Thiết kế trục, lựa chọn ổ lăn và khớp nối

MỤC LỤC TÍNH ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG Chọn động cơ Công suất Công suất động cơ chọn cần thỏa mãn yêu cầu: Pđc > Pyc với Pyc = Ptđ = Pct Ta có: Pct = (kW) Từ công thức 2.9[1] ta có: Với Theo bảng 2.3[1] ta có: Với lần lượt là hiệu suất của cặp ổ lăn, ổ trượt, xích, cặp bánh răng và cặp trục vít – bánh vít. Hiệu suất nối trục di động Vậy η = 0,99 . 0,99 . 0,993 . 0,96 . 0,97 . 0,8 = 0,71. Do đó: Pyc = (kW). Xác định sơ bộ số vòng quay động cơ điện Theo công thức 2.16[1] nct=(vòng/phút) Theo công thức 2.15[1], tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống dẫn động là: usb= usbhộp. usbxích= usbbánh răng. usbtrụcvít. usbxích Từ bảng 2.4[1] chọn usbbánh răng =2; usbtrụcvít = 20; usbxích = 2; usb = 2.20.2 = 80. Theo công thức 2.18[1] số vòng quay sơ bộ động cơ là: nsb = usb . nct = 80.35,49 = 2839 (vòng/phút) Vậy chọn số vòng quay đồng bộ động cơ là nđb = 3000 (vòng/phút) Từ bảng P1.1[1] với Pyc = 6,19 kW, nđb = 3000 (vòng/phút) Ta chọn động cơ có ký hiệu K160S2 có Pđc = 7,5kW, nđc = 2935 vòng/phút, dđc = 38 mm Phân phối tỉ số truyền Tỉ số truyền chung Ta có công thức tính tỉ số truyền chung: uch = = uhộp . ungoài chọn sơ bộ ungoài = 2 uhộp = Phân phối tỉ số truyền Theo công thức kinh nghiệm, tỉ số truyền của trục vít trong bộ truyền bánh răng – trục vít trong khoảng (10 – 20), chọn utrục vít = 17 ubánh răng = Khi đó ungoài = Xác định công suất, mômen và số vòng quay trên các trục Kí hiệu: Trục 1 là trục nối bánh răng – động cơ Trục 2 là trục trục vít nối bánh răng Trục 3 là trục bánh vít Ta có: (kW) (kW) (kW) (kW) n1 = nđc = 2935 (vòng/phút) n2 = n3 = nct = (N.mm) (N.mm) (N.mm) (N.mm) (N.mm) Ta có bảng sau: Trục Thông số Động cơ 1 2 3 Công tác Tỉ số truyền u 1 2,43 17 2,00 Công suất P, kW 6,89 6,75 6,48 5,13 4,88 Số vòng quay n, vòng/phút 2935 2935 1208 71 35,5 Momen xoắn T, N.mm 22419 21963 51228 690021 1313159 THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN Thiết kế bộ truyền bánh răng Các thông số bộ truyền bánh răng u1 = 2,43 P1 = 6,75 kW P2 = 6,48 kW n1 = 2935 vòng/phút, n2 = 1208 vòng/phút T1 = 21936 N.mm, T2 = 51228 N.mm Chọn vật liệu Do bánh răng chế tạo không có yêu cầu gì đặc biệt nên chọn vật liệu là thép. Bộ truyền chịu công suất trung bình , ta dùng thép nhóm І. Với bánh nhỏ (bánh 1), chọn thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB241...285 có σb1 = 850 MPa, σchảy1 = 580 MPa Với bánh lớn (bánh 2), chọn thép 45 ,tôi cải thiện đạt độ rắn HB192...240 có σb2 = 750 MPa, σchảy2 = 450 MPa Xác đinh ứng suất cho phép Theo công thức 6.1[1], 6.1[2], ứng suất cho tiếp xúc cho phép [σH] và ứng suất uốn cho phép [σF] xác định như sau: Chọn sơ bộ =1 = 1 Do đó ta có: Theo bảng 6.2[1], với thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn 180...350 HB thì = 2HB + 70, SH = 1,1; = 1,8HB; SF = 1,75. Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1 = 245, bánh lớn HB2 = 230 Khi đó = 2HB1 + 70 = 245.2 + 70 = 560 MPa = 1,8HB1 = 1,8.245 = 441 MPa = 2HB2 + 70 = 2.230 + 70 = 530 MPa =1,8HB2 = 1,8.230 = 414 MPa Theo công thức 6.5[1] ta có: NHO = 30. NHO1 = 30. = 30.2452,4 = 1,6.107 NHO2 = 30. = 30.2302,4 = 1,39.107 Từ công thức 6.7[1] = KHL2 = 1 NHE1 > NHO1 KHL1 = 1. Vậy Do bộ truyền sử dụng bánh răng thẳng = min(,) = 481,8 (MPa) Theo công thức 6.7[1] = Do NFO = 4.106 NFE1 > NFO, NFE2 > NFO Vậy: Ứng suất quá tải cho phép Theo công thức 6.10[1] và 6.11[1] ta có: max = 2,8.σchảy = 2,8.450 = 1260 (MPa) 0,8.σch1 = 0,8.580 = 464 (MPa) 0,8.σch2 = 0,8.450 = 360 (MPa) Xác định thông số bộ truyền Xác định sơ bộ khoảng cách trục Theo công thức 6.15a[1] ta có: Với Ka : hệ số phụ thuộc vật liệu Theo bảng 6.5[1], ta có Ka = 49,5 , theo bảng 6.6[1] tacó =0,3. Theo công thức 6.16[1] ta có : hệ số kể đến sự phân bố không đồng đều tải trọng trên chiều rộng vành răng. Theo bảng 6.7[1], với =0,55 = 1,02 Vậy Lấy aw1 = 90 (mm) Xác định môđum m1 = (0,01 ÷ 0,02)aw1 = (0,01 ÷ 0,02).90 = 0,9 ÷ 1,8 Theo tiêu chuẩn chọn m1 = 1,5 Xác định số răng Số răng bánh nhỏ là: z1 = Chọn z1 = 35 z2 = 2,43.35 = 85,05. Chọn z2 = 85 Khi đó Đường kính vòng lăn bánh nhỏ là: Kiểm nghiệm Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc Theo công thức 6.33[1], ta có: Trong đó: ZM : hệ số kể đến cơ tính vật liệu Vật liệu là thép có ZM = 275 MPa1/3 ZH : hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc , với a = 90o => . Theo công thức 6.38b[1] ta có: = 1,88 – 3,2 => KH = KHv.KHβ trong đó: KHv : hệ số tải trọng động. theo bảng P2.3[1] chọn KHv = 1,21 Với v1 = , chọn cấp chính xác 7 KHβ : hệ số phân bố không đều tải trọng trên vành răng, KHβ =1,02 bω : chiều rộng vành răng bω = Vậy ta có: -Ứng suất tiếp xúc cho phép - : hệ số xét đến nhám bề mặt răng Cấp chính xác động học là 7, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 6, khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra = 0,4÷0,8 μm Tra bảng ta được = 1 Zv = 0,85v0,1. Với v = 8,06 m/s ta có Zv = 0,85.8,060,1 = 1,05 ZXH = 1 ( do da <700 mm) => = 481,8.1.1,05.1 = 505,89 (MPa) => H < Vậy vật liệu làm răng thoả mãn điều kiện về độ bền tiếp xúc. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn Theo công thức 6.43[1] ta có: Với T1 = 21963 Nmm, dω1 = 52,49 mm; bω1=27 mm; m1 = 1,5 mm. -Yε = : hệ số trùng khớp răng. Với =1,75 => Yε = -Yβ = 1 (răng thẳng) -YF1,YF2 : hệ số dạng răng. Theo bảng 6.18[1] ta có YF1 = 3,77 YF2 = 3,61 -KF = Với = 1 (răng thẳng) : theo bảng 6.7[1] tra được = 1,02 -KFv :hệ số tải trọng động. Theo bảng P2.3, chọn KFv = 1,62. Vậy: Theo công thức 6.44[1] ta có: [] =252 MPa, [] = 263,5 MPa => σF1 < [] , σF2 <[] => cặp bánh răng thoả mãn điều kiện về mỏi. Kiểm nghiệm răng về quá tải Theo công thức 6.48[1] với Kqt = (MPa) Theo công thức 6.49[1] Vậy bộ truyền thoả mãn điều kiện về quá tải. Các thông số của bộ truyền là -Khoảng cách trục: aω1 = 90 mm -Modum: m1 = 1,5 mm -Chiều rộng vành răng bω1 = 27 mm -Tỉ số truyền: u1 = 2,43 -Số răng z1 =35, z2 = 85 -Đường kính vòng chia d1 = mz1 = 1,5.35 = 52,5 (mm) d2 = mz2 = 1,5.85 = 127,5 (mm) -Đường kính vòng đỉnh răng da1 = d1 + 2m1 = 52,5+2.1,5 = 55,5 (mm) da2 = d2 + 2m1 = 127,5+2.1,5 =130,5 (mm) -Đường kính vòng lăn dω1 = 52,5 (mm) dω2 = dω1.u=52,49.2,43=127,5 (mm) -Đường kính vòng đáy răng df1=d1–2,5.m1 = 52,5 -2,5.1,5=48,75 (mm) df2=d2–2,5.m1=127,5-2,5.1,5=123,75(mm) Thiết kế bộ truyền trục vít Các thông số của bộ truyền trục vít: u2 =17 P2 = 6,48 kW, P3 = 5,13 kW n2 = 1208 vòng/phút; n3 = 71 vòng/phút T2 =51228 Nmm; T3 = 690021 Nmm. Chọn vật liệu Tính sơ bộ vận tốc trượt Theo công thức 7.1[1], ta tính vận tốc trượt sơ bộ: vs = 4,5.10-5n2 vs < 5 m/s. Sử dụng đồng thanh không thiếc ЬpЖH 10-4-4 để chế tạo bánh vít có σb= 600 MPa, σch = 200 MPa. Sử dụng thép 45 để chế tạo trục vít, tôi bề mặt đạt độ cứng HRC45 Xác định ứng suất cho phép Ứng suất tiếp xúc cho phép Theo bảng 7.2[1], với bánh vít làm bằng đồng thanh không thiếc ЬpЖH10-4-4. Ứng suất uốn cho phép Theo công thức 7.6[1] ta có: Trong đó : ứng suất uốn cho phép với 106 chu kỳ Bộ truyền quay 1 chiều, theo công thức 7.7[1] ta có: KFL: hệ số tuổi thọ. Theo công thức 7.9[1] ta có: Với = => NHE = => Vậy = 166.0,64 = 106,24 (MPa) Ứng suất cho phép khi quá tải Theo công thức 7.14[1], ta có: Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền Khoảng cách trục Với u2 = 17, chọn z1 = 2 => z2 = u2z1 = 17.2 = 34 (răng) Chọn sơ bộ q = 0,3.z2 = 0,3.34 = 10,2 Theo bảng 7.3[1], chọn q = 10 T3 = 690021 Nmm Chọn sơ bộ KH = 1,2 Theo công thức 7.16[1] ta có: => aω2 = Chọn aω2 = 180 mm. Mođum dọc trục vít Theo công thức 7.17[1]: m2 = Theo tiêu chuẩn chọn m2 = 8 Khi đó Lấy aω2 = 180 mm, khi đó hệ số dịch chỉnh là: x = thoả mãn điều kiện -0,7 < x < 0,7 Kiểm nghiệm Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc Tính lại vận tốc trượt Theo công thức 7.20[1]: Với dω2 = m2(q + 2x) = 8.(10 - 2.0,125) = 78 (mm) γω = arctg Do đó: Do vậy ta phải chọn lại vật liệu Sử dụng đồng thanh thiếc ЬрОЦС5-5-5 có σb= 245 MPa, σch = 90 MPa. Sử dụng thép 45 để chế tạo trục vít, tôi bề mặt đạt độ cứng HRC45. - Xác định ứng suất cho phép Ứng suất tiếp xúc cho phép Theo công thức 7.2[1] : Với: -: ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với 107 chu kỳ Theo ct 7.3[1]: =0,9σb = 0,9.245 = 220,5 (MPa) -KHL: hệ số tuổi thọ. Theo ct 7.4[1] trong đó : số chu kỳ thay đổi tương đương Theo công thức 7.5[1] ta có: = => NHE = Vậy = 220,5.0,79 = 174,2 (MPa) Ứng suất uốn cho phép Theo công thức 7.6[1] ta có: Trong đó : ứng suất uốn cho phép với 106 chu kỳ Bộ truyền quay 1 chiều, theo công thức 7.7[1] ta có: Với = => NHE = => Vậy = 68,45.0,64 = 41,75 (MPa) Ứng suất cho phép khi quá tải Theo công thức 7.13[1], ta có: -Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền Khoảng cách trục Với u2 = 17, chọn z1 = 2 => z2 = u2z1 = 17.2 = 34 (răng) Chọn sơ bộ q = 0,3.z2 = 0,3.34 = 10,2 Theo bảng 7.3[1], chọn q = 10 T3 = 690021 Nmm Chọn sơ bộ KH = 1,2 Theo công thức 7.16[1] ta có: => aω2 = Chọn aω2 = 180 mm. Mođum dọc trục vít Theo công thức 7.17[1]: m2 = Theo tiêu chuẩn chọn m2 = 8 Do đó Lấy aω2 = 180 mm, khi đó hệ số dịch chỉnh là: x = thoả mãn điều kiện -0,7 < x < 0,7 Kiểm nghiệm Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc Tính lại vận tốc trượt Theo công thức 7.20[1]: Với dω2 = m2(q + 2x) = 8.(10 + 2.0,5) = 88 (mm) γω = arctg Do đó: Theo bảng 7.6[1], với vt = 5,56 (m/s), chọn cấp chính xác cho bộ truyền trục vít là cấp 7. Với vt = 5,56 m/s, cấp chính xác 7, tra bảng 7.7[1] ta được KHv = 1,05 Theo công thức 7.24[1] Với θ : hệ số biến dạng trục vít. Theo bảng 7.5[1], với z1 = 2, q = 10 tra được θ =86 T3m: mômen xoắn trung bình trên trục vít Vậy: Theo công thức 7.23[1]: KH = KHvKHβ = 1,05.1,007= 1,06 Theo công thức 7.19[1] ta có: => < [] =179,2 (MPa) Xét Vậy bộ truyền thoả mãn điều kiện độ bền tiếp xúc Kiểm nghiệm độ bền uốn Theo công thức 7.26[1] Trong đó -mn2 = m2cosγ: môdum pháp của răng bánh vít Với γ = arctg => mn2 = 8cos11,3 =7,84 b2 : chiều rộng vành răng bánh vít Theo bảng 7.9[1] ta có b2 ≤ 0,75da1 = 0,75(q +2)m = 0,75.12.8 = 72 Lấy b2 = 72 mm d2 = m2z2 = 8.34 = 272 (mm) YF : hệ số dạng răng. Theo bảng 7.8[1] với Tra được YF = 1,63. KF = KFv.KFβ = KHv.KHβ = 1,06 Vậy: Vậy bộ truyền thoả mãn điều kiện bền uốn Các thông số cơ bản của bộ truyền -Khoảng cách trục aω = 180 mm -Hệ số đường kính q = 10 -Tỉ số truyền u2 = 17 -Số ren trục vít, răng bánh vít z1 = 2; z2 = 34 -Hệ số dịch chỉnh bánh vít x = 0,5 mm -Góc vít γ = 11o18’ -Chiều dài phần cắt ren trục vít b1 = (11 + 0,1.34).8 = 115,2 (mm) -Modum m2 = 8 mm -Chiều rộng bánh vít b2 = 72 mm -Đường kính vòng chia d1 = qm2 = 10.8 = 80 (mm) d2 = m2z2 = 8.34 = 270 (mm) -Đường kính vòng đỉnh da1 = d1 + 2m = 80 + 2.8 = 96 mm da2 = m(z2 + 2 + 2x = 8.(34 + 2 + 2.0,5) = 296 (mm) -Đường kính vòng đáy df1 = m(q – 2,4)=8.(10–2,4)=60,8 (mm) df2 = m(z2 -2,4 + 2x) =8.(34 – 2,4 + 2.0,5) = 260,8 (mm) -Đường kính ngoài bánh vít daM2 =da2+1,5m=296 +1,5.8=308 (mm) Tính nhiệt Bộ truyền lắp thêm quạt nguội ở đầu trục vít. Vậy theo 7.32[1], diện tích thoát nhiệt cần thiết của hộp giảm tốc là: Với: -: hệ số kể đến sự giảm nhiệt sinh ra trong một đơn vị thời gian Theo công thức 7.30[1]: -: hệ số kể đến sự thoát nhiệt qua đáy hộp, lấy = 0,25 -[td]: nhiệt độ cao nhất cho phép của dầu, lấy [td] = 90o -to: nhiệt độ môi trường, lấy to = 20o -Ktq: hệ số toả nhiệt phần bề mặt hộp được quạt Với n2 = 1208 vòng/phút => Ktq = 24 -Kt = 13 W/m2.oC -η: hiệu suất bộ truyền. Theo công thức 7.22[1] Vậy: Thiết kế bộ truyền ngoài Ta có bảng thông số của bộ truyền u = 2 P3 = 5,13 kW n3 = 71 vòng/phút Chọn loại xích Do vận tốc thấp, tải trọng trung bình nên ta dùng xích con lăn Xác định các thông số của bộ truyền xích Chọn loại xích Với u = 2, theo bảng 5.4[1] ta chọn z1 = 28 là số răng đĩa xích nhỏ z2 = u.z1 = 2.28 = 56 (răng) Từ công thức 5.3[1] ta có Pt = P.k.kz.kn Với Pt : công suất tính toán P: công suất cần truyền, P = 5,13 kW kz : hệ số răng, ta có kz = , kn: hệ số vòng quay kn =, với n01 = 50 vòng/phút Theo công thức 5.4[1] K= k0.ka.kbt.kđ.kc.kđc Với k0 : hệ số kể đến ảnh hưởng vị trí bộ truyền, chọn k0=1 ka: hệ số kể đến khoảng cách trục, chọn ka = 1 (a = 50p) kđc: hệ số kể đến ảnh hưởng của lực căng xích chọn cách điều chỉnh bằng con lăn căng xích kđc=1,1 kbt: hệ số kể đến ảnh hưởng bôi trơn, dùng cách bôi trơn nhỏ giọt, môi trường làm việc có bụi, chọn kbt = 1,3 kđ: hệ số kể đến tải trọng động, bộ truyền làm việc êm, chọn kđ = 1 kc: hệ số kể đến chế độ làm việc bộ truyền, bộ truyền làm việc 2 ca, kc=1,25 K = 1.1.1,1.1,3.1.1,25 = 1,79 Vậy Pt = 5,13.1,79.0,89.0,7= 5,72 (kW) Theo bảng 5.5[1], với n01 = 50 vòng/phút, chọn bộ truyền xích 1 dãy có bước xích p = 31,75 mm thoả mãn điều kiện bền mòn Pt < [P] = 5,83 (kW). Khoảng cách trục a= 40p = 40.31,75 = 1270 (mm) Theo công thức 5.12[1], số mắt xích x x = 122,497 Lấy số mắt xích chẵn xc = 122 Theo công thức 5.13[1], tính lại khoảng cách trục: a =1262 (mm) Để xích không phải chịu lực căng quá lớn, giảm a một lượng ∆a = 0,003a = 0,003.1262 = 4 (mm) Vậy a = 1258 mm. Số lần va đập của xích Theo ct 5.14[1], ta có số lần va đập I của bản lề xích trong 1 giây: i = Theo bảng 5.9[1], với p = 31,75 thì [i] = 25 Vậy i < [i] Tính kiểm nghiệm xích về độ bền mòn Theo công thức 5.15[1] ta có s = Theo bảng 5.2[1], với xích con lăn 1 dãy có p = 31,75 thì tải trọng phá huỷ Q = 88,5 kN, khối lượng 1m xích q = 3,8 kg kđ : hệ số tải trọng động. Do kđ = 1,2. v= Ft: lực vòng, Ft = Fv: lực căng do lực li tâm sinh ra Ta có Fv = qv2 = 3,8.1,052 =4,19 (N) Fv : lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động gây ra với Fv= 9,81kfqa trong đó kf: hệ số phụ thuộc độ võng f của xích, lấy kf = 4 Fv = 9,81.4.3,8.1,258 = 187,58 (N) Vậy s = Theo bảng 5.10[1] với n01= 50 vòng/phút có [s] = 7 Vậy s > [s] : bộ truyền xích đảm bảo đủ bền. Đường kính đĩa xích Theo công thức 5.17[1] ta có: d1 = , d2 = d1= (mm), d2= (mm) Vậy đường kính vòng chia của đĩa dẫn d1 =283,72 mm, đĩa bị dẫn d2 = 566,54 mm. Theo bảng 14.4b[1] ta có: Đường kính vòng đỉnh răng của: + Đĩa dẫn: da1 = p(0,5 + cotgmm + Đĩa dẫn: da2 = p(0,5 + cotgmm Đường kính vòng đáy răng của: + Đĩa dẫn: df1 = d1 – 2r + Đĩa dẫn: df2 = d2 – 2r Với r = 0,5025dl + 0,05. Theo bảng 5.2[1] tra được dl = 19,05 r = 0,5025.19,05 + 0,05 = 9,62 (mm) Do đó: df1 = 283,72 – 9,62.2 = 264,48 (mm) df2 = 566,54 – 9,62.2 = 547,3 (mm). Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc Theo công thức 5.18[1]: Ft : lực vòng, Ft = 4981 N Fvđ : lực va đập trên m dãy xích Fvđ = 13.10-7.n1.p3.m Fvđ = 13.10-7.71.31,753.1 = 2,95 (N) E = . Vật liệu dùng thép có E = 2,1.105 (Mpa) kđ : hệ sô tải trọng động, kđ = 1 kr : hệ số kể đến số răng đĩa xích, với z1 = 28 kr = 0,38 kd = 1 (do chỉ sử dụng 1 dãy xích) Theo bảng 5.12[1], với p = 31,75 có A = 262 mm2 Vậy: Như vậy dùng thép 45 tôi cải thiện, đạt độ rắn HB210, ứng suất tiếp xúc cho phép là = 600 Mpa. Xác định lực tác dụng lên trục Theo công thức 5.20[1]: Fr = kx.Ft Bộ truyền đặt nằm nghiêng góc β< 40o, chọn kx = 1,15 Vậy Fr = 1,15.4981 = 5728 (N) *Các thông số của bộ truyền xích: +Số răng z1 = 28 z2 = 56 +Đường kính vòng chia d1 = 283,72 mm d2 = 566,54 mm +Đường kính vòng đỉnh da1 = 297,81 mm da2 = 581,52 mm +Đường kính vòng đáy răng df1 = 264,48 (mm) df2 = 547,3 (mm) +Khoảng cách trục a =1258 mm +Số mắt xích x = 122 THIẾT KẾ TRỤC, LỰA CHỌN Ổ LĂN VÀ KHỚP NỐI Sơ đồ phân tích lực chung Thiết kế trục Tính các lực tác dụng lên trục do chi tiết quay Thiết kế trục 1 Tính sơ bộ đường kính trục Động cơ 160S2 có đường kính trục là D = 38 mm, do đó theo công thức kinh nghiệm lấy đường kính trục 1 là d1 = 0,8.D = 0,8.38 = 30,4. lấy d1 = 30 mm Với d1 = 30 mm, theo bảng 10.2[1], ta chọn sơ bộ chiều rộng ổ lăn cho trục 1 là b01 = 19 mm. Sơ đồ tính chiều dài các đoạn trục Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực Dựa vào bảng 10.13[1] và 10.14[1] ta tính được khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực như sau: Từ công thức 10.10[1],10.11[1],10.13[1] ta có: Chiều dài mayơ nửa khớp nối: lm12 = (1,4÷2,5)d1 = (1,4÷2,5).30 = 42 ÷ 75. Chọn lm12 = 50 mm Chiều dài mayơ bánh răng trụ: lm13 = (1,2÷1,5)d1 = (1,2÷1,5).30 = 36 ÷ 45. Chọn lm13 = 40 mm Khoảng côngxôn trên trục 1: lc12 = 0,5(lm12 + b01) + k3 + hn = 0,5.(50 + 19) + 15 +15 = 64,5 mm Khoảng cách từ ổ trục đến bánh răng thứ nhất là: l13 = 0,5(lm13 + b01) + k1 + k2 = 0,5(40 + 19) + 10 + 10 = 49,5 mm Với: k3 là khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ, lấy k3 = 15 mm. hn là chiều cao nắp ổ và đầu bulông, lấy hn = 15 mm. Theo bảng 10.14[1] ta có: l12 = lc12 = 64,5 mm l11 = 2l13 = 2.49,5 = 99 mm Xác định phản lực tại các gối đỡ: Kí hiệu các lực khớp và ổ trục như hình vẽ Với Fk = 0,2.Ft1 =0,2.837 = 167 (N) Ta có phương trình cân bằng lực và mômen Ta có biểu đồ mômen uốn xoắn: Xác định đường kính các đoạn trục Mômen uốn tương đương tại các tiết diện trục 1 là: Theo ct 10.15[1], 10.16[1] ta có: Từ công thức 10.17[1] ta có: Vật liệu là thép 45 có σb = 600 MPa, đường kính trục sơ bộ là d1 = 30 mm, theo bảng 10.5[1] có [σ] = 63 MPa Do đó ta có: Xuất phát từ yêu cầu về công nghệ, lắp ghép và độ bền, ta chọn đường kính các đoạn trục 1 như sau: d10 = 32 mm, d12 = 38 mm, d11 =d13 = 35 mm Ta có kết cấu trục 1 như hình vẽ Kiểm nghiệm Kiểm nghiệm về độ bền mỏi Dựa vào biểu đồ mômen trục 1, ta kiểm nghiệm tại tiết diện 12 là tiết diện nguy hiểm của trục 1 Theo công thức 10.19[1], trục thoả mãn về bền mỏi nếu: Trong đó sσ là hệ số an toàn chỉ xét riêng đến ứng suất pháp sτ là hệ số an toàn chỉ xét riêng đến ứng suất tiếp Theo công thức 10.20[1], 10.21[1] ta có: Với σ-1 , τ-1 : giới hạn mỏi uốn và mỏi xoắn ứng với chu kỳ đối xứng Trục làm bằng thép 45 có σb = 600 MPa. Do đó: σ-1 = 0,436.σb = 0,436.600 = 261,6 MPa τ-1 = 0,58.σ-1 = 0,58.261,6 = 151,73 MPa σa,τa : biên độ của ứng suất pháp và ứng suất tiếp σm,τm : trị số ứng suất trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp Do trục quay, theo công thức 10.22[1] ta có: Theo bảng 10.6[1] ta có: Theo bảng 9.1[1] với d12 = 38 mm, tra được then có t1 = 5 mm, b = 10 mm Do đó: Trục quay 1 chiều, ứng suất thay đổi theo chu kỳ mạch động => τm = τa = : hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi. Theo bảng 10.7[1] tra được: hệ số. theo công thức 10.25[1], 10.26[1] ta có: Theo bảng 10.8[1], 10.9[1] chọn được: Kx = 1,06 (trục gia công trên máy tiện với Ra = 2,5..0,63) Ky = 1 ( không tăng bền bề mặt) hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục. Theo bảng 10.10 ta có: Kσ, Kτ : hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn, xoắn Theo bảng 10.12[1], dùng dao phay ngón ta tra được: Kσ =1,76; Kτ = 1,54 Bánh răng lắp trên trục theo kiểu lắp , theo bảng 10.11[1] tra được: = 2,06; = 1,64 Ta lại có: Do vậy ta chọn = 2,07; = 2,08 Vậy ta có: => Do vậy trục 1 thoả mãn điều kiện về hệ số an toàn. Thiết kế trục 2 Tính sơ bộ đường kính trục Theo công thức 10.9[1] dk Chọn vật liệu làm trục là thép 45 có σb = 600 MPa, [τ] = 12..20 MPa Do đó: d2 Chọn sơ bộ d2 = 30 mm Theo bảng 10.2[1], ta chọn sơ bộ chiều rộng ổ lăn cho trục 2 là b02 = 19 mm Sơ đồ tính chiều dài các đoạn trục Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực Dựa vào bảng 10.13[1] và 10.14[1] ta tính được khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực như sau: Từ công thức 10.10[1],10.11[1],10.13[1] ta có: Chiều dài mayơ bánh răng trụ: lm22 = (1,2÷1,5)d2 = (1,2÷1,5).30 = 36 ÷ 45. Chọn lm12 = 40 mm Khoảng cách từ bánh răng đến ổ trục là: l22 = 0,5(lm22 + b02) + k1 + k2 = 0,5.(40+ 19) +10 +10 = 49,5mm Theo bảng 10.14[1] ta có: l21 = (0,9..1)daM2 = (0,9..1)308 = 277,2..308. Lấy l21 = 300 mm l23 = Xác định phản lực tại các gối đỡ: Kí hiệu các lực như hình vẽ Ta có phương trình cân bằng lực và mômen Ta có biểu đồ mômen xoắn và uốn của trục 2 Xác định đường kính các đoạn trục 2 Mômen tương đương tại các tiết diện trục 2 là: Theo công thức 10.15[1], 10.16[1] ta có: Vậy: Từ công thức 10.17[1]: Thép 45 có σb = 600 MPa, đường kính sơ bộ trục 2 là d2 = 30 mm, theo bảng 10.5[1] có = 63 MPa. Do đó ta có: Xuất phát từ yêu cầu về công nghệ, lắp ghép và độ bền, ta chọn đường kính các đoạn trục 2 như sau: d20 = 28 mm, d21 =d23 = 30 mm Kết cấu trục như hình vẽ. Thiết kế trục 3 Tính sơ bộ đường kính trục Theo công thức 10.9[1] dk Chọn vật liệu làm trục là thép 45 có σb = 600 MPa, [τ] = 12..20 MPa Do đó: d3 Chọn sơ bộ d3 = 65 mm Theo bảng 10.2[1], ta chọn sơ bộ chiều rộng ổ lăn cho trục 3 là b03 = 33 mm Sơ đồ tính chiều dài các đoạn trục Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực Dựa vào bảng 10.13[1] và 10.14[1] ta tính được khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực như sau: Từ công thức 10.10[1],10.11[1],10.13[1] ta có: Chiều dài mayơ bánh vít: lm32 = (1,2÷1,8)d3 = (1,2÷1,8).65 = 78 ÷ 117. Chọn lm32 = 80 mm Chiều dài mayơ đĩa xích: lm33 = (1,2÷1,5)d3 = (1,2÷1,5).65 = 78 ÷ 97,5. Chọn lm33 = 80 mm Khoảng côngxôn trên trục 3 từ đĩa xích tới ổ là: lc33 = 0,5(lm33 + b03) + k3 + hn = 0,5.(80+ 33) +15 +15 = 86,5mm Theo bảng 10.14[1] ta có: l32 = 0,5(lm32 + b03) + k1 + k2 = 0,5.(80+ 33) +10 +10 = 76,5mm l31 = 2.l32 = 2.76,5 = 153 mm l33 = l31 + lc33 = 153 + 86,5 = 239,5 mm Xác định phản lực tại các gối đỡ: Bộ truyền xích đặt nằm nghiêng góc β = 300 Lực tác dụng lên trục của bộ truyền xích là: FX = 5728 N Kí hiệu các lực như hình vẽ Ta có phương trình cân bằng lực và mômen Ta có biểu đồ mômen xoắn và uốn của trục Xác định đường kính các đoạn trục Mômen tương đương tại các tiết diện trục 3 là: Theo công thức 10.15[1], 10.16[1] ta có: Vậy: Từ công thức 10.17[1]: Thép 45 có σb = 600 MPa, đường kính sơ bộ trục 3 là d3 = 65 mm, theo bảng 10.5[1] có =50 MPa. Do đó ta có: Xuất phát từ yêu cầu về công nghệ, lắp ghép và độ bền, ta chọn đường kính các đoạn trục 3 như sau: d30 = d32 = 60 mm , d31 =63 mm, d33 = 55 mm Kiểm nghiệm Kiểm nghiệm về độ bền mỏi Dựa vào biểu đồ mômen trục 3, ta kiểm nghiệm tại tiết diện 31 và 32 là tiết diện nguy hiểm của trục 3. Theo công thức 10.19[1], trục thoả mãn về bền mỏi nếu: Trong đó sσ là hệ số an toàn chỉ xét riêng đến ứng suất pháp sτ là hệ số an toàn chỉ xét riêng đến ứng suất tiếp Theo công thức 10.20[1], 10.21[1] ta có: Với σ-1 , τ-1 : giới hạn mỏi uốn và mỏi xoắn ứng với chu kỳ đối xứng Trục làm bằng thép 45 có σb = 600 MPa. Do đó: σ-1 = 0,436.σb = 0,436.600 = 261,6 MPa τ-1 = 0,58.σ-1 = 0,58.261,6 = 151,73 MPa σa,τa : biên độ của ứng suất pháp và ứng suất tiếp σm,τm : trị số ứng suất trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp Do trục quay, theo công thức 10.22[1] ta có: Theo bảng 10.6[1] tại tiết diện trục có lắp then Theo bảng 9.1[1], d31 = 63 mm, tra được then có t31 = 6 mm, b1 = 16 mm Do đó: Tại tiết diện trục lắp ổ lăn có Do đó ta có: Trục quay 1 chiều, ứng suất thay đổi theo chu kỳ mạch động => τm = τa = : hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi. Theo bảng 10.7[1] tra được: hệ số. theo công thức 10.25[1], 10.26[1] ta có: Theo bảng 10.8[1], 10.9[1] chọn được: Kx = 1,06 (trục gia công trên máy tiện với Ra = 2,5..0,63) Ky = 1 ( không tăng bền bề mặt) hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục. Theo bảng 10.10 ta có: Kσ, Kτ : hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn, xoắn Theo bảng 10.12[1], dùng dao phay ngón ta tra được: Kσ =1,76; Kτ = 1,54 Bánh răng lắp trên trục theo kiểu lắp , theo bảng 10.11[1] tra được: = 2,52; = 2,03 Ta lại có: Do vậy ta chọn = 2,52; = 2,05 Vậy ta có: => Do vậy trục 3 thoả mãn điều kiện về hệ số an toàn. Chọn then Ta có bảng các kích thước của then chọn tại các tiết diện trục: ` Tiết diện Đường kính trục b x h t1 t2 r1 r2 10 30 8 x 7 4 2,8 0,16 0,25 20 40 12 x 8 5 3,3 0,25 0,4 31 63 18 x 11 7 4,4 0,25 0,4 33 55 16 x 10 6 4,3 0,25 0,4 Then chọn phải thoả mãn điều kiện cắt và dập theo công thức 9.1[1] và 9.2[2]: Trong đó: ứng suất dập và ứng suất cắt tính toán, MPa d: đường kính trục, mm, xác định được khi tính trục T: mômen xoắn trên trục, Nmm lt: chiều dài then b,h,t: các kích thước của then [sd]: ứng suất dập cho phép, MPa [tc]: ứng suất cắt cho phép Ta có bảng kết quả kiểm nghiệm then đối với các tiết diện của trục Với lt = 1,35d: Tiết diện T (Nmm) 10 21963 12,05 4,5 20 51228 15,8 3,95 31 690021 64,39 14,3 33 690021 84,48 21,2 Theo bảng 9.5[1], với đặc tính tải trọng là tĩnh, dạng lắp cố định ta có [sd] = 150 MPa [tc] = 60 ¸ 90 MPa Vậy tất cả các mối ghép then đều đảm bảo độ bền dập và độ bền cắt. Chọn ổ lăn a. Trục 1 Chọn loại ổ lăn Do trục 1 sử dụng cặp bánh răng thẳng, lực dọc trục Fa = 0 nên ta sử dụng ổ bi đỡ Chọn sơ đồ, kích thước ổ Từ sơ đồ kết cấu trục với dngõng = 35 mm, theo bảng P2.7 ta chọn ổ bi đỡ cỡ nhẹ ký hiệu 207 có các kích thước như sau: -Đường kính trong: d = 35 mm -Đường kính ngoài: D = 72 mm -Khả năng tải tĩnh: Co = 13,90 kN -Khả năng tải động: C = 20,1 kN Tính kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ Đảo chiều khớp nối tính lại Fx, Fy Sơ đồ như hình vẽ Ta có các phương trình cân bằng Ta có: Mặt khác: Fr0 = Fr1 = Do vậy ta sử dụng cặp giá trị để kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ lăn. Do nên ta kiểm tra khả năng tải động của ổ 0 chịu tác động của lực hướng tâm Theo công thức 11.3[1] ta có: Q = (XVFr + YFa)ktkđ Với Fa = 0 X: hệ số tải trọng hướng tâm, X = 1 V: hệ số kể đến vòng nào quay, V = 1 (vòng trong quay) Kt : hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ, kt = 1 (t < 1000) Kd : hệ số kể đến đặc tính tải trọng, theo bảng 11.3[1], chọn kd = 1,3 Do đó: Q = 1.1.824.1.1,3 = 1071,2 (N) Do tải trọng thay đổi nên ta có tải trọng động quy ước là: QE = Theo công thức 11.1[1] ta có: QE = Với QE : tải trọng động quy ước m: bậc của đường cong mỏi, m = 3 L : tuổi thọ của ổ, tính bằng triệu vòng quay Theo công thức 11.2[1] ta có: L = Với : tuổi thọ của ổ, = 20000 giờ n = 2935 vòng/phút (triệu vòng) (kN) < C = 20,1 kN Vậy ổ thoả mãn khả năng tải động. Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ Theo công thức 11.19[1] ta có: Qt = X0Fr + Y0Fa Do Fa = 0 X0 : hệ số tải trọng hướng tâm, theo bảng X0 = 0,6 => Qt = 0,6.824 = 494 < Do đó: Q0 = 824 N => Q0 < C0 => ổ thoả mãn khả năng tải tĩnh. b. Trục 2 Chọn loại ổ lăn Do vận tốc trượt trên bộ truyền bánh vít – trục vít lớn, nhiệt sinh ra nhiều, trục bị giãn dài trong quá trình làm việc. Mặt khác tải trọng dọc trục lớn. Do vậy ta sử dụng ổ bi đỡ tuỳ động tại vị trí giữa bánh răng và trục vít, ổ còn lại sử dụng ổ kép là cặp ổ đũa côn. Chọn sơ đồ, kích thước ổ kép Từ sơ đồ kết cấu trục với dngõng = 30 mm, theo bảng P2.11 ta chọn ổ đũa côn cỡ trung rộng ký hiệu 7606 có các kích thước như sau: -Đường kính trong: d = 30 mm -Đường kính ngoài: D = 72 mm -Khả năng tải tĩnh: Co = 51 kN -Khả năng tải động: C = 61,3 kN -Góc ăn khớp: α = 12,000 Tính kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ Ta có: Fr4 = Theo công thức 11.3[1] ta có: Q = (0,6XVFr + YFa)ktkđ Theo công thức 11.15b[1] ta có tải trọng dọc trục là: Fa = 0,5.0,83.e.Fr + Fat Với Fat = 5111N e = 1,5tgα = 1,5.tg12 = 0,3188 => Fa = 0,5.0,83.0,3188.978 + 5111 = 5240 (N) Do >e Nên theo bảng 11.4[1] ta có: X = 0,4 Y = 0,4cotgα = 0,4.cotg12 = 1,88 V: hệ số kể đến vòng nào quay, V = 1 (vòng trong quay) Kt : hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ, kt = 1 (t < 1000) Kd : hệ số kể đến đặc tính tải trọng, theo bảng 11.3[1], chọn kd = 1,3 Do đó: Q = (0,6.0,4.1.978+1,88.5240).1.1,3 = 13112 (N) Do tải trọng thay đổi nên ta có tải trọng động quy ước là: QE = Theo công thức 11.1[1] ta có: Cd = Với QE : tải trọng động quy ước m: bậc của đường cong mỏi, m = L : tuổi thọ của ổ, tính bằng triệu vòng quay Theo công thức 11.2[1] ta có: L = Với : tuổi thọ của ổ, = 20000 giờ n2 = 1208 vòng/phút (triệu vòng) (kN) > C = 61,3 kN => ổ không thoả mãn khả năng tải động. Do vậy ta kết hợp giảm thời gian làm việc từ giờ xuống giờ, đồng thời tăng đường kính trục từ 30 mm lên 45 mm. Dựa vào bảng P2.11[1], ta chọn cặp ổ đũa côn có ký hiệu 7609 cỡ trung rộng có các kích thước như sau: -Đường kính trong d = 45 mm -Đường kính ngoài: D = 100 mm -Khả năng tải tĩnh Co = 90,5 kN -Khả năng tải động C = 104,0 kN -Góc ăn khớp α = 11,000 Với α = 110 ta có e = 1,5tg11 = 0,29 => Fa = 0,5.0,83.0,29.978 + 5111 = 5229 (N) Do >e Nên theo bảng 11.4[1] ta có: X = 0,4 Y = 0,4cotgα = 0,4.cotg11 = 2,06 V: hệ số kể đến vòng nào quay, V = 1 (vòng trong quay) Kt : hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ, kt = 1 (t < 1000) Kd : hệ số kể đến đặc tính tải trọng, theo bảng 11.3[1], chọn kd = 1,3 Do đó: Q = (0,6.0,4.1.978+2,06.5229).1.1,3 = 14308 (N) Do tải trọng thay đổi nên ta có tải trọng động quy ước là: QE = Theo công thức 11.1[1] ta có: Cd = Với QE : tải trọng động quy ước m: bậc của đường cong mỏi, m = L : tuổi thọ của ổ, tính bằng triệu vòng quay Theo công thức 11.2[1] ta có: L = Với : tuổi thọ của ổ, = 10000 giờ n2 = 1208 vòng/phút (triệu vòng) (kN) > C = 104 kN => ổ thoả mãn khả năng tải động. Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ Theo công thức 11.19[1] tải trọng tĩnh quy ước tác dụng vào ổ là: Qt = 0,6.X0Fr + Y0Fa Do Fa = 0 X0 : hệ số tải trọng hướng tâm, theo bảng 11.6[1] có X0 = 0,5 Y0 = 0,22cotgα = 0,22.cotg11 = 1,13 => Qt = (0,6.0,5.978+1,13.5229) = 6202 > Fr Do đó: Q0 = 6202 N => Q0 < C0 = 90,5 kN => ổ thoả mãn khả năng tải tĩnh. Chọn ổ bi đỡ tuỳ động Với đường kính ngõng trục là dngõng = 45 mm, theo bảng P2.7[1] ta chọn ổ bi đỡ cỡ nhẹ có ký hiệu 209 có các kích thước như sau: -Đường kính trong: d = 45 mm -Đường kính ngoài: D = 85 mm -Khả năng tải tĩnh: Co = 18,1 kN -Khả năng tải động: C = 25,7 kN Tính kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ Fr3 = Theo công thức 11.6[1] ta có: Q = VFr ktkđ Trong đó: V: hệ số kể đến vòng nào quay, V = 1 (vòng trong quay) Kt : hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ, kt = 1 (t < 1000) Kd : hệ số kể đến đặc tính tải trọng, theo bảng 11.3[1], chọn kd = 1,3 Do đó: Q = 1.1984.1.1,3 = 2579 (N) Do tải trọng thay đổi nên ta có tải trọng động quy ước là: QE = Theo công thức 11.1[1] ta có: QE = Với QE : tải trọng động quy ước m: bậc của đường cong mỏi, m = 3 L : tuổi thọ của ổ, tính bằng triệu vòng quay Theo công thức 11.2[1] ta có: L = Với : tuổi thọ của ổ, = 10000 giờ n1 = 1208 vòng/phút (triệu vòng) (kN) < C = 25,7 kN Vậy ổ thoả mãn khả năng tải động. Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ Theo công thức 11.19[1] và 11.20[1], Fa = 0 => Q0 = Fr = 1984 N => Q0 < C0 = 18,1 kN => ổ thoả mãn khả năng tải tĩnh. c. Trục 3 Chọn loại ổ lăn Trên trục 3 có gắn bánh vít, do yêu cầu về ăn khớp của bánh vít nên trục 3 cần có độ cứng vững cao, do đó ta sử dụng cặp ổ đũa côn. Chọn sơ đồ, kích thước ổ Từ sơ đồ kết cấu trục với dngõng = 60 mm, theo bảng P2.11 ta chọn ổ đũa côn cỡ nhẹ ký hiệu 7212 có các kích thước như sau: -Đường kính trong: d = 60 mm -Đường kính ngoài: D = 110 mm -Khả năng tải tĩnh: Co = 58,4 kN -Khả năng tải động: C = 72,2 kN -Góc ăn khớp: α = 13,170 Sơ đồ bố trí ổ như sau: Tính kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ Ta có: Fr5 = Fr6 = e = 1,5.tgα = 1,5.tg13,17 = 0,35 Lực dọc trục do các lực hướng tâm sinh ra trên các ổ là: Fs5 = 0,83e.Fr5 = 0,83.0,35.354 = 102,8 Fs6 = 0,83e.Fr6 = 0,83.0,35.10928 = 3175 Theo bảng 11.5[1], tổng lực dọc trục tác dụng lên ổ là: Do Ta có: Theo bảng 11.4[1] ta có: X5 = 0,4; Y5 = 0,4.cotgα = 0,4.cotg13,17 = 1,71 => X6 = 1, Y6 = 0 Theo công thức 11.3[1] tải trọng quy ước trên ổ là: Q5 = (X5VFr5 + Y5Fa5)ktkđ = (0,4.1.354 +1,71.4456)1.1,3 = 10090 N Q6 = (X6VFr6 + Y6Fa6)ktkđ = 1.1.10928 .1.1,3 = 14206 N Với V: hệ số kể đến vòng nào quay, V = 1 (vòng trong quay) Kt : hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ, kt = 1 (t < 1000) Kd : hệ số kể đến đặc tính tải trọng, theo bảng 11.3[1], chọn kd = 1,3 => Q6 > Q5 Vậy ta chỉ cần kiểm nghiệm cho ổ 6 là đủ Do bộ truyền làm việc với tải trọng thay đổi nên theo công thức 11.12[1], tải trọng động tương đương tác dụng lên ổ là: QE = Theo công thức 11.1[1] ta có: Cd = Với QE : tải trọng động tương đương m: bậc của đường cong mỏi, m = L : tuổi thọ của ổ, tính bằng triệu vòng quay Theo công thức 11.2[1] ta có: L = Với : tuổi thọ của ổ, = 20000 giờ n3 = 71 vòng/phút (triệu vòng) (kN) < C = 61,3 kN => ổ thoả mãn khả năng tải động. Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ Theo công thức 11.19[1] tải trọng tĩnh quy ước tác dụng vào ổ là: Qt = X0Fr + Y0Fa Do Fa6 = 3175 N Fa5 = 4456 N X0 : hệ số tải trọng hướng tâm, theo bảng 11.6[1] có X0 = 0,5 Y0 = 0,22cotgα = 0,22.cotg11 = 1,13 Nên ta có: Qt6 = (0,5.10,928+1,13.3,175) = 9,05 Qt5 = (0,5.0,354+1,13.4,456) = 5,21 Do đó lấy Q0 = 9,05 kN => Q0 < C0 = 90,5 kN => ổ thoả mãn khả năng tải tĩnh. Chọn khớp nối Sử dụng phương pháp nối trục vòng đàn hồi. Hai nửa nối trục nối với nhau bằng bộ phận đàn hồi, sử dụng bộ phận đàn hồi là cao su. Nhờ có bộ phận đàn hồi cho nên nối trục đàn hồi có khả năng giảm va đập và chấn động, đề phòng cộng hưởng do dao động xoắn gây nên và bù lại độ lệch trục. Mômem xoắn danh nghĩa cần truyền là: T = 690021 Nmm Mômen xoắn tính toán là: Theo công thức 16.1[2] ta có: Tt = k.T Với k: hệ số chế độ làm việc, phụ thuộc vào loại máy. Theo bảng 16.1[2] lấy k = 1,5. Vậy Tt = 1,5.22,419 = 33,629 (Nm) Theo bảng 16.10a[2], với đường kính của trục 1 là 32 mm ta chọn kích thước cơ bản của nối trục vòng đàn hồi như sau: D dm L l d1 D0 Z nmax B B1 l1 D3 l2 125 65 165 80 56 90 4 4600 5 42 30 28 32 Kích thước cơ bản của vòng đàn hồi dc dl D2 l l1 l2 l3 h 14 M10 20 62 34 15 28 - *Kiểm nghiệm điều kiện bền của vòng đàn hồi và chốt Ta có điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi là: với Ta có thỏa mãn Điều kiện sức bền của chốt: với , Ta có thỏa mãn Vậy nối trục vòng đàn hồi đã chọn thỏa mãn các điều kiện bền và dập của vòng đàn hồi và chốt. TÍNH TOÁN VÀ CHỌN CÁC YẾU TỐ CỦA VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT KHÁC 1. Các kích thước của vỏ hộp giảm tốc a. Chiều dày - Chiều dày thân hộp: 0,03.abv-tv + 3 = 0,03.180 + 3 = 8,4 (mm) Lấy 9 mm - Chiều dày nắp bên: 0,03.awbr + 3 = 0,03.85 + 3 = 5,55 (mm) Lấy 8 mm - Chiều dày nắp trên: = 0,9.9 = 8,1 Lấy = 8 mm - Chiều dày nắp ổ kép: = 8 mm b. Gân tăng cứng - Chiều dày: e = (0,8¸1)9 = 7,2 ¸ 9 Lấy e = 8 mm - Chiều cao: h = 50 mm - Độ dốc : 20 c. Đường kính - Bulông nền: d1 > 0,04atv-bv +10 = 0,04.180 + 10 = 17,2 Lấy d1 = 18 mm - Bulông cạnh ổ: d2 = (0,7¸0,8) d1 = 12,6¸14,4. Lấy d2 = 14 mm - Bulông ghép nắp bích và thân: d3 = (0,8 ¸ 0,9)d2 = 11,2 ¸ 12,6 Lấy d3 = 12 mm - Vít ghép nắp ổ: d4 = (0,6¸0,7)d2 = 8,4 ¸ 9,8 Lấy d4 = 10 mm - Vít ghép nắp cửa thăm: d5 = (0,5¸0,6)d2 = 7¸ 8,4 Lấy d5 = 8 mm d. Mặt bích ghép nắp và thân - Chiều dày bích thân hộp S3 = (1,4 ¸ 1,8)d3 = 16,8 ¸ 21,6 mm. Lấy S3 = 18 mm - Chiều dày bích nắp trên S4 = (0,9 ¸ 1)S3 = 16,8 ¸ 18 mm. Lấy S3 = 17 mm - Chiều dày bích nắp bên S5 = (1,4 ¸ 1,8)d4 = 14¸ 18 mm. Lấy S4 = 15 mm Khe hở giữa các chi tiết - Bánh răng, bánh vít với thành trong của hộp: . Lấy = 10 mm - Đỉnh bánh răng lớn tới đáy . Lấy = 30 mm Mặt đế hộp - Bề rộng mặt đế hộp: K1 = 3d1 = 3.18 = 54 (mm) S1 = (1,3¸1,5)d1 = 23,4¸27. Lấy S1 = 24 mm Kích thước gối trục - Tâm lỗ bulông cạnh ổ E2 = 1,6d2 = 1,6.14 = 22,4. Lấy E2 = 22 mm R2 = 1,3d2 = 1,3.14 = 18,2. Lấy R2 = 18 mm - Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ K2 = E2 + R2 + (3¸5) = 18 + 22 + (3¸5) = 43¸45 Lấy K2 = 45 mm => K3 = 40 mm Số lượng bulông nền Tính sơ bộ L = l11 + l12 +2= 99 + 300 + 2.10 = 419 (mm) Lấy L = 420 mm B = l31 + 2. = 153 + 2.10 = 173 Lấy B = 175 mm Lấy z = 4 2. Một số chi tiết khác a. Cửa thăm Dùng để kiểm tra, quan sát các tiết máy trong hộp khi lắp ghép và để đổ dầu vào vào hộp. Cửa thăm được đậy bằng nắp. Trên nắp có gắn nút thông hơi. Kích thước của cửa thăm như sau: Các ký hiệu của kích thước như trong bảng 18.5[2] A B A1 B1 C K R Vít Số lượng 100 75 150 100 125 87 12 M8 x 22 4 b. Nút thông hơi Khi làm việc, nhiệt độ trong hộp tăng lên. Để giảm áp suất và điều hoà không khí bên trong và bên ngoài hộp, ta dùng nút thông hơi. Nút thông hơi được nắp trên cửa thăm. Theo bảng 18.6[2] ta chọn kích thước nút thông hơi như sau: Ký hiệu các kích thước như hình vẽ trong bảng 18.6[2] A B C D E G H I K L M N O P Q R S M27 x 2 15 30 15 45 36 32 6 4 10 8 22 6 32 18 36 32 c. Nút tháo dầu Sau một thời gian làm việc, dầu bôi trơn chứa trong hộp bị bẩn (do bụi bặm và do hạt mài), hoặc bị biến chất, do đó cần phải thay dầu mới. Để tháo dầu cũ, ở đáy hộp có lỗ tháo dầu. Lúc làm việc, lỗ được bịt kín bằng nút tháo dầu. Theo bảng 18.7[2] ta chọn nút tháo dầu có kích thước như sau: d b m f L c q D S Do M20 x2 15 9 3 28 2,5 17,8 30 22 25,4 d. Kiểm tra mức dầu Ta sử dụng que thăm dầu có kết cấu kích thước như hình vẽ để kiểm tra mức dầu e. Chốt định vị Mặt ghép giữa nắp và thân nằm trong mặt phẳng chứa đường tâm của trục 3. Lỗ trục lắp ở trên nắp và thân hộp được gia công đồng thời. Để đảm bảo vị trí tương đối của nắp và thân trước và sau khi gia công cũng như khi lắp ghép, ta dùng 2 chốt định vị. Nhờ có chốt định vị, khi xiết bulông không làm biến dạng vòng ngoài của ổ (do sai lệch vị trí tương đối của nắp và thân), do đó loại trừ được một trong các nguyên nhân làm ổ chóng mỏi. Theo bảng 18.4b[2] ta chọn chốt định vị hình côn có hìn dạng và kích thước như sau: d c l 6 1,0 39 f. Cốc lót Cốc lót được dùng để đỡ cặp ổ kép, tạo thuận lợi cho việc lắp ghép và điều chỉnh bộ phận lót ổ cũng như điều chỉnh sự ăn khớp của trục vít. Ống lót được làm bằng gang xám GX 15-32 với các kích thước : Chiều dày: d = 8 mm Chiều dày vai d1 = 8 mm Chiều dày bích d2 = 7 mm BÔI TRƠN VÀ ĐIỀU CHỈNH ĂN KHỚP Bôi trơn các bộ truyền trong hộp Để giảm mất mát công suất vì ma sát, giảm mài mòn răng, đảm bảo thoát nhiệt tốt và đề phòng các tiết máy bị han gỉ cần phải bôi trơn liên tục các bộ truyền trong hộp giảm tốc. Do vận tốc vòng của bánh răng và vận tốc trượt của trục vít đều <12 m/s, do đó ta sử dụng phương pháp bôi trơn ngâm dầu. Do tâm con lăn dưới cùng nằm dưới ren trục vít nên ta lắp thêm vòng vung dầu trên trục vít, dầu được bắn lên bánh vít đến bôi trơn chỗ ăn khớp. Ta có vận tốc vòng của bánh răng là v1 = 8,06 m/s, vận tốc trượt của trục vít là v2 = 5,56 m/s, theo bảng 18.11[2] và 18.12[2] ta chọn dầu có độ nhớt Theo bảng 18.13[2] ta chọn dầu công nghiệp 50 Engle. Bôi trơn ổ lăn Khi ổ được bôi trơn đúng kỹ thuật, nó sẽ không bị mài mòn bởi vì chất bôi trơn sẽ giúp tránh không để các chi tiết kim loại trực tiếp tiếp xúc với nhau. Ma sát trong ổ sẽ giảm, khả năng chống mòn của ổ tăng lên, khả năng thoát nhiệt tốt hơn, bảo vệ bề mặt không bị han gỉ, đồng thời giảm được tiếng ồn. Ta sử dụng mỡ bôi trơn bởi so với dầu thì mỡ được giữ trong ổ dễ dàng hơn, đồng thời có khả năng bảo vệ ổ tránh tác động của tạp chất và độ ẩm. Mỡ có thể dùng cho ổ làm việc lâu dài (khoảng 1 năm), độ nhớt ít bị thay đổi khi nhiệt độ thay đổi nhiều. Theo bảng 15.15a[2] ta chọn loại mỡ có ký hiệu LGMT2 do hãng SKF sản xuất. Mỡ tra vào ổ chiếm 1/2 thể tích của bộ phận ổ. Để bảo bệ ổ khỏi bụi bặm, chất bẩn, hạt cứng và các tạp chất khác xâm nhập vào ổ ta dùng vòng phớt để lót kín bộ phận ổ. Ta sử dụng hai vòng phớt tại đầu trục vào của hộp giảm tốc (vòng 1) và trục ra của hộp giảm tốc (vòng 2). Theo bảng 15.17[2] ta có kích thước của rãnh và hai vòng phớt như sau: Số hiệu d d1 d2 D a b S0 Vòng 1 35 36 34 48 9 6,5 12 Vòng 2 60 61,5 59 79 9 6,5 12 Điều chỉnh ăn khớp Cặp bánh răng Sai số về chế tạo các chi tiết theo kích thước chiều dài và sai số về lắp ghép làm cho vị trí bảnh răng trên trục không chính xác. Để bù vào sai số đó ta lấy chiều rộng bánh răng nhỏ tăng lên 10% so với chiều rộng bánh răng lớn. Cặp bánh vít – trục vít Đối với bộ truyền này, sai số về chế tạo và lắp ghép làm sai lệch vị trí tương đối giữa bánh vít và trục vít. Sai số này (khi vượt quá trị số cho phép) là nguyên nhân làm tăng mòn, tăng ma sát và tăng ứng suất tập trung dọc theo chiều dài bánh vít. Để đảm bảo sự ăn khớp chính xác giữa ren trục vít và răng bánh vít cần bảo đảm khoảng cách trục, góc giữa trục bánh vít và trục vít, và bảo đảm mặt trung bình của bánh vít đi qua trục của trục vít. Sai số về vị trí giữa bánh vít và trục vít có thể khắc phục bằng việc điều chỉnh khi lắp vào vỏ hộp. Việc điều chỉnh vị trí được tiến hành trên cả trục vít và bánh vít. BẢNG KÊ KIỂU LẮP VÀ DUNG SAI LẮP GHÉP Thứ tự Tên mối ghép Kiểu lắp Dung sai Ghi chú Trục Lỗ 1 Trục 1 và bạc +25 0 +18 +12 2 Trục 1 và vòng trong ổ lăn +18 +12 3 Vòng ngoài ổ lăn và vỏ hộp +30 0 4 Bánh răng và trục 2 +25 0 +18 +12 Trên trục 1 5 Trục 2 và vòng trong ổ lăn +18 +12 6 Vòng ngoài ổ lăn và vỏ hộp +30 0 Trên trục 2 7 Trục 2 và vòng vung dầu +25 0 +18 +12 Ổ bi đỡ 8 Cốc lót và vỏ hộp +35 0 +25 +3 Trên trục 2 9 Cốc lót và vòng ngoài ổ lăn +35 0 10 Trục 2 và then 0 -36 Ổ kép 11 Trục 3 và bánh vít +30 0 +21 +2 b x h = 12x8 12 Trục 3 và vòng trong ổ lăn +21 +2 13 Vòng ngoài ổ lăn và vỏ hộp +35 0 14 Trục 3 và then 0 -43 Trên trục 3 15 Trục 3 và then 0 -43 Nối bánh vít b x h = 18x11 16 Trục 3 và đĩa xích +30 0 +21 +2 Nối đĩa xích b x h = 16x10 17 Vành bánh vít và mayơ bánh vít +40 0 +28 +3 18 Trục 3 và bạc +30 0 +21 +2 Do bánh răng và bánh vít không yêu cầu tháo lắp thường xuyên, khả năng định tâm phải đảm bảo, không di trượt dọc trục, do đó ta chọn kiểu lắp trung gian . Với mối ghép cho then ta chọn mối ghép trung gian theo sai lệch giới hạn chiều rộng của kích thước then. Trong lắp ghép với ổ, ta lắp vòng trong của ổ lên trục theo hệ thống lỗ k6 và vòng ngoài của ổ lên vỏ hộp hoặc cốc lót theo hệ thống trục H7. TÀI LIỆU THAM KHẢO [1]. Trịnh Chất, Lê Văn Uyển – Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, tập 1,2. Nxb Giáo dục. Hà Nội, 2001. [2]. Nguyễn Trọng Hiệp – Chi tiết máy, tập 1,2. Nxb Giáo dục. Hà Nội 1994. [3]. Ninh Đức Tốn – Dung sai và lắp ghép. Nxb Giáo dục. Hà Nội, 2004.