0,05 ; yt = 0

Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp sstheo ct 10.20

Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp sttheo ct 10.21

Hệ số an toàn s theo ct 10.19

Trục tại tiết diện lắp bánh răng thoả mãn về độ bền mỏi.

* Tính toán kiểm nghiệm độ bền của then:

Kiểm nghiệm độ bền của then.

Độ bền dập công thức 9.1:      

Độ bền cắt theo công thức 9.2:

d  (mm)

lt   (mm)

bxh

t1(mm)

T(Nmm)

sd (MPa)

tc (MPa)

48

60

14×9

5,5

146351

10,9

4,1

Theo bảng 9.5với tải trọng [sd] =150 (Mpa)  và [tc] =6090  (Mpa) .Vậy mối ghép then  thỏa mãn độ bền đập và độ bền cắt.

            Trên trục II(Tại tiết diện 22)               

Các trục trong hộp giảm tốc đều quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng do đó:

 ;                                                                                         (10.2)[I]                 (10.23)[I]

nên:     

Trục quay một chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỡ mạch động, do đó:

                                                                           (10.23)[I]

với      

nên:        

Xác định hệ số an toàn tại các thiết diện nguy hiểm của trục (kiểm tra điều kiện bền mỏi của trục khi thiết kế).Dựa theo kết cấu trục nhận được ta có các tiết diện nguy hiểm là tiết diện lắp bánh răng. Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo được độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm đó thỏa mãn điều kiện sau:     

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 kỳ đối xứng.sa, ta, sm, tm là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện xét.

 

* Xét tại tiết diện lắp bánh răng.

Phương pháp gia công trên máy tiện , tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt Ra = 2,5 …0,63 mm, do đó theo bảng 10.8, hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt  Kx = 1,06 .Không dùng các phương pháp tăng bền bề mặt do đó hệ số tăng bền Ky =1 Theo bảng 10.12 khi dựng dao phay ngón , hệ số tập trung ứng suất tại rãnh then ứng với vật liệu sb = 600 MPa là Ks = 1,76 và Kt = 1,54.Từ bảng 10.10 với d = 45 mm, es = 0, 81, et= 0,7xác định được tỉ số Ks/es và Kt/et tại rãnh then trên tiết diện này

Ks/es= 1,76/0,81 = 2,1

Kt/et= 1,54/0,76 = 2

Tra bảng 10.11 ứng với kiểu lắp đó chọn sb = 600Mpa và đường kính tiết diện nguy hiểm ta tra được tỉ số  

Ks/es = 2,75

Kt/et = 2,05

Xác định các hệ số Ksd và Ktdtheo công thức 10.25 và ct 10.26

,

Với trục thép Cacbon  => ys =0,05 ; yt = 0

Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp sstheo ct 10.20

Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp sttheo ct 10.21

Hệ số an toàn s theo ct 10.19

Trục tại tiết diện lắp bánh răng thoả mãn về độ bền mỏi.

* Tính toán kiểm nghiệm độ bền của then:

Kiểm nghiệm độ bền của then.

Độ bền dập công thức 9.1: 

Độ bền cắt theo công thức 9.2:

d  (mm)

lt   (mm)

bxh

t1(mm)

T(Nmm)

sd (MPa)

tc (MPa)

45

67,5

14×9

5,5

378463

27,6

7,8

Theo bảng 9.5với tải trọng [sd] =150 (Mpa)  và [tc] =6090  (Mpa) .Vậy mối ghép then  thỏa mãn độ bền đập và độ bền cắt.

Trên trục II(Tại tiết diện 23)               

Các trục trong hộp giảm tốc đều quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng do đó:

 ;                                                                             (10.2)[I]

                   (10.23)[I]

nên:     

Trục quay một chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỡ mạch động, do đó:

                                                                           (10.23)[I]

với        

nên:      

Xác định hệ số an toàn tại các thiết diện nguy hiểm của trục (kiểm tra điều kiện bền mỏi của trục khi thiết kế).Dựa theo kết cấu trục nhận được ta có các tiết diện nguy hiểm là tiết diện lắp bánh răng. Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo được độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm đó thỏa mãn điều kiện sau:     

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 kỳ đối xứng. sa, ta, sm, tm là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện xét.

* Xét tại tiết diện lắp bánh răng.

Phương pháp gia công trên máy tiện , tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt Ra = 2,5 …0,63 mm, do đó theo bảng 10.8, hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt  Kx = 1,06 Không dùng các phương pháp tăng bền bề mặt do đó hệ số tăng bền Ky =1 Theo bảng 10.12 khi dựng dao phay ngón , hệ số tập trung ứng suất tại rãnh then ứng với vật liệu sb = 600 MPa là Ks = 1,76 và Kt = 1,54.Từ bảng 10.10 với d = 48 mm, es = 0, 81, et= 0,76 xác định được tỉ số Ks/es và Kt/et tại rãnh then trên tiết diện này

Ks/es= 1,76/0,81 = 2,2

Kt/et= 1,54/0,76 = 2

Tra bảng 10.11 ứng với kiểu lắp đó chọn sb = 600Mpa và đường kính tiết diện nguy hiểm ta tra được tỉ số  

Ks/es = 2,75

Kt/et = 2,05

Xác định các hệ số Ksd và Ktdtheo công thức 10.25 và ct 10.26

,

Với trục thép Cacbon  => ys =0,05 ; yt = 0 

Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp sstheo ct 10.20

Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp sttheo ct 10.21

Hệ số an toàn s theo ct 10.19

Trục tại tiết diện lắp bánh răng thoả mãn về độ bền mỏi.

 

* Tính toán kiểm nghiệm độ bền của then:

Kiểm nghiệm độ bền của then.

Độ bền dập công thức 9.1: 

Độ bền cắt theo công thức 9.2:

d  (mm)

lt   (mm)

bxh

t1(mm)

T(Nmm)

sd (MPa)

tc (MPa)

48

75

14×9

5,5

378463

15,5

6,3

Theo bảng 9.5với tải trọng [sd] =150 (Mpa)  và [tc] =6090  (Mpa) .Vậy mối ghép then  thỏa mãn độ bền đập và độ bền cắt.

            *Trên trục III(Tại tiết diện 32)           

Các trục trong hộp giảm tốc đều quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng do đó:

 ;                                                                        (10.2)[I]                                                                                                                                                                                            (10.23)[I]

nên: 

Trục quay một chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động, do đó:

                                                                                       (10.23)[I]

với      

nên:    

Xác định hệ số an toàn tại các thiết diện nguy hiểm của trục (kiểm tra điều kiện bền mỏi của trục khi thiết kế).Dựa theo kết cấu trục nhận được ta có các tiết diện nguy hiểm là tiết diện lắp bánh răng. Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo được độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm đó thỏa mãn điều kiện sau:     

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 kỳ đối xứng. sa, ta, sm, tm là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện xét.

* Xét tại tiết diện lắp bánh răng.

Phương pháp gia công trên máy tiện , tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạtRa = 2,5 …0,63 mm, do đó theo bảng 10.8, hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt  Kx = 1,06 Không dùng các phương pháp tăng bền bề mặt do đó hệ số tăng bền Ky =1Theo bảng 10.12 khi dựng dao phay ngón , hệ số tập trung ứng suất tại rãnh then ứng với vật liệu sb = 600 MPa là Ks = 1,76 và Kt = 1,54.Từ bảng 10.10 với d = 45 mm, es = 0, 81, et= 0,76 xác định được tỉ số Ks/es và Kt/et tại rãnh then trên tiết diện này

Ks/es= 1,76/0,81 = 2,2

Kt/et= 1,54/0,73 = 2

Tra bảng 10.11 ứng với kiểu lắp đó chọn sb = 600Mpa và đường kính tiết diện nguy hiểm ta tra được tỉ số  

Ks/es = 2,75

Kt/et = 2,05

Xác định các hệ số Ksd và Ktdtheo công thức 10.25 và ct 10.26

,,

Với trục thép Cacbon  => ys =0,05 ; yt = 0  Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp sstheo ct 10.20

Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp sttheo ct 10.21

Hệ số an toàn s theo ct 10.19

Trục tại tiết diện lắp bánh răng thoả mãn về độ bền mỏi.

* Tính toán kiểm nghiệm độ bền của then:

Kiểm nghiệm độ bền của then.

Độ bền dập công thức 9.1: 

Độ bền cắt theo công thức 9.2:

d  (mm)

lt   (mm)

bxh

t1(mm)

T(Nmm)

sd (MPa)

tc (MPa)

70

105

20×12

7,5

983650

55

12,3

Theo bảng 9.5với tải trọng [sd] =150 (Mpa)  và [tc] =6090  (Mpa) .Vậy mối ghép then  thỏa mãn độ bền đập và độ bền cắt.

 

PHẦN V: THIẾT KẾ GỐI ĐỠ TRỤC

I.Chọn ổ lăn

Cả ba trục đều không có lực dọc trục, do đó ta chọn ổ bi, đỡ chặn để làm gối đỡ trục

a.Chọn ổ lăn

Với trục1 : d= 45 mm số vòng quay n = 730 v/p

Ta chọn sơ bộ theo bảng (P 2.7)[I] :

Kí hiệu ổ

d, mm

D, mm

B, mm

R, mm

Đườn kính bi, mm

C, kN

, kN

309

45

100

25

2,5

17,46

37,8

26,70

            b.Kiểm tra khả năng tải

            Kiểm tra tải trọng động :

            Tải trọng hướng tâm :ta chọn gối có lực lớn hơn để tính

Đối với ổ bi đỡ :  

                                                                                                            (11.1)[I]

Q- tải trọng động quy ước, kN

L- tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay

Gọi  là tuổi thọ của ổ tính bằng giờ thì :                                              (11.2)[I]

m- bậc của đường cong mỏi, m = 3

nên ổ ta chọn đủ bền

            c.Kiểm tra tải trọng tỉnh :

                                                                                                                     (11.18)[I]

             Vậy ổ đủ bền tỉnh

            Với trục2 :d = 40 mm, n = 270 vòng/ph

Ta chọn sơ bộ theo bảng (P 2.7)[I] :

Kí hiệu ổ

d, mm

D, mm

B, mm

R, mm

Đườn kính bi, mm

C, kN

, kN

308

40

90

23

2,5

15,08

31,9

21,7

Đối với ổ bi đỡ : Q =

                                                                                                            (11.1)[I]

Q- tải trọng động quy ước, kN

L- tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay

Gọi  là tuổi thọ của ổ tính bằng giờ thì :                                              (11.2)[I]

m- bậc của đường cong mỏi, m = 3

nên ổ ta chọn đủ bền

            d.Kiểm tra tải trọng tỉnh :

(11.18)[I]

 Vậy ổ đủ bền tỉnh

Với trục3 :d = 65 mm, n = 33,4vòng/ph

Ta chọn sơ bộ theo bảng (P 2.7)[I] :

Kí hiệu ổ

d, mm

D, mm

B, mm

R, mm

Đườn kính bi, mm

C, kN

, kN

312

60

130

31

3,5

22,23

64,1

    49,40

Đối với ổ bi đỡ : Q =

                                                                                                            (11.1)[I]

Q- tải trọng động quy ước, kN

L- tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay

Gọi  là tuổi thọ của ổ tính bằng giờ thì :                                              (11.2)[I]

m- bậc của đường cong mỏi, m = 3

nên ổ ta chọn đủ bền

            e.Kiểm tra tải trọng tỉnh :

(11.18)[I]

 Vậy ổ đủ bền tỉnh

            II.Các phương pháp cố định ổ trên trục và trên vỏ hộp

1.Cố định ổ trên trục:

Vì không có lực dọc trục lớn nên ta chọn phương pháp đệm chắn mặt đầu

Kích thướt tra bảng 8-10, 8-12 [II]

2.Cố định ổ trong hộp

Đặt vòng ngoài của ổ vào giữa mặt tỳ của nắp ổ và vai lỗ trong hộp

            III. Chọn kiểu lắp và cấu tạo lắp ổ

+ Lắp ô lăn vào trục theo hệ lỗ, kiểu T2ô

+ Lắp ô lăn vào vỏ theo hệ trục, kiểu L1ô

            IV. Ống lót và nắp ổ.

* Ống lót được chế tạo bằng gang GX15-32

Có hai loại nắp ổ: Nắp ổ kín và nắp ổ thủng để trục nắp xuyên qua.

Đối với nắp ổ kín lấy bề mặt có đường kính D làm chuẩn định tân theo kiểu lắp L1ô, L3ô. Kết cấu được trình trong hình vẽ.

 

+ Bề mặt tiếp xúc của nắp với đầu mút kẹp chặt cần được gia công đạt độ nhẵn ³Ñ3

+ Kích thước chổ lắp nắp tra bảng 10-10b

– Các tâm lỗ nắp lấy cách mép lỗ một khoảng bằng (0,8¸ 1)d3; d3- đường kính vít.

– Đường kính ngoài của mặt bích: Db = D + d=  D + 4,4d3

– Chiều dài bích nắp ổ lấy bằng (0,7¸ 0,8) chiều dài vỏ hộp.

– Trị số d3 và số bu lông lấy theo bảng 10-10b được M8, M10, số bu lông là 6.

Trục I:   d3 = 8;      DIb =80 + 4,4.8 = 115,2      [mm]

TrụcII:   d3 = 8;      DIIb =90 + 4,4.8 = 125,5     [mm]

Trục III:            d3 = 10;   DIIIb =140+ 4,4.10 = 184    [mm]

 

            V.Cố định trục theo phương dọc trục

Sơ đồ nguyên lý như hình vẽ:

Trục được cố định bằng các nắp ổ, vòng trong ổ được tỳ lên vai trục, vòng ngoài được tỳ lên nắp ổ. Ta chỉ cố định một đầu còn đầu kia “tuỳ động.

            VI.Bôi trơn ổ lăn

Bộ phận ổ lăn được bôi trơn bằng mỡ, vì vận tốc bộ truyền bé nên dầu không thể bắn toé lên trên được.

 Mỡ dùng bôi trơn chọn trong bảng 8-28[II], nhiệt độ làm việc 60¸C và số vòng quay < 1500 vg/ph chọn mỡ T

Lượng mỡ cho vào lần đầu trong bộ phận ổ theo qui định:

+ Số vòng quay nhỏ và trung bình, mỡ lấp đầu dưới 2/3 thể tích rỗng của bộ phận ổ.

+ Vòng quay lớn: Dưới 1/3 ¸ 2/3 thể tích trên.

            VII.Che kín ổ lăn

Để che kín các đầu trục ra, tránh sự xâm nhập của bụi, tạp chất, ngăn mỡ chảy ra ngoài ta dùng vòng phớt.

Tra bảng 8-29 được;

Trục I: D = 100 [mm]

Þ d = 75 [mm];  = 76,5 [mm];  = 74 [mm]

a = 12 [mm];b = 9 [mm];So= 15 [mm]

Trục II: D=90

Þ d = 70 [mm];  = 71,5 [mm];  = 69 [mm]

a = 9 [mm];b = 6,5 [mm];So= 12 [mm

 

 

PHẦN VI: THIẾT KẾ VỎ

Vỏ máy được đúc bang gang xám. Những nơi cần yêu cầu về độ cứng thì làm thêm gân chịu lực.

Các kích thướt sơ bộ dưới đây được tra trong bảng 10.9[II]

+ Chiều dày thành thân hộp (vỏ máy)

d = 0.025.A + 3 = 0,025.240 + 3 = 9 [mm]

lấyd = 9 [mm]

+ Chiều dày thành nắp

 = 0.02.A + 3 = 0,02.240 + 3 = 7,8[mm]

lấy = 8,5 [mm]

+ Chiều dày mặt bích dưới của thân hộp

b = 1,5.d = 1,5.9 = 13,5 [mm]

+ Chiều dày mặt bích trên của nắp hộp

b1 = 1,5. = 1,5.8,5 = 12,75 [mm]

+ Chiều dày mặt đế

phần không có phần lồi:          p = 2,35.d = 2,35.9 = 21,15[mm]

+ Chiều dày gân ở thân hộp:  m = 0,9.d = 0,9.9 = 8,1 [mm]         

+ Chiều dày gân ở nắp hộp:    m1 = 0,9.d1 = 0,9.8,5 = 7,7 [mm]

+ Đường kính bu lông nền:

+ Đường kính bu lông:

– Ở cạnh ổ:       = 0,7. = 0,7.20,64 = 14,5[mm]

– Ghép các mặt bích và nắp thân:       

             = 0,5.dn =0,5.20,64 = 10,3[mm]

– Ghép nắp ổ:   = 8 [mm]     (M8)

– Ghép nắp cửa thăm:   = 8 [mm]     (M8x12)

+ khoảng cánh  từ mặt ngoài của vỏ đến tâm bu lông:   =14[mm]

+ Chiều rộng mặt bích k:

k = + ;        = 12[mm]

Þ k = 14 + 12 = 26[mm]

+ Kích thước phần lồi:             =     = 12[mm]

 = 0,2. =0,2.12 = 2,4[mm]

+ Chiều rộng mặt bích chỗ lắp ổ:         = k + 2 = 26 + 2 = 28[mm]

+ Đường kính bu lông vòng d:

Có A1.A2 = 240. 240, tra bảng 10-11b Þ trọng lượng 400kg

Tra bảng 10-11a Þ chọn loại M16

Khối lượng 1 vít 0,295kg

Số lượng bu lông nền:           

Chọn sơ bộ L = 500[mm]; B = 420[mm]

Tra bảng 10-13 chọn n = 6 bu lông

            *Kích thước nút tháo dầu:

Nút tháo dầu dùng để xả dầu khi cần

Đáy hộp được làm nghiêng một góc 1¸ về phía tháo dầu, chỗ tháo dầu được làm hơi lõm xuống.

* Chân đế: Mặt chân đế không làm phẳng mà làm hai dẫy lồi song song.

* Mặt thông hơi: Để thông hơi khi dầu bị nóng

* Chốt định vị: Dùng chốt định vị hình trụ để định vị tương đối giữa nắp và thân hộp khi lắp.

Đường kính chốt:        d = 5[mm]

* Cửa thăm: Để quan sát các chi tiết máy trong hộp và rót dầu vào hộp thì trên nắp hộp ta làm cửa thăm (hình vẽ).

* Bu lông vòng:Để nâng và vận chuyển hộp giảm tốc người ta dùng bu lông vòng trên nắp. Kích thước bu lông vòng chọn theo khôi lượng hộp giảm tốc.

* Mắt dầu: kiểm tra mức dầu trong hộp giảm tốc

* Tính toán và chọn dầu bôi trơn hộp giảm tốc:

Mục đích của việc bôi trơn các chi tiết máy là để bảo vệ bề mặt các chi tiết máy không bị rỉ, giảm ma sát, hao mòn, thoát nhiệt, lọc bụi bẩn, giảm tiếng ồn, dao động.

Khả năng làm việc và tuổi thọ của máy phụ thuộc nhiều vào việc chọn vật liệu bôi trơn và lót kín.

1) Vật liệu bôi trơn

Vật liệu bôi trơn là dầu khoáng và mỡ, khi chọn dầu cần tính đến nhiệt độ đông đặc, nhiệt độ bôi trơn.

2) Bôi trơn bộ truyền bánh răng

Bộ truyền bánh răng được bôi trơn bằng phương pháp ngâm dầu.

Chiều sâu ngâm dầu ở bánh răng cấp chậm khoảng 1/3 bán kính bánh răng lớn, bánh răng nhỏ được bôi trơn nhờ bánh răng lớn vung toé lên.

Dung lượng bôi trơn phải lấy đủ lớn để đảm bảo bôi trơn tốt.

Nhiệt độ dầu bôi trơn <C

Chọn loại dầu bôi trơn:          

+Vật liệu bánh răng là thép

+Thường hoá, vận tốc vòng  2,5¸ 5

+Giới hạn bền kéo:     470 ¸ 1000 [N/mm2]

Tra bảng 10-17 và 10-20 ta chọn được dầu MC-14.

Trong hộp giảm tốc có dùng vòng chắn để ngăn cách dầu trong hộp và mỡ trong ổ.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 


Tải xuống tài liệu học tập PDF miễn phí

Tải Xuống Tại Đây

LEAVE A REPLY

Please enter your comment!
Please enter your name here