Tải bản đầy đủ

đồ án thiết kế máy hộp giảm tốc 2 cấp khai triển

CHƯƠNG I: TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC VÀ CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN
I.1 Chọn động cơ điện.
- Giả thiết:
+) Công suất động cơ: 5 kW
+) Số vòng quay ở trục động cơ: 1450 rpm
- Chọn động cơ điện che kín có quạt gió loại AO2 (bảng 2P trang322) có:
+) Kiểu động cơ: AO2-42-4
+) Công suất định mức: 5.5 kW
+) Số vòng quay định mức: 1450 rpm
+) Hiệu suất: 88%
I.2 Phân phối tỉ số truyền.
- Tỉ số truyền chung:
i=

ndc 1450
=
; 12.08
nr
120

Trong đó:

+ ndc - số vòng quay động cơ.
+ nr - số vòng quay trục ra của hộp giảm tốc.
Vì tỉ số truyền bé nên không dùng bộ truyền ngoài.
- Chọn in = 3,9 và ic = 3,1 Vì in = (1,2

÷

1,3)ic (trang 31)

- Bảng hệ thống các số liệu tính được bảng 1:
Trục
Thông số

Trục động cơ

Trục I

Trục II

1450

1450

371,79

i

id=1

in=3,9

Trục III

120
ic=3,1

n(rpm)
N(kW)
Mx(Nmm)


5

4,96

4,78

4,60

32931,03

32667,59

122781,68

366083,33

- NI = Ndc.ƞol = 5.0,9925 = 4.96 kW
- NII = NI.ƞbr.ƞol = 4.96.0,97.0,9925 = 4.78 kW
- NIII = Ndc.ƞbr.ƞol = 4,78.0,97.0,9925 = 4.60 kW


Trong đó:
+ ƞol, ƞbr - hiệu suất 1 cặp ổ lăn, hiệu suất 1 cặp bánh răng.
+ NI, NII, NIII - công suất trên trục I, II, III.
9,55.106.N
n

- Mx =
Nmm (3-53 trang55)
Trong đó:
+ N – Công suất trên trục.
+ n – Số vòng quay của trục.
CHƯƠNG II. THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN
II.1 Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh.
II.1.1 Chọn vật liệu chế tạo bánh răng.
Từ bảng 3-8 trang40
Bánh nhỏ:
- Thép 45 thường hóa có:
+) σb = 600 N/mm2
+) σch = 300 N/mm2
+) HB = 200
+) Phôi rèn (giả sử đường kính phôi dưới 100mm)
Bánh lớn:
- Thép 35 thường hóa có:
+) σb = 500 N/mm2
+) σch = 260 N/mm2
+) HB = 170
+) Phôi rèn (giả sử đường kính phôi 100

÷

300mm)

II.1.2 Định ứng suất cho phép.
- Số chu kỳ làm việc của bánh răng.
Giả sử hộp giảm tốc làm việc 5 năm, 300 ngày/năm, 2 ca/ngày, 8 tiếng/ca và chịu tải trọng không
thay đổi.
N = 60unT (3-3 trang42)
Trong đó:
+ u – Số lần ăn khớp của một răng khi bánh răng quay 1 vòng
+ n – Số vòng quay trong 1 phút của bánh răng
+ T – Tổng số giờ làm việc
+ Bánh lớn.
N2 = 60.1.371,79.5.300.8.2 = 53,54.107 > N0 = 107


+ Bánh nhỏ.
N1 = N2.i = 53,54.3,9 = 208,81.107 > N0 = 107
+ Vì N1 và N2 đều lớn hơn số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc và đường cong mỏi uốn
nên khi tính ứng suất của bánh răng nhỏ và lớn lấy hệ số chu kỳ ứng suất uốn .
k’N = k’’N = 1 (trang42)
- Ứng suất tiếp xúc cho phép.
[σ]tx = [σ]Notx.k’N = 2,6.HB.1 (3-1 trang38)
Trong đó:
+ [σ]Notx – Ứng suất tiếp xúc cho phép khi bánh răng làm việc lâu dài.
+ Bánh nhỏ.
[σ]tx1 = 2,6.200.1 = 520 N/mm2
+ Bánh lớn.
[σ]tx2 = 2,6.170.1 = 442 N/mm2
- Ứng suất uốn cho phép.
+ Lấy hệ số an toàn n = 1,5 (trang42) và hệ số tập trung ứng suất chân răng Kσ = 1,8 (trang44).
+ Giới hạn mỏi uốn của thép trong chu kì đối xứng.
÷
σ-1 = [0,4 0.45]σbk (trang42)
Trong đó:
+ σ-1 – Giới hạn mỏi uốn trong chu kỳ đối xứng.
+ σbk – Giới hạn bền kéo.
Thép 45: σ-1 = 0,425.600 = 255 N/mm2
Thép 35: σ-1 = 0,425.500 = 212,5 N/mm2
+ Ứng suất uốn cho phép (bánh răng quay 1 chiều).
(3-5 trang42)
Trong đó:
+ σo – Giới hạn mỏi uốn trong chu kỳ mạch động.
+ Kσ – Hệ số tập trung ứng suất chân răng, đối với thép thường hóa Kσ = 1,8 (trang44).
+ n – Hệ số an toàn.
Bánh nhỏ: 141,67 N/mm2
Bánh lớn: 118,06 N/mm2
II.1.3 Chọn sơ bộ hệ số tải trọng.
K = 1,3 (trang44)
II.1.4 Chọn hệ số chiều rộng bánh răng.


ψA = 0,3 (trang44)
II.1.5 Tính khoảng cách trục A.
- Chọn hệ số phản ánh sự tăng khả năng tải tính theo sức bền tiếp xúc của bánh răng nghiên so
với răng thẳng θ’ = 1,25 (trang45).
(3-10 trang45)
Trong đó:
+ i – Tỉ số truyền.
+ [σ]tx – Ứng suất tiếp xúc cho phép.
+ K – Hệ số tải trọng.
+ N – Công suất trên trục.
+ ψA – Hệ số chiều rộng bánh răng.
+ θ’ – Hệ số phản ánh sự tăng khả năng tải tính theo sức bền tiếp xúc của bánh răng nghiên so với
răng thẳng.
+ n2 – Số vòng quay của bánh răng lớn.
Chọn A = 130mm.
II.1.6 Tính vận tốc vòng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng.
- Vận tốc vòng (đối với bánh răng trụ).
(3-17 trang46)
- Theo bảng 3-11 trang46 chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng là 9.
II.1.7 Định chính xác hệ số tải trọng K.
- Do tải trọng không thay đổi, HB < 350, v < 15 m/s (trang47) nên có thể lấy hệ số tập trung tải
trọng Ktt = 1.
- Giả sử , với cấp chính xác là 9 và vận tốc vòng v = 4,026 m/s tra bảng
3-14 trang48 ta được hệ số tải trọng động Kđ=1,4.
Do đó K = Kt.Kđ = 1.1,4 = 1,4
- Tính lại khoảng cách trục A.
Chọn khoảng cách trục A = 135mm.
II.1.8 Xác định modun, số răng, góc nghiên của răng và chiều rộng bánh răng.
- Modun pháp.
mn = (0,01÷0,02)A (3-22 trang49)
mn = 1,35÷2,7mm
Tra bảng 3-1 trang34 chọn mn = 2mm
- Sơ bộ chọn góc nghiên.
β = 10o , cosβ = 0,985


- Số răng bánh nhỏ.
Chọn Z1 = 27 răng.
Z2=i.Z1=3,9.27=105,3
Chọn Z2=105 răng.
- Tính chính xác góc nghiên β.
β = 1206’
- Chiều rộng bánh răng.
b = ψA.A = 0,3.135 = 40,5mm
Chọn b = 41mm.
Chiều rộng b thỏa mãn điều kiện
II.1.9 Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng
- Tính số răng tương đương.
+ Bánh nhỏ:
+ Bánh lớn:
- Hệ số dạng răng.
Tra bảng 3-18 trang52
+ Bánh nhỏ:
y1=0,446
+ Bánh lớn:
y2=0,517
- Lấy hệ số phản ánh sự tăng khả năng tải khi tính theo sức bền uốn của bánh răng nghiêng so
với răng thẳng.
θ” = 1,4÷1,6
Chọn θ” = 1,5 (trang52).
- Kiểm nghiệm ứng suất uốn tại chân răng.
Trong đó:
+ K – Hệ số tải trọng.
+ N – Công suất trên trục.
+ y – Hệ số dạng răng.
+ mn – Mô đun pháp.
+ Z – Số răng.


+ n – Số vòng quay trong một phút của bánh răng.
+ b – Chiều rộng bánh răng.
+ θ” – Hệ số phản ánh sự tăng khả năng tải khi tính theo sức bền uốn của bánh răng nghiêng so
với răng thẳng.
+ Bánh nhỏ.
+ Bánh lớn.

II.1.10 Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền.
- Modun pháp: mn = 2mm
- Số răng: Z1 = 27, Z2 = 105
- Góc ăn khớp: αn = 200
- Góc nghiêng: β = 1206’
- Đường kính vòng chia (vòng lăn)
(bảng 3-2 trang36)

- Khoảng cách trục.
(bảng 3-2 trang36)
A = 135mm.
- Chiều rộng bánh răng.
b = 41mm.
- Đường kính vòng đỉnh răng.
De1 = d1 + 2mn = 55,21 + 2.2 = 59,21mm (bảng 3-2 trang36)
De2 = d2 + 2mn = 214,72 + 2.2 = 218,72mm
- Đường kính vòng chân răng.
Di1 = d1 - 2.5mn = 55,21 - 2,5.2 = 50,21mm (bảng 3-2 trang36)
Di2 = d1 - 2.5mn = 214,72 - 2.5.2 = 209,72mm
II.1.11 Tính lực tác dụng lên trục.
- Lực vòng.
(bảng 3-49 trang54)
- Lực hướng tâm.
- Lực dọc trục.
=1183,39.0,214=253,25 N


II.1.11 Tổng kết
Bảng 2:

Thông số

Kí hiệu

Giá trị

Khoảng cách trục

a

135mm

Z1

27 răng

Z2

105 răng

Đường kính vòng chia
(vòng lăn)

d1

55,21mm

d2

214,72mm

Chiều rộng bánh răng

b

41mm

Đường kính vòng chân
răng

Di1

50,21mm

Di2

209,72mm

Đường kính vòng đỉnh
răng

De1

59,21mm

De2

218,72mm

Góc ăn khớp

αn

200

Mô đun pháp

mn

2mm

Góc nghiêng của răng

β

1206’

Lực vòng

P

1183,39 N

Lực hướng tâm

Pr

440,41 N

Lực dọc trục

Pa

253,25 N

Số răng

II.2 Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm.
II.2.1 Chọn vật liệu chế tạo bánh răng.
Từ bảng 3-8 trang40 chọn:
Bánh nhỏ.
- Thép 45 thường hóa có:
+) σb = 600 N/mm2
+) σch = 300 N/mm2
+) HB = 200
+) Phôi rèn (giả sử đường kính phôi dưới 100mm)


Bánh lớn:
- Thép 35 thường hóa có:
+) σb = 500 N/mm2
+) σch = 260 N/mm2
+) HB = 170
+) Phôi rèn (giả sử đường kính phôi 100

÷

300mm)

II.2.2 Định ứng suất cho phép.
- Số chu kỳ làm việc của bánh răng.
Giả sử hộp giảm tốc làm việc 5 năm, 300 ngày/năm, 2 ca/ngày, 8 tiếng/ca và chịu tải trọng không
thay đổi.
N = 60unT (3-3 trang42)
+ Bánh lớn.
N2 = 60.1.120.5.300.8.2 = 17,28.107 > N0 = 107
+ Bánh nhỏ.
N1 = N2.i = 17,28.3,1 = 53,57.107 > N0 = 107
+ Vì N1 và N2 đều lớn hơn số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc và đường cong mỏi uốn
nên khi tính ứng suất của bánh răng nhỏ và lớn lấy hệ số chu kỳ ứng suất uốn.
k’N = k’’N = 1
- Ứng suất tiếp xúc cho phép
[σ]tx = [σ]Notx.k’N = 2,6.HB.1 (3-1 trang38)
+ Bánh nhỏ.
[σ]tx1 = 2,6.200.1 = 520 N/mm2
+ Bánh lớn.
[σ]tx2 = 2,6.170.1 = 442 N/mm2
- Ứng suất uốn cho phép.
+ Lấy hệ số an toàn n = 1,5 (trang42) và hệ số tập trung ứng suất chân răng Kσ = 1,8 (trang44).
+ Giới hạn mỏi uốn của thép trong chu kì đối xứng
÷
σ-1 = [0,4 0.45]σbk (trang42)
Thép 45: σ-1 = 0,425.600 = 255 N/mm2
Thép 35: σ-1 = 0,425.500 = 212,5 N/mm2
+ Ứng suất uốn cho phép (bánh răng quay 1 chiều)
(_3-5/t42)
Bánh nhỏ: 141,67 N/mm2
Bánh lớn: 118,06 N/mm2


II.2.3 Chọn sơ bộ hệ số tải trọng.
K = 1,3 (trang44)
II.2.4 Chọn hệ số chiều rộng bánh răng.
ψA=0,4 (trang44)
II.2.5 Tính khoảng cách trục A.

(3-9 trang45)
Chọn A = 174mm.
II.2.6 Tính vận tốc vòng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng.
- Vận tốc vòng (đối với bánh răng trụ).
(3-17 trang46)
- Theo bảng 3-11 trang46 chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng là 9.
II.2.7 Định chính xác hệ số tải trọng K.
- Do tải trọng không thay đổi, HB < 350, v < 15 m/s (trang47) nên có thể lấy hệ số tập trung tải
trọng Ktt = 1.
- Với cấp chính xác là 9, và vận tốc vòng v = 1,65 m/s tra bảng 3-13 trang48 ta được hệ số tải
trọng động Kđ = 1,45.
Do đó K = Kt.Kđ = 1.1,45 = 1,45
- Tính lại khoảng cách trục A
Chọn A = 180mm.
II.2.8 Xác định modun, số răng, góc nghiên của răng và chiều rộng bánh răng.
- Modun m.
m = (0,01 ÷ 0,02)A (_3-22/t49)
m = 1,81 ÷ 3,62mm
Tra bảng 3-1 trang34 chọn m = 2,5mm.
- Số răng
Bánh nhỏ.
chọn Z1 = 35 răng.
Bánh lớn.
Z2 = i.Z1 = 3,1.35 = 108,5 chọn Z2 = 109 răng.
- Chiều rộng bánh răng
b = ψA.A = 0,4.180 = 72mm.
II.1.9 Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng


- Hệ số dạng răng.
Tra bảng 3-18 trang52
+ Bánh nhỏ.
y1 = 0,464
+ Bánh lớn.
y2 = 0,517
- Kiểm nghiệm ứng suất uốn tại chân răng.
(3-33 trang51)
+ Bánh nhỏ:
Thỏa mãn
+ Bánh lớn:
Thỏa mãn
II.1.10 Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền.
- Modun.
m = 2,5mm
- Số răng.
Z1 = 35, Z2 = 109
- Góc ăn khớp.
α = 200
- Đường kính vòng chia (vòng lăn).
d1 = m.Z1 = 2,5.35 = 87,5mm
d2 = m.Z2 = 2,5.109 = 272,5mm

- Khoảng cách trục.
A = 0,5.(Z1 + Z2).m = 0,5.(35 + 109).2,5 = 180mm
- Chiều rộng bánh răng.
b = 72mm
- Đường kính vòng đỉnh răng.
De1 = d1 + 2m = 87,5 + 2.2,5 = 92,5mm
De2 = d2 + 2m = 272,5 + 2.2,5 = 277,5mm
- Đường kính vòng chân răng.
Di1 = d1 - 2.5m = 87,5 - 2,5.2,5 = 81,25mm
Di2 = d2 - 2.5m = 272,5 – 2,5.2,5 = 266,25mm
II.1.11 Tính lực tác dụng lên trục.


- Lực vòng.

- Lực hướng tâm.
II.1.11 Tổng kết
Bảng 3:

Thông số

Kí hiệu

Giá trị

Khoảng cách trục

A

180mm

Z1

35 răng

Z2

109 răng

Đường kính vòng chia
(vòng lăn)

d1

87,5mm

d2

272,5mm

Chiều rộng bánh răng

b

72mm

Đường kính vòng chân
răng

Di1

81,25mm

Di2

266,25mm

Đường kính vòng đỉnh
răng

De1

92,5mm

De2

277,5mm

Góc ăn khớp

α

200

Mô đun

m

2,5mm

Lực vòng

P

2806,44 N

Lực hướng tâm

Pr

1021,54 N

Số răng

CHƯƠNG III. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN
III.1 Chọn vật liệu
- Chọn thép 45 thường hóa có σb = 600 N/mm2, σch = 300 N/mm2
III.2 Tính đường kính sơ bộ các trục
- Theo công thức 7-2 trang115
Trong đó:
+ C – Hệ số phụ thuộc ứng suất xoắn cho phép .


+ N – Công suất truyền.
+ n – Số vòng quay trong 1 phút của trục.
- Đối với trục I:
+ N = 4,96 kW, n1 = 1450 rpm, C = 120.

+
- Đối với trục II:
+ N = 4,78 kW, n1 = 371,79 rpm, C = 120.
+
- Đối với trục III:
+ N = 4,60 kW, n1 = 120 rpm, C = 120.
+
- Để chuẩn bị cho bước tính gần đúng trục, ta chọn trị số dII = 28,11mm để chọn ổ bi đỡ cỡ trung
bình bằng cách tra bảng 14p trang339 ta có được chiều rộng của ổ
B = 19mm.
III.3 Tính gần đúng trục.
- Chọn các kích thước sau:
+ Khoảng cách giữa các chi tiết quay c = 10mm.
+ Khe hở giữa bánh răng và thành trong của hộp Δ = 10mm.
+ Khoảng cách từ thành trong của hộp đến mặt trong của ổ lăn l2 = 10mm
+ Chiều rộng ổ B = 19mm.
+ Chiều rộng bánh răng cấp nhanh 41mm.
+ Chiều rộng bánh răng cấp chậm 72mm.
- Tổng hợp các kích thước trên ta có:
+ a = 66mm.
+ b = 67mm.
+ c = 50mm.
+ b + c = 117mm.


III.3.1 Tính gần đúng trục I
Các thông số:
+ d1 = 55,21 mm
+ P1 = 1183,39 N
+ Pr1 = 440,41 N
+ Pa1 = 253,25 N

∑MAy = -Ma1 + Pr1.(a + b) – RBy.
(a + b + c) = 0

RAy = Pr1 – RBy = 440,41 –
281,88 = 158,53 N
∑MAx = -P1.(a + b) + RBx.(a + b
+ c) = 0

RAx = P1 – RBx = 1183,39 –
860,06 = 323,33 N

- Tính momen ở tiết diện nguy
hiểm (tiết diện 1-1)

(7-4 trang117)
- Tín đường kính trục ở tiết diện
nguy hiểm
(7-3 trang117)
Tra bảng 7-2 trang119 chọn ứng suất cho phép [σ] = 50 N/mm2.
Chọn d1-1 = 28 mm (Chọn theo chuẩn trang 133)
III.3.2 Tính gần đúng trục II
Các thông số:
+ Pa2 = 253,25 N
+ Pr2 = 440,41 N
+ P2 = 1183,39 N
+ d2 = 214,72 mm


+ P3 = 2806,44 N
+ Pr3 = 1021,54 N
∑MCy = -Ma2 + Pr3.a – Pr2.(a + b) + RDy.(a + b + c) = 0

RCy = Pr3 + RDy – Pr2 = 1021,54 + 100,23 – 440,41 = 681,36 N
∑MCx = -P3.a – P2.(a + b) + RDx.(a + b + c) = 0

RCx = P2 + P3 – RDx = 1183,39 +
2806,44 – 1872,22 = 2117,61 N

- Tính momen ở tiết diện nguy hiểm
(Tiết diện 2-2 mang bánh răng
nghiêng)

(7-4 trang117)
(7-3 trang117)
Tra bảng 7-2 trang119 chọn ứng suất
cho phép [σ] = 50 N/mm2.
Chọn d2-2 = 35 mm (Chọn theo chuẩn
trang 133)

- Tính momen ở tiết diện nguy hiểm
(Tiết diện 3-3 mang bánh răng thẳng)

(7-4 trang117)
(7-3 trang117)
Tra bảng 7-2 trang119 chọn ứng suất cho phép [σ] = 50 N/mm2.
Chọn d3-3 = 38 mm (Chọn theo chuẩn trang 133)
Đường kính lắp ổ lăn d = 30 mm
III.3.3 Tính gần đúng trục III


Các thông số:
+ P4 = 2806,44 N
+ Pr4 = 1021,54 N
∑MEy = - Pr4.a + RFy.(a + b + c) = 0

REy = Pr4 – RFy = 1021,54 – 368,42 = 653,12 N
∑MEx = -P4.a + RFx.(a + b + c) = 0

RFx = P4 - REx = 2806,44
- 1012,16 = 1794,28 N

- Tính momen ở tiết diện
nguy hiểm (Tiết diện 4-4
mang bánh răng thẳng)

(7-4 trang117)
(7-3 trang117)
Tra bảng 7-2 trang119
chọn ứng suất cho phép
[σ] = 48 N/mm2.
Chọn d4-4 = 48 mm (Chọn
theo chuẩn trang 133)
III.4 Tính chính xác
trục
- Hệ số an toàn
(7-5 trang 120)
+ nσ – Hệ số an toàn chỉ
xét riêng ứng suất pháp
Vì trục quay nên ứng suất pháp (uốn) biến đổi theo chu kì đối xứng:
σa = σmax = - σmin = , σm = 0

+ – Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp
Vì trục quay 1 chiều nên ứng suất tiếp biến đổi theo chu kỳ mạch động:


+ Giới hạn mỏi uốn và xoắn với chu kỳ đối xứng:
σ-1 = 0,45.σb = 0,45.600 = 270 N/mm2 (trang120)
-1

= 0,25.σb = 0,25.600 = 150 N/mm2 (trang120)

+ Biên độ ứng suất pháp và tiếp sinh ra trong tiết diện của trục:

,N/mm2
,N/mm2
+ Hệ số xét đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến sức bền mỏi:
ψσ = 0,1
= 0,05 (trang122)
+ Hệ số tăng bền β = 1 (Không dùng các biện pháp tăng bền)

Tiết diện
Đường kính

Mu
(Nmm)

W
(mm3)

(N/mm2)

Mx
(Nmm)

W0
(mm3)

(N/mm2)

1-1
28mm

47893,88

1855

25,82

32931,03

4010

4,11

2-2
35mm

97479,45

3660

26,63

127048,75

7870

8,07

3-3
38mm

146818,92

4660

31,51

127048,75

10040

6,33

4-4
48mm

126023,81

9620

13,10

382377,45

20500

9,33

Tra bảng 7-3b trang 122 để có W,Wo

Do rảnh then

Do lắp căng

Tiết diện
Đường
kính
1-1
28mm

1,63

0,88

1,5

0,77

1,85

1.95

2,6

1,96

2-2
35mm

1,63

0,86

1,5

0,75

1,90

2

2,65

1,99


3-3
38mm

1,63

0,85

1,5

0,73

1,92

2,05

2,7

2,02

4-4
48mm

1,63

0,82

1,5

0,70

1,99

2,14

3,3

2,38

+ Do rảnh then:
+ Tra bảng 7-4 trang 123 chọn hệ số kích thước, xét ảnh hưởng của kích thước tiết diện
trục đến giới hạn mỏi .
+ Tra bảng 7-8 trang 127 chọn hệ số tập trung ứng suất tại rãnh then
+ Do lắp căng:
+ Tra bảng 7-10 trang 128 chọn trị số khi p ≥ 30 N/mm2, = 1 + 0,6( - 1)
Do rảnh then

Do lắp căng

Tiết diện
Đường
kính
1-1
28mm

5,65

18,25

5,40

4,02

18,16

3,92

2-2
35mm

5,34

9,07

4,60

3,83

9,11

3,53

3-3
38mm

4,46

11,28

4,15

3,17

11,45

3,06

4-4
48mm

10,36

7,34

5,99

6,25

6,62

4,54

+ Hệ số an toàn cho phép trong điều kiện thông thường [n] = 1,5 ÷ 2,5
Vậy tiết diện trên các trục đều đảm bảo độ bền mỏi.
III.5 Tính then
- Đối với trục I, có đường kính là 28mm. Tra bảng 7-23 trang 143 có b = 8mm,
h = 7mm, t = 4,0mm, t1 = 3,1mm, k = 3,5mm. Chiều dài then l1 = 0,8lm
lm = (1,2 ÷ 1,5)d = (1,2 ÷ 1,5)28 = 33,6 ÷ 42 chọn lm = 41, do đó l1 = 0,8.41 = 32mm (Chọn theo
chuẩn trang 143)
+ Kiểm nghiệm về sức bền dập theo công thức 7-11 trang139


Tra bảng 7-20 trang142 chọn [σ]d = 150 N/mm2

≤ [σ]d
Vậy then thỏa mãn về sức bền dập
+ Kiểm nghiệm về sức bền cắt theo công thức 7-12 trang139
N/mm2
Tra bảng 7-21 trang142 chọn


Vậy then thỏa mãn về sức bền cắt
- Đối với trục II.
Chọn then lắp cho bánh răng nghiên, đường kính là 35mm. Tra bảng 7-23 trang 143 có b =
10mm, h = 8mm, t = 4,5mm, t1 = 3,6mm, k = 4,2mm. Chiều dài then l2 = 32mm
+ Kiểm nghiệm về sức bền dập theo công thức 7-11 trang139

Tra bảng 7-20 trang142 chọn [σ]d = 150 N/mm2

≤ [σ]d
Vậy then thỏa mãn về sức bền dập
+ Kiểm nghiệm về sức bền cắt theo công thức 7-12 trang139
N/mm2
Tra bảng 7-21 trang142 chọn


Vậy then thỏa mãn về sức bền cắt.
Chọn then lắp cho bánh răng thẳng, đường kính là 38mm. Tra bảng 7-23 trang 143 có b = 12mm,
h = 8mm, t = 4,5mm, t1 = 3,6mm, k = 4,4mm. Chiều dài then l3 = 56mm (Chọn theo chuẩn
trang143)
+ Kiểm nghiệm về sức bền dập theo công thức 7-11 trang139

Tra bảng 7-20 trang142 chọn [σ]d = 150 N/mm2

≤ [σ]d


Vậy then thỏa mãn về sức bền dập
+ Kiểm nghiệm về sức bền cắt theo công thức 7-12 trang139
N/mm2
Tra bảng 7-21 trang142 chọn


Vậy then thỏa mãn về sức bền cắt
- Đối với trục III, có đường kính là 48mm. Tra bảng 7-23 trang 143 có b = 16mm,
h = 10mm, t = 5,0mm, t1 = 5,1mm, k = 6,2mm. Chiều dài then l4 = 56mm
+ Kiểm nghiệm về sức bền dập theo công thức 7-11 trang139

Tra bảng 7-20 trang142 chọn [σ]d = 150 N/mm2

≤ [σ]d
Vậy then thỏa mãn về sức bền dập
+ Kiểm nghiệm về sức bền cắt theo công thức 7-12 trang139
N/mm2
Tra bảng 7-21 trang142 chọn


Vậy then thỏa mãn về sức bền cắt
CHƯƠNG IV: THIẾT KẾ GỐI ĐỠ TRỤC
IV.1 Chọn ổ lăn
– Chọn ổ bi đỡ chặn cho trục I và trục II
Sơ đồ chọn ổ trục I

Chọn góc β = 160, kiểu 36000
Hệ số khả năng làm việc:
C = Q(nh)0,3 ≤ Cbảng


Trong đó:
+ n – Số vòng quay trong 1 phút của trục, n=1450 rpm
+ h – Thời gian phục vụ, chọn 5 năm, 300 ngày/năm, 2 ca/ngày, 8 tiếng/ca, h=24000 giờ
+ Q – Tải trọng tương đương,
Q = (KvR + mAt)KnKt
Trong đó:
+ Kv – Hệ số xét đến vòng nào của ổ là quay, tra bảng 8-5 trang 162 chọn Kv = 1
+ R – Tải trọng hướng tâm (daN)

SA = 1,3RAtgβ = 1,3.360,10.0,2867 = 134,23
SB = 1,3RBtgβ = 1,3.905,07.0,2867 = 337,38
+ At – Tổng đại số các lực dọc trục
At = SA – Pa1 - SB = 134,23 – 253,25 – 337,38 = -456,4 N
Vậy At hướng về gối trục bên trái (A)
+ m – Hệ số chuyển tải trọng dọc trục về tải trọng hướng tâm, tra bảng 8-2 trang161 chọn m =
1,5
+ Kn – Hệ số nhiệt độ, nhiệt độ nhỏ hơn 100 0C, tra bảng 8-4 trang162 chọn Kn = 1
+ Kt – Hệ số tải trọng động, tra bảng 8-3 trang 162 với tính chất tải trọng tĩnh chọn Kt = 1
QA = (1.360,10 + 1,5.456,4)1.1 = 1044,7 N = 104,47 daN
QB = (1.905,07 + 1,5.0)1.1 = 905,07 N = 90,50 daN
C = 104,47.(1450.24000)0,3 = 19119,01
Tra bảng 17p, ứng với d = 25mm chọn ổ 36205 có Cbảng = 20000, đường kính ngoài ổ D= 52mm,
chiều rộng ổ B = 15mm.
Sơ đồ chọn ổ trục II

Chọn góc β = 160, kiểu 36000
Hệ số khả năng làm việc:
C = Q(nh)0,3 ≤ Cbảng


Trong đó:
+ n – Số vòng quay trong 1 phút của trục, n = 371,79 rpm
+ h – Thời gian phục vụ, chọn 5 năm, 300 ngày/năm, 2 ca/ngày, 8 tiếng/ca, h=24000 giờ
+ Q – Tải trọng tương đương,
Q = (KvR + mAt)KnKt (8-6 trang159)
Trong đó:
+ Kv – Hệ số xét đến vòng nào của ổ là quay, tra bảng 8-5 trang 162 chọn Kv = 1
+ R – Tải trọng hướng tâm (daN)

SC = 1,3×RC×tgβ = 1,3×2224,53×0,2867 = 829,24 N
SD = 1,3×RD×tgβ = 1,3×1874,90×0,2867 = 698,90 N
+ At – Tổng đại số các lực dọc trục
At = SC + Pa2 – SD = 829,24 + 253,25 – 698,90 = 383,59 N
Vậy At hướng về gối trục bên phải (D)
+ m – Hệ số chuyển tải trọng dọc trục về tải trọng hướng tâm, tra bảng 8-2 trang161 chọn m =
1,5
+ Kn – Hệ số nhiệt độ, nhiệt độ nhỏ hơn 100 0C, tra bảng 8-4 trang162 chọn Kn = 1
+ Kt – Hệ số tải trọng động, tra bảng 8-3 trang 162 với tính chất tải trọng tĩnh chọn Kt = 1
QC = (1.2224,53 + 1,5.0) ×1×1 = 2224,53 N = 222,45 daN
QD = (1.1874,90 + 1,5.383,59)×1×1 = 2450,29 N = 245,03 daN
C = 245,03× (371,79×24000)0,3 = 29810,68
Tra bảng 17p, ứng với d = 30mm chọn ổ 36306 có Cbảng = 41000, đường kính ngoài ổ D= 72mm,
chiều rộng ổ B = 19mm.
Sơ đồ chọn ổ trục III

Hệ số khả năng làm việc:
C = Q(nh)0,3 ≤ Cbảng (8-1 trang158)


Trong đó:
+ n – Số vòng quay trong 1 phút của trục, n = 120 rpm
+ h – Thời gian phục vụ, chọn 5 năm, 300 ngày/năm, 2 ca/ngày, 8 tiếng/ca, h=24000 giờ
+ Q – Tải trọng tương đương,
Q = (KvR + mA)KnKt (8-6 trang159)
Trong đó:
+ Kv – Hệ số xét đến vòng nào của ổ là quay, tra bảng 8-5 trang 162 chọn Kv = 1
+ R – Tải trọng hướng tâm (daN)

+ A – Tải trọng trục, A = 0
+ Kn – Hệ số nhiệt độ, nhiệt độ làm việc của ổ bé hơn 1000C nên tra bảng 8-4 trang162 chọn Kn =
1
+ Kt – Hệ số tải trọng, tính chất của tải trọng là tĩnh nên Kt = 1
Q = KvRKnKt
QE = 1.1024,59.1.1 = 1024,59 N = 102,46 daN
QF = 1.1831,71.1.1 = 1831,71 N = 183,17 daN
C = 183,17.(120.24000)0,3 = 15873,48
Tra bảng 14p trang ứng với đường kính 40mm chọn ổ bi đỡ cỡ đặc biệt nhẹ, rộng vừa ký hiệu
108 có Cbảng = 20000, đường kính ngoài D = 68mm, chiều rộng B = 15mm.
IV.2 Chọn kiểu lắp ổ lăn
IV.3 Cố định trục theo phương dọc trục
IV.4 Bôi trơn ổ lăn
IV.5 Che kín ổ lăn
CHƯƠNG V. CẤU TẠO VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT MÁY KHÁC
V.1 Vỏ hộp
- Chọn vỏ hộp đúc, mặt ghép giữa nắp và thân là mặt phẳng đi qua đường làm các trục để việc
lắp ghép được dễ dàng.
- Dùng bảng 10-9 trang 268 để tính kích thước các phần tử cấu tạo vỏ hộp đúc bằng gang.
+ Chiều dày thành thân:
δ = 0,025A + 3mm = 0,025×180 + 3 = 7.5 chọn δ = 10mm
+ Chiều dày thành nắp:
δ1 = 0,025A + 3mm = 0,02×180 + 3 = 6.6 chọn δ1 = 9mm


+ Chiều dày mặt bích dưới của thân hộp
b = 1,5δ = 1,5×10 = 15mm
+ Chiều dày mặt bích trên của thân hộp
b1 = 1,5δ1 = 1,5×9 = 13,5mm chọn b1 = 14mm
+ Chiều dày mặt đế không có phần lồi
P = 2,35δ = 2,35×10 = 23,5 chọn p = 24 mm
+ Chiều dày gân ở thân hộp
m = (0,85 ÷ 1)δ = 0,925×10 = 9,25 chọn m = 9mm
+ Chiều dày gân ở nắp hộp
m1 = (0,85 ÷ 1)δ1 = 0,925×9 = 8,325 chọn m1 = 8mm
+ Đường kính bulong nền
Tra bảng 10-13 trang277 chọn dn = 16mm, số bulong là 6
+ Đường kính các bulong
Bulong ở cạnh ổ: d1 = 0,7dn = 0,7×16 = 11,2 chọn d1 = 12mm
Bulong ghép các mặt bích nắp vào thân: d2 = (0,5 ÷ 0,6)dn = (8 ÷ 9,6) = 10mm
Bulong ghép nắp ổ: d3 = (0,4 ÷ 0,5)dn = (6,4 ÷ 8) = 8mm
Bulong ghép nắp cửa thăm: d4 = (0,3 ÷ 0,4)dn = (4,8 ÷ 6,4)mm chọn d4=8mm
+ Đường kính bulong vòng chọn theo trọng lượng của hộp giảm tốc, tra bảng 10-11a, 10-11b
trang275/276, với khoảng cách trục A1×A2 = 150×200, hộp giảm tốc có trọng lượng là 300kg,
chọn bulong M12




Tài liệu bạn tìm kiếm đã sẵn sàng tải về

Tải bản đầy đủ ngay

×