Đồ án Chi tiết máy - Thiết kế trong hộp giảm tốc

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