Quá trình này bao gồm việc phân tích công dụng và điều kiện làm việc của các chi tiết máy, tìm kiếm các kết cấu hợp lí phù hợp với yêu cầu kinh tế, công nghệ, lắp ráp và vận hành sản phẩ
Hiệu suất chung hệ thống
❑ kn =0.98: Hiệu suất khớp nối trục xích
❑ br =0.96: Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ nghiêng
❑ ol = 0.99: Hiệu suất 1 cặp ổ lăn
❑ đ =0.96 : Hiệu suất bộ truyền đai thang
Công suất tương đương
Công suất động cơ cần thiết
Chọn động cơ
Công suất trên các trục
- Công suất của động cơ:
- Công suất trên trục II:
- Công suất trên trục III:
P III =P II ×❑ br ×❑ ol =6.774×0.96×0.99=6.438(kW)
- Công suất của xích tải:
P xt =P III ×❑ ol ×❑ kn =6 438×0.99×0.98=6.247(kW)
Số vòng quay trên các trục
- Số vòng quay của động cơ: n đ c 50(v ò ng/p h ú t)
- Số vòng quay trục II: n II =n I u br X7.52
- Số vòng quay trục III: n III =n II u br 6.15
- Số vòng quay trục xích tải: n ct =n III F 99(v ò ng/p h ú t)
Moment xoắn trên các trục
- Moment xoắn của động cơ tạo ra:
- Moment xoắn của trục I tạo ra:
- Moment xoắn của trục II tạo ra:
- Moment xoắn của trục III tạo ra:
- Moment xoắn của trục xích tải tạo ra:
Bảng đặc tính kĩ thuật
Động cơ I II III Xích tải
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI
Thông số đầu vào
- Công suất đầu vào: P =P đc =7.5(KW)
- Số vòng quay bánh dẫn: n=n đc 50(v/ph)
Tính toán bộ truyền đai thang
2.2.1 Chọn loại đai và xác định thông số bộ truyền
Dựa vào công suất P=7.5(KW) và số vòng quay n 50(v/ph) của bánh dẫn Theo đồ thị hình 4.2a [1] (Trang75) ta chọn đai thang thường loại B.
Tra bảng 4.5 [1] (Trang 74) với đai loại B ta có bảng dưới đây:
Kích thước tiết diện mm Diện tích tiết diện
A, mm 2 Đường kính bánh đai nhỏ d 1min , mm
Chiều dài giới hạn L, mm b p b 0 h y 0 Đai hình thang thường
- Đường kính bánh đai dẫn: Theo tài liệu, ta chọn: d 1 =1.2× d min =1.2×160!6mm
- Giả sửa chọn hệ số trượt tương đối ξ = 0,01
- Đường kính bánh đai bị dẫn: d 2 =d 1 ×u đ ×(1−ξ)"4×2.438×(1−0.01)T0.651mm
2.2.2 Xác định sai số tỉ số truyền
- Tỷ số truyền thực tế: u tt = d 2 d 1 ×(1−ξ)= 500
- Sai số tỉ số truyền:
2.2.3 Xác định khoảng cách trục và chiều dài đai
- Khoảng cách trục a =1.2× d 2 =1.2×560g2mm vì u đ ≈2
- Chiều dài tính toán của đai:
4×672 &06.932(mm) Chọn chiều dài đai theo tiêu chuẩn: L(00mm=2.8m
- Tính lại khoảng cách trục a: a=k+√ k 2 −8 ∆ 2
Vậy chọn khoảng cách trục là 780 mm
2.2.4 Vận tốc và góc ôm đai
- Số vòng chạy của đai trong một giây: i=v 1
- P 1 =7.5 kW - Công suất trên bánh đai dẫn
- [ P 0 ] = 4.7 kW Công suất cho phép
- C α =1.24× ( 1−e −α 110 1 ) =0.937- hệ số xét đến ảnh hưởng của góc ôm đai
- C u =1.12 - hệ số xét đến ảnh hưởng của tỷ số truyền u (u=2.438)
- C L =√ 6 L / L 0 = 1 038 - hệ số xét đến ảnh hưởng của chiều dài ( L 0"40)
- C Z =0.95 - hệ số xét đến ảnh hưởng của sự phân bố không đồng đều tải trọng giữa các dây đai
- C r = 0.7 - Hệ số xét đến ảnh hưởng của tải trọng (tải va động nhẹ và làm việc 3 ca)
- C v =1−0.05×(0.01v 2 −1)=0 916 hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc
2.2.6 Định các kích thước chủ yếu của đai
- Đường kính ngoài của các bánh đai: d a1 =d 1 +2 × h 0 !6+ 2 × 4.2"4.4 mm d a2 =d 2 +2× h 0 V0+2×4.2V8.4mm
- Đường kính đáy bánh đai d f 1 =d 1−2× H!6−2×164mm d f 2 = d 2 − 2 × H = 560 − 2 × 16 = 528 mm
2.2.7 Xác định lực căng đai ban đầu và lực tác dụng lên trục
- Lực căng đai ban đầu:
- Chọn ứng suất căng đai: σ 0=1.5MPa
- Lực căng đai ban đầu:
⇒ Lực căng mỗi dây đai:
⇒ Lực vòng có ích trên mỗi dây đai:
- Hệ số ma sát nhỏ nhất để không bị trượt trơn: f ' =1 α.ln 2.F 0 +F t
- Hệ số ma sát nhỏ nhất để bộ truyền không bị trượt trơn được xác định: f=f ' sin 20=0.2859×sin 20=0.0978
- Lực tác dụng lên trục:
2.2.8 Xác định ứng suất lớn nhất và tuổi thọ đai
- Ứng suất lớn nhất trên mỗi đai: σ max =σ 1 +σ v +σ F1 ¿ σ 0 + 0.5 σ t + σ v + σ F1 ¿F 0 mđ
- E 0MPa – Mô đun đàn hồi
- ρ00 kg / mm 3 – Khối lượng riêng của bánh đai
Bộ truyền đai thang nên: m = 8, σ r = 9.
2.2.9 Bảng thông số của bộ truyền đai
Thông số Đai thang thường loại B
Số đai z z = 3 Đường kính bánh đai nhỏ (mm) d 1!6mm Đường kính bánh đai lớn (mm) d 2 V0 mm
Khoảng cách trục (mm) ax0mm
Chiều dài đai (mm) L = 2800 mm
Góc ôm bánh đai nhỏ α 14 862°=2.703rad
Bề rộng bánh đai được đo bằng mm, với đường kính ngoài bánh đai nhỏ là 4.4 mm và đường kính ngoài bánh đai lớn là 568.4 mm Đường kính đáy bánh đai nhỏ là 14 mm, trong khi đường kính đáy bánh đai lớn là 528 mm.
Lực căng đai ban đầu F 0b1N
Lực tác dụng lên trục F r 12.235N Ứng xuất cực đại σ max =6 025 MPa
THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG
Thông số đầu vào
- Moment xoắn trên trục II: T II 89 357N m
- Moment xoắn trên trục III: T III = 1308 425 N m
- Tỉ số truyền hộp giảm tốc: u 12=u 34=3.536
- Số vòng quay trục I : n I X7 52 v / ph
- Số vòng quay trục II: n II 6 15v/ph
- Số vòng quay trục III: n III F 99 v / ph
Tính toán bộ truyền bánh răng
- Tra bảng 5.2 và 5.3 [1] trang 96, với 7.5 kW ≤ P ≤ 2 kW ta chọn thép 40Cr tôi cải thiện và có bảng sau: Độ cứng Độ rắn H σ OHlim (MPa) s H σ OFlim (MPa) s F
3.2.2 Xác định ứng suất cho phép
3.2.2.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép
- Độ rắn bánh dẫn HB 1 = 345HB, độ rắn bánh bị dẫn HB 2 = 300HB, khi đó: σ OHlim1 =2 HB 1 + 70=2× 345 +70v0 MPa σ oHlim2 =2.HB 2 +70=2×300+70g0MPa
- Số chu kì làm việc cơ sở khi thử về tiếp xúc:
- Số chu kì làm việc tương đương:
N HE `c ∑ ( T T max i ) 3 × n i ×t i ¿60c × ( ( T T max 1 ) 3 × n 1 ×t 1 + ( T T max 2 ) 3 × n 2 ×t 2 + ( T T max 3 ) 3 × n 3 ×t 3 ) ¿ 60 × 1 × (1 3 × 587.52 × 16+ 0.8 3 × 166.15 × 19+ 0.6 3 × 46.99 × 25) ¿6.76×10 5 chu kỳ
- c =1 - Số lần ăn khớp trong 1 vòng quay
- T i , n i v à t i lần lượt là momen xoắn, số vòng quay và tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét
Vì N HE >N H 01 ¿N H 02 nên N HE =N H 0 → Do đó K HL =1.
- Tính sơ bộ ứng suất tiếp xúc cho phép:
3.2.2.2 Ứng suất uốn cho phép
- Độ rắn bánh dẫn HB1 = 345 HB, độ rắn bánh bị dẫn HB2 = 300HB, khi đó: σ oFlim1 =1.8 HB 1 =1.8 × 345b1 MPa σ oFlim2 =1.8HB 2 =1.8×300T0MPa
- Số chu kì cơ sở: N FO =5 × 10 6 chu kỳ
- Số chu kỳ tương đương:
N HE `c ∑ ( T T max i ) m F × n i ×t i ¿60c × ( ( T T max 1 ) m F × n 1 ×t 1 + ( T T max 2 ) m F × n 2 ×t 2 + ( T T max 3 ) m F × n 3 ×t 3 ) ¿60×1×(1 6 ×587.52×16+0.8 6 ×166.15×19+0.6 6 ×46.99×25) ¿ 6.17 ×10 5 chu kỳ
- c = 1 - Số lần ăn khớp trong 1 vòng quay
- T i , n i v à t i lần lượt là momen xoắn, số vòng quay và tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét
- Hệ số tuổi thọ: K FL = m √ F N N FO FE
Vì N FE > N F0 nên N FE = N F0 → Do đó K FL = 1
- Tính sơ bộ ứng suất tiếp xúc cho phép:
3.2.3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục: a w C0×(u+1)× √ 3 [ σ H T ] 2 1 ×u ×ψ × K Hβ ba
- ψ ba = 0.3 −¿ vị trí đối xứng HF t 1 =F t 2 nên ta dùng lực F t 3 để kiểm tra độ bền uốn và độ bến tiếp xúc.
3.2.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
- Z M = 190 là hệ số xét đến cơ tính vật liệu (vật liệu thép – thép)
- Z H =√ sin 4 × ( cos 2 α tw β ) là hệ số xét đến hình dạng của bề mặt tiếp xúc
- Z ε =√ ε 1 α là hệ số xét đến ảnh hưởng của tổng chiều dài tiếp xúc
- K H =K Hβ × K Hv × K Hα là hệ số tải trọng tính
- b w =b 2 là chiều rộng vành răng
- d w 1 ≈ d 1 là đường kính vòng lăn
- Ứng suất tiếp xúc cho phép:
- K HL =1 là hệ số tuổi thọ
- Z R =0.95 là hệ số xét đến độ nhám bề mặt tiếp xúc
- Z V =0.85v 0.1 =0.855 là hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng
- K l =1 là hệ số xét đến ảnh hưởng của điều kiện bôi trơn
- K xH =√ 1.05− 10 d 4 = √ 1.05− 87.5 10 4 =1.02 là hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răng
- s H =1.1 là hệ số an toàn
⇒σ H V9.845MPa ≤ [ σ H ] W2.415 MPa ⇒ Thỏa điều kiện kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc
3.2.7 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
- Y F =3.47+13.2 z v −27.9x z v +0.092× x 2 là hệ số dạng răng
- K F =K Fα × K Fβ × K Fv là hệ số tải trọng tính
= 1 1.664=0.601 là hệ số xét đến ảnh hưởng của trùng khớp ngang
120 là hệ số xét đến ảnh của gốc nghiêng răng
- b w =b 2 là chiều rộng vành răng
- m m =d m z =3.125 là mô đun trung bình z v = d m m ×cos(β) 2 =3 0.382 Đối với bánh răng trụ răng nghiên ta chọn hệ số dịch chỉnh x = 0
- Ứng suất uốn cho phép:
- K FL =1 là hệ số tuổi thọ
- Y R =1 khi phay và mài rănglà hệ số xét đến độ nhám bề mặt tiếp xúc
- Y X = 1.055 là hệ số kích thước
- Y δ =1.082 là hệ số độ nhạy vật liệu
- K FC =1 khi quay 1 chiều là hệ số xét đến ảnh hưởng khi quay
- s F = 1.75 là hệ số an toàn
⇒σ F w.025MPa ≤ [ σ F ] = 405.073 MPa ⇒ Thỏa điều kiện kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc
3.2.8 Các thông số và kích thước bộ truyền
Chiều rộng vành răng b w ` mm
Số răng bánh răng z 1 (r ă ng z 2 0r ă ng Đường kính vòng chia d 1 5 mm d 2 12.5mm Đường kính đỉnh răng d a 1 = 93.5 mm d a 2 18.5mm Đường kính đáy răng d f 1 mm d f 2 05mm
3.2.9 Kiểm tra điều kiện bôi trơn
- Do hợp giảm 2 cấp đồng trục và tỉ số truyền bằng nhau nên d a2 =d a 4 18.5mm và cả 2 bánh dẫn đều ngập dầu như nhau
- Vận tốc vòng v 1=2.692, v 2 =2.719, v 3 =0.761, v 4 =0.769(m/s) nên bôi trơn bằng cách ngâm trong dầu
- Chiều cao mức ngập dầu thấp nhất: h mmin ≥ 10 mm
- Chiều cao mức ngập dầu tính toán: (2.25m ÷4m)≤ h m ≤d a 2
- Chiều cao mức ngập dầu cho phép: 15 ≥ h m ≥10(mm)
⇒ Chọn mức ngập dầu h m mm
- Chọn dầu bôi trơn: χ br −5 × H HV × σ H 2 v
- H HV là độ rắn bề mặt làm việc cặp bánh răng theo Viker Ta chọn độ rắn là 322HB = 332 HV
- σ H là ứng suất tiếp xúc sinh ra trên bề mặt làm việc
- v là vận tốc vòng bánh răng
0 761 =1 460.383 Theo đồ thị 13.9a [2] ta chọn dầu bôi trơn có v 50 = 17 5 × 10 −6 m 2 / s
⇒Độ nhớt ở nhiệt đồ 40 o C là: v 40=v 50 × ( 50 40 ) 3 6 cSt
Theo bảng 13.1 [2] ta chọn dầu bôi trơn ISO VG 100
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC, THEN, Ổ LĂN VÀ NỐI TRỤC
Thông số đầu vào
Trục I Trục II Trục III
Số vòng quay n (vg/ph) 587.52 166.15 46.99
Tính toán thiết kế
Ta chọn vật liệu làm trục là thép 40Cr nhiệt luyện, tra bảng 10.1 [2] ta có thông số cơ tính vật liệu như sau:
Ký hiệu thép Đường kinh trục không lớn hơn Độ rắn không lớn hơn (HB) σ b
4.2.2 Phân tích lực hợp giảm tốc
4.2.3Tính toán trục cấp nhanh hợp giảm tốc 2 cấp đồng trục (Trục I)
- Đường kính sơ bộ trục I: d 1 × √ 3 16 π × ×T [ τ ] I
[ τ ]=(20÷25)MPa đối với trục đầu vào nên ta chọn [ τ ]% MPa
Theo tiêu chuẩn chọn đường kính thân trục ta chọn d1= 30 mm
- Đường kính vị trí lắp ổ: d 2 =d=d 1 +2×t0+2×3.57mm
Theo tiêu chuẩn chọn ổ lăn ta chọn d = 40 mm
- Đường kính vị trí lắp bánh răng: d 3 =d+3.2× r@+3.2×2F.4mm
Theo tiêu chuẩn chọn đường kính thân trục ta chọn d3 = 50 mm
Tra bảng 8.3 [1] với TI = 115.864 N.m ta được:
+ Khoảng cách giữa chi tiết bộ truyền ngoài và ổ f=(60÷90)mm ta chọn f mm
+ Chiều rọng mặt bích w (S)=(30÷70)mm ta chọn w(S) = 60 mm
- Lực tác dụng lên trục:
- Momen uốn trục y do Fa gây ra:
- Momen tương đương tại điểm C:
Vì tại C có rãnh then và d3 = 50 mm
Nên ta chọn then A có chiều rộng b = 14 mm, chiều cao h = 9 mm,chiều dài then l = 50mm, chiều sâu rãnh then trên trục t = 5.5 mm, chiều sâu rãnh then trên mayơ t1 = 3.8 mm.
4.2.3.2 Tính toán kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn
- Ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xưng: σ a =σ max =M tđ ×10 3
- Ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ: τ a =τ m =T I ×10 3
- Hệ số an toàn theo ứng suất uốn và xoắn:
+ K σ =2.05 , K τ =1.9 là hệ số xét đến ảnh hưởng của tập trung ứng suất tra bảng 10.9 [2]
+ ε σ = 0.73 , ε τ = 0.78 là hệ số kích thước tra bảng 10.4 [2]
+ ψ σ =0.15 ,ψ τ =0.1 là hệ số xét đến ảnh hưởng ứng suát trung bình
+ β = 2 là hệ số tăng bề mặt tra bảng 10.5 [2]
⇒ Điều kiện mỏi của trục được thỏa mãn
4.2.3.3 Tính toán kiểm nghiệm then
- Then tại vị trí bánh răng: σ d = F t 1 l 1 ≤[σ d ] Trong đó:
+ F=2×10 3 ×T I d 3 F34.56N là lực vòng + l 1=l−bP−146mm là chiều dài làm việc của then + [σ d ] là ứng suất dập cho phép ta chọn [σ d ]0MPa
⇒Điều kiện độ bền dập thỏa mãn
- Then tại vị trí nối với bộ truyền ngoài:
- Tra bảng 9.1[1] với d 10mm ta chọn then loại A với: b × h ×t ×t 1 =8×7×4 0×3.3và l%(mm) σ d = F t 1 l 1 ≤[σ d ] Trong đó:
+ F=2×10 3 ×T I d 1 w24.267N là lực vòng + l 1 =l−b%−8 mm là chiều dài làm việc của then + [ σ d ] là ứng suất dập cho phép ta chọn [ σ d ]= 180 MPa
⇒ Điều kiện độ bền dập thỏa mãn
4.2.3.4 Tính toán và lựa chọn ổ lăn
- Xác định lực hướng tâm Fr tác dụng lên ổ:
⇒ Do F rD > F rB nên ta lấy giá trị F rD để tính toán chọn ổ lăn
⇒ Ta chọn ổ bi đỡ chặn cỡ trung kí hiệu 46308 với C = 39200 N, C0 = 30700 N và
Theo bảng 9.3 [1] và 11.3 [4] ta chọn K σ =1, K t =1và V=1
- Khả nặng tải động tính toán:
+ Q là tải trọng quy ước
+ L là tuổi thọ tính băng triệu vòng
⇒ Từ (1) (2) ta chọn ổ cỡ trung ký hiệu 46308 là hợp lí
4.2.4 Tính toán trục cấp chậm hợp giảm tốc 2 cấp đồng trục (Trục III)
- Đường kính sơ bộ trục I: d 1 × √ 3 16 π × ×T [ τ ] I
[ τ ]=(20÷25)MPa đối với trục đầu ra nên ta chọn [ τ ]%MPa
Theo tiêu chuẩn chọn đường kính thân trục ta chọn d1= 63 mm
- Đường kính vị trí lắp ổ: d 2 =d=d 1 +2×tc+2×4.6r.2mm
Theo tiêu chuẩn chọn ổ lăn ta chọn d = 75 mm
- Đường kính vị trí lắp bánh răng: d 3 =d+3.2× ru+3.2×3.5.2mm
Theo tiêu chuẩn chọn đường kính thân trục ta chọn d3 = 85 mm
Tra bảng 8.3 [1] với TIII = 1308.425 N.m ta được:
+ Khoảng cách giữa chi tiết bộ truyền ngoài và ổ fta chọn f0mm
+ Chiều rộng mặt bích w (S) ta chọn w(S) = 95 mm
4.2.4.1 Tính toán kiểm nghiệm khớp nối đàn hồi
- Tra phụ lục 11.6 [3] với d 1 c mm ta được D 0 0 mm , d m 0 mm , l 1 = 25 mm ,l 2 = 45 mm , c = 5 , d c = 18 mm ,l c = 42 mm , đ ai ố c M 12 , z , d 0 5 mm ,l 0 6 mm
- Lực tác dụng lên khớp nối:
- Kiểm nghiệm độ bền uốn: σ F 2×10 3 × K ×T III ×l c π × d c 3 × D 0 × z ≤[σ F ] Trong đó:
+ D 0 là đường kính vòng tròn tâm đi qua các chốt
+ K=1.3 là hệ số chế độ làm việc
⇒ Kiểm nghiệm theo độ bền uốn thõa mãn
- Kiểm nghiệm theo độ bền dập: σ d =2×10 3 × K ×T III z × d c × D 0 ×l 0 ≤[σ d ] Trong đó:
+ D 0 là đường kính vòng tròn tâm đi qua các chốt
+ K =1.3 là hệ số chế độ làm việc
+ l 0 là chiều dài ống cao su
⇒ Kiểm nghiệm theo độ bền dập thõa mãn
- Lực tác dụng lên trục:
- Momen uốn trục y do Fa gây ra:
- Momen tương đương tại điểm B:
Vì tại B có rãnh then và d3 = 85 mm
Nên ta chọn then B có chiều rộng b = 22 mm, chiều cao h = 14 mm, chiều dài then l = 40 mm, chiều sâu rãnh then trên trục t = 9 mm, chiều sâu rãnh then trên mayơ t1 = 5.4 mm.
4.2.4.3 Tính toán kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn
- Ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xưng: σ a =σ max =M tđ ×10 3
- Ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ: τ a =τ m =T III ×10 3
- Hệ số an toàn theo ứng suất uốn và xoắn:
+ K σ =2.05 , K τ =1.9 là hệ số xét đến ảnh hưởng của tập trung ứng suất tra bảng 10.9 [2]
+ ε σ =0.64 , ε τ =0.72 là hệ số kích thước tra bảng 10.4 [2]
+ ψ σ =0.15 ,ψ τ =0.1 là hệ số xét đến ảnh hưởng ứng suát trung bình
+ β = 2 là hệ số tăng bề mặt tra bảng 10.5 [2]
⇒ Điều kiện mỏi của trục được thỏa mãn
4.2.4.4 Tính toán kiểm nghiệm then
- Then tại vị trí bánh răng: σ d = F t 1 l 1 ≤[σ d ] Trong đó:
+ F =2×10 3 ×T III d 3 0786.471N N là lực vòng + l 1=l@mm là chiều dài làm việc của then
+ [ σ d ] là ứng suất dập cho phép ta chọn [ σ d ]0MPa
⇒Điều kiện độ bền dập thỏa mãn
- Then tại vị trí nối với bộ truyền ngoài:
- Tra bảng 9.1[1] với d 1cmm ta chọn then loại A với: b × h ×t ×t 1 ×11×7 0×4 4và l(mm) σ d = F t 1 l 1 ≤[σ d ] Trong đó:
+ F =2×10 3 ×T III d 1 A537.302N là lực vòng + l 1 = l − b = 80 − 18 = 62 mm là chiều dài làm việc của then
+ [ σ d ] là ứng suất dập cho phép ta chọn [ σ d ]0 MPa
⇒ Điều kiện độ bền dập thỏa mãn
4.2.4.5 Tính toán và lựa chọn ổ lăn
- Xác định lực hướng tâm Fr tác dụng lên ổ:
⇒ Do F rA >F rB nên ta lấy giá trị F rA để tính toán chọn ổ lăn
⇒Ta chọn ổ bi cỡ trung kí hiệu 315 với C = 89000 N, C0 = 72800 N và
Theo bảng 9.3 [1] và 11.3 [4] ta chọn K σ =1 , K t =1 và V =1
- Khả nặng tải động tính toán:
+ Q là tải trọng quy ước
+ L là tuổi thọ tính băng triệu vòng
⇒ Từ (3) (4) ta chọn ổ cỡ trung ký hiệu 315 là hợp lí
4.2.5 Tính toán trục trung gian hợp giảm tốc 2 cấp đồng trục (Trục II)
- Đường kính sơ bộ trục II: d 2 × √ 3 16 π × ×T [ τ II ]
[ τ ]=(10÷15)MPa đối với trục trung gian nên ta chọn [ τ ] MPa
Theo tiêu chuẩn chọn ổ lăn ta chọn d2 = d = 55 mm
- Đường kính vị trí lắp bánh răng: d 3 =d+3.2× rU+3.2×3d.6mm
Theo tiêu chuẩn chọn đường kính thân trục ta chọn d3 = 63 mm
Tra bảng 8.3 [1] với TII = 389.357 N.m ta được:
+ Chiều rọng mặt bích w (S)=(40÷80)mm ta chọn w(S) = 70 mm
+ q là khoảng cách giữa 2 ổ lăn q=(0.7÷1.2)× δ=(0.7÷1.2)×(0.025 a w + 3)=( 5.6÷ 9.6 )
⇒ Ta chọn q = 8 mm + B 1 là chiều dày ổ lăn trục I
+ B 3 là chiều dày ổ lăn trục III
2 8mm 4.2.5.1 Vẽ biểu đồ momen
- Lực tác dụng lên trục:
- Momen uốn trục y do Fa gây ra:
- Momen tương đương tại điểm C:
Vì tại C có rãnh then và d3 = 63 mm
Nên ta chọn then A có chiều rộng b = 18 mm, chiều cao h = 11 mm,chiều dài then l = 45 mm, chiều sâu rãnh then trên trục t = 7 mm, chiều sâu rãnh then trên mayơ t1 = 4.4 mm.
4.2.5.2 Tính toán kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn
- Ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xưng: σ a =σ max =M tđ ×10 3
- Ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ: τ a =τ m =T II ×10 3
- Hệ số an toàn theo ứng suất uốn và xoắn:
+ K σ =2.05 , K τ =1.9 là hệ số xét đến ảnh hưởng của tập trung ứng suất tra bảng 10.9 [2]
+ ε σ =0.68 , ε τ =0.74 là hệ số kích thước tra bảng 10.4 [2]
+ ψ σ =0.15 ,ψ τ =0.1 là hệ số xét đến ảnh hưởng ứng suát trung bình
+ β =2 là hệ số tăng bề mặt tra bảng 10.5 [2]
⇒ Điều kiện mỏi của trục được thỏa mãn
4.2.5.3 Tính toán kiểm nghiệm then σ d = F t 1 l 1 ≤[σ d ] Trong đó:
+ F=2×10 3 ×T I d 3 366.254N là lực vòng + l 1=l−bE−18'mm là chiều dài làm việc của then
+ [ σ d ] là ứng suất dập cho phép ta chọn [ σ d ]0MPa
⇒Điều kiện độ bền dập thỏa mãn
4.2.5.4 Tính toán và lựa chọn ổ lăn
- Xác định lực hướng tâm Fr tác dụng lên ổ:
⇒ Do F rD >F rA nên ta lấy giá trị F rD để tính toán chọn ổ lăn
- Do 2 lực dọc trục ngược chiều nên F a %95.679−1043.11952.56N
⇒Ta chọn ổ bi cỡ trung kí hiệu 311 với C = 56000 N, C0 = 42600 N và B2 = 29 mm
Theo bảng 9.3 [1] và 11.3 [4] ta chọn K σ =1 , K t =1 và V =1
- Khả nặng tải động tính toán:
+ Q là tải trọng quy ước
+ L là tuổi thọ tính băng triệu vòng
⇒ Từ (5) (6) ta chọn ổ cỡ trung ký hiệu 311 là hợp lí
Các thông số của trục, then và ổ lăn
Trục cấp nhanh (I) Trục trung gian (II) Trục cấp chậm (III) Đường kính d d 1 0 mm d 2 @mm d 3 = 50 mm d 2 U mm d 3 cmm d 1 c mm d 2 umm d 3 = 85 mm
CHỌN THÂN MÁY, BU LÔNG VÀ CÁC CHI TIẾT PHỤ KHÁC
Chọn Bu lông
- Đường kính bu long nền d 1: d 1 =(0.03÷0.036)a w +12=(18÷19.2)⇒Ta chọn M18
- Đường kính bu lông ghép thân và nắp hộp tại vị trí ổ đỡ d 2: d 2 =(0.7÷0.75)d 1 =(12.6÷13.5)⇒ Ta chọn M14
- Đường kính bu lông ghép thân và nắp hộp tại mặt bích d 3: d 3 =(0.5÷0.6)d 1 =(9÷10.8)⇒ Ta chọn M10
- Đường kính và số vít xiết nắp ổ d 4: Mục 5.2
- Đường kính vít nắp cửa thăm d 5: Dựa vào bảng 10.8 [1] ta chọn M8
- Số bulong nền z = 4 (do khoảng cách trục a w