File thuyết minh đầy đủ môn học đồ án thiết kế (bài tập lớn chi tiết máy): thiết kế hộp giảm tốc - hệ thống dẫn động thùng trộn, đề số 2. Nội dung cụ thể xem mục lục. Dành cho các bạn tham khảo TÍNH TOÁN CHỌN ĐỘNG CƠ, PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 1.1TÍNH TOÁN CHỌN ĐỘNG CƠ: Số liệu ban đầu: Hệ thống làm việc thùng trộn làm việc có các yêu cầu thông số sau: η=η_kn.η_br1.η_br2.η_x.η_ol=0,99.0,98.0,98.0,95.〖0,99〗^3=0,8504 Với: η_kn=0,99: hiệu suất khớp nối đàn hồi η_br=0,98: hi ệu suất bộ truyền bánh trụ răng nghiêng η_x=0,95: hiệu suất bộ truyền xích η_ol=0,99: hiệu suất ổ lăn Tính công suất cần thiết: * Công suất tính toán: P_tt=P_td=P_max √(((T_1/T)^2.t_1+(T_2/T)^2 〖.t〗_2)/(t_1+t_2 ))=3,5√(((T/T)^2.37+(0,8T/T)^2.15)/(37+15))=3,313(kW) * Công suất cần thiết: P_ct=P_tt/η=3,313/0,8504=3,896(kW) ...
TÍNH TOÁN CHỌN ĐỘNG CƠ, PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
TÍNH TOÁN CHỌN ĐỘNG CƠ
Hệ thống làm việc thùng trộn làm việc có các yêu cầu thông số sau: η = η η η η η = 0,99.0,98.0,98.0,95 0,99 = 0,8504
Với: η = 0,99 : hiệu suất khớp nối đàn hồi η = 0,98 : hi ệu suất bộ truyền bánh trụ răng nghiêng η = 0,95 : hiệu suất bộ truyền xích η = 0,99 : hiệu suất ổ lăn
1.1.2 Tính công suất cần thiết:
1.1.3 Số vòng quay của động cơ:
- Số vòng quay của trục công tác: n = 65 v p
- Chọn sơ bộ tỷ số của hệ thống u = u u = 12.2 = 24 Với: u = 12 u = 2 u : tỷ số truyền hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp (8 − 40) u : tỷ số truyền bộ truyền xích (2 − 5)
- Số vòng quay sơ bộ của động cơ: n = n u = 65 24 = 1560
- Động cơ điện có thông số phải thỏa mãn:
- Tra bảng P1.3 tr 236 – TTTKHDĐCK (T1), chọn động cơ:
1.2 Phân phối tỷ số truyền
- Tỷ số truyền chung của hệ: u =n đ n = 1425
- Tra bảng 3.1 tr 43 (*), chọn tỷ số truyền hộp giảm tốc 2 cấp khai triển bánh răng trụ: u = 12 → u = 3,83 (TST cặp BR cấp nhanh); u = 2,61 (TST cặp BR cấp chậm)
→ Tỷ số truyền bộ truyền xích u = u u u = 21,923
1.3.1 Phân phối công suất trên các trục:
1.3.2 Tính số vòng quay trên các trục: n = n đ = 1425 (v/p) n =n u 25
1.3.3 Tính Momen xoắn trên các trục:
Th.số Đ.cơ I II III IV
THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH VÀ CÁC CHI TIẾT MÁY
THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH
- Chọn xích ống con lăn
- Tra bảng 5.4 với u = 2,193 → Z = 27 (răng) → Z = u Z = 59(răng)
Với: k = 1 (< 60°) k = 1(a = 30 − 50) k đ = 1 (đ c đĩa) k đ = 1,4 (va đập nhẹ) k = 1,25 (2 ca) k = 1,3 (bụi, đạt yêu cầu)
- Theo bảng 5.5(*), với n = 200(v/p), P = 11(kW) → 19,3 (kW)
- Theo bảng 5.8 (*), với n = 142,6; Z = 31 ta được p = 50,8(mm)
→ Ta thấy: p < p → thỏa điều kiện
- Theo công thức 5.12 (*), số mắt xích: x = + + ( ) = 123,6 124
=> Tính lại khoảng cách trục a* a ∗ = 0,25p x − 0,5(Z + Z ) + [x − 0,5(Z + Z )] − 2 Z − Z π
=> Để xích không chịu lực căng quá lớn, giảm a* đi một khoảng: δa = 0,003a ∗ = 3,8(mm)
=> Số lần va đập của xích trong 1 giây:
2.1.3 Kiểm nghiệm độ bền xích:
- Lực căng do lực li tâm
- Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra:
Với k = 4 bộ truyền nằm nghiêng 40 độ
Tra bảng 5.10: với n = 200 (v/p) ta được hệ số an toàn cho phép [s] = 8,5
Ta thấy S > [S] → xích đủ bền
2.1.4 Xác định thông số đĩa xích
Theo công thức mục 12 tr186 CSTKM – Thầy Nguyễn Hữu Lộc:
- Đường kính vòng chia: d =p Z π = 31,75 27 π = 272,9(mm) d =p Z π = 596,27(mm)
- Đường kính đỉnh răng: d = d + 0,7p = 335,53(mm) d = d + 0,7p = 618,49(mm)
- Đường kính chân răng: d = d − 2r = 313,3 − 2 9,62 = 294,06(mm)
2.1.5 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích theo công thức 5.18(*)
- Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng đĩa xích: σ = 0,47 k (F K đ + F đ ) E
K đ = 1,4 k = 0,36 k = 1(1 dãy) + Lực va đập trên m dãy xích (N)
- Diện tích chiếu của bản lề (mm 2 ) Tra bảng 5.12: với p1,75 → A&2 (mm2)
Ta thấy σ = 403,9 < [σ ] = 800(MPa) với thép 45 tôi đạt 45 HRC
→ Chọn vật liệu đĩa xích 1 (nhỏ) là thép 45, tôi đạt 45 HRC
- Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng đĩa xích: σ = 0,47 k (F K đ + F đ ) E
K đ = 1,4 k = 0,22 k = 1(1 dãy) + Lực va đập trên m dãy xích (N)
- Diện tích chiếu của bản lề (mm 2 ) Tra bảng 5.12: với p1,75 → A&2 (mm2)
Ta thấy σ = 315,4 < [σ ] = 800(MPa) với thép 45 tôi đạt HB170
→ Chọn vật liệu đĩa xích 1 (nhỏ) là thép 45, tôi đạt HB170
2.1.6 Xác định lực tác dụng lên trục:
- Lực căng do lực li tâm:
- Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra
THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
2.2.1 Bộ truyền bánh răng cấp chậm:
- Bánh nhỏ: thép 45 tôi cải thiện
- Bánh lớn: thép 45 tôi cải thiện
2.2.1.2 Ứng suất uốn cho phép
Chu kỳ làm việc cơ sở:
Số chu kỳ làm việc tương đương, xác định theo sơ đồ tải trọng:
Theo bảng 6.2(*), với thép 45 tôi cải thiện:
- Giới hạn mỏi tiếp xúc [σ ] [σ ] = 2HB + 70 Bánh nhỏ: [σ ] = 2 245 + 70 = 560(MPa) Bánh lớn: [σ ] = 2 230 + 70 = 530(MPa)
- Giới hạn mỏi uốn [σ ] [σ ] = 1,8HB Bánh nhỏ: [σ ] = 1,8 245 = 441(MPa) Bánh lớn: [σ ] = 1,8 230 = 414(MPa)
Ứng suất tiếp xúc cho phép:
Ứng suất uốn cho phép:
Ứng suất quá tải cho phép:
2.2.1.3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục: Áp dụng 6.15a (*), ta có khoảng cách trục: a = K (u + 1) T K
Với: K = 43 (bảng 6.5(*)) – răng nghiêng – thép u = 2,61 (cấp chậm)
+ Với ψ = 0,4 (bảng 6.6 – ko đối xứng, HB 1) + Hệ số trùng khớp ngang: ε = 1,88 − 3,2 1
K : hệ số tải trọng khi tính đến tiếp xúc:
Với K = 1,04 (hệ số kể đến sự phân bố ko đều tải trọng trên chiều rộng vành răng)
- Theo ct 6.40, vận tốc vòng bánh nhỏ: v =π d n
60000 = 1,349(m/s) Với đường kính vòng chia bánh nhỏ: d = 2a u + 1= 2 125
- Ta thấy v = 1,35 < 4 → cấp chính xác 9 (bảng 6.13)
Với: Δ = 0,002 (sai số ăn khớp – bảng 6.15) g = 73 (sai lệch bước răng – bảng 6.16)
Bề rộng vành răng: b = a ψ = 125 0,4 = 50 (mm)
Ta thấy [σ ] < [σ ] → cặp bánh răng thỏa độ bền tiếp xúc
2.2.1.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
Xác định số răng tương đương
Độ bền uốn tại chân răng: σ =2 T Y F K Y Y b d m = 2.98443,8 1,61 0,6 0,6 3,8 0,91
2.2.1.7 Kiểm nghiệm răng về quá tải:
Theo 6.48, ứng suất tiếp quá tải:
Theo 6.49, ứng suất uốn quá tải:
2.2.2 Bộ truyền bánh răng cấp nhanh:
- Bánh nhỏ: thép 45 tôi cải thiện
- Bánh lớn: thép 45 tôi cải thiện
2.2.2.2 Ứng suất uốn cho phép
Chu kỳ làm việc cơ sở:
Số chu kỳ làm việc tương đương, xác định theo sơ đồ tải trọng:
Theo bảng 6.2(*), với thép 45 tôi cải thiện:
- Giới hạn mỏi tiếp xúc [σ ] [σ ] = 2HB + 70 Bánh nhỏ: [σ ] = 2 245 + 70 = 560(MPa) Bánh lớn: [σ ] = 2 230 + 70 = 530(MPa)
- Giới hạn mỏi uốn [σ ] [σ ] = 1,8HB Bánh nhỏ: [σ ] = 1,8 245 = 441(MPa) Bánh lớn: [σ ] = 1,8 230 = 414(MPa)
Ứng suất tiếp xúc cho phép:
Ứng suất uốn cho phép:
Ứng suất quá tải cho phép:
2.2.2.3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục: Áp dụng 6.15a (*), ta có khoảng cách trục: a = K (u + 1) T K
Với: K = 43 (bảng 6.5(*)) – răng nghiêng – thép u = 3,83 (cấp chậm)
+ Với ψ = 0,4 (bảng 6.6 – ko đối xứng, HB 1) + Hệ số trùng khớp ngang: ε = 1,88 − 3,2 1
K : hệ số tải trọng khi tính đến tiếp xúc:
Với K = 1,15 (hệ số kể đến sự phân bố ko đều tải trọng trên chiều rộng vành răng)
- Theo ct 6.40, vận tốc vòng bánh nhỏ: v =π d n
60000 = 3,09(m/s) Với đường kính vòng chia bánh nhỏ: d = 2a u + 1= 2 100
- Ta thấy v = 3,09 < 4(m/s) → cấp chính xác 9 (bảng 6.13)
Với: Δ = 0,002 (sai số ăn khớp – bảng 6.15) g = 73 (sai lệch bước răng – bảng 6.16)
Bề rộng vành răng: b = a ψ = 100 0,4 = 40 (mm)
→ Ứng suất tiếp xúc: σ = Z Z Z d 2 T K (u + 1) b u = 370,74(MPa)
Ta thấy [σ ] < [σ ] → cặp bánh răng thỏa độ bền tiếp xúc
2.2.2.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
Xác định số răng tương đương
Độ bền uốn tại chân răng: σ =2 T Y F K Y Y b d m = 2 26495,4 4,08 2,14 0,59 0,893
→ cặp bánh răng thỏa điều kiện bền uốn
2.2.2.7 Kiểm nghiệm răng về quá tải:
Theo 6.48, ứng suất tiếp quá tải:
Theo 6.49, ứng suất uốn quá tải:
Chiều rộng vành răng b = 45 mm b = 40 mm
Hệ số dịch chuyển x = 0 x = 0 Đg.kính vòng chia d = 41,41 mm d = 158,59 mm Đg.kính đỉnh răng d = 45,41 mm d = 163,59 mm Đg.kính chân răng d = 36,41 mm d = 154,59 mm
Bảng thông số bộ truyến bánh trụ răng nghiêng cấp nhanh
Bảng thông số bộ truyến bánh trụ răng nghiêng cấp chậm
* Kiểm tra điều kiện bôi trơn: d
→ Kích thước bộ truyền thỏa điều kiện bôi trơn
Chiều rộng vành răng b = 55 mm b = 50 mm
Hệ số dịch chuyển x = 0 x = 0 Đg.kính vòng chia d = 69,25 mm d = 179,53 mm Đg.kính đỉnh răng d = 74,25 mm d = 184,53 mm Đg.kính chân răng d = 64,25 mm d = 174,53 mm
THIẾT KẾ TRỤC – CHỌN THEN
Momen xoắn trên các trục:
2.3.1 Chọn vật liệu Xác định sơ bộ đường kính trục:
- Vật liệu trục I chọn thép C45, σ ≥ 850, [τ] = (20 ÷ 25)Mpa (bảng 10.1 – CSTKM)
- Xác định sơ bộ đường kính trục: d = T
- Tra bảng 10.2 chọn sơ bộ đường kính trục và bề rộng ổ lăn theo tiêu chuẩn:
Vì sử dụng công thức d , [ ] để tính đường kính trục, mà trục I được lắp với động cơ bằng khớp nối, nên: d = (0,8 ÷ 1,2)d đ ơ = (0,8 ÷ 1,2) 28 = (22,4 ÷ 33,6)
→ Chọn: d = 25(mm) b = 15(mm) d = 25(mm) b = 17(mm) d = 40(mm) b = 23(mm)
2.3.2 Xác định khoảng cách gối đỡ và điểm đặt lực
- k = 10(mm) - khoảng cách từ mặt mút tay quay → thành trong hộp;
- khoảng cách giữa các chi tiết quay
- k = 8(mm) - khoảng cách từ mặt mút ổ → thành trong hộp;
- k = 10(mm) - khoảng cách từ mặt mút chi tiết quay → nắp ổ;
- h = 15(mm) - chiều cao nắp ổ và đầu bulông;
- K.cách gối 0 → bánh răng 2 trục II
- K.cách gối 0 → bánh răng 3 trục II
- K.cách gối 0 → gối 1 trục II
Chiều dài ẵ khớp nối = 50(mm)
- Moay-ơ bánh răng 1: = (1,2 ÷ 1,5)d = (36 ÷ 45) → chọn 40 (mm)
Moay-ơ bánh răng 4: = (1,2 ÷ 1,5)d = (48 ÷ 60) → chọn 54 (mm)
Với: Moay-ơ đĩa xích: = (1,2 ÷ 1,5)d = (48 ÷ 60) → chọn 54 (mm)
2.3.3 Phân tích lực tác dụng lên trên các bộ truyền a) Cặp bánh răng cấp nhanh:
F = F = F tanβ = 735,98 tan(14,98) = 196,93(N) b) Cặp bánh răng cấp chậm:
F = F = F tanβ = 2843,14 tan(14,98) = 760,75(N) c) Lực do bộ truyền ngoài:
* Bảng thông số lực tác dụng lên trục từ các bộ truyền
2.3.4 Xác định lực tác dụng lên trục:
Tìm phản lực tại các gối đỡ:
- Momen do lực Fa1 gây ra:
- Phương trình cân bằng phản lực:
Tìm phản lực tại các gối đỡ:
- Momen do lực Fa2 và Fa3 gây ra:
- Phương trình cân bằng phản lực:
Tìm phản lực tại các gối đỡ:
- Momen do lực Fa4 gây ra:
- Phương trình cân bằng phản lực:
2.3.5 Đường kính các đoạn trục:
- Theo bảng 10.5 (*) với d1 = 30 mm → [σ] = 63 (Mpa)
- Momen tương đương tại các mặt cắt trục I:
- Đường kính trục tại các mặt cắt: d ≥ M đ
Trục I kết nối với động cơ 4A112M4Y3 có đường kính d đ = 32 mm, nhưng do ảnh hưởng của kết cấu trục và kích thước bánh răng, đường kính điều chỉnh là d = 20 mm Để lắp ổ lăn, đường kính cần thiết là d = 35 mm, trong khi đường kính cho bánh răng 1 là d = 42 mm.
- Theo bảng 10.5 (*) với d2 = 25 mm → [σ] = 65 (Mpa)
- Momen tương đương tại các mặt cắt trục II:
- Đường kính trục tại các mặt cắt: d ≥ M đ
→ Theo kết cấu ta chọn: d = d = 25(mm) – lắp ổ lăn d = 30(mm) – lắp bánh răng 2 d = 30(mm) – lắp bánh răng 3
- Theo bảng 10.5 (*) với d2 = 25 mm → [σ] = 56,5 (Mpa)
- Momen tương đương tại các mặt cắt trục III:
- Đường kính trục tại các mặt cắt: d ≥ M đ
→ Theo kết cấu ta chọn: d = d = 40(mm) – lắp ổ lăn d = 45(mm) – lắp bánh răng 2 d = 30(mm) – lắp bánh răng 3
2.3.6 Chọn và kiểm nghiệm then:
- Theo bảng 9.1a (*), chọn kích thước then b x h theo tiết diện lớn nhất của trục
- Chọn chiều dài lt của then theo tiêu chuẩn, l = (0,8 ÷ 0,9)l
- Kiểm nghiệm độ bền dập và độ bền cắt của then bằng: σ = 2T d l (h − t )≤ [σ ] τ = 2T d l b ≤ [τ ] Với [σ ] = 100 Mpa (bảng 9.5)
[τ ] = (40 ÷ 60) – va đập nhẹ, vật liệu thép 45 l = l − b: chiều dài làm việc của then bằng hai đầu tròn
Trục Mặt cắt Đường kính lm lt llv b h t1 T σd τc
→ Nhận thấy then đủ bền
2.3.7 Kiểm nghiệm độ bền trục:
- [s]: hệ số an toàn cho phép Thông thường [s] = (1,5 ÷ 2,5); khi cần tăng độ cứng thì [s] = (2,5 ÷ 3) → không cần kiểm nghiệm độ cứng
- s , s : hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp, ứng suất tiếp: s = σ
- σ , τ : giới hạn mỏi của vật liệu, tính theo công thức: σ = (0,4 ÷ 0,5)σ = 300 (Mpa) τ = (0,22 ÷ 0,25)σ = 150 (Mpa)
- K = 1,75; K = 1,5: hệ số xét đến sự ảnh hưởng sự ảnh hưởng của sự tập trung ứng suất đến độ bền mỏi (bảng 10.8 – CSTKM)
- σ , σ , τ , τ : biên độ và giá trị trung bình của ứng suất
Tất cả các trục của hộp giảm tốc đều quay, dẫn đến ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng Công thức tính ứng suất uốn được biểu diễn là σ = 0; σ = σ =, trong đó W là momen cản uốn và W là momen uốn tổng.
- Do trục quay 1 chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động τ = τ = = với W0 là momen cản xoắn, T là momen xoắn
- ψ = 0,05; ψ = 0: hệ số xét đến ảnh huởng của ứng suất trung bình đến độ bền mỏi của vật liệu – carbon mềm (trang 359 CSTKM)
Để ngăn chặn hiện tượng trục bị biến dạng dẻo quá mức hoặc gãy do quá tải đột ngột, việc kiểm nghiệm trục theo điều kiện bền tĩnh là rất cần thiết.
Công thức thực nghiệm có dạng: σ = √σ + 3 τ ≤ [σ]
Bảng kết quả tính toán
→ 3 trục đều thảo mãn hệ số an toàn về điệu kiện bền mỏi và điều kiện bền tĩnh.
TÍNH TOÁN NỐI TRỤC
- Momen xoắn: T = 27033,5 Nmm = 27,03 Nm (< 10000 Nm)
- Đường kính trục động cơ: dđc = 32 mm
- Đường kính trục đầu vào: d10 = 25 mm
→ Nối trục vòng đàn hồi
- Kích thước cơ bản của nối trục vòng đàn hồi (bảng 16-10a – TTTKHTDĐCK2)
- Kích thước cơ bản của vòng đàn hồi: (bảng 16-10b – TTTKHTDĐCK2)
- Kiểm nghiệm sức bền dập của vòng đàn hồi σ = 2kT
6 71 10 15 = 1,27 < 2Mpa → vòng thỏa bền dập
- Kiểm nghiệm sức bền của chốt σ = kTl
TÍNH TOÁN Ổ LĂN
- Thời gian làm việc: Lh = 12800 (h)
* Tải trọng tác dụng lên các ổ:
* Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ A:
* Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ B:
→ Vì có lực dọc trục, ≈ 0,7 > 0,3 nên ta chọn loại ổ đỡ chặn, cỡ nhẹ hẹp, góc tiếp xúc 12 o
Ta có tỷ số = , = 0,0109→ tra bảng 11.4 với α ta chọn e=0,29
- Lực dọc trục tác dụng vào ổ A, B do lực hướng tâm FR gây ra:
- Tổng lực dọc trục tác dụng lên các ổ:
- Tại B: Q = (XVF + YF )K K = (0,45 1 313,32 + 1,81 196,93) 1 1,2 = 569,27(N) Với: K = 1 : hệ số ảnh hưởng của nhiệt độ
K = 1,2 : hệ số kể đến đặc tính tải trọng (bảng 11.3 (*) - tải trọng va đập nhẹ)
→ Ổ A chịu tải trọng lớn hơn nên tính toán theo ổ A
* Khả năng tải động tính toán:
→ Ổ đảm bảo khả năng tải động
→ Q = 497,4(N) < C = 18100(N) → ổ đảm bảo điều kiện bền tĩnh
* Số vòng quay tới hạn:
- Tra bảng 11.7 – CSTKM, với ổ bi đỡ chặn bôi trơn bằng mỡ: [D n] = 1,3.10
- Đường kính tâm con lăn:
* Tải trọng tác dụng lên các ổ:
* Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ A:
* Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ B:
→ Vì có lực dọc trục, ≈ 0,36 > 0,3 nên ta chọn loại ổ đỡ chặn, cỡ trung hẹp, góc t.xúc 12 o
Ta có tỷ số = , = 0,0378→ tra bảng 11.4 với α ta chọn e=0,35
- Lực dọc trục tác dụng vào ổ A, B do lực hướng tâm FR gây ra:
- Tổng lực dọc trục tác dụng lên các ổ:
Với: K = 1 : hệ số ảnh hưởng của nhiệt độ
K = 1,2 : hệ số kể đến đặc tính tải trọng (bảng 11.3 (*) - tải trọng va đập nhẹ)
→ Ổ B chịu tải trọng lớn hơn nên tính toán theo ổ B
* Khả năng tải động tính toán:
→ Ổ đảm bảo khả năng tải động
→ Q = 2118,4 (N) < C = 14900 (N) → ổ đảm bảo điều kiện bền tĩnh
* Số vòng quay tới hạn:
- Tra bảng 11.7 – CSTKM, với ổ bi đỡ chặn bôi trơn bằng mỡ: [D n] = 1,3.10
- Đường kính tâm con lăn:
* Tải trọng tác dụng lên các ổ:
* Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ A:
* Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ B:
→ Vì có lực dọc trục, = ,
, = 0,48 > 0,3 nên ta chọn loại ổ đỡ chặn, cỡ trung hẹp, góc t.xúc 12 o
30700 = 0,0248 → tra bảng 11.4 với α = 12 ta chọn e = 0,33
- Lực dọc trục tác dụng vào ổ A, B do lực hướng tâm FR gây ra:
- Tổng lực dọc trục tác dụng lên các ổ:
- Tại B: Q = (XVF + YF )K K = (0,45 1 2598,9 + 1,81 760,75) 1 1,2 = 3055,8(N) Với: K = 1 : hệ số ảnh hưởng của nhiệt độ
K = 1,2 : hệ số kể đến đặc tính tải trọng (bảng 11.3 (*) - tải trọng va đập nhẹ)
→ Ổ B chịu tải trọng lớn hơn nên tính toán theo ổ B
* Khả năng tải động tính toán:
→ Ổ đảm bảo khả năng tải động
→ Q = 3975,9 (N) < C = 14900 (N) → ổ đảm bảo điều kiện bền tĩnh
* Số vòng quay tới hạn:
- Tra bảng 11.7 – CSTKM, với ổ bi đỡ chặn bôi trơn bằng mỡ: [D n] = 1,3.10
- Đường kính tâm con lăn:
TÍNH VỎ HỘP, CHI TIẾT PHỤ, BULÔNG VÀ DUNG SAI LẮP GHÉP
TÍNH TOÁN VỎ HỘP
Tên gọi Giá trị (mm)
- Nắp hộp e1=6 e2=6 Gân tăng cứng:
- Bulông ghép bích và thân
- Vít ghép nắp cửa thăm d1=M16 d2=0,71.d1=M12 d3=0,6.d1=M10 d4=M6 d5=M8
Chiều dày mặt bích ghép nắp và thân: e4=1,5.e1=9 Khoảng cách từ mép lỗ ổ lăn đến bulông d2 x1 Đường kính phân bố vít ghép nắp ổ Dp; D; D4 Đường kính ngoài nắp ổ D1; D1; D18
Khoảng hở đỉnh răng và thành trong vỏ hộp a3%
Khoảng cách giữa các bánh răng a4
Chiều cao lắp bulông d2 hR
Khoảng cách từ mặt ngoài thân hộp đến tâm bulông nền d1 y1$
Khoảng cách từ tâm bulông nền d1 đến mép ngoài chân đế y2
CÁC CHI TIẾT PHỤ
- Vì hộp giảm tốc làm việc 2 ca/ ngày, nên ta chỉ cần chọn loại que thăm dầu không có ống bao
- Sử dụng nút thông hơi loại đơn giản
- Sử dụng chốt định vị trụ
- Chọn nút tháo dầu ren trụ, có dùng thêm đệm lá đồng để đảm bảo kín khít
Nắp ổ cho trục I (không rãnh vòng phớt)
Nắp ổ cho trục I (có rãnh vòng phớt)
Nắp ổ cho trục III (không rãnh vòng phớt)
Nắp ổ cho trục III (có rãnh vòng phớt)
- Kích thước nắp cửa thăm lấy theo bảng sau
BẢNG TỔNG HỢP BULÔNG
Ta có các loại bulông ở các vị trí:
- Bulông ghép bích nắp và thân: M12, l0 = 36, L = 130
- Vít ghép nắp cửa thăm: M8 x 20
Theo phụ lục (***) ta có bảng sau Bulông Đai ốc Kích thước
DUNG SAI LẮP GHÉP
Vòng trong ổ lăn chịu tải tuần hoàn và được lắp ghép theo hệ thống trục, sử dụng kiểu lắp trung gian để đảm bảo vòng ổ không trượt trên bề mặt trục trong quá trình làm việc Điều này giúp tạo điều kiện cho ổ mòn đều khi quay.
Vòng ngoài của ổ lăn không quay và chịu tải cục bộ, được lắp ghép theo hệ thống lỗ Điều này cho phép ổ có thể di chuyển dọc trục để thích ứng với sự giãn nở của trục khi nhiệt độ tăng trong quá trình làm việc.
3.4.2 Lắp ghép bánh răng lên trục
- Bánh răng chịu tải vừa, tải trọng thay đổi, va đập nhẹ
3.4.3 Lắp ghép nắp ổ và thân hộp
- Để dễ dàng tháo lắp, điều chỉnh
→ chọn kiểu lắp hở, mối lắp H7/e8
3.4.4 Lắp ghép vòng chắn dầu trên trục
- Để dễ dàng tháo lắp
→ chọn kiểu lắp trung gian, mối lắp H7/js6
- Để đảm bảo độ đồng tâm, định vị chính xác
→ chọn kiểu lắp chặt, mối lắp H7/p6
3.4.6 Lắp bác lót với trục
- Để dễ dàng tháo lắp
→ chọn kiểu lắp trung gian, mối lắp H7/js6
- Theo chiều rộng, mối lắp lên trục là P9/h9 (nhóm chặt, ít tháo lắp), mối lắp lên bạc là Js9/h9 (nhóm trung gian, tháo lắp thuận tiện)
- Theo chiều dài, sai lệch giới hạn kích thước then là h14
- Theo chiều cao, sai lệch giới hạn kích thước then là h11
3.4.8 Bảng dung sai lắp ghép
EI (μm) es (μm) ei (μm) Độ dôi lớn nhất Độ hở lớn nhất Bánh răng
IV ỉ45 H7/k6 +25 0 +18 +2 +18 +27 Ổ bi đỡ chặn Vòng trong
Then (trên bánh răng, moayơ xích, nối trục)
Chốt định vị - vỏ hộp ỉ5 H7/p6 +12 0 20 12 20 0
Vòng chắn dầu trục II ỉ25 H7/h6 +21 0 0 -13 0 34
Vòng chắn dầu trục III ỉ40 H7/h6 +25 0 0 -16 0 41