Trường ĐH SPKT Hưng Yên ĐỒÁN MÔN HỌC CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁYKhoa Cơ Khí Động Lực TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊNBỘ MÔN KỸ THUẬT CƠ SỞ ĐỒ ÁN HỌC PHẦN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY********** Đề số 1A: THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢISố liệu cho trước 1 Lực kéo xích tải F (N) F 9750 N 2 Vận tốc băng tải v (m/s) V 0,7 m/s 3 Đường kính băng tải D (mm) D 500 mm 5 Thời gian phục vụ L h (giờ) L h 20000 giờ 6 Số ca làm việc 2 ca 7 Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài α (độ) α 45 o độ 8 Đặc tính làm việc Êm GVHD: Nguyễn Văn Huyến Lớp :ĐLK8LC2 SVTH: Nguyễn Thành Luân ([email protected]) 1
This document is posted to help you gain knowledge. Please leave a comment to let me know what you think about it! Share it to your friends and learn new things together.
Tr ường ĐH SPKT Hưng Yên ĐỒ ÁN MÔN HỌC CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY Khoa Cơ Khí Động Lực
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN
BỘ MÔN KỸ THUẬT CƠ SỞ ĐỒ ÁN HỌC PHẦN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY
********** Đề số 1A:
THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI
Số liệu cho trước
1 Lực kéo xích tải F (N) F 9750 N2 Vận tốc băng tải v (m/s) V 0,7 m/s3 Đường kính băng tải D (mm) D 500 mm5 Thời gian phục vụ Lh (giờ) Lh 20000 giờ 6 Số ca làm việc 2 ca7 Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền
ngoài α (độ)α 45o độ
8 Đặc tính làm việc Êm
GVHD: Nguy ễn Văn Huyến Lớp :ĐLK8LC2 SVTH: Nguyễn Thành Luân ([email protected]) 1
Tr ường ĐH SPKT Hưng Yên ĐỒ ÁN MÔN HỌC CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY Khoa Cơ Khí Động Lực
Lời nói đầu
Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là yêu cầu không thể thiếu đối với một kỹ sưngành cơ khí, nhằm cung cấp các kiến thức cơ sở về máy và kết cấu máy.
Thông qua đồ án môn học Chi tiết máy, mỗi sinh viên được hệ thống lại các kiếnthức đó học nhằm tính toán thiết kế chi tiết máy theo các chỉ tiêu chủ yếu về khả nănglàm việc; thiết kế kết cấu chi tiết máy, vỏ khung và bệ máy; chọn cấp chính xác, lắpghép và phương pháp trình bày bản vẽ, trong đó cung cấp nhiều số liệu mới về phương
pháp tính, về dung sai lắp ghép và các số liệu tra cứu khác. Do đó khi thiết kế đồ án chitiết máy phải tham khảo các giáo trình như Chi tiết máy, Tính toán thiết kế hệ dẫn động
cơ khí, Dung sai và lắp ghép, Nguyên lý máy ...từng bước giúp sinh viên làm quen vớicông việc thiết kế và nghề nghiệp sau này của mình.
Trong học phần cơ sở thiết kế máy, nhằm củng cố kiến thức cho sinh viên, em đóđược giao đề tài : THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI Với sự hướng dẫn tận tình của giảng viên
Nguyễn Văn Huyến.Nhiệm vụ của em là thiết kế hệ dẫn động băng tải gồm có bộtruyền đai, hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng và bộ truyền xích. Hệ được dẫnđộng bằng động cơ điện thông qua khớp nối, qua bộ truyền đai, hộp giảm tốc và bộtruyền xích để truyền động đến băng tải.
Với một khối lượng kiến thức tổng hợp lớn, và có nhiều phần em chưa nắm vững,dù đã tham khảo các tài liệu song khi thực hiện đồ án, trong tính toán không thể tránhđược những thiếu sót.Em mong được sự góp ý và giúp đỡ của các thầy cô giáo và bạn
bè.Em xin chân thành cảm ơn các thầy cô giáo trong Khoa, đặc biệt là thầy Nguyễn
Văn Huyến đã hướng dẫn tận tình và cho em nhiều ý kiến quý báu cho việc hoàn thànhđồ án môn học này....
Tr ường ĐH SPKT Hưng Yên ĐỒ ÁN MÔN HỌC CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY Khoa Cơ Khí Động Lực
PHẦN II: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN ĐAI THANG
2.1. Chọn tiết diện đaiChọn tiết diện đai thang:Theo hình 4.1 tài liệu [1]Với Pđc =5,5 kWnđc = 1445 vòng/phút→chọn tiết diện đai A với các thông số theo bảng 4,13 tài liệu (1):
Kýhiệu
Kích thước tiết diện, mm Diện tích
tiết diện A,mm2 Đường kính bánh
đai nhỏ d1, mm
Chiều dài giới hạnl, mm bt B h yo
A 11 13 8 2,8 81 100 ÷ 200 560 ÷ 4000
Mặt cắt của đai thang
13
11
8
2 , 8
400
Hình 2.1 Mặt cắt ngang của đai thang:
2.2.Tính toán sơ bộ đai
• Chọn đường kính bánh đai nhỏd1 = (5,2...6,4) 3
1T
GVHD: Nguy ễn Văn Huyến Lớp :ĐLK8LC2 SVTH: Nguyễn Thành Luân ([email protected]) 8
Tr ường ĐH SPKT Hưng Yên ĐỒ ÁN MÔN HỌC CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY Khoa Cơ Khí Động Lực
Bảng thống kê
Thông số Ký hiệu Đai thang
Đường kính bánh đai nhỏĐường kính bánh đai lớnChiều rộng bánh đaiChiều dài đaiSố đaiLực tác dụng lên trục
d1, mmd2, mmB, mml, mmzFr , N
2008002033501
706
PHẦN III: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH3. 1. Chọn loại xích
Do bộ truyền tải không lớn, ta chọn loại xích ống - con lăn một dãy, gọi tắt là xíchcon lăn một dãy. Loại xích này chế tạo đơn giản, giá thành hạ và có độ bền mòn cao.3.2. Xác định các thông số của xích và bộ truyền xích a. Chọn số răng đĩa xíchSố răng đĩa xích nhỏ được xác định theo công thức:
Tr ường ĐH SPKT Hưng Yên ĐỒ ÁN MÔN HỌC CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY Khoa Cơ Khí Động Lực
Theo công thức 5.3 tài liệu (1), bước xích p được xác định từ chỉ tiêu về độ bền mòncủa bản lề. Điều kiện đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mòn của bộ truyền xích được viết
dưới dạng:Pt = P. k. k z. k n ≤ [P] (2.19)
Trong đó: Pt - Công suất tính toán;P - Công suất cần truyền; P = 2,19 (KW)[P]- công suất cho phép
Xác định công suất cho phép [P] của xích con lăn: với n01 = 200 vòng/phút, bước xích p = 31,75 (mm), theo bảng 5. 5 - tr - 81 - tài liệu [1], ta có: [P] = 19,3 (KW);
k z - Hệ số răng ; k z =1
01
z
z =
25
22= 1,1363
k n - Hệ số vòng quay; k n =01
II
n
n =200
92= 2,17
Hệ số k được xác định theo công thức 5.4 tài liệu (1):k = k 0. k a. k đc. k bt. k đ. k c (2.20)
Trong đó các hệ số thành phần được chọn theo bảng 5.6 -tr 82 - tài liệu [1],với:k 0 - Hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền, k 0 = 1 (do đường nối tâm
của hai đĩa xích so với đường nằm ngang là 45o <60o);k a - Hệ số kể đến ảnh hưởng của khoảng cách trục và chiều dài xích;
với a = (30…40)p, ta có: k a = 1;k đc - Hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng; với trường hợp
vị trí trục không điều chỉnh được, ta có: k đc = 1,25;k bt - Hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn; với trường hợp môi trường làm
việc có bụi, chất lượng bôi trơn bình thường), ta chọn: k bt = 1,3;k đ - Hệ số tải trọng động, với trường hợp tải trọng vừa (tải trọng va đập), ta
chọn: k đ = 1,2;k c - Hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền; với trường hợp số ca làm
việc là 2 ca, ta có: k c = 1,25;Từ (II -20) ta tính được: k = 1. 1. 1,25. 1,3. 1,2. 1,25 = 2,437Từ (II -19) ta tính được: Pt = 2,19. 2,437. 1. 1,046= 5,79 (KW)
⇒ Pt = 5,79 KW < [P] = 19,3 KWVới bước xích p = 31,75 (mm), theo bảng 5.8 - tr 83 - tài liệu [1]điều kiện p <pmax được thỏa mãn.Tính khoảng cách trục sơ bộ, ta lấy:
asb = 40p = 40. 31,75 = 1270(mm);
Ta xác định số mắt xích theo công thức:GVHD: Nguy ễn Văn Huyến
Như vậy: σ H1 = 288,84 MPa < [σ H] = 600 MPa ; σ H2 = 205,67 MPa < [σ H] = 600MPa;Ta có thể dùng vật liệu chế tạo đĩa xích là gang xám Cì 24 -44, phương pháp nhiệt
luyện là tôi, ram (do đĩa bị động có số răng lớn z2 = 60 ≥ 50 và vận tốc xích v = 2,427m/s < 3 m/s) đạt độ rắn là HB = 350 sẽ đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho răng của haiđĩa xích.
f. Xác định các lực tác dụng lên đĩa xíchLực căng trên bánh xích chủ động F1 và trên bánh xích bị động F2:
F1 = Ft + F2 ; F2 = F0 + Fv (2.32)Trong tính toán thực tế, ta có thể bỏ qua lực F0 và Fv nên F1 = Ft vì vậy lực tác dụng lêntrục được xác định theo công thức:
Fr = k x. Ft (2.33)Trong đó: k x - Hệ số kể đến ảnh hưởng của trọng lượng xích; với k x = 1,15 khi bộtruyền nằm ngang hoặc nghiêng một góc nhỏ hơn 40o;
Ft - Lực vòng trên đĩa xích, Ft = 902,35 (N);
⇒ Fr = 1,15. 902,35 = 1037,7 (N)
GVHD: Nguy ễn Văn Huyến Lớp :ĐLK8LC2 SVTH: Nguyễn Thành Luân ([email protected]) 18
Tr ường ĐH SPKT Hưng Yên ĐỒ ÁN MÔN HỌC CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY Khoa Cơ Khí Động Lực
Bảng 2.4 – Bảng thông số kích thước của bộ truyền xích
Các đại lượng Thông sốKhoảng cách trục aw2 = 1269 mmSố răng đĩa chủ động z1 = 24Số răng đĩa bị động z2 = 60Tỷ số truyền uxích = 2,5Số mắt của dây xích x = 122Đường kính vòng chia của đĩa xích Chủ động: d1 = 243 mm
Bị động: d2 = 607 mmĐường kính vòng đỉnh của đĩa xích Chủ động: da1 = 257 mm
Bị động: da2 = 622 mm
Đường kính vòng chân răng của đĩa xích Chủ động: df1 = 238 mmBị động: df2 = 603 mm
Bề rộng của răng đĩa xích (không lớn hơn) B = 19,05 mmBước xích p = 31,75 mm
PHẦN IV: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ - RĂNG NGHIÊNG
4.1. Chọn vật liệu chế tạo bánh răng Bánh nhỏ: Chọn vật liệu là thép C45 cũng tiến hành tôi cải thiện sau khi gia công có
các thông số kỹ thuật (độ cứng,giới hạn bền và giới hạn bền chảy)
Bánh lớn: Chọn vật liệu là thép C45 cũng tiến hành tôi cải thiện sau khi gia công cócác thông số kỹ thuật (độ cứng, giới hạn bền và giới hạn bền chảy)
Tr ường ĐH SPKT Hưng Yên ĐỒ ÁN MÔN HỌC CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY Khoa Cơ Khí Động Lực
[σ F] = F
F
S
lim
0σ . YR .Ys .K xF .K FC .K FL (3. 35)
Trong đó:ZR - Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc;Zv - Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng;K xH - 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 đối với tập trung ứng suất;K xF - Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn;
Trong thiết kế sơ bộ, ta lấy: ZR ZvK xH = 1 và : YR YsK xF = 1 , theo đó các công thức
(3. 17) và (3.18) trở thành:
[σ H] = H
HL H
S
K .lim
0σ
(3. 34a)
[σ F] = F
FL FC F
S
K K ..lim
0σ
(3. 35a)
Trong đó:
σ lim
0
H và σ lim
0
F lần lượt là các ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suấtuốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở, tra bảng 6. 2 - tr 94 - tài liệu [1], với thép 45tôi cải thiện đạt độ rắn HB = (180…350, ta có:
σ lim
0
H = 2HB + 70 ; SH = 1,1 ;
σ lim
0
F = 1,8HB ; SF = 1,75 ;
Với SH , SF - Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn;Thay các kết quả trên vào các công thức, ta có:
σ 1lim
0
H = 2HB1 + 70 = 2.250 + 70 = 570 Mpa;
σ 2lim
0
H = 2HB2 + 70 = 2.240 + 70 = 550 Mpa;
σ 1lim
0
F = 1,8. HB1 = 1,8 . 250 = 450 MPa ;
σ 2lim
0
F = 1,8 . HB = 1,8 . 240 = 432 MPa ;
K FC - Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải, K FC = 1 khi đặt tải một phía (bộ truyền quay
Tr ường ĐH SPKT Hưng Yên ĐỒ ÁN MÔN HỌC CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY Khoa Cơ Khí Động Lực
=>dw=67,5.( )
32
3,0.78,3.0905,509
1)8.1,01.(3,730260,44 += 53,47 mm
4- Xác định thông số ăn khớp.
+) Xác định môđun ta có m = (0,01 ÷ 0,02)aw
=> m = (0,01 ÷ 0,02).100 = (1, 0 ÷ 2, 0) mm
Kết hợp với bảng 6-8 tr 99 - tài liệu [1] chọn môđun tiêu chuẩn m = 2 mm
Sơ bộ chọn góc nghiêng β = 10o
+) Số răng bánh nhỏ:
Z1=)1(
10cos..2
34 +
°
um
aω =)178,3.(2
10cos.100.2
+
°= 20,5 Chọn Z1 = 20(răng)
+) Số răng bánh lớn:
Z2= u.Z1= 3,78.21= 75,6(răng) Lấy Z2 = 76(răng)
=> TST thực là: um = Z2/Z1 = 76/20 = 3,8
⇒Zt = Z1 + Z2 = 20+76=96(răng)
Tính lại khoảng cách trục theo(6.21)
962
96.2
2
.=== t
w
z ma (mm)
Rõ ràng là aw tính theo (6.21) khác với aw tính theo (6.15a) nói chung nó là một số lể. trịsố của aw được quyết định tùy thuộc vào quy mô sản xuất và yêu cầu cụ thể khi thiêt kế
Khi đó góc nghiêng răng thực tế có giá trị xác định nh sau:
và góc nghiêng thực tế là:
( ) ( )
967,0100.2
2.7620
.2
21 =+
=+
=w
n
a
m Z Z Cosβ ⇒ β = 16,260
5- Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
GVHD: Nguy ễn Văn Huyến Lớp :ĐLK8LC2 SVTH: Nguyễn Thành Luân ([email protected]) 25
Tr ường ĐH SPKT Hưng Yên ĐỒ ÁN MÔN HỌC CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY Khoa Cơ Khí Động Lực
Áp dụng công thức Hezt ta xác định được ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên răng phảithỏa mãn điều kiện
σ H =nhww
nh H H M
U bd U K T Z Z Z ..
)1.(..2.1
2
1 +ε ≤ [σ H] = 509,0905 (MPa).
Trong đó : - ZM : Hệ số xét đến ảnh hưởng cơ tính vật liệu;- ZH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc;
- Zε : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng;
- K H : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc, với K H= K Hβ .K HV. K Hα .- bw : Chiều rộng vành răng.- dw1 : Đường kính vòng chia của bánh chủ động.
Xác định ứng xuất tiếp xúc:Bánh răng nhỏ:- ZM : Hệ số xét đến ảnh hưởng cơ tính vật liệu; ZM = 274 Mpa1/3 Vì bánh răng làthép tra Bảng 6.5 (Trang 96- tài liệu [1]).Theo (6.35):với φt =arctg(tg20o/cosβ)=arctg(tg200/0,96)=20,76
Do vận tốc bánh dẫn: v = 1,577 m/s < 2 m/s tra Bảng 6.13 (Trang 106- tài liệu [1]) tađược cấp chính xác động học là 9 tra Bảng 6.14 (Trang 107- tài liệu [1]) ta xác định đư-ợc : K Hα = 1,13.
GVHD: Nguy ễn Văn Huyến Lớp :ĐLK8LC2 SVTH: Nguyễn Thành Luân ([email protected]) 26
Tr ường ĐH SPKT Hưng Yên ĐỒ ÁN MÔN HỌC CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY Khoa Cơ Khí Động Lực
- Zε : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng;
Zε = 788,01 =α ε
.
- K H : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc, với K H= K Hβ .K HV. K Hα .
- dw1 : Đường kính vòng chia của bánh chủ động.’
- dw1 = 2.aw/(u+1) = 2.100/(3,78+1)=41,8 (mm).
- T1 = 44,30260 (N.mm).
Còn
===
=+=+=
1 8 4,17 8,3/1 0 0.5 7 7,1.7 3.0 0 2,0...
0 2,11 3,1.0 3,1.4 4,3 0 2 6 0.2
8 4,4 1.3 0.5 7 7,11...2
..11
1
u
av g
K K T d b K
o H H
H H
H v
ω
α β
ω ω
δ ν
ν
Bảng 6.15 (Trang 107-tài liệu[1] ⇒ δ H = 0,002.
Bảng 6.16 (Trang 107- tài liệu[1]) ⇒go = 73.
Bảng 6.7 (Trang 98- tài liệu[1]) ⇒K Hβ = 1,01⇒K H = K Hβ .K HV. K Hα =1,03.1,13.1,025= 1,193
Thay số : σ H = 717,4788,41.78,3.30
)178,3.(193,1.44,30260.27728,0.713,1.274
2=
+(Mpa).
Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép : [σ H] = [σ H]. ZR ZVK xH.
Với v =1,577 m/s ⇒ZV = 1 (vì v < 5m/s ), Với cấp chính xác động học là 9, chọnmức chính xác tiếp xúc là 9. Khi đó cần gia công đạt độ nhám là R a =1,25÷ 0,63 µ m.Do đó ZR = 1 với da< 700mm ⇒K xH = 1.
⇒[σ H] = 509,0905.1.1.1=509,0905 MPa.
Nhận thấy rằng σ H < [σ H] do đó bánh răng nghiêng ta tính toán đã đáp ứng đợcđiều kiện bền do tiếp xúc.
6- Kiểm nghiệm độ bền uốn.Để bảo đảm bánh răng trong quá trình làm việc không bị gãy răng thì ứng suất uốn tác
dụng lên bánh răng σ F phải nhỏ hơn giá trị ứng suất uấn cho phép [σ F] hay:
Điều kiện bền uốn cho răng:
σ F1 =1
11
..
.....2
wnw
F F
d mb
Y Y Y K T β ε
≤ [σ F1]
GVHD: Nguy ễn Văn Huyến Lớp :ĐLK8LC2 SVTH: Nguyễn Thành Luân ([email protected]) 27
Tr ường ĐH SPKT Hưng Yên ĐỒ ÁN MÔN HỌC CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY Khoa Cơ Khí Động Lực
K Fβ - Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng,
theo bảng 6. 7- tr 98- tài liệu [1], ta có: K Fβ = 1,03;
K Fα - Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồngthời ăn khớp, với bánh răng trụ răng nghiêng theo bảng 6. 14- tr 107- tài liệu [1]
K Fα = 1,37;K Fv - Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, tính theo
công thức(tương tự khi tính về tiếp xúc):
K Fv = 1 +α β F F
m F
K K T
d bv
...2
..
1
1
(3.62)
Với vF = δ F. g0. v.u
ud m )1(1 +(3.63)
Trong đó:
δ F - Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp, theo bảng 6. 15 - tr 107 - tài
liệu [1], ta chọn δ F = 0,006;g0 - Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng, theo bảng 6. 16 - tr 107 -
tài liệu [1], với câp chính xác 9, do mô đun bánh răng ứng với đến 3mm, ta chọn g 0 =73;
v - vận tốc vòng (như đã tính về tiếp xúc), v = 1,74 (m/s)
dm1 - Đường kính của bánh răng nhỏ, dm1 = 41,8 (mm)u - tỷ số truyền thực tế, um = 3,77;b - Chiều rộng vành răng, b = 30 (mm) ;T1 - Mô men xoắn trên trục của bánh răng chủ động, T1 = 30260,44 (Nmm);
⇒vF = 0,006. 73. 1,57.8,3
)18,3.(41,8 += 5,028
Thay các kết quả trên vào công thức (3.44), ta tính được:
K Fv = 1 +37,1.03,1.44,30260.2
8,41.30.028,5= 1,074
Từ công thức (3 -61), ta tính được:K F = 1,03. 1,37. 1,074 = 1,515
Kết hợp các kết quả trên, thay vào công thức (3.39) và (3.40), ta có:
σ F1 =8,41.5,1.30
39,3.895,0.0,617.515,1.44,30260.2= 91,25(Mpa)
σ F2 =39,3
50,3.088,84= 94,21 (Mpa)
Từ đó ta thấy rằng:
σ F1 =91,25 Mpa < [σ F1] = 257,143 Mpa;
GVHD: Nguy ễn Văn Huyến Lớp :ĐLK8LC2 SVTH: Nguyễn Thành Luân ([email protected]) 29
Tr ường ĐH SPKT Hưng Yên ĐỒ ÁN MÔN HỌC CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY Khoa Cơ Khí Động Lực
PHẦN V: CHỌN KHỚP NỐI
1.Tính chọn khớp nối giữa trục động cơ và trục của bánh đai I.
- Chọn kết cấu nối trục:Ta chọn kết cấu nối trục vòng đàn hồi với những ưu điểm: cấu tạo đơn giản, dễ chếtạo, dễ thay thế, làm việc tin cậy….
Mô men xoắn cần truyền giữa hai trục: T = T1 = MI = 8023,32 Nmm = 8,023 Nm;Chọn khớp nối vòng đàn hồi có đường kính trục nối bằng đường kính của trục động
cơ d = 28 (mm)
- Theo bảng 16. 10a - tr 68,69 Tài liệu [2] ta có bảng kích thước cơ bản của nối
trục vòng đàn hồi như sau:
GVHD: Nguy ễn Văn Huyến Lớp :ĐLK8LC2 SVTH: Nguyễn Thành Luân ([email protected]) 32
Tr ường ĐH SPKT Hưng Yên ĐỒ ÁN MÔN HỌC CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY Khoa Cơ Khí Động Lực
với máy công tác là băng tải, ta chọn k = 1,8;
[σ d] - ứng suất dập cho phép của vòng đàn hồi cao su, lấy [σ d] = 3 MPa;
⇒ σ d = 28.14.90.432,8023.8,1.2 = 0,2(MPa) < [σ d] = 3 (MPa); thỏa mãn điều kiện
bền dập của vòng đàn hồi cao su.- Kiểm nghiệm về sức bền của chốt theo công thức:
σ u = Z Dd
l T k
c ...1,0
..
0
3
0 ≤ [σ u] (III -2)
Trong đó: l0 = l1 +2
2l = 34 + 16 = 50 (mm)
[σ u] - ứng suất uốn cho phép của vật liệu làm chốt, [σ u] = (60…80) MPa;
⇒ σ u =4.90.14.1,0
50.32,8023.8,13 = 7,31 (MPa) < [σ u]; thỏa mãn điều kiện bền uốn của
chốt. Như vậy, khớp nối vòng đàn hồi có các thông số nêu trên là hợp lý.
- Tính lực khớp nối:
Fkn = (0,2…0,3)F '
t (III -3)
Với F '
t - lực vòng trên khớp nối, F '
t =t
I
D
T .2(III -4)
Trong đó: TI - Mô men xoắn trên trục I, TI = 8023,32(Nmm);Dt - Đường kính vòng tròn qua tâm các chốt, theo bảng 3.1 và hình 3.1,
ta có Dt = 90 (mm);
⇒ F '
t =90
32,8023.2= 178,29 (N)
Từ đó ta tính được: Fkn = (0,2…0,3). 178,29 = (35,66…53,488) (N);Chọn giá trị trung bình của hai giá trị trên, ta được: Fkn = 44,57 (N)
PHẦN VI: TÍNH TOÁN KIỂM NGHIỆM TRỤC
1.1.Chọn vật liệu .Vật liệu dùng để chế tạo trục cần có độ bền cao, ít nhạy cảm với sự tập trung ứng
suất dễ gia công và có thể nhiệt luyện dễ dàng. Cho nên thép cacbon và thép hợp kim lànhững vật liệu chủ yếu để chế tạo trục. Việc lựa chọn thép hợp kim hay thép cacbon tuythuộc điều kiện làm việc trục đó có chịu tải trọng lớn hay không.
Đối với trục của hộp giảm tốc làm việc trong điều kiện chịu tải trọng trung bình thì ta
chọn vật liệu làm trục là thép C45 thường hoá có cơ tính như sauGVHD: Nguy ễn Văn Huyến
lmki = (1,4…2,5)dk (IV -4)Trong đó d là đường kính của trục bánh đai dẫn, được nối với trục của động cơ bằng kếtcấu nối trục vòng đàn hồi. Theo đó, ta có dI = 32 (mm)
- Các khoảng cách khác được chọn trong bảng 10. 3 - tr 189 - Tài liệu [1],, tacó:+ Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng
cách giữa các chi tiết quay: k 1 = (8…15) mm; lấy k 1 = 10 (mm);+ Khoảng cách từ mặt cạnh của ổ đến thành trong của hộp:
k 2 = (5…15) mm; lấy k 2 = 8 (mm);+ Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến nắp ổ:
k 3 = (10…20) mm; lấy k 3 = 15 (mm);+ Chiều cao nắp ổ và đầu bu lông:
GVHD: Nguy ễn Văn Huyến Lớp :ĐLK8LC2 SVTH: Nguyễn Thành Luân ([email protected]) 38
trục là thép 45, tôi cải thiện, có σ b ≥ 600 MPa; theo bảng 10. 5 - tr 195 Tài liệu [1],ta có trị số của ứng suất cho phép của vật liệu chế tạo trục là:
[σ ] = 63 MPa.
Đường kính tại các mặt cắt trên trục được xác định theo công thức:
d = 3
].[1,0 σ
td M (V -5)
Trong đó: Mtd - Mô men tương đương trên các mặt cắt, được tính theo công thức sau:
Mtd = 222.75,0 z y x M M M ++ (V -6)
• Xét các mặt cắt trên trục I:
+ Xét mặt cắt trục tại điểm A - điểm có lắp then với bánh đai bị động của bộ truyền:
- Mô men uốn M A
x = M A
y = 0
- Mô men xoắn M A
z = MI = 30260,44 (Nmm);
- Mô men tương đương trên mặt cắt A:
M A
td = 2)44,30260.(75,0 = 26206,3 (Nmm)
- Kích thước của trục tại mặt cắt A: dA = 3
63.1,0
26206,3= 16,08 (mm);
- Do mặt cắt tại A có rãnh then nên đường kính trục cần tăng thêm 4%, theo đó ta
tính được đường kính của trục tại mặt cắt A là:dA = 16,08 + 0,04. 16,08 = 16,72 (mm); ta chọn dA = 17 (mm)
+ Xét mặt cắt trục tại điểm B - điểm có lắp vòng bi với lỗ của hộp giảm tốc:GVHD: Nguy ễn Văn Huyến
Tr ường ĐH SPKT Hưng Yên ĐỒ ÁN MÔN HỌC CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY Khoa Cơ Khí Động Lực
Như vậy ta thấy chiều của phản lực Fy20 theo phương Y tại gối đỡ K có chiều đúnglà chiều ngược lại với hình vẽ trên.
+ Phản lực theo phương x:
∑MK(y) = F 23 x .(l21 + l23)- Fx21.l21 +Ft2. l22 = 0
⇒ Fx21 = Fx21 =21
232123222 )(.
l
l l F l F xt ++=
90
75241,26845.86,1447 +
= 1443,58 (N);
=-Fx20 - Ft2+ Fx21 - F 23 x = 0
⇒Fx20 = - Ft2+Fx21 -F 23 x = -1447,86 + 1443,58 – 268,75 = -273,03 (N); Như vậy ta thấy chiều của các phản lực Fx21theo phương X tại gối đỡ Q như hình vẽtrên có chiều đúng là chiều ngược lại.
b. Tính đường kính của trục:
- Theo phần chọn sơ bộ đường kính trục ta có: d sb
II = 35 (mm), vật liệu chế tạo trục là
thép 45, tôi cải thiện, có σ b ≥ 600 MPa, ; theo bảng 10. 5 - tr 195 - Tài liệu [1], ta cótrị số của ứng suất cho phép của vật liệu chế tạo trục là:
[σ ] = 63 MPa.
Đường kính tại các mặt cắt trên trục được xác định theo công thức (IV -8):
d = 3
].[1,0 σ
td M (V -7)
Trong đó: Mtd - Mô men tương đương trên các mặt cắt, được tính theo công thức sau:
Mtd = 222.75,0 z y x M M M ++ (V -8)
• Xét các mặt cắt trên trục II:
+ Xét mặt cắt trục tại điểm K - điểm có lắp ổ lăn với vỏ của hộp giảm tốc;
- Mô men uốn M K
x = M K
y = 0
- Mô men xoắn M K
z = 0
+ Xét mặt cắt trục tại điểm P - điểm có bố trí rãnh then lắp bánh răng nghiêng lớn:
- Mô men uốn M P
x = F x20. l22 = 1174,91.45 = 52870,95 (Nmm);
- Mô men uốn M P
y :
M )(t P
y = Fy20. l22+ Mz22 = 855,15.45 +2
.158,13378,22= 68385,7 (Nmm);
M )( p P
y = F
y23
.(l21-l22+l23) + Fy21(l21 – l22)+ Mz22
GVHD: Nguy ễn Văn Huyến Lớp :ĐLK8LC2 SVTH: Nguyễn Thành Luân ([email protected]) 47
Tr ường ĐH SPKT Hưng Yên ĐỒ ÁN MÔN HỌC CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY Khoa Cơ Khí Động Lực
= 272148,75 (Nmm)
- Mô men xoắn M P
z = 109419,79 (Nmm);
- Mô men tương đương trên mặt cắt P:Xét thấy mô men ở mặt cắt phía bên phải của điểm P có giá trị lớn hơn mô men ở mặt cắt phía bên trái của điểm P, nên ta tính mô men tương đương của mặt cắt trụctại điểm P theo:
- Do mặt cắt tại P có rãnh then nên đường kính trục cần tăng thêm 4%, theo đó tatính được đường kính của trục tại mặt cắt P là:dP = 35,8 + 0,04. 35,8 = 37,24 (mm); ta chọn dP = 40 (mm)
+ Xét mặt cắt trục tại điểm Q - điểm có lắp vòng bi với lỗ của hộp giảm tốc:
Tr ường ĐH SPKT Hưng Yên ĐỒ ÁN MÔN HỌC CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY Khoa Cơ Khí Động Lực
- Kích thước của trục tại mặt cắt S: dS = 3
3,6.1,0
3,94760= 24,68 (mm)
- Do tại mặt cắt S có lắp bánh xích, cần có rãnh then nên kích thước của trục phảităng thêm 4%, theo đó kích thước của trục tại mặt cắt S là:dS = 24,68 + 0,04. 24,68 = 25,66 (mm)
Ta chọn dS = 30(mm).
GVHD: Nguy ễn Văn Huyến Lớp :ĐLK8LC2 SVTH: Nguyễn Thành Luân ([email protected]) 49
Tr ường ĐH SPKT Hưng Yên ĐỒ ÁN MÔN HỌC CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY Khoa Cơ Khí Động Lực
4-Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi.
- Khi xác định đường kính trục theo công thức (V -7), ta chưa xét tới các ảnhhưởng về độ bền mỏi của trục như đặc tính thay đổi của chu trình ứng suất, sựtập trung ứng suất, yếu tố kích thước, chất lượng bề mặt…. Vì vậy sau khi xácđịnh được đường kính trục cần tiến hành kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi có kểđến các yếu tố vừa nêu.
- Kết cấu của trục vừa thiết kế đảm bảo được độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các
tiết diện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện sau đây:
s j = 22
.
j j
j j
s s
s s
τ σ
τ σ
+
≥ [s] (V -9)
Trong đó :[s] - hệ số an toàn cho phép, [ s] =(1,5….2,5); lấy [s]=2
sσ j , sτ j - hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét riêngứng suất tiếp tại mặt cắt j.
sσ j =σ σ
ψ σ σ
σ
mjajdj K +−
.
1
(V -10)
sτ j= mjajdj K τ ψ τ
τ
τ τ +
−1
(V -11)
Với σ -1,τ -1 - giới hạn mỏi và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng, với thép 45 có σ b =600 MPa;
⇒ σ -1 = 0,436. σ b = 0,436. 600 = 216.6 MPa
τ -1 = 0,58. σ -1 = 0,58. 216,6 = 151,73 MPa
ψ σ ,ψ τ - hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình tới độ bền mỏi,
theo bảng 10. 7 - tr 197 Tài liệu [1], với σ b = 600 MPa, ta có:
ψ σ = 0,05 ; ψ τ = 0
- Đối với trục quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng nên:
σ mj = 0 ; σ aj = σ maxj = j
j
W
M (V -12)
- σ a, τ a, σ m là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và tiếp tại mặt cắt
mà ta đang xét. Khi trục quay một chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳmạch động, do vậy:
GVHD: Nguy ễn Văn Huyến Lớp :ĐLK8LC2 SVTH: Nguyễn Thành Luân ([email protected]) 51
Tr ường ĐH SPKT Hưng Yên ĐỒ ÁN MÔN HỌC CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY Khoa Cơ Khí Động Lực
τ mj = τ aj =2
max jτ =
oj
j
W
T
.2(V -13)
Với W j , Woj - mô men cản uốn và mô men cản xoắn tại mặt cắt đang xét.Ta kiểm nghiệm cho mặt cắt tại điểm có lắp ổ lăn trên trục I - vị trí điểm B
Từ công thức (IV -12), với:
M B
u = 22 )()( B
y
B
x M M + 22 21050,645640,48 + = 21793,22 (Nmm);
WC =32
. 3C d π
=32
25.14,33
= 1533,20 (mm3)
⇒ σ aB =20,1533
12,51936= 33,87
Từ công thức (IV -13), với:TB = TI1 = 30260,44 (Nmm);
W B
0 =16
.3
Bd π =
16
20.14,3 3
= 1570 (mm3)
⇒ τ aB = τ mB = B B
W
T
0.2 =1570.2
44,30260= 9, 63
Hệ số K σ dj và K τ dj được xác định theo các công thức sau:
K σ dj = y
x
K K
K
1−+σ
σ
ε (V -14)
K τ dj = y
x
K
K K
1−+τ
τ
ε (V -15)
Trong đó:K x - hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt phụ thuộc vào phương pháp gia
công và độ nhẵn bóng bề mặt. Theo bảng 10. 8 - tr 197 Tài liệu [1], ta có :
K x = 1,06 , với σ b = 600 MPa, tiện đạt R a 2,5…0,63;K y - hệ số tăng bền bề mặt trục, tra bảng 10. 9 - tr 197 - Tài liệu [1], ta chọn với
phương pháp gia công tăng bền bề mặt bằng tôi bằng dòng điện tần số cao, ta có: K y =1,6
ε σ , ε τ - hệ số kể đến ảnh hưởng kích thước mặt cắt trục, đối với trục làm bằngvật liệu thép các bon có đường kính d = 25 (mm), theo bảng 10. 10 - tr 198 - Tài liệu
[1], ta có: ε σ = 0,9 , ε τ = 0,85;
GVHD: Nguy ễn Văn Huyến Lớp :ĐLK8LC2 SVTH: Nguyễn Thành Luân ([email protected]) 52
Tr ường ĐH SPKT Hưng Yên ĐỒ ÁN MÔN HỌC CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY Khoa Cơ Khí Động Lực
K σ , K τ - trị số của hệ số tập trung ứng suất thực tế trên bề mặt trục, đối với trục córãnh then và gia công bằng dao phay ngón. Theo bảng 10. 12 - tr 199 - Tài liệu [1], ta
có: K σ = 1,76 ; K τ = 1,54;Thay các giá trị trên vào (IV -14) và (IV -15), ta được:
K σ dj =6,1
106,19,0
76,1−+
= 1,26
K τ dj =6,1
106,185,0
54,1−+
= 1,17
Thay các kết quả trên vào công thức (IV -10) và (IV -11), ta tính được:
sσ j = 0.05,087,33.26,1
6,261
+= 6,13
sτ j =063,9.17,1
73,151
+ = 13,46
Theo (IV -10), ta tính được: s = 22 46,1313,6
46,13.13,6
+= 5,57 > [s] = 2
Ta kiểm nghiệm cho mặt cắt tại điểm có lắp bánh răng trên trục II - vị trí điểm P:Từ công thức (IV -12), với:
M P
u = 22 )()( P
y
P
x M M + 22 90365,8552870,95 + = 104696,34(Nmm);
Theo bảng 10. 6 - tr 196 - Tài liệu [1], trục có 1 rãnh then. Với đường kính trục là d =40 (mm), tra bảng 9. 1a - tr 173 - Tài liệu [1], ta có các thông số của then bằng: b = 12(mm), t1 = 5 (mm)
WP =32
. 3 P d π
-d
t d t b
2
)(. 211 −
=32
40.14,3 3
-40.2
)540(5.12 2−= 5361,25 (mm3)
⇒ σ aP = 5361,25
104696,34= 19,5
Từ công thức (IV -14), với:T p = TII = 109419,79 (Nmm);
W P
0 =d
t d t bd P
2
)(.
16
. 211
3 −−
π =
40.2
)550.(5.12
16
40.14,323 −− = 11641,25 (mm3)
⇒ τ aP = τ mP = P P
W
T
0.2 = 25,11641.2
79,109419= 4,7
Hệ số K σ dj và K τ dj được xác định theo các công thức sau:
GVHD: Nguy ễn Văn Huyến Lớp :ĐLK8LC2 SVTH: Nguyễn Thành Luân ([email protected]) 53
Tr ường ĐH SPKT Hưng Yên ĐỒ ÁN MÔN HỌC CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY Khoa Cơ Khí Động Lực
K σ dj =
y
x
K
K K
1−+σ
σ
ε (V -14)
K τ dj = y
x
K
K K
1−+τ
τ
ε (V -15)
Trong đó:K x - hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt phụ thuộc vào phương pháp gia
công và độ nhẵn bóng bề mặt. Theo bảng 10. 8 - tr 197 – Tài liệu [1], ta có :
K x = 1,06 , với σ b = 600 MPa, tiện đạt R a 2,5…0,63;
K y - hệ số tăng bền bề mặt trục, tra bảng 10. 9 - tr 197 - Tài liệu [1], ta chọn với phương pháp gia công tăng bền bề mặt bằng tôi bằng dòng điện tần số cao, ta có: K y =1,65
ε σ , ε τ - hệ số kể đến ảnh hưởng kích thước mặt cắt trục, đối với trục làm bằngvật liệu thép các bon có đường kính d = 40 (mm), theo bảng 10. 10 - tr 198 - Tài liệu
[1], ta có: ε σ = 0,85 , ε τ = 0,78 ;
K σ , K τ - trị số của hệ số tập trung ứng suất thực tế trên bề mặt trục, đối với trục córãnh then và gia công bằng dao phay ngón. Theo bảng 10. 12 - tr 199 – Tài liệu [1], ta
có: K σ = 1,76 ; K τ = 1,54;Thay các giá trị trên vào (IV -15) và (IV -16), ta được:
K σ dj =6,1
106,185,0
76,1 −+= 1,45
K τ dj =6,1
106,178,0
54,1−+
= 1,27
Thay các kết quả trên vào công thức (IV -10) và (IV -11), ta tính được:
sσ j =0.05,003,20.45,1
6,261
+ = 9,01
sτ j = 005,10.27,173,151
+= 11,38
Theo (VI -10), ta tính được: s = 22 38,1101,9
38,11.01,9
+= 7,06 > [s] = 2.
Như vậy trục II và trục III đảm bảo điều kiện bền mỏi.5:Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh
GVHD: Nguy ễn Văn Huyến Lớp :ĐLK8LC2 SVTH: Nguyễn Thành Luân ([email protected]) 54
Tr ường ĐH SPKT Hưng Yên ĐỒ ÁN MÔN HỌC CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY Khoa Cơ Khí Động Lực
V – Hệ số kể đến vòng nào quay. Vòng trong quay V=1k t – Hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ kt=1(nhiệt độ t≤ 100°C)k d – Hệ số kể đến đặc tính tải trọng. Theo bảng 11.3 ta có k d=1 (tải trọng va
đập nhẹ)Vậy tải trọng động quy ước :
Q= XVFr .k t.k d = 1.1.859,3.1.1 = 859,3 (N)Tải trọng động tương đương được xác định theo công thức (11.13)
m
h
2h
m
1
2
h
1h
m
1
1m
i
imi
EL
L.
Q
Q
L
L.
Q
Q.Q
L
LQQ
+
==
∑Trong đó:
m – Bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn với ổ bi m=3Li – Thời hạn khi chịu tải trọng Qi (triệu vòng quay)
Thời hạn Li khi chịu tải trọng Qi được xác định theo công thức (11.13): Li=60n.Lhi/106
Thời hạn Lhi khi chịu tải trọng Qi (giờ) được xác định theo sơ đồ tải trọng thời hạn phục vụ.
Với tổng thời hạn phục vụ Lh =24000(giờ)T2 = 0,6.T1; t1 = 4 (h); t2 = 4(h); tck = 8 (h)=> Q2 = 0,6.Q1 ; Lh1 = 12000 (h) ; Lh2 = 12000(h)
Khả năng tải động của ổ được xác định theo công thức (11.1):m
d LQC =
Tải trọng động tương đương:
96,7278
4.6,0
8
4.1.859,3... 3
332
1
21
1
1 =+=
+
= m
h
h
m
h
h
m
E L
L
Q
Q
L
L
Q
QQQ N
L = 60.n.Lh/106 = 60.722,5.24000/106 = 1040,4 triệu vòng
=> kN LQC m E d 37,74,1040.728,0 3 === < C =11,6(kN)
Vậy ổ đã chọn là phù hợp.c.Tính kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ.
Theo bảng 11.6, với ổ bi đỡ 1 dãy Xo= 0,6; Y0 = 0,5. Theo công thức (11.19):
b.Tính kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ.Tải trọng hướng tâm trên các ổ:
)(33,15171492,57273,03 22220
2200 N F F F y xr =+=+=
)(2,334915,302258,1443 22221
2211 N F F F y xr =+=+=
Vậy ta tiến hành tính kiểm nghiệm cho ổ chịu tải lớn hơn là ổ 1Tải trọng động quy ước Q đối với ổ bi đỡ được xác định theo công thức (11.3):
Q= X.V.Fr .k t.k đTrong đó :
X – Hệ số tải trọng hướng tâm.
Y – Hệ số tải trọng dọc trục.Theo bảng11.4 TR.215, Tài liệu [1] với ổ lăn 1 dãy iFa/Co = 0 và Fa/VFr = 0 <e
=> X=1,Y=0Fr ,Fa – Tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục. Fa=0(N)V – Hệ số kể đến vòng nào quay. Vòng trong quay V=1k t – Hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ kt=1(nhiệt độ t≤ 100°C)k d – Hệ số kể đến đặc tính tải trọng. Theo bảng 11.3 ta có k d=1 (tải trọng va
đập nhẹ)Vậy tải trọng động quy ước :
Q= XVFr .k t.k d = 1.1.3349,2.1.1 = 3349,2 (N)Tải trọng động tương đương được xác định theo công thức (11.13)
m
h
2h
m
1
2
h
1h
m
1
1m
i
imi
EL
L.
Q
Q
L
L.
Q
Q.Q
L
LQQ
+
==
∑Trong đó:
m – Bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn với ổ bi m=3Li – Thời hạn khi chịu tải trọng Qi (triệu vòng quay)
Thời hạn Li khi chịu tải trọng Qi được xác định theo công thức (11.13): Li=60n.Lhi/106
Thời hạn Lhi khi chịu tải trọng Qi (giờ) được xác định theo sơ đồ tải trọng thời hạn phục vụ.Với tổng thời hạn phục vụ Lh =24000(giờ)
Tr ường ĐH SPKT Hưng Yên ĐỒ ÁN MÔN HỌC CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY Khoa Cơ Khí Động Lực
3,28378
4.6,0
8
4.1.2,3493... 3
332
1
21
1
1 =+=
+
= m
h
h
m
h
h
m
E L
L
Q
Q
L
L
Q
QQQ N
L = 60.n.Lh/106 = 60.191,5.24000/106 = 275,76 triệu vòng=> kN LQC m
E d 46,1876,275.837,2 3 === < C =31,9(kN)Vậy ổ đã chọn là phù hợp.
c.Tính kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ.Theo bảng 11.6, với ổ bi đỡ 1 dãy Xo= 0,6; Y0 = 0,5. Theo công thức (11.19):Qt = Xo.Fr +Yo.Fa = 0,6.3349,2 + 0,5.0 = 2009,7NTheo CT 11.20 Qt= Fr
=> Qt < C0 = 21,7kN=21700NVậy ổ đủ khả năng tải.
Phần IX – BÔI TRƠN ĂN KHỚP VÀ Ổ TRỤC1- Bôi trơn ăn khớp
Nhận xét: vận tốc bánh răng V < 12 m/s ta chọn bôi trơn bằng phương pháp ngâmdầu. Phương pháp bôi trơn ngâm dầu bằng dầu chứa trong hộp giảm tốc, ta chọn loạidầu AK10 có độ nhớt 186/16 . mức dầu trong hộp giảm tốc được xác định như hình vẽ2- Bôi trơn ổ lănổ lăn được bôi trơn bằng mỡ
phần X: THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC VÀ CÁC CHI TIẾT MÁY KHÁC
1.1- Thiết kế vỏ hộp giảm tốcTheo bảng 18.1 - tr 85 - Tài liệu [2], ta chọn các kích thước của các phần tử cấu tạonên hộp giảm tốc đúc như sau:1- Chiều dày thân hộp:
Tr ường ĐH SPKT Hưng Yên ĐỒ ÁN MÔN HỌC CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY Khoa Cơ Khí Động Lực
Để đảm bảo vị trí tương đói của nắp và thân hộp khi gia công cũng như khi lắpghép. Ta chọn chốt định vị là chốt côn. theo bảng 18.4b –tr91 Tài liệu [2], ta có các
kích thước của chốt như sau:d=8mm; c=1,2mm ;l=50mm ;độ côn đường sinh bề mặt trụ:1:50
2- Cửa thăm:Để đổ dầu vào hộp và quan sát các chi tiết máy trong hộp khi lắp ghép. Theo bảng
18.5 tr92 - Tài liệu [2]ta chọn được nắp thăm dầu với các thông số sau:
A B A1 B1 C C1 K R Vít Sốlượng
100 75 150 100 125 - 87 12 M8 22 4
3- Nút thông hơi:Khi làm việc nhiệt độ trong hộp tăng lên, để giảm áp suất và điều hòa không khí bên
trong và bên ngoài hộp ta dùng nút thông hơi.Theo bảng 18.6 tr 93- Tài liệu [2]ta chọn được nút thông hơI với các thông số sau:
A B C D E G H I K L M N O P Q R SM27x2 1
530 15 45 36 6 4 4 10 8 22 6 32 18 36 32
4- Nút tháo dầu:Tháo dầu bị bẩn biến chất để thay dầu mới.
Theo bảng 18.7 tr 93 Tài liệu [2]
d b m f L c q D S DoM20x2 15 9 3 28 2,5 17,8 30 22 25,4
5- Chọn que thăm dầu và bôi trơn:Để kiểm tra mức dầu trong hộp , đảm bảo tốt công việc bôi trơn cho bộ truyền của hộp
giảm tốc.6- Chọn vít nâng:
để xiết, đẩy nắt của hộp giảm tốc lên khi cần tháo nắp ra khỏi thân hộp ta chon vít nângM8
9.3 các đặc tính kỹ thuật chủ yếu của hộp giảm tốc1- Mô men xoắn trục vào: 30260,44 (Nmm)2- Mô men xoắn trục ra: 109419,79(Nmm)3- Tốc độ trục vào : 722,5 v/p
GVHD: Nguy ễn Văn Huyến Lớp :ĐLK8LC2 SVTH: Nguyễn Thành Luân ([email protected]) 64
Tr ường ĐH SPKT Hưng Yên ĐỒ ÁN MÔN HỌC CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY Khoa Cơ Khí Động Lực
4- Tỉ số truyền: 3,785- Trọng lượng:
6- Kích thước: L x W x H : đo trực tiếp trên bản vẽ lắp theo tỷ lệ 1:1
Phần XI: XÂY DỰNG BẢN VẼ LẮP VÀ KIỂU LẮP GHÉP10. 1 Xây dựng bản vẽ lắp
03 bản vẽ A3, mỗi hình vẽ thể hiện 1 hình chiếu của hộp giảm tốc10.2 Chọn các kiểu lắp ghép chủ yếuTheo yêu cầu của từng bộ phận ta chọn các loại mối ghép như sau:
- Chọn lắp ghép giữa trục và vòng trong của ổ là lắp ghép theo hệ thông lỗ kiểu
lắp ghép là H7/k6.- Chọn lắp ghép giữa vòng ngoài của ổ với vỏ hộp là lắp ghép theo hệ thống trục
kiểu lắp ghép H7/h6.- Vòng chắn mỡ quay cùng trục trong quá trình bộ truyền làm việc, để tháo lắp dễ
dàng khi lắp ghép, sửa chữa không làm hỏng bề mặt trục, ta chọn kiểu lắp có độhở K7/h6.
- Bánh răng quay cùng trục chịu mô men xoắn, lực dọc trục, lực hướng kính, để
đảm bảo độ chính xác tin cậy, độ bền của mối ghép và dễ gia công chi tiết lỗ
chọn lắp ghép có độ dôi kiểu H7/k6.- Đối với các mối ghép then then được cố định trên trục theo kiểu lắp có độ dôi
thường lắp theo hệ thống lỗ với sai lệch của then là k6.
:Dựa vào bảng phạm vi sử dụng của các kiểu lắp 20.4 [1] ta có thể lựa chọn các
kiểu lắp thích hợp để lắp các chi tiết lên trục và giữa các chi tiết với nhau. Vì trong quátrình gia công các chi tiết việc gia công lỗ bao giờ cũng kém chính xác hơn gia công
trục do đó ở đây ta cũng ưu tiên gia công trục với cấp chính xác cao hơp cấp 6 và chọnluôn miền dung sai của trục là miền k. Từ đó ta có thể chọn kiểu lắp miền dung sai đồngthời trị số sai lệch giới hạn theo bảng sau:
GVHD: Nguy ễn Văn Huyến Lớp :ĐLK8LC2 SVTH: Nguyễn Thành Luân ([email protected]) 65