Mục lục Lời Mở Đầu Error Bookmark not defined. Mục lục 2 Phần 1: Tính toán công suất và tốc độ trục công tác 4 1. Giới thiệu chung. 4 2. Tính toán trục vít. 4 Phần 2: Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền. 5 1. Chọn động cơ điện. 5 2. Phân phối tỉ số truyền. 6 Phần 3: Tính toán đai 7 1. Chọn loại đai. 7 2. Đường kính bánh đai nhỏ. 7 3. Khoảng cách trục. 8 4. Góc ôm α 1. 8 5. Số đai. 8 6. Kích thước đai. 9 7. Phân tích lực tác dụng lên trục. 9 Phần 4: Tính toán hộp giảm tốc . 10 1. Chọn vật liệu bánh răng. 10 2. Thông số bộ truyền. 11 3. Thông số ăn khớp. 12 4. Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc. 12 5. Kiểm nghiệm độ bền uốn. 13 6. Kiểm nghiệm răng về quá tải. 13 Phần 5: Tính toán trục 15 1. Chọn khớp nối trục 15 2. Phân tích lực tác dụng của khớp nối. 15 3. Tính toán trục. 15 4. Kiểm nghiệm trục. 23 Phần 6: Then 26 Phần 7: Thiết kế ổ lăn 28 1. Chọn ổ lăn cho trục 1: 28 2. Chọn ổ lăn cho trục 2: 29 Phần 8: Điều kiện bôi trơn hộp giảm tốc 29 Phần 9: Thiết kế vỏ hộp và các chi tiết phụ 30 1. Vỏ hộp 30 2. Bulong vòng 32 3. Chốt định vị 32 4. Cửa thăm 33 5. Nút thông hơi 34 6. Nút tháo dầu 35 7. Que thăm dầu 35 8. Vòng chắn dầu 36 Phần 10: Chọn dầu bôi trơn và dung sai lắp ghép 36 1. Dầu bôi trơn hộp giảm tốc: 36 2. Dung sai lắp ghép 36 Tài liệu tham khảo 38 Phần 1: Tính toán công suất và tốc độ trục công tác 1. Giới thiệu chung. Vít tải là máy vận chuyển vật liệu rời chủ yếu theo phương nằm ngang. Ngoài ra vít tải có thể dùng để vận chuyển lên cao với góc nghiêng có thể lên tới 90 độ tuy nhiên góc nghiêng càng lớn hiệu suất vận chuyển càng thấp. a) Ưu điểm: • Không gian chiếm chỗ ít, với cùng năng suất thì diện tích tiết diện ngang của vít tải nhỏ hơn rất nhiều so với tiết diện ngang của các máy vận chuyển khác. • Bộ phận công tác của vít nằm trong máng kín, nên có thể hạn chế được bụi khi làm việc với nguyên liệu sinh nhiều bụi. • Giá thành thấp hơn so với nhiều loại máy vận chuyển khác. b) Nhược điểm: • Chiều dài cũng như năng suất bị giới hạn, thông thường không dài quá 30m với năng suất tối đa khoảng 100 tấngiờ. • Chỉ vận chuyển được liệu rời, không vận chuyển được các vật liệu có tính dính bám lớn hoặc dạng sợi do bị bám vào trục. • Trong quá trình vận chuyển vật liệu bị đảo trộn mạnh và một phần bị. • Nghiền nát ở khe hở giữa cánh vít và máng. Ngoài ra nếu quãng đường vận chuyển dài, vật liệu có thể bị phân lớp theo khối lượng riêng. • Năng lượng tiêu tốn trên đơn vị nguyên liệu vận chuyển lớn hơn so với các máy khác. 2. Tính toán trục vít. a) Thông số đầu vào: • Loại vật liệu vận chuyển: Tro xỉ • Năng suất Q(tấngiờ): 45 tấngiờ • Dường kính vít tải D(m): 0,3m • Chiều dài vận chuyển L(m): 10m • Góc nghiêng vận chuyển (λ): 15˚
Tính toán công suất và tốc độ trục công tác
Giới thiệu chung
Vít tải là thiết bị chuyên dụng để vận chuyển vật liệu rời, chủ yếu theo phương nằm ngang, nhưng cũng có khả năng vận chuyển lên cao với góc nghiêng tối đa lên đến 90 độ, mặc dù hiệu suất sẽ giảm khi góc nghiêng tăng.
Vít tải chiếm diện tích nhỏ hơn so với các máy vận chuyển khác, đồng thời vẫn đảm bảo năng suất tương đương, nhờ vào tiết diện ngang nhỏ hơn nhiều.
Bộ phận công tác của vít nằm trong máng kín, nên có thể hạn chế được bụi khi làm việc với nguyên liệu sinh nhiều bụi.
Giá thành thấp hơn so với nhiều loại máy vận chuyển khác. b) Nhược điểm:
Chiều dài cũng như năng suất bị giới hạn, thông thường không dài quá 30m với năng suất tối đa khoảng 100 tấn/giờ.
Chỉ vận chuyển được liệu rời, không vận chuyển được các vật liệu có tính dính bám lớn hoặc dạng sợi do bị bám vào trục.
Trong quá trình vận chuyển vật liệu bị đảo trộn mạnh và một phần bị.
Nghiền nát ở khe hở giữa cánh vít và máng Ngoài ra nếu quãng đường vận chuyển dài, vật liệu có thể bị phân lớp theo khối lượng riêng.
Năng lượng tiêu tốn trên đơn vị nguyên liệu vận chuyển lớn hơn so với các máy khác.
Tính toán trục vít
Loại vật liệu vận chuyển: Tro xỉ
Năng suất Q(tấn/giờ): 45 tấn/giờ
Góc nghiêng vận chuyển (λ): 15˚ b) Tính toán:
Tốc độ quay của vít tải:
Năng suất của vít tải được tính theo công thức:
Từ đó ta suy ra số vòng quay của trục vít: n == 140,35 (vòng/phút) Trong đó:
K: hệ số phụ thuộc vào bước vít và trục vít, K=1;
⍴: hệ số khối lượng riêng vật liệu, ⍴=0,9 (tra bảng 2.1);
: hệ số điền đầy, (tra bảng 2.2);
C: hệ số phụ thuộc góc nghiêng vít tải, c=0,7 (tra bảng 2.3).
Công suất của vít tải:
Công suất của vít tải được tính theo công thức:
Q (tấn/giờ): năng suất vít tải, QE;
L(m): chiều dài vít tải, Lm;
: hệ số cản chuyển động của vật liệu, =4.
Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền
Chọn động cơ điện
Với công suất và tốc độ trục công tác đã xác định ở phần 1, cụ thể là 5,22KW, phần này sẽ tính toán để chọn động cơ phù hợp.
Hiệu suất dẫn động của hệ thống: =0,927
=0,96 (các thông số này tra bảng 2.3, trang 19, tài liệu [1]).
Công suất cần thiết trên trục động cơ:
= == 5,63 KW (công thức 2.8, trang 19, tài liệu [1]).
Chọn sơ bộ tỷ số truyền:
Chọn Uđ = 2, Uh= 5, suy ra Ut=Uđ.Uh= 10
Số vòng quay sơ bộ: = Ut= 140,35.10= 1403,5 (vòng/phút) (công thức 2.18, trang 21, tài liệu [1]).
Chọn động cơ: chọn loại động cơ 132M4A
Với thông số : P=7,5KW n30 vòng/phút
Phân phối tỉ số truyền
Tỉ số truyền chung của hệ thống: Ut= == 10,19 (công thức 3.23, trang 48, tài liệu [1]).
Chọn Tỉ số truyền Uh=5, Uđ=2 (theo dãy tiêu chuẩn), suy ra Ut
Kiểm nghiệm: 100= 1,9 % (thỏa điều kiện kiểm nghiệm).
Tính toán thông số trên trục:
Thông số Động cơ Trục 1 Trục 2 Trục công tác
Tính toán đai
Chọn loại đai
Dựa vào bảng 4.1, trang 59, tài liệu [1], ta chọn đai thang thường có tiết diện Ƃ với: bt b h,5 y0=4
Đường kính bánh đai nhỏ
Với yêu cầu kích thước thật nhỏ gọn, chọn d1= 140mm.
Thỏa yêu cầu kiểm nghiệm tốc độ.
Từ d1 suy ra d2= d1.ud /(1-ξ)0.2/(1-0.02)= 285,71 (với ξ= 0,02)
∆u = = < 5% thỏa yêu cầu kiểm nghiệm
Khoảng cách trục
Dựa vào tỷ số trruyền U= 2,dựa vào bảng 4.14, trang 60, tài liệu [1],ta có khoảng cách trục a:
Chiều dài đai L = = 1394,42 => chọn L = 1400 mm (Công thức 4.4 trang 54 tài liệu [1]).
Kiểm nghiệm tuổi thọ: số lần va đập = 7,49 < imax Thỏa yêu cầu.
Tính lại khoảng cách trục a = = 364 mm (Công thức 4.6 trang 54 tài liệu [1]). Trong đó: = 740,6
Góc ôm α 1
α 1 = 180 0 - (d2 – d1).57 0 /a8,04˚ (Công thức 4.7 trang 54 tài liệu [1])
Số đai
Số đai: z= (Công thức 4.16 trang 60 tài liệu [1]).
Kđ=1,2 (Bảng 4.7 trang 55 tài liệu [1])
[=2,63 (Bảng 4.19 và 4.20 trang 62 tài liệu [1])
=0,95 (Bảng 4.18 trang 62 tài liệu [1] với chọn sơ bộ z=3)
=0,89 (Bảng 4.19 và 4.20 trang 62 tài liệu [1] với l/l0=0,625)
Kích thước đai
Chiều rộng đai B=(Z – 1)t +2ec mm (Công thức 4.17 trang 63 tài liệu [1] kết hợp tra bảng 4.21 trang 63 tài liệu [1]).
Phân tích lực tác dụng lên trục
Lực căng ban đầu Fo = 780 P1 Kđ/(V Z)+ Fv (Công thức 4.19 trang 63 tài liệu [1]).
Fv = qm.V 2 (với qm=0,178 và V,48; Bảng 4.22 trang 64 tài liệu [1])
(Các thông số còn lại tra ở phần 5 trên)
Lực tác dụng lên trục: 59,9 N
Thông số Kí hiệu Giá trị
Số vòng quay n1 1430 vòng/phút
Loại đai Ƃ Đường kính đai nhỏ d1 140 mm Đường kính đai lớn d2 280 mm
Lực tác dụng lên trục Fr 1159,9 N
Tính toán hộp giảm tốc
Chọn vật liệu bánh răng
Chọn vật liệu thép 45, phương pháp nhiệt luyện tôi thể tích cho cả bánh răng dẫn và bị dẫn với:
Chọn độ cứng -HB125 (Bảng 6.3 trang 94 tài liệu [1]).
HB2B5 a) Ứng suất tiếp xúc cho phép:
[ (Công thức 6.1 trang 91 tài liệu [1]).
Tính toán sơ bộ, suy ra = 1
= 18.HRC+150 MPa (Bảng 6.2 trang 94 tài liệu [1]).
= (Công thức 6.3 trang 93 tài liệu [1]).
Trong đó: `.c.n (Công thức 6.6 trang 93 tài liệu [1]). c=1; nq5 vòng/ phút; 600
Với HB125 và HB2B5 đều cho kết quả >, do đó ta lấy = và = 1 ở cả 2 trường hợp
Thay số ta tính được: [1= 709,09 MPa
[2= 872,72 MPa b) Ứng suất uốn cho phép:
[ (Công thức 6.2 trang 91 tài liệu [1]).
Tính toán sơ bộ, suy ra = 1
= (Công thức 6.4 trang 93 tài liệu [1]).
`.c.n (Công thức 6.6 trang 93 tài liệu [1]). c=1; nq5 vòng/ phút; 600
Với HB125 và HB2B5 đều cho kết quả >, do đó ta lấy = và =1 ở cả 2 trường hợp
Thay số ta tính được [1 = [2 = 314,286 MPa
Ta có: [= [min = 709,09 MPa (Công thức 6.12 trang 95 tài liệu [1]).
Thông số bộ truyền
Tính sơ bộ khoảng cách trục:
(Công thức 6.28 trang 99 tài liệu [1]).
Trong đó: = 49,5 (Bảng 6.5 trang 96 tài liệu [1])
=bw/aw=0,3 (Công thức 6.16 kết hợp bảng 6.6 trang 97 tài liệu [1]).
Thay số ta được 8,43 mm.
Thông số ăn khớp
Mođun m=(0,01÷0,02).=1,25÷2,5 (Công thức 6.17 trang 97 tài liệu [1]).
Số răng: z1*w/[m.(u+1)] ,83 (Công thức 6.19 trang 99 tài liệu [1]).
Số răng: z2=u.z15 (Công thức 6.20 trang 97 tài liệu [1]).
Kiểm tra tỉ số truyền:
Tính lại khoảng cách trục aw:
Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc
≤ [ (Công thức 6.33 trang 105 tài liệu [1]).
Trong đó: = 274 (Bảng 6.5 trang 96 tài liệu [1]).
= = 1,76 (Công thức 6.34 trang 105 tài liệu [1]).
= =0,873 (Công thức 6.36a + 6.37 + 6.38b trang 105 tài liệu [1]). r259,44 Nmm
= 37,8mm (Bảng 6.17 trang 108 tài liệu [1])
==1,323 (Công thức 6.39 trang 106 tài liệu [1]).
• = 1,1 (Bảng 2.3 Phụ lục tài liệu [1])
Với v=π.dw1.n/60000=1,56 (Công thức 6.40 trang 106 tài liệu [1]) dw1*w/(u+1)A.67
Thay số, suy ra = 626,66 MPa < [ = 790,905 N.mm
Thỏa yêu cầu kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc.
Kiểm nghiệm độ bền uốn
≤ [1 (Công thức 6.43 trang 108 tài liệu [1]).
≤ [2 (Công thức 6.44 trang 108 tài liệu [1]).
==1.808 (Công thức 6.45 trang 109 tài liệu [1])
• =1,13 (Bảng 2.3 Phụ lục tài liệu [1])
= 1/=0,584 (Công thức 6.38b trang 105 tài liệu [1])
Các hệ số còn lại tham khảo phần 4 trên.
Thay số, suy ra 7,18 MPa < [2
Thỏa yêu cầu kiểm nghiệm độ bền uốn
Kiểm nghiệm răng về quá tải
≤ [max (Công thức 6.48 trang 110 tài liệu [1]) 626,66 Với =1
≤ [max (Công thức 6.49 trang 110 tài liệu [1]).
Thỏa yêu cầu kiểm nghiệm về quá tải
Thông số Kí hiệu Giá trị
Số vòng quay nI 715 vòng/phút
Số răng bánh nhỏ Z1 21 răng
Bánh răng lớn Z2 có 105 răng với đường kính vòng chia nhỏ d1 là 42 mm và đường kính vòng chia lớn d2 là 210 mm Đường kính vòng đỉnh nhỏ da1 đạt 46 mm, trong khi đường kính vòng đỉnh lớn da2 là 214 mm Đường kính vòng đáy nhỏ df1 là 37 mm và đường kính vòng đáy lớn df2 là 205 mm Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng là 626,66.
Tính toán trục
Chọn khớp nối trục
Chọn loại nối trục vòng đàn hồi
Trong đó: T50615,67 Nmm k= 1,5 suy ra Tt = 525923,505 Nmm
Dựa vào bảng 16-10.a tài liệu 2 trang 68 ta có được: d@ mm; D0 mm; dm mm; L5 mm; l0 mm; d1q mm; D00 mm; Z=8 ; nmax600 vg/ph; B=5 mm;
B1p mm; l14 mm; D3( mm; l2 mm; dc mm; l3( mm; l0A,5 mm.
Kiểm nghiệm khớp nối a) Kiểm nghiệm độ bền dập:
Với =(2÷4) MPa Thay số được =3,87 MPa
Thỏa mãn b) Kiểm nghiệp sức bền của chốt:
Với =(60÷80) MPa Thay số được = 76,48 MPa
Phân tích lực tác dụng của khớp nối
Với TtR5923,505 nmm và D0mm
Tính toán trục
a) Vật liệu chế tạo trục:
Chọn loại vật liệu thép 45 tôi cải thiện. b) Tải trọng tác dụng lên trục c) Tính sơ bộ đường kính trục
Ta có: (Công thức 10.9 trang 188 tài liệu [1])
Chọn dsb 25 30 40 d) Khoảng cách các gối đỡ và điểm đặt lực.
Chiều rộng ổ lăn: dựa vào bảng 10.2 trang 189 tài liệu [1] ta có bề rộng ổ lăn b0:
Chiều dai mayơ của các chi tiết: (các công thức 10.10 đến 10.13 trang 189 tài liệu [1]).
Chiều dai mayơ bánh đai dẫn: lm(d1)=1,3.252,5 mm
Chiều dài mayơ bánh đai bị dẫn: lm(d)2= 63 (1,5.30E mm bé hơn bề rộng bánh đai bị dẫn nên lấy chiều dài mayơ bằng bề rộng bánh đai)
Chiều dài mayơ bánh răng dẫn: lm(I)=1,3.309 mm
Chiều dài mayơ bánh răng bị dẫn: lm(II)=1,3.40R mm
Chiều dài mayơ nữa khớp nối: lm(k)=1,5.40` mm
Khe hở cần thiết: (Bảng 10.3 trang 189 tài liệu [1])
Kết hợp bảng 10.4 trang 191 tài liệu [1] ta có được các khoảng cách sau: l12=-lc12=0,5(lm12+b0)+k3+hn= -82.25 mm l13=0,5(lm13+b0)+k1+k2= 52.45 mm l11=2l13= 104.9 mm
Sơ đồ tính khoảng cách đối với hộp giảm tốc bánh răng trụ 1 cấp:
Đối với trục thứ hai của hộp giảm tốc, với gối đỡ bên phải làm gốc, các thông số được xác định như sau: l22s = 76 mm, l23 = -59,5 mm và l21 = -119 mm Tiếp theo, cần xác định đường kính và chiều dài của các đoạn trục.
- Sơ đồ phân tích lực:
- Xác định phản lực: (độ lớn các lực tác dụng của đai và bánh răng lên trục tham khảo các phần trước)
Trục I: Xét mặt phẳng yOz, ta có:
Fy=0 => -Fđy+FBy+Fr1+FDy = 0
Mx(B)=0 Thay số với Fđy = 579.95 N
Giải hệ phương trình trên t được FBy= 300,58N
Xét mặt phẳng xOz, ta có:
Fx=0 => -Fđx+FBx-Ft1+FDx = 0
Giải hệ phương trình trên t được FBx= 979,03N
Trục II: Xét mặt phẳng yOz, ta có:
Mx(A)=0 Thay số với Fr252,4 N
Giải hệ phương trình trên t được FAy= 626,2N
Xét mặt phẳng xOz, ta có:
Fx=0 => Fkn+FAx-Ft2+FCx = 0
My(B)=0 Thay số với Fkn = 6187N
Giải hệ phương trình trên t được FAx= 5441,85N
-Xác định đường kính trục:
Áp dụng công thức Mj 2=Mjx 2 +Mjy 2
Mtđ d = (Công thức 10.15; 10.16; 10.17 , trang 194 + Bảng 10.5 trang 195, Tài liệu[1])
Thay số liệu từ biểu dồ Momen ta tính được đường kính trục:
Trục I: dA= 22,51mm Chọn dA= 24mm dB= 25,22mm dB= 30mm dC= 25,76mm dC= 36mm dD= 0mm dD= 30mm
Bánh răng dẫn có đường kính vòng đáy 37mm và đường kính trục lắp đặt 36mm, dẫn đến nguy cơ hỏng hóc cao Do đó, tại trục 1, chúng tôi đã quyết định chế tạo bánh răng liền trục để tăng cường độ bền và độ ổn định của hệ thống.
Trục II: dA= 0mm Chọn dA= 50mm dB= 43,17mm dB= 55mm dC= 45,74mm dC= 50mm dD= 38,8mm dD= 40mm
4 Kiểm nghiệm trục. a) Độ bền mỏi:
Kiểm nghiệm mỏi tại tiết diện có mặt cắt nguy hiểm ( tại A)
Ta có: s s � s / s 2 s 2 � s (Công thức 10.19, trang 195, tài liệu [1])
Hệ số an toàn xét riêng ứng suất pháp tại C:
(Công thức 10.20, trang 195, tài liệu [1])
• σ-1 :giới hạn mỏi uốn ứng với chu kì đối xứng.
• Với thép Cacbon 45 có σb = 600 (MPa)
• Đối với trục quay σm = 0 ; theo công thức: σa = σmax = M/W (Công thức 10.22, trang 196, tài liệu [1]).
• Theo công thức 10.15, trang 194, tài liệu [1]:
• Theo bảng 10.6, trang 196, tài liệu [1]: Trục có 1 rãnh then
• Theo bảng 9.2, trang 516, tài liệu [2] tra được then: b= 10mm , t1=3,3mm suy ra Wc= 3600,26 Nmm.
Thay Wc vào Công thức 10.22 trên, ta được σa= 22,18 MPa
• Theo bảng 10.7, trang 197, tài liệu [1]:
Hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình: = 0,05
• Theo công thức 10.25, trang 197, tài liệu [1]:
Kx= 1,06 (Bảng 10.8, trang 197, tài liệu [1])
Ky= 1,6 (Bảng 10.9, trang 197, tài liệu [1])
• Theo bảng 10.11, trang 198, tài liệu [1]:
Với kiểu lắp k6 và σb = 600 (MPa):
Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng tiếp tại C:
(Công thức 10.21, trang 195, tài liệu [1])
• Giới hạn mỏi xoắn ứng với chu kì đối xứng
• Theo công thức 10.23, trang 196, tài liệu [1]:
• Theo bảng 10.6, trang 196, tài liệu [1]: Momen cản xoắn WoC
• Theo bảng 10.7, trang 197, tài liệu [1]:
Hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình: = 0
• Theo công thức 10.26, trang 197, tài liệu [1]:
Kx= 1,06 (Bảng 10.8, trang 197, tài liệu [1])
Ky= 1,6 (Bảng 10.9, trang 197, tài liệu [1])
• Theo bảng 10.11, trang 198, tài liệu [1]:
Với kiểu lắp k6 và σ = 600 (MPa):
Như vậy, không cần kiểm tra độ cứng của trục.
Kiểm nghiệm mỏi tại tiết diện có mặt cắt nguy hiểm ( tại B)
Ta có: s s � s / s 2 s 2 � s (Công thức 10.19, trang 195, tài liệu [1])
Hệ số an toàn xét riêng ứng suất pháp tại C:
(Công thức 10.20, trang 195, tài liệu [1])
• σ-1 :giới hạn mỏi uốn ứng với chu kì đối xứng.
• Với thép Cacbon 45 có σb = 600 (MPa)
• Đối với trục quay σm = 0 ; theo công thức: σa = σmax = M/W (Công thức 10.22, trang 196, tài liệu [1]).
• Theo công thức 10.15, trang 194, tài liệu [1]:
• Theo bảng 10.6, trang 196, tài liệu [1]: Trục có 1 rãnh then
• Theo bảng 9.2, trang 516, tài liệu [2] tra được then:
• b= 16mm , t1=6mm suy ra WB238,4 Nmm.
Thay Wc vào Công thức 10.22 trên, ta được σa= 23,27 MPa
Theo bảng 10.7, trang 197, tài liệu [1]:
• Hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình: = 0,05
Theo công thức 10.25, trang 197, tài liệu [1]:
• Kx= 1,06 (Bảng 10.8, trang 197, tài liệu [1])
• Ky= 1,6 (Bảng 10.9, trang 197, tài liệu [1])
Theo bảng 10.11, trang 198, tài liệu [1]:
• Với kiểu lắp k6 và σb = 600 (MPa):
Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng tiếp tại B:
(Công thức 10.21, trang 195, tài liệu [1])
• Giới hạn mỏi xoắn ứng với chu kì đối xứng
• Theo công thức 10.23, trang 196, tài liệu [1]:
• Theo bảng 10.6, trang 196, tài liệu [1]: Momen cản xoắn WoC
• Theo bảng 10.7, trang 197, tài liệu [1]:
• Hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình: = 0
Theo công thức 10.26, trang 197, tài liệu [1]:
• Kx= 1,06 (Bảng 10.8, trang 197, tài liệu [1])
• Ky= 1,6 (Bảng 10.9, trang 197, tài liệu [1])
Theo bảng 10.11, trang 198, tài liệu [1]:
• Với kiểu lắp k6 và σ = 600 (MPa):
Như vậy, không cần kiểm tra độ cứng của trục. b) Độ bền tỉnh:
Theo công thức trang 200 tài liệu [1]:
Kiểm nghi m trục ê
Mmax = 79862,63 Nmm; Tmax = 72259,44Nmm; ch = 340MPa
Mmax = 331381,2 Nmm; Tmax = 350615,67Nmm; ch = 340MPa
Then
Trên trục I, lắp then bằng tại tiết diện A (lắp bánh đai): (Tra bảng 9.2, trang 516, tài liệu [2]) b=8mm; h=7mm; l2mm; t1=4mm; t2=3,3mm; d$mm; Tr259,44Nmm
Kiểm nghiệm dộ bền dập: 35,8 MPa (công thức 7.34 trang 209 tài liệu [3])
[] = 150 MPa (Bảng 7.17, trang 211, tài liệu [3])
[] Thỏa điều kiện bền dậpmm
Kiểm nghiệm độ bền cắt: 13,44 MPa (Công thức 7.36, trang 209, tài liệu [3]) [0 MPa (Bảng 7.18, trang 212, tài liệu [3])
Thỏa điều kiện bền cắt
Trên trục II, lắp then bằng tại tiết diện B (lắp bánh răng): (Tra bảng 9.2, trang 516, tài liệu [2]) bmm; hmm; l6mm; t1=6mm; t2=4,3mm; d@mm; T50615,67Nmm
Kiểm nghiệm dộ bền dập: 70,83 MPa (công thức 7.34 trang 209 tài liệu [3]) [] = 150 MPa (Bảng 7.17, trang 211, tài liệu [3])
[] Thỏa điều kiện bền dập
Kiểm nghiệm độ bền cắt: 17,7 MPa (Công thức 7.36, trang 209, tài liệu [3])
[0 MPa (Bảng 7.18, trang 212, tài liệu [3])
Thỏa điều kiện bền cắt.
Trên trục II, lắp then bằng tại tiết diện D (lắp khớp nối): (Tra bảng 9.2, trang 516, tài liệu [2]) bmm; h=8mm; l@mm; t1=5mm; t2=3,3mm; dUmm; T50615,67Nmm
Kiểm nghiệm dộ bền dập: 70,83 MPa (công thức 7.34 trang 209 tài liệu [3]) [] = 150 MPa (Bảng 7.17, trang 211, tài liệu [3])
[] Thỏa điều kiện bền dập
Kiểm nghiệm độ bền cắt: 17,7 MPa (Công thức 7.36, trang 209, tài liệu [3])
[0 MPa (Bảng 7.18, trang 212, tài liệu [3])
Thỏa điều kiện bền cắt
Thiết kế ổ lăn
Chọn ổ lăn cho trục 1
Với bánh răng trụ răng thẳng, không có lực dọc trục, dùng ổ bi đỡ 1 dãy.
Chọn sơ bộ: ổ bi đỡ một dãy cỡ đặc biệt nhẹ vừa, hẹp kí hiệu: 6006 (Tiêu chuẩn SKF)
Với d0mm; DUmm; Bmm; r=1,5mm;
C,8,40kN; C0=8,3kN a) Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ:
Khả năng tải động; Cd=Q (công thức 11.1 trang 213 tài liệu [1])
Với L=Lh.60n/10 6 72,5 triệu vòng (công thức 11.2 trang 213 tài liệu [1])
• Lh= 25.10 3 giờ (bảng 11.2 trang 214 tài liệu [1])
Với Q=(XVFr + YFa)ktkđ (công thức 11.3 trang 214 tài liệu [1])
• Fr: Với FBx9,03 N; FBy= 300,58 N; FBt= 1024,13 N
Kiểm nghiệm cho ổ chịu tải lớn ( ổ D) với Fr= 541,8 N
Suy ra Q= 0,5418 kN Suy ra Cđ= 5,55 kN < C = 13,8kN
Khả năng tải động được đảm bảo b) Kiểm nghiệm khả năng tải tỉnh của ổ:
Theo công thức 11.19 trang 221 tài liệu [1]: Qt=X0Fr + Y0Fa
Với Fa=0; X0=0.6 (bảng 11.6 trang 221 tài liệu [1]); FrT1,8N
Như vậy Qt < Fr = 0,5418 kN Nên Qt = 0,5418 kN < C0 = 8,3 kN
Khả năng tải tỉnh được đảm bảo
Chọn ổ lăn cho trục 2
Với bánh răng trụ răng thẳng, không có lực dọc trục, dùng ổ bi đỡ 1 dãy.
Chọn sơ bộ: ổ bi đỡ một dãy cỡ nhẹ kí hiệu: 6210 (Tiêu chuẩn SKF)
Với dPmm; Dmm; B mm; r=2mm; đường kính bi,7mm
C7,1kN; C0#,2kN a) Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ:
Khả năng tải động; Cd=Q (công thức 11.1 trang 213 tài liệu [1])
Với L=Lh.60n/10 6 = 214,5triệu vòng (công thức 11.2 trang 213 tài liệu [1])
• Lh= 25.10 3 giờ (bảng 11.2 trang 214 tài liệu [1])
Với Q=(XVFr + YFa)ktkđ (công thức 11.3 trang 214 tài liệu [1])
• Fr: Với FAx= 5441,85N; FAy= 626,2N; FAt= 5477,76N
Kiểm nghiệm cho ổ chịu tải lớn ( ổ D) với Fr= 2833,78N
Suy ra Q= 2833,78kN Suy ra Cđ= 16,96kN < C = 37,1kN
Khả năng tải động được đảm bảo b) Kiểm nghiệm khả năng tải tỉnh của ổ:
Theo công thức 11.19 trang 221 tài liệu [1]: Qt=X0Fr + Y0Fa
Với Fa=0; X0=0.6 (bảng 11.6 trang 221 tài liệu [1]); Fr(33,78N
Như vậy Qt < Fr = 2,833 kN Nên Qt = kN < C0 = 23,2 kN
Khả năng tải tỉnh được đảm bảo
Điều kiện bôi trơn hộp giảm tốc
Theo chương 13- Cơ sở thiết kế máy - Nguyễn Hữu Lộc
Điều kiện bôi trơn đối với hộp giảm tốc bánh răng trụ:
• Mức dầu thấp nhất ngập (0,75 2) chiều cao răng h 2 của bánh răng 2 (nhưng ít nhất 10mm)
• Khoảng cách giữa mức dầu thấp nhất và cao nhất hmax – hmin = 10÷15mm
• Mức dẫn dầu cao nhất không được vượt quá 1/3 bán kính bánh lớn.
Tổng hợp 3 điều kiện trên ta có:
4,5mm