Thiết Kế Dẫn Động Băng Tải Xích Tải

Thuyết trình đồ án chi tiết máy Đinh Duy Khoẻ

Thiết kế hệ dẫn động cơ khí 1

Mục lục. trang Lời nói đầu. 2

PhầnI.Tính động học hệ dẫn động. 3

I.Chọn động cơ. 3

II.Phân phối tỷ số truyền. 5

III.Tinh toán công suất,số vòng quay,mô men xoắn trên các trục 6

dẫn động.

IV.Bảng kết quả. 7

PhầnII.Thiết kế chi tiết. 7

I.Thiết kế bộ truyền. 7

A.Thiết kế bộ truyền bánh răng. 7

B.Thiết kế bộ truyền trục vít. 16

C.Thiết kế bộ truyền xích. 22

II.thiết kế trục, lựa chọn ổ lăn và khớp nối. 26 A.Chọn khớp nối. 26

B.Thiết kế trục. 27

C.Chọn ổ lăn. 45

PhầnIII.Thiết kế kết cấu. 52

I.Kết cấu vỏ hộp. 52

II.Kết cấu một số chi tiết. 53

III.Bôi trơn, điều chỉnh, bảng dung sai. 56

PhầnIV.Tài liệu tham khảo. 59



Lời nói đầu Môn học Chi tiết máy là một trong những môn cơ sở giúp cho sinh

viên khoa cơ khí nói riêng và sinh viên khoa khác nói chung có một cách

nhìn tổng quan về nên công nghiệp đang phát triển như vũ bão. Và là cơ

sở để học nhưng môn như dao cắt, công nghệ…

Thiết kế đồ án chi tiết là một việc rất quan trọng, từ đó sinh viên có cơ

hội tổng kết lại những kiến thức lý thuyết và làm quen với việc thiết kế.

Trong nhà máy xí nghiệp sản xuất, khi cần vận chuyển vật liệu rời

(khối hạt,bao gói) chủ yếu sử dụng các máy vận chuyển gián đoạn, các

máy vận chuyển liên tục. Khác với các máy vận chuyển gián đoạn, các

thiết bị của máy vận chuyển liên tục có thể làm việc trong thời gian dài,

chuyển vật liệu theo hướng đã định sẵn một cách liên tục có năng suất

cao và được ứng dụng rộng rãi khi cần vận chuyển vật liệu rời.Băng tải là

một loại máy thường được sử dụng khi vận chuyển các loại vật liệu như :

than đá, cát, sỏi, thóc…

Băng tải thường được cấu tạo bởi ba bộ phận chính: Động cơ truyền

lực và mô men xoắn đến hộp giảm tốc tiếp đó đến băng tải. Hộp giảm tốc

thường dùng cho băng tải là hộp giảm tốc bánh răng trụ một, hai cấp,

bánh vít – trục vít, bánh răng – trục vít .

ưu nhược điểm băng tải: Băng tải cấu tạo đơn giản, bền, có khả năng vận

chuyển vật liệu theo hướng nằm ngang, nằm nghiêng (hay kết hợp cả hai)

với khoảng cách lớn, làm việc êm, năng suất tiêu hao không lớn. Nhưng

băng tải còn có một số hạn chế như: tốc độ vận chuyển không cao, độ

nghiêng băng tải nhỏ(< 240) , không vận chuyển được theo hướng đường

cong.

Để làm quen với việc đó em được giao Thiết kế dẫn động băng

tải(xích tải),với những kiến thức đã học và sau một thời gian nnghiên cứu

cùng với sự giúp đỡ tận tình của thầy cô giáo,sự đóng góp trao đổi xây

dựng của bạn bè.Em đã hoàn thành được đồ án được giao.

Song với những hiểu biết còn hạn chế cùng với kinh nghiệm thực tế

chưa nhiều nên đồ án của em không tránh khỏi những thiếu sót.

Em rất mong được sự chỉ bảo của các thầy trong bộ môn thầy giáo

và bộ môn Cơ sở thiết kế máy để đồ án của em được hoàn thiện hơn.

Em xin chân thành cảm ơn các thầy cô giáo trong bộ môn đã tận tình

giúp đỡ em đặc biệt là thầy giáo hướng dẫn Lê Văn Uyển.

Hà Nội , Ngày 9 tháng 4 năm 2007



Sinh viên

Đinh Duy Khoẻ

PhẦnI.Tính động học hệ dẫn động.

I.Chọn động cơ. 1.Chọn loại động cơ.

Chọn động cơ điện để dẫn động máy móc hoặc các thiết bị công nghệ,

là giai đoạn dầu tiên trong quá trình tính toán thiết kế máy.

Theo yêu cầu làm việc của thiết bị cần được dẫn động.Hệ dẫn động

băng tải và đặc tính, phạm vi sử dụng của loại động cơ, ta chọn động cơ

ba pha không đồng bộ rô to lồng sóc.

Loại động cơ này có ưu điểm: kết cấu đơn giản, giá thành thấp, dễ bảo

quản, làm việc tin cậy.Tuy nhiên loại này có nhược điểm là hiệu suất và

cos() thấp (so với động cơ đồng bộ), không điều chỉnh vận tốc được.

Ta chọn sơ đồ khai triển hệ đãn động sau:

1. Động cơ điện.

. 2. Bộ truyền bánh răng.

3. Bộ truyền trục vít – bánh vít

4. Băng tải.

5. Khớp nối.



2.Tính công suất động cơ.

-Ta có: .PtPct h

(I.1).

-Mà 4= . . . . . . . . . .0 0 0 0k tv tvX XL L L Lbr k br

(I.2).

Tra bảng 2.3 (trang 19…).ta được

0,99k

; 0,99k

; 0,98br

; 0,93X

0,82tv (z1=2).

Thay tất cả vào công thức 1.2 ta được

40,99.0,98.0,82.0,93.0,99 0,71.

-Vì tải trọng là thay đổi ta có:

22 2. /0 0

1

pi t t

i ip

2 2 20 1 2. . . /

0 1 2 0 1 22 2 21 1 1

p p pt t t t t t

p p p

20 5 0,8 .3 / 0 5 3

0,93 .

-Tính tải trọng ngoài.

. 20000.0,18

3,61000 1000

F VPt

-Thay lại công thức (1.1) ta được

3,6

0,93. 4,71( )0,71

P kwct

3.Chọn nsb của động cơ.

-Ta có: .u u uxch h (1.3)

-uh là tỉ số truyền của hộp giả tốc bánh răng trục vít:uh=4560

-ux là tỉ số truyền của bộ truyền xích: ux=25

Vậy 2.45 90..

min min minu u uch h x



. 3.60 180.maxmax max

u u uXch h

-Tốc độ quay của bánh công tác

60000. 60000.0,18

10,75( / ). 3,14.320

Vn v phlv D

mà .n u nSb ch lv

n =90.10,75=967,5(v/ph)

Sbmin n =180.10.75=1935(v/ph)

Sbmax

Vậy ta chọn nsb của động cơ là :nsb=1500(v/ph).

*Kết luận:Vì động cơ đặt nằm ngang nên chỉ tiêu về khối lượng của động

cơ không phải làchỉ tiêu được quan tâm đầu tiên ,mà chỉ tiêu đặt cao hơn

là mô men mở máy phải lớn .Do đó ta chọn động cơ loại k.Cụ thể tra

bảng (P1.1).Ta chọn động cơ K132M4 có các thông số sau đây:

+Pđc=5,5(KW).

+nđc=1445(v/ph).

+=0,86

+cos 0,86

+ 2T

kT

d

+Khối lượng của động cơ m=72(kg).

+tra bảng 1.4 ta được đường kính của động cơ là:D=32mm.

II.Phân phối tỉ số truyền. -Ta có tỉ số truyền trong hệ dẫn động cơ khí:

.n u nSb ch lv

(1.4)

Mà .u u uxch h

Chọn sơ bộ ux=2,5

134,42

53,772,5

uh

-Mà .u u utvh br (1.5)

Để chọn ubr ta dựa vào hình 3.24(trang 46).Vì là cặp bánh răng thẳng ta

chọn C=0,9.Dựa vào uh=53,77 gióng lên ta có được ubr=2,2.Thay lại công

thức (1.5) ta được53,77

24,442,2

utv .Ta chọn u =25tv .Vậy u =55h

-Thay công thức(1.4) ta được tỉ số truyền chính xác của bộ truyền xích

134,42

2,4455

ux



III.Tính toán công suất,số vòng quay,mô men xoắn trên các

trục của hệ dẫn động. 1.Tính công suất (P). 3,6( )

4P P kwt

3,64 3,91( )

3 . 0,99.0,930

PP kw

xl

3,913 4,82( )

2 . 0,99.0,820

PP kw

tvl

4,822 4,96( )

1 . 0,99.0,98

PP kw

ol br

.

2.Tính số vòng quay n. 1445( / ).

1n n v ph

dc

1445

656,82( / ).2 2,2

ndcn v ph

ubr

1445

26,27( / ).3 55

ndcn v ph

uh

14453 10,76( / )

4 2,44

nn v ph

u .

3.Tính mô men xoắn trên các trục (T).

-Ta có công thức tổng quát liên hệ giữa mô men xoắn(T) và tốc độ quay n

là: 69,55.10 .P

Tn

-Trên trục động cơ:

69,55.10 . 69,55.10 .5,0733508( . )

1445

PdcT N mm

dc ndc

-Trên trục bánh răng 1:

6 69,55.10 . 9,55.10 .4,961 32781( )1 1455

1

PT kw

n

-Trên trục 2(bánh răng trục vít).



6 69,55.10 . 9,55.10 .4,822 70082( )2 656,82

2

PT kw

n

-Mô men xoắ trên trục 3.

6 69,55.10 . 9,55.10 .3,911421412( )

3 26,27

PtT kwnlv

.

-Mô men trên trục ra (trục 4).

6 69,55.10 . 9,55.10 .3,63195167( )

4 10,76

PtT kwnlv

IV.Lập bảng tổng kết.

Phần II.Thiết kế chi tiết.

I.Thiết kế bộ truyền. A.Thiết kế bộ truyền bánh răng.

1.Chọn vật liệu.

-Vì công suất trên bánh dẫn P=4,96 (KW) không quá lớn.Bộ truyền

không có yêu cầu gì đặc biệt về .vậy theo quan điểm thông nhất hoá và

dựa vào bảng 6.1/91 ta chọn.

+Bánh nhỏ làm bằng thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn

HB=241285,có úb1=850MPa, úch1=580MPa.

+Bánh răng lớn cũng làm bằng thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn

HB=192240, úb2=750MPa, úch2=450MPa.

Thoả mãn điều kiện H1≥ H2+(1015).



2.Tính các ứng suất cho phép.

2.1Ứng suất tiếp xúc cho phép.

Công thức xác ứng suất tiếp xúc cho phép [úH]và ứng suất tiếp xúc cho

phép [úF].

[úH]= (úHlim0 /sH).ZR.ZV.kxH.KHL

[úF]=( úFlim0/sF).YR.YS .KXF.KFL

-Trong bước tính thiết kế ta chọn sơ bộ.

ZR.ZV.kxH=1

YR.YS .KXF =1

Vậy các công thức trên trở thành.

[úH]= (úHlim0 /sH). KHL (II.1)

[úF]=( úFlim0/sF). KFL (II.2)

+úHlim0, úFlim

0 là ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép với số chu

kỳ cơ sở.Tra bảng 6.2/92 ta có được

úHlim0 =2.HB+70 , sH=1,1 (II.3)

úFlim0=1,8.HB , sF=1,75 (II.4)

Ta chọn độ rắn bánh nhỏ HB1=245

Ta chọn độ rắn bánh lớn HB2=230

Thay lại các công thức (I.3),(I.4) ta được.

úFlim10=2.HB1+70=2.245+70=560 (MPa)

úFlim20=2.HB2+70=2.230+70=530 (MPa)

úFlim10=1,8.HB1=1,8.245=441 (MPa)

úFlim20=1,8.HB2=1,8.230=414 (MPa)

+ KHL, KFL hệ số tuổi thọ.

*Ta có số chu kỳ cơ sở NH0=30.HB2,4

→ NH01 =30. HB12,4=30.2452,4=1,6.107

→ NH02 =30.HB22,4=30.2302,4=1,39.107

Số chu kỳ ứng suất tương đương NHE,NFE.

32

N =60.C . .HE i 1

Ti n t

i iTmax

32 2

=60.C . . .i 21 1

1

T ti in t

i i Tmaxti

ta có c1=c2=1,n1=1445(v/ph),n2=656,82(v/ph)

Mà ta có:



3 35 3 760.1.656,82.10000. 1 . 0,8 32,2.10 N =1,39.107

2 H028 8N

HE

→KHL2=1.

Mà 7 7. 2,2.32,2.10 70,84.10 .1 2 1

N N uHE HE

71,6.101 01

N NHE H

=1.1

KHL

-Thay toàn bộ lại công thức (I.3).ta có

560

509,1 .1 1,1

MPaH

530

481,82 .2 1,1

MPaH

Mà bánh răng là bánh trụ răng thẳng

→ [úH]=min[[úH1], [úH2]]=481,82(MPa).

*Tương tự ta có số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi khử về ứng suất

uốn của thép C45 là NF0=4.106.

NFE chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương.

2

60. . . .1

mFTiN C n t

i i iFE Tmax

(II.5)

Tra bảng vật liệu 6.4/93.ta được mF=6 vậy (I.5)có dạng

2 2

21 1

1

60. . . . .i i

EF i i i

i

T tN C n t

Tmaxt

Ta có C1=C2=1,n1=1445(v/ph))≥n2→NFE1≥NFE2

Mà ta có:

5 36 6 660.1.656,82.1000. 1 . 0,8 . 285.10 ( )

2 8 8N MPa

EF

NEF2=185.106≥NEF0=4.106. →KFL2=1.

NEF1≥ NEF2=185.106≥NEF0=4.106. →KFL1=1.

-Thay lại công thức (II.4).Ta có

441.1 252( ).

1 1,75414

.1 236,57( )2 1,75

MPaF

MPaF

2.2.ứng suất quá tải cho phép.



2,8. 2,8.450 1260( ).

0,8. 0,8.580 464( ).1

0,8. 0,8.450 360( ).2

max MPaH ch

max MPaF ch

max MPaF ch

3.Xác định các thông số của bộ truyền.

Tính khoảng cách trục aw.

-Vì là hộp giảm tốc nên thông số cơ bản là khoảng cách trục aw được xác

định như sau.

.

1a = .( 1).w 3 2. .

T KHk uau

H ba

(I.6).Vì hai bánh răng ăn khớp ngoài.

+ka hệ số phụ thuộc vào vật liêu của cặp bánh răng và loại răng.vì là bánh

răng thẳng nên ta lấy ka=49,5 (bảng 6.5/94).

+T1 mô men xoắn trên trục bánh chủ động T1=32781[MPa]

+ [úH]=481,82[MPa]

+u=2,2.

+Tra bảng 6.6/95 ta được 0,3.ba

0,5. 1 0,5.0,3.(2,2 1) 0,48ubd ba

+Tra bảng 6.7,sơ đồ bánh răng ứng với sơ đồ 6 →kHB=1,015.

Thay toàn bộ lại công thức (I.6) được

32781.1,015

a 49,5.(2,2 1). 95,21( )3 2481,82 .2,2.0,3mmw

Quy tròn ta lấy a =100(mm). w = a . =100.0,3=30(mm).ba

bw w

4.Xác định các thông số ăn khớp.

4.1.xác định mô đun (m).

Ta có m=(0,014÷0,02). a =(0,014÷0,02).100=14÷2(mm).w Tra theo dãy

tiêu chuẩn 6.8/97 ta chọn m=1,5 (mm).

4.2.Xác định số răng .

-Bánh răng thẳng =0.

Có .( ) .( 1). 2.a 2.1001 2 1 a = 41,67

12. 2 m.(u+1) 1,5.(2,2 1)

m Z Z m u ZwZw cos

Ta chọn Z1=41(răng).

Mà Z2=u.Z1=2,2.41=90,2.Ta chọn Z2=90 răng.



Khi đó 2,2 2,195

0,23%2,2

u

u

thoả mãn.

4.3.Xác định hệ số dịch chỉnh(x).

Z1=41>30.Nhưng yêu cầu về dịch chỉnh để đảm bảo về khoảng cách

trục cho trước.

+y là hệ số dịch chỉnh tâm.

1 2

a 100y= 0,5.( ) 0,5.(41 90) 1,17( ).

m 1,5w Z Z mm

+Hệ số 100. 100.1,17

8,9341 90

yky Zt

Dựa vào ky,ttra ở bảng 6.10a→kx=0,568.

Mà . 0,568.(90 41)

0,0741000 1000

kx Zty

→tổng hệ số dịch chỉnh x =1,17+0,07=1,24.t (mm).

-Hệ số dịch chỉnh của bánh 1.

1,170,5. 1,24 990 41). 0,4( )

1 41 901,24 0,4 0,84( )

2 1

x mm

x x x mmt

5.Kiểm nghiệm răng.

5.1.Kiểm nnghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

-ứng suất tiếp xúc được tính theo công thức

2. . .( 1)

1. . .H 2. .w w1

T k uHZ Z Z

M Hb u d

(II.6)

+zM hệ số cơ tính vật liệu tra theo bảng 6.5/94 ta đươc zM=274(MPa)(1/3)

+zH hệ số kể dến hình dánng bề mặt tiếp xúc trrong bảng 6.12/104.với

1,241 2 0,01

41 901 2

x x

z z

→zH=1,68.

+ Z .Hệ số kể đến sự trùng khớp xủa răng.Theo công thức (6.36a/103)

4

Z3

vì.sinw 0.

b

m

Với 1 1

1,88 3,2. 0 1,77.41 90

ocos

Thay lại ta có

4 1,77

0,86.3

Z

+kH:Hệ số quá tải



. .K K K KH H HVH

Với hệ số kH

kể đến sự phân bố tải trọng trên chiều rông vành răng.Tra

bảng 6.7/96 được k =1,015H

.

kH hệ số kể đến sự phân bố khônng đều tải trọng cho các đôi răng

đồng thời ăn khớp.Vì là bánh răng thẳng k 1H

H

k vhệ số tả trọng động .

. .w w11

2,T . .1

HH

v b dK v K K

HH

Tra bảng 6.15/105 có ọH=0,006.g0=56

. . .62,5.1445w1 1 4,73( / )60000 60000

d nv m s

, a =100(mm).w

Thay lại ta được

100

0,006.56.4,73. 10,71( / ) 380( / )2,2

V m s v m sH MAX

Tra bảng 6.17/106.

10,71.30.62,5

1,015 1,3.2.32781.1,015.1

KHV

1,015.1,3.1 1,32.KH

2.32781.1,32.(2,2 1)

274.1,68.0,86. 410,3( ).230.2,2.62,5

MPaH

-mặt khác ta lại có:

+Ta chọn cấp chính xác là cấp 8,Ra=2,51,25(μm) →ZR=0,95.

+ZV=0,85.V0,1=0,85.4,730,1=0,99.

+Đường kính vòng đỉnh răng da1<da2=m.Z2+2.(1+x2)/m

=1,5.90+2.(1+0,84)/1,5

=138(mm)<700(mm).

→KXH=1

→[úH].ZR.ZV.KXH=481,82.0,95.0,99.1=453(MPa)> úH=410,3(MPa).

Vậy (II.6),điều kiện về độ bền tiếp xúc thoả mãn.

5.2.Kiểm nghiệm về độ bền uốn.

*Bánh răng 1.

Để thoả mãn về độbền uốn thì

2. . . .

1 1 . . .1 1. .w w1

T K Y YF F Y Y Y

R XHF F Sb d m

(II.7)

T1=32781(MPa),bW =30(mm).dW1=62,5(mm).



+1 1

Y 0,565.1,77

+Bánh răng thẳng 0o 1.Y

+YF1:hệ số dạng răng bánh 1.Tra bảng 6.18/107→YF1=3,48

+KF:hệ số tải trọng uốn.

KF=KF.KFỏ.KFV

KF=1,04(tra ở bảng 6.7/96).

KFỏ =1(vì bánh răng thẳng).

. .w w11

2.T . .1

V b dFK

FV K KFVF

Mà 0. . .0

aV g v

F F u

Tra bảng6.15và 6.16/105có 0,016, 56, 4,73( / ),a =100.w0g v m s

F

100

V 0,016.56.4,73. 28,57 380( / ).F 2,2

V m sFMAX

Tra ở 6.17/106)

28,57.30.62,5

1 1,79.2.32781.1,04.1

KFV

1,04.1.1,79 1,86.KF

Thay lại (II.7) 2.32781.1,86.0,565.1.3,48

85,25( ).1 30.62,5.1,5

MPaF

+Ta lại có [úF1]=252(MPa).

YR=1.

YS=1,08-0,0695.ln(m)=1,08-0,0695.ln1,5=1,05.

Vì d =m.Z =1,5.41=61,5(mm)<400(mm) K =1.XFa1 1

→ [úF1].YR.YS.KXF=252.1,05.1.1=265(MPa)> úF1=85,25(MPa).

Vậy điều liện về độ bền uốn được thoả mãn.

*Bánh răng 2.

[úF2]= [úF1].YF2/YF1. Tra bảng 6.18→YF2=3,56.

→[úF2]=85,25.3,56/3,48=87,21(MPa).

Có [úF2]=236,57(MPa)

→ [úF2].YR.YS.KXF=236,57.1,05.1.1=148,4(MPa).>úF2=87,21(MPa).

Vậy điều kiện bền uốn trên bánh 2 được thoả mãn.



5.3.Kiểm nghiệm răng về quá tải.

-Đề phòng dạng dư và gẫy răng thì.

= . K .qtHmax H maxH

+Ta có T

MAX=410,3(MPa).K = =1,7.qtH T

+Tra ở bảng 6.13/104 =1260(MPa) .H MAX

=410,3. 1,7=535(MPa) =1260(MPa).maxHmax H

Thoả mãn.

-Để đề phòng dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng thi cần có:

1

2

= .KqtFmax F 1 max

= .K qtFmax F 2 max

F

F

Ta có Tmax=85,25(MPa), =87,21(MPa),K = =1,7qtF1 F2 T

Tra bảng 6.14/105 =446(MPa), =360(MPa) .F1 F2max max

85,25.1,7 145( ) =446(MPa).Fmax F1 max

MPa

87,21.1,7 148,26( ) =360(MPa).Fmax F2 max

MPa

*Vậy các điều kiện bền được thoả mãn.



6.Bảng thống kê các thông số của bộ truyền bánh răng.

Thông số Kích thước

1.Số răng Z1=41

Z2=90

2.Khoảng cách trục chia. a=98,5mm.

3.Khoảng cách trục. aW=100mm.

4.Đướng kính chia. d1=62mm.

d2=135mm.

5.Đường kính đỉnh răng da1=66

da2=140

6.Đường kính đáy răng df1=60mm

df2=133

7.Đường kính cơ sở db1=58 mm

db2=127 mm

8.Góc prôfin góc ỏ=200.

9.Góc prôfin răng ỏt=ỏ=200.

10.Góc ăn khớp ỏWt=22,690.

11.Hệ số trùng khớp ngang ồỏ=1,4

12.Hệ số dịch chỉnh X1=0,4mm

X2=0,84mm.

13.Chiều rộmh răng bW1=30mm.



bW2=28mm

14.Tỉ số truyền. u=2,2

15.Góc nghiêng răng =00.

16.Mô đun m=1,5mm.

17.

7.Tính các lực trong bộ truyền bánh răng.

2. 2.327811 1049( ).1 2 62,5

w1. aw 01 1049. 22,69 382( ).

1 2 cos

. 0( ).1 2 1

TF F Nt t d

F tgtF F tg N

r r

F F F tg Na a t

B.Thiết kế bộ truyền trục vít. 1.Chọn vật liệu.

-Tính sơ bộ vận tốc trượt ntheo công thức 7.1/145

3 3338,8.10 . . . 8,8.10 . 4,82.25.656.82 3,28( / ) 5( / ).

1 1v P u n m s m sS

→Ta chọn vật liệu làm bánh vít là đồng thanh không thiếc và đồng thau.

Cụ thể là dùng đồng thanh nhôm _sắt_niken.úpmh 10_4_4.TảI trọng là

trung bình →chọn vật liệu làm trục vít là thép C45,tôi bề mặt đạt độ rắn

HRC=45.

2.Xác định ứng suất cho phép.

Vì bánh vít làm bằng đồng thanh có cơ tính thấp hơn nhiều so với trục

vít bằng thép, nên để thiết kế chỉ cần sác định ứng tiếp xúc cho phép và

ứng suất uốn cho phép đối với vật liệu bánh vít.Ta tiến hành kiểm tra cho

bánh vít.

2.1Ứng suất tiếp xúc cho phép [úH].

-Vì bánh vít làm băng đồng thanh không thiếc nên [úH] được tra theo

bảng 7.2/146.Với vận tốc trượt của trục vít được tính theo công thức

3 3338,8.10 . . . 8,8.10 . 4,82.25.656.82 3,28( / ) 5( / ).

1 1v P u n m s m sS



→[úH]=212(MPa).

2.2.Ứng suất uốn cho phép [úF].

-[úF] đươc tính theo theo công thức

[úF]= [úF0].KFL

+[úF0] ứng duất uốn cho phép ứng với 106 chu kỳ.Vì trục vít được tôi,bộ

truyền quay 1 chiều

→[úF0]=0,25.úb+0,08.úch

Vật liệu làm bánh vít là úp AmH 10-4-4,đúc ly tâm.Tra ở bảng 7.1 ta có

được úb=600(MPa),úch=200(MPa).

→[úF0]=0,25.600+0,08.200=166(MPa).

+KFL hệ số tuổi thọ.Tính theo công thức (7.9/147).

610

9KFL N

FE

Mà 2 2

92 2 22 260. . . 60. . . .

2 2 20 1 1max max

1

T T ti i iN n t n t

i iFE T Tti

5 39 9 660.26,27.1000. 1 . 0,8 . 10,64.10 .8 8

NFE

610

9 0,77.610,64.10

KFL

Thay lại công thức ban đầu có 0,77.166 128( ).MPaF

-Ứng suất quá tải.

Bánh vít làm bằng đồng thanh không thiếc nên

[úH]max =2.úch=2.600=12009MPa).

[úF]max=0,8.úch=0,8.600=480(MPa).

3.Tính toán truyền động trục vít về độ bền.

3.1.Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền.

-Khoảng cách trục aW.

2

.170 23a = Z . .w 2 .2

T KHq

qZH

(II.8)

+z2 là số răng bánh vít.Chọn số mối răn trục vít z1=2→z2=u.z1=25.2=50.

Thoả mãn đìêu kiện 28<z2=50<80.

+q hệ số đường kính trục vít.Chọn theo điều kiện q≥0,25.z2=0,25.50=12,5



Dựa vào dãy tiêu chuẩn bảng 7.3/148.chọn q=12,5.

+T2 mô men xoắn trên trục bánh vít T2=14214129(N.mm).

+KH hệ số tải trọng.Ta chọn sơ bộ KH=1,15.

2

170 1421412.1,153a = 50 12,5 . 201,75( ).w 50. 212 12,5mm

Ta chọn aW=200(mm).

-Tính mô đun trục vít.

2.a 2.200w 6,4.Z 50 12,5

2

mq

Dựa vào dãy tiêu chuẩn bảng 7.3/148.Ta chọn m=6,3(mm).

-Hệ số dịch chỉnh.

a 200 1w 0,5. . 12,5 50 0,49( ).2m 6,3 2

x q Z mm

Thoả mãn -0,7<x<0,7.

3.2.Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc.

Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng bánh vít cua bộ truyền được

thiết kế phải thoả mãn điều kiện sau.

3,.170 2 2. . .

aw2

Z q T KH

H HZ q

(II.9)

+Tính chính xác lại [úH].

Ta có

2 2 2 2. . 6,3.656,82. 2 12,51 1 2,74( / ).19100 19100

m n Z qv m sS

→chọn vật liệu làm bánh vít là đồng thanh không thiếc có

[úH]=228(MPa).

+Tính chính xác hiệu suất của bộ truyền.

0,95. .tg

tg

Trong đó 2 01 8,44 .

2. 12,5 2.0,49

Zarctg arctg

q x

Tra ở bảng 7.4 ta có được ử=2,70.



0)

(8,440,95. 0,72.

0 08,44 2,7

tg

tg

+KH hệ số tải trọng. . .K K K

H HVH

Trong đó KH hệ số phân bố tảI trọng kgông đều.

2

3221 . 1 .max

TZmK

H T

Tra bảng 7.5 ta có Ө=190.Hệ số biến dạng của trục vít.

T2m mô men trung bình.

2 2

2 5 32 2 . 1. 0,8. 0,925.2 8 81max max

1

T T tm i i

T Tti

Thay lại 3

501 . 1 0,925 1.

190K

H

Dựa vào bảng 7.6/151 ta chọn được cấp chính xác gia công là cấp 8.

Dựa vào bảng 7.7/151 ta chọn được KHV=1,2.

→KH=1.1,2=1,2.

+Mô men xoắn trên bánh vít là:

,

.0,99. . 70082.0,99.25.0,72 1248070( . ).2 1

T T u N mm

Thay lại công thức (II.9).

3

50 12,5170 1248070.1,23 . 206( ) 228( ).50 200 12,5

MPa MPaH H

Thoả mãn.

3.3.Kiểm nghiệm bánh vít về độ bền uốn.

-Để đảm bảo độ bền uốn của răng bánh vít ,ứng suất sinh ra tại chân răng

bánh vít không được vượt quá giá trị cho phép.

,1,4. . .

2 .. .

2 1

T Y KF F

F Fb d mn

+mn:mô đun pháp của răng mn=m/cosó=6,3/cos8,440=6,379(mm).

+KF hệ só tải trọng.KF=KF.KFV



Mà KF=KH=1.KFV=KHV=1,2→KF=1.1,2=1,2.

+d2=m.z2=6,3.50=315(mm).Đường kính vòng chia bánh vít.

+b2 chiều rộng vành răng bánh vít.b2≥0,75.

da1=0,75.m(q+2)=0,75.(6,3.(12,5+2)=68,5.Chọn d2=70(mm).

+Ta có zV=z2/cos3ó=50/cos8,440=51,66.

Dựa vao zV tra bảng 7.8/152 ta được YF=1,45.

Thay lại công thức (II.10).Ta được

1,4.1248070.1,45.1,2

21,54( ) 128( ).70.315.6,37

MPa MPaF F

3.4.Kiểm nghiệm bánh vít về quá tải.

Để tránh biến dạng dư hoặc dính bề mặt răng, ứng suất tiếp xúc cực đại

không được vượt quá giá trị cho phép.

. .max max

KqtH H H

Trong đó [úH]=206(MPa).Kqt=1,7. [úH]MAX=1200(MPa).

max

206. 1,7 269( ) 1200( ).MPa MPaHmax H

Để tránh biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh chân răng bánh vít,ứng suất

uốn cực đại không được vượt quá 1 giá trị cho phép.

. .max max

KqtF F F

Mà úF=24,829(MPa),Kqt=1,7, [úFMAX]=480(MPa).

24,82.1,7 42,2( ) 480( ).max

MPa MPaF

3.5.Bảng thống kê các thông số của bộ truyền.

Thông số Kích thước

1.Khoảng cách trục aW=200 mm.

2.Hệ số dịch chỉnh bánh vít x2=0,49 mm.

3.Đường kính vòng chia d1=78,75 mm.

d2=315 mm.

4.Đường kính vòng đáy df1=63,63 mm.

df2=306 mm.

5.Đường kính ngoài của bánh vít. daM2=324,5 mm.

6.Chiều rộng bánh vít. b=70 mm.

8.Góc ôm ọ=67,810.



9.Tỉ số truyền. u=25

10.Hiệu suất của bộ truyền. ỗ=0,72 .

11.Góc vít. ó=8,440.

12.Mô đun bánh vít m=6,3 mm.

13.Hệ số đường kính trục vít. q=12,5 mm.

14.

3.6.Tính nhiệt trong truyền động trục vít.

Để tránh nhiệt sinh ra trong bộ truyền trục vít quá lớn,thì nhiệt sinh ra

trong hộp giảm tốc trục vít phải cân bằng với lượng nhiệt thoát đi.

-Ta đi tính diện tích bề mặt thoát nhiệt của hộp giảm tốc(m2).

Công thức thiết kế

1000.(1 ).1

0,7. . 1 3,0. . .0

pA

K K t tt qt d

+ỗ=0,72→P1=39,9/0,72=5,43(kW).

+kt=13.Hệ số toả nhiệt.

+ứ=0,28.Hệ số thoát nhiệt qua đáy hộp.

+Hệ số .

2 8

/ . / 1,08.1 1.5 0,8.31

t P t pi iCK

+Ktq hệ số toả nhiệt của phần bề mặt hộp được quạt.Ta chọn được

Ktq=21.

+[td] nhiệt độ cao nhất cho phép của dầu,vì trục vít đặt dưới bánh vít

→[td]=900.

+chọn t0=200.

100.(1 0,72).5,43 20,92( ).0,7.13. 1 0,28 0,3.21 .1,08. 90 20

A m

3.7.Tính lực trong bộ truyền trục vít.

2. 2.14214122 9025( ).

1 2 3152

TF F MPa

a t d



. ( ) 9025. (8,44 2,7) 1777( ).1 2 2

F F F tg tg Nt a t

. 9025.cos2,7. 20.cos8,441 . .cos 3308( ).1 2 cos cos(2,7 8,44)

F c tgaF F tg Nr r

3.8.Bộ truyền luôn đảm bảo điều kiện bôi trơn vì trục vít nằm dưới.

C.Thiết kế bộ truyền xích. 1.Chọn vật liệu.

Vì vận tốc truyền động xích nhỏ,điều kiện làm việc chịu va đập nhẹ,tải

trọng nhỏ và hiệu suất của bộ truyền xích yêu cầu nâng cao nên ta chọn

xích ống con lăn.

2.Xác định các thông số của bộ truyền xích.

2.1.Chọn số răng đĩa xích.

Sau khi tính toán hai bộ truyền bánh răng và trục vít ta tính chính xác lại

tỉ số truyền của xích u=2,44.

Tra bảng 5.4/78 ta được z1=25(răng) →z2=u.z1=2,44.25=61(răng).

Ta thấy z1≥z1min=15(răng).z2z2max

2.2.Xác định bước xích (t).

-Bước xích t được chọn từ chỉ tiêu về độ bền mòn của bản lề tức là:áp

suấp p0 trên mặt tựa bản lề phải thoả mãn điều kiện .

P . . . .t P k k k Pz n

Trong đó kZ=Z01/Z1=25/25=1.

kn=n01/n1=50/26,27=1,90(chọn n01=50v/ph gần n1 nhất).

+Hệ số sử dụng k được tính.

K=K0.Ka.Kđ/c.Kbt.Kđ.Kc

Dựa vào bảng 5.6/80 ta có được =00→k0=1.

Chọn a=40.t →ka=1.

Chọn vị trí trục được điều chỉnh bằng một trong các đĩa xích nên kđ/c=1.



Tải trọng va đập nhẹ →kđ=1,2.

Làm việc 2 ca →kc=1,25.

Chọn môi trường làm việc có bụi,phương pháp bôi trơn nhỏ giọt với chất

lượng đạt yêu cầu v = 0,18 (m/s) <4(m/s). →Kbt=1,8.

Thay lại →K=1.1.1.1,2.1,25.1,8=2,7

+P=3,91 (KW).

→Pt=3,91.2,7.1.1,9=20,06 (KW) [P].

Vậy tra bảng 5.5/79,với n01=50(v/ph),chọn [P]=22,9 (KW).Từ đó có

t=50,8(mm).

Tra bảng 5.8 ta thấy t<tMAX.Thoả mãn.

2.3.Khoảng cách trục a và số mắt xích.

-Xác định sơ bộ a=40.t.40.50,8=2032(mm).

-Từ khoảng cách a vứa chọn sơ bộ ta sác định được số mắt xích theo công

thức .

2

2. 61 25 .50,82. 2.2031 25 611 21 2 123,829( ).2 22 50,8 24. . 4. .2032

z z tz zax mm

t a

Chọn x=124(mắt xích).

-Tính khoảng cách trục a.

2

22 10,25. . 0,5. 0,5. 2. .

1 2 1 2

z za t x z z x z z

Thay số ta được.

2

2 61 250,25.50,8. 124 0,5. 25 61 124 0,5.(25 61) 2.

3,14a

2036,6( ).mm

-Để xích không chịu lực căng quá lớn,khoảng cách trục a tính được cần

giảm bớt một lượng



Äa=0,003.a=0,003.2036,6=6,6(mm).

→Vậy khoảng cách trục a=2036,6-6,6=2030(mm).

3.Kiểm nghiệm xích.

3.1.Về số lần va đập.

Điều kiện là .

1 1 .15.

z ni i

x

Tra bảng 5.9/83 ta được [i] =15(1/s).

25.26,27

0,35(1/ ) 15(1/ ).15.124

i s i s thoả mãn.

3.2.Về độ bền.

Để tránh quá tải thì.

..

0

QS S

k F F Ft Vd

+Q tải trọng phá hỏng tra theo bảng 5.2/76 ta được

Q=226,8(kN),q=9,7(kg).

+Kđ =1,7 vì Tmm=1,7.Tdn.

+Tính lực vòng Ft.

Ta có . . 25.50,8.26,271 1 0,56( / ).

60000 60000

z t nv m s

Mà 1000. 1000.3,91

6982,14( ).0,56

pF Nt v

+FV lực căng do lực ly tâm sinh ra.

2 2. 9,7.0,56 3,04( ).F q v NV

+F0 lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra.

9,81. . .0

F K q af

mà a=2,03(m)và kf=6 (do bộ truyền nằm ngang).

9,81.6.9,7.2,03 1159( ).0

F N

+Dựa vào bảng 5.10/84 ta tra được [s]=7.

Thay toàn bộ lại công thức ban đầu ta được.

3226,8.10

17,4 7.1,7.6982,14 1159 3,04

S

thoả mãn.

4.Xác định các thông số của đĩa xích và lực tác dụng lên trục.

4.1.Xác định các thông số của đĩa xích.

-Đường kính vóng chia của đĩa xích.

50,8

405,32( ).1 sin( / ) sin( / 25)

1

td mm

Z

50,8

986,81( ).2 sin( / ) sin( /61)

2

td mm

Z

4.2Kiểm nghiệm theo độ bền tiếp xúc của đĩa xích.



Ta chọn vật liệu làm đĩa xích nhỏ và lớn là cùng vật liệu.Trong quá trình

làm việc bánh nhỏ dễ bị phá hỏng vì mòn hơn nên ta dựa vào ứng suất

cho Phép của đĩa nhỏ để chọn vật liệu.Để thoả mãn điều kiện bền thì

.( . )

0,47. ..

k F k F Er t d VdH HAk

d

+Ft lực vòng Ft=6982,14(N).

+Fvđ lực va đập trên m dãy xích.

Fvđ=13.10-7.n1.t3.m.

xích 1 dãy nên m=1.

→Fvđ =13.10-7.26,27.50,8.1=4,47(N).

+Kd hệ số tải trọng không đều giữa các dãy xích.Vì xích 1 dãy nên kd=1.

+Kđ hệ số tải trọng động kđ=1,2.

+kr hệ số ảnh hưởng của số răng đĩa xích.z1=25 nên kr=0,45.

+E=2.E1.E2/(E1+E2)= 2,1.105 (MPa).

+A diện tích chiếu của bản lề tra bảng 5.12/85 ta được A=645(mm2).

Thay lại công thức ban đầu ta được

50,45.(6982,14.1,2 4,47).2,1.10

0,47. 520,88( ) .645.1

MPaH H

Vậy dựa vào bảng 5.11/84 ta chọn vật liệu làm đĩa xích là thép C45 tôi

cải thiện đạt độ cứng HB=210 sẽ đạt được ứng suất [úH]=600(MPa). đảm

bảo được độ bền tiếp xúc cho răng đĩa xích 1.Thoả mãn úH[úH].

-Kiểm nghiệm cho đĩa xích 2.

Ta có z2=61(răng) →kr2=0,22kr1→ úH2úH1 [úH]=600(MPa).

Vậy bánh 2 cũng thoả mãn điều kiện về bền.

5.Xác định lực tác dụng lên trục.

-Lực tác dụng lên trục Fr được tính theo công thức sau.

Fr=Ft.kx

Ft là lực vòng Ft=6982,14(N).

kx hệ số kể đến trọng lượng xích.Vì bộ truyền nằm ngang nên kx=1,15

→Fr=6982,14.1,15=8030(N).

6.Bảng các thông số của bộ truyền xích.

Thông số kích thước

1.Xích ống con lăn

2.Tỉ số truyền

U=2,44

3.Số răng của bánh dẫn Z1=25



4.Số răng của bánh bị dẫn

Z2=61

5.Bước xích

t=50,8(mm)

6.Góc của bộ truyền

=00

7.Số mắt xích

x=124 mắt

8.Khoảng cách tâm a

a=2030(mm)

9.Đường kính vòng chia bánh dẫn

d1=405,32(mm)

10.đường kính vòng chia bánh bị dẫn

d2=986,81(mm)

11.Vật liệu thép C45 tôi cải thiện

[ú]=500600(MPa)

II.Thiết kế trục,ổ lăn và khớp nối. A.Chọn khớp nối.

1.Xác định các thông số của khớp nối. Để truyền mô men từ trục của động cơ sang trục I ta dùng nối trục vòng

đàn hồi ,nối trục được lắp trên trục có mô men xoắn TI=32,781(KN).Dựa

vào bảng 16-10a/63-Q2 ta chọn được khớp nối.

*Các thông số về kích thước cơ bản của nối trục vòng đàn hồi :

T=33(N.m), d=22(mm), D=90mm.

dm=36mm, L=104mm, l=50mm

d1=36mm, D0=63mm, Z=4

nMAX=6500v/ph B=4mm B1=28mm

l1=21mm, D3=20mm l2=20mm.

Bộ phận đàn hồi bằng cao su.

*Các kích thước cơ bản của vòng đàn hồi.

T=31,5(N.m), dC=10mm, d1:M8

D2=15mm l=42mm l1=20mm

l2=10mm l3=15mm h=1,5mm.

2.Kiểm nghiệm khớp nối.

2.1.Kiểm nghiệm về độ bền dập của vòng đần hồi.

Để nối trục thoả mãn về độ bề dập thì phảI thoả mãn điều kiện sau:



2. .

2 ÷4 .. . .

0 3

K TI MPa

d dZ D d lc

-Loại máy công tác là xích tải nên chọn K=1,8.

2.1,8.32781

3,12 2 ÷4 .4.63.10.15

MPa MPad d

Thoả mãn về độ bền dập.

2.2.Kiểm nghiệm về độ bền uốn của chốt.

Để đảm bảo về điều kiện bền uốn thì phải thoả mãn biểu thức sau.

. .

0 60÷80 .30,1. . .

0

K T lI MPau u

d D Zc

Mà ta có . .

0 60÷80 .30,1. . .

0

K T lI MPau u

d D Zc

1,8.32781.25

58,5 60÷80 .30,1.10 .63.4

MPa MPau u

Vậy điều kiện về độ bề uốn của chốt được thoả mãn.

*Kết luận:Khớp nối chọn như trên là hợp lý.

B.Thiết kế trục. 1.Chọn vật liệu.

Vì công suất động cơ Pmax=5,5(kW),Pra=3,69(kW).Tải trọng trung bình

nên ta chọn vật liệu là thép C45 thường hoá và tôi cải thiện cho cả 3 trục

có úb=600(MPa),ứng suất xoấn cho phép =12 20(MPa).

2.Xác định lực tác dụng.

2.1Sơ đồ biểu diễn các lực tác dụng lên các trục (hình 2).

2.2Độ lớn của các lực như sau.



280 .

382 .1 2

1049 .1 2

32781 .

3308 .3

9025 .3

1777 .3

70082 . .

3308 .4

1777 .4

9025 .4

1421412 . .

F Nk

F F Nr r

F F Nt t

T N mmI

F Nr

F Na

F Nt

T N mmII

F Nr

F Na

F Nt

T N mmIII



v

n3

n2

n1

Fr1

Fr2

Ft1

Ft2

Fr3

Fa3

Ft3

Ft4

Fa4Fr4

Fx

Fk

Hình 2:sơ đồ phân bố lực trong hộp giảm tốc.

2.Tính thiết kế.

2.1Tính sơ bộ đường kính trục.

a.Đường kính trục vào động cơ .

-Trục được nối với động cơ thông qua khớp nối.Chọn sơ bộ đường kính

động cơ theo công thức.

dI=(0,81,2).dđc=(0,81,2).32=25,638,49 (mm).

Ta chọn dI=30(mm).

b.Đường kính trục trung gian.

Được chọn sơ bộ theo công thức

.30,2.

Tdtg

với TII=70082(N.mm).

70082

3 25,97( ).0,2.20

d mmtg

Ta chọn dII=25(mm).

c.Đường kính trục ra dIII.



Được chọn theo công thức.

.30,2.

Tdr

với TIII=1421412(N.mm).

1421412

3 70,3( ).0,2.20

d mmtg

Vật ta chọn dIII=70(mm).

2.2.Vẽ phác hoạ hộp giảm tốc với khoảng cách giữa các gối đỡ và

điểm đặt lực (hình 3).



Bản vẽ tờ 3(tờ phô tô)đã có



2.3.Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực

(dựa hình 3).

a.Trục vào động cơ.

-Vì đường kính sơ bộ của trụ I dI=30(mm).Tra bảng 10.2/187 ta được

chiều rộng ổ lăn là d0=19(mm).

-Chiều dài may ơ nửa khớp nối.

lmI2=(1,42,5).dI=(1,42,5).30=4275(mm).Ta chọn lmI2=60(mm).

-Chiều dài may ơ lắp bánh răng.

lmI3=(1,21,5).d=(1,21,5).30=3645.Ta chọ lmI3=42(mm).

chọn k1=12(mm),k2=12(mm),k3=15(mm),hn=18(mm).

-Ta tính được các kkhoảng cách.

+lI2=0,5.(lmI2+b0)+k3+hn=0,5.(60+19)+15+18=72,8(mm).

Chọn lI1=72(mm).

+lI3=0,5.(b0+lmI2)+k2+k1=0,5.(19+42)+12+12=54,5(mm).

Chọn lI3=55(mm).

+Do kết cấu lắp ổ lăn nên lI1=2.lI3=2.55=110(mm).

+Tổng chiều dài của trục I.

lI=lmI2/2+lI2+lI1+b0/2=60/2+72+110+19/2=200,5(mm).

b.Trục trung gian.

-Vì đường kính sơ bộ của trục dII=25(mm).Tra bảng 10.2/187 chọn được

chiều rộng ổ lăn b0=17(mm).

-Chiều dài may ơ bánh răng.

dmII2=(1,21,5).d=(1,21,5).25=3037,5(mm).

chọn dmII2=35(mm)≥b2=30(mm).

-Khoảng cách từ gối đỡ 0 đến gối đỡ 1 trên trục.

lII1=(0,91).daM2=(0,91).324,45=292324,45(mm).Chọn

lmII1=310(mm).

-Khoảng cách từ gối 0 đến giữa tiết diện lắp trục vít.

lII3=lII1/2=310/2=155(mm).

-Chọn k1=12(mm),k2=12(mm),k3=15(mm),hn=18(mm).

-Ta cólII2=lmII2/2+k3+hn+b0/2=35/2+15+18+19/2=60(mm).

-Tổng chiều dài trục II.

lII=lmII2/2+lII2+lII1+b0/2=35/2+60+310+19/2=397(mm).

c.Trục ra.

-Vì đường kính trục sơ bộ dIII=70(mm).tra bảng 10.2/187 ta chọn được

b0=35(mm).

-Chiều dài may ơ lắp bánh vít.

lmIII2=(1,2 1,8).d=(1,2 1,8).70=84 126(mm).

chọn lmIII2=105(mm).

-Chọn k1=12(mm),k2=12(mm),k3=15(mm),hn=18(mm).



-Chiều dài may ơ đĩa xích.

lmIII3=(1,21,5).d=(1,21,5).70=84105(mm).chọn lmIII3=95(mm).

-Khoảng cách từ ổ lăn 0 đến chi tiết quay số 1.

lIII1=0,5.(b0+lmIII2)+k1+k2=0,5.(35+105)+12+12=94(mm).

Chọn lIII1=94(mm).

-Khoảng cách từ ổ lăn 0 đến ổ lăn số 1.Vì tính chất đối xứng trong việc

bố trí ổ lăn nên.

lIII1=94.2=188(mm).

-Khoảng cách từ ổ lăn 0 đến đĩa xích.

lIII3=lIII1+0,5.(b0+lIII3)+k3+hn=188+0,5.(35+95)+15+18=286(mm).

-Chiều dài của trục III là.

lIII=lIII3+0,5(b0+lmIII3)=286+0,5.(35+95)=351(mm).

*Nhận xét để đảm bảo tính lắp gép của bộ truyền ta phải chọn

lI31=lII3=60(mm).

Vậy chọn lI3=60,lI1=120(mm).

4.Tính kiểm nghiệm trục.

4.1Trục I.(biểu đồ mô men và kết cấu trục trong hình 4). 4.1.1Chọn đường kính sơ bộ các đoạn trục.

-Tính các phản lực tại các gối đỡi.Ta có các phương trìmh sau.

0

0 1 1

.120 .72 .60 00 1 1

F F F Fx x tkM F F F

x tk

Và

00 1 1

.120 .60 00 1 1

F F Fy y r

M F Fy r

Từ đó ta rút ra được FX0=940,5(N),FX1=368,5(N),FZ0=FZ1=191(N).

-Tính đường kính trục.

Công thức tính sơ bộ đường kính trục.

3 .0,1.

Mtdid

i

Tra bảng 10.5 vì dsb=30(mm),thép là C45 nên [ú]=63(MPa).

+Tính đường kính khớp nối.

2 20,75. 0,75.32781 28390( . ).M T N mmtd

28390

3 17( ).2 0,1.63

d mmI

+Tại tiết diện lắp ổ lăn.



2 2 2 20,75. 0,75.32781 18720 34006( . ).M T M N mmytd

34006

3 18( ).0 0,1.63

d mmI

+Tại tiết diện lắp bánh răng.

2 2 2 2 2 20,75. 0,75.32781 22110 11460M T M My xtd

37764( . ).N mm

37764

3 18,2( ).3 0,1.63

d mmI

Vậy để đảm bảo về độ bền và kết cấu lắp ghép ta chọn:

dI2=25(mm), dI0=dI1=30(mm), dI3=35(mm), dgờ=40(mm).

4.1.2Chọn then và kiểm nghiêm then.

a.Chọn then tại chỗ lắp bánh răng.

Ta chọn then băng để lắp cho các trục.Dựa váo đường kính d của các trục

sẽ chọn được kích thước then nhất định theo bảng (9.1a).

*Chọn then.

Đường kính vòng chân bánh răng 1 df1=59,8(mm),mà đường kính trục

dI3=34(mm). →df1-dI3-t2=59,8-34-t2=25,8-t2>>5.m=5.1,5=7,5(mm).Vậy ta

dùng then để cố định bánh răng trên trục.

-Vì đoạn trục lắp bánh răng ta cần lắp then để truyền mô men xoắn,vì

dI3=34(mm),tra bảng 9.1a ta chọn then.

r=0,32(mm).b=10(mm),h=8(mm),lthen=(0,8ữ0,9).42=33,6ữ37,8.

Ta lấy lthen=35(mm).

+Chiều sâu rãnh then trên trục.t1=5(mm).

+chiều sâu rãnh then trên lỗ t2=3,3(mm).

*Kiểm nghiệm then.

-Theo độ bền dập.

2.

.. .

1

TI

dI dd l h tt

+Ta có TI=32781(N.mm),d=34(mm),h=8(mm),t1=5(mm),lt=35(mm),

tra bảng 9.5/176 ta được [úd]=100(MPa).

2.32781

18,4( ) 100 .34.35.(8 5)

MPa MPad d

-Theo độ bền cắt.

2.

1 .. .

T

c cd l bt

Ta chọn [ụ]=60(MPa).



2.32781

5,5( ) 60( ).34.35.10

MPa MPac c

Vậy then thoả mãn điều kiện bền.

b.Chọn then cho chỗ lắp khớp nối.

Ta chọn then băng để lắp cho các trục.Dựa váo đường kính d của các

trục sẽ chọn được kích thước then nhất định theo bảng (9.1a).

*Chọn then.

Đoạn lắp khớp nối ta cần chọn lắp then để truyền mô men xoấn từ động

cơ sang trục I.

Đường kính của chỗ lắp then dk=25mm,tra bảng ta chọn loại then có kích

thước như sau:

b=8mm, h=7mm, t1=4mm, t2=2,8mm, r=0,25mm.Chiều dài của then

dthen=(0,8ữ0,9).30=24ữ27mm,ta chọn lthen=25mm.

+Chiều sâu rãnh then trên trục t1=4mm.

+chiều sâu rãnh then trên lỗ t2=2,8mm.



2.

.. .

1

TI

dI dd l h tt

+Ta có TI=32781(N.mm),d=25(mm),h=7(mm),t1=4(mm),lt=25(mm),

tra bảng 9.5/176 ta được [úd]=100(MPa).

2.32781

35( ) 100 .25.25.(7 4)

MPa MPad d

-Theo độ bền cắt.

2.

1 .. .

T

c cd l bt

Ta chọn [ụ]=60(MPa).

2.32781

13( ) 60( ).25.25.8

MPa MPac c

Vậy then thoả mãn điều kiện bền.

4.1.3Chọn sơ bộ kêt cấu trục.

Kết cấu sơ bộ các đoạn trục như đã vẽ trong hình 4.





FkFr1

Ft1

Fy0

Fx1

Fy1

Fk

Ft1

Fr1

Fx0

18720N.mm

22110N.mm

11460N.mm

32781N.mm

72 60 60

Hình 4:Biểu đồ mô men và kết cấu trục I.



4.2Trục II(sơ đồbiểu diễn các lực hình5).

4.2.1Chọn sơ bộ đường kính trục.

-Xác định các phản lực gối tựa.Ta có các phương trình sau.

F 0x0 3 1 2

.310 .155 .60 00 1 3 2

F F Ft x t

M F F Fx t t

F 0y0 1 2 3

.310 .155 .60 00 1 3 3 2

F F Fy r r

M F M F Fy r r

Từ phương trính ta rút ra được:

FX0=364(N),FX1=1092(N),FZ0=3256(N),FZ1=434(N).

-Tính đường kính các đoạn trục II.

Vì đường kính trục sơ bộ dII=25(mm),vật liệu làm bằng thép C45,

[úb]=600(MPa). →[ú]=65(Mpa).

+Đoạn trục lắp bánh răng.

2 2 2 2 20,75. 0,75.70082 0 0M T M Mx ytd

60693( . ).N mm

60693

3 21( ).2 0,1.65

d mmII

+Đoạn trục lắp ổ lăn 0.

2 2 2 2 20,75. 0,75.70082 22920 62940M T M Mx ytd

90390( . ).N mm

90390

3 24( ).0 0,1.65

d mmII

+Đoạn trục có trục vít.

2 2 2 2 2 20,75. 0,75.70082 422550 169155M T M Mx ytd

459180( . ).N mm

459180

3 42( ).3 0,1.65

d mmII

Vậy để đảm bảo về độ bền và điều kiện kết cấu ta chọn :

dII2=25(mm),dII0=dII1=30(mm),dII3=45(mm).



*Nhận xét:Ta có toàn bộ trục vít được chế tạo từ một phôi liền ,mà

đường kính vòng chân của trục vít df1=64mm.Vậy để đảm bảo về kêt cấu

hạ bậc ta phải chọn đường kính chỗ lắp ổ lăn và lắp bánh răng tăng lên.

Ta chọn dII2=30(mm),dII0=dII1=40(mm).

4.2.2Chọn then và kiểm nghiệm then.

Ta chọn then băng để lắp cho trục.Dựa váo đường kính d của các trục sẽ

chọn được kích thước then nhất định theo bảng (9.1a).

*Chọn then.

Chỗ lắp bánh răng cần then vì dII2=30(mm).Kích thước của then là:

r=0,25(mm),b=10(mm),h=8(mm),l=(0,8ữ0,9).35=28ữ31,5(mm).

Chọn l=30(mm).

+chiều sâu rãnh then trên trục t1=5(mm).

+chiều sâu rãnh then trên lỗ t2=3,3(mm).



2.

.. .

1

TII

dII dd l h tt

2.70082

52( ) 100 .30.30.(8 5)

MPa MPad d

-Tính theo độ bền cắt.

2.

1 .. .

T

c cd l bt

2.70082

16( ) 60( ).30.30.10

MPa MPac c

Vậy điều kiện về độ bền của then là thoả mãn.

4.2.3Chọn sơ bộ kết cấu.




Ft2Ft3

Fr3

Fa3

Fa2

Fx0

Fy0 Fy1Fx1

Ft2

Fr2

Ft3Fr3

Fa3

M3

62940N.mm

169155N.mm

67190N.mm

422550N.mm

70082N.mm

22920N.mm

60 155 155



Hình 5:Biểu đồ mô men và kết cấu trục II(trục vít).

4.3Trục III(trục ra).

4.3.1Sơ bộ chọn đường kính trục.

-Xác định các phản lực tại gối đỡ.Ta có các phương trìmh phản lực

0

0 1 4.188 .94 .286 0

0 1 4

F F F Fxx x tM F F Fxx t

0

0 1 4.188 .94 279878 0

0 1 4

F F Fy y rM F F

y r

Từ các hương trình trên ta rút ra được:

FX0=327(N),FX1=16728(N),FY0=3143(N),FY1=165(N).

-Tính đường kính trục III.

Vì đường kính sơ bộ dIII=70(mm),ta chọn được [ú]=50(MPa).

+Đoạn trục lắp bánh vít.

2 2 2 2 2 20,75. 0,75.1421412 30738 817612M T M Mx ytd

1478090( . ).N mm

1478090

3 67( ).2 0,1.50

d mmIII

+Đoạn trục lắp ổ lăn 1.

2 2 2 2 2 20,75. 0,75.1421412 15564 786874M T M Mx ytd

1461069( . ).N mm

1461069

3 66,4( ).1 0,1.50

d mmIII

+Đoạn trục lắp đĩa xích.

2 2 2 2 2 20,75. 0,75.1421412 0 0 1230979( . ).M T M M N mmx ytd

1230979

3 63( ).3 0,1.50

d mmIII

Vậy để đảm bảo điều kiện bền và kết cấu ta chọn:

dIII0=dIII1=70(mm),dIII2=75(mm),dIII3=65(mm).dGờ=80(mm).



4.3.2.Chọn và kiểm nghiệm then.

Ta chọn then băng để lắp cho trục.Dựa váo đường kính d của các trục sẽ

chọn được kích thước then nhất định theo bảng (9.1a).

a.Vị trí lắp bánh vít.

*Chọn then.

dII2=75(mm) tra bảng 9.1a ta được then có kích thước.

r=0,3(mm),b=20(mm),h=12(mm),lt=(0,8ữ0,9).105=84ữ94,5(mm).Ta

chọn lt=90(mm).

+Chiều sâu rãnh then trên trục t1=7,5(mm).

+Chiều sâu rãnh then trên lỗ t2=4,9(mm).


+Theo độ bền dập.

2.

.. .

1

TIII

dIII dd l h tt

2.1421412

93,6( ) 100 .75.90.(12 7,5)

MPa MPad d

+Theo độ bền cắt.

2.

.. .

TIII

c cd l bt

2.1421412

21( ) 60( )75.20.90

MPa MPac c

Vậy điều kiện về độ bền của then được thoả mãn.

b.Vị trí lắp xích.

*Chọn then.

Vì đường kính trục chỗ lắp xích dIII3=65(mm).Tra bảng 9.2a ta được kích

thước của then là.

b=20(mm),h=12(mm),r=0,35(mm),

Lt=(0,8ữ0,9).lxích=0,8ữ0,9).95=76ữ85,5(mm) ta chọn Lt=85(mm).

t1=7,5(mm),t2=4,9(mm).


+Theo độ bền dập.

2.

.. .

1

IIIdIII

T

dd l h tt

2.1421412

103,2( ) 100 .72.85.(12 7,5)

MPa MPadIII d

Vậy điề kiện về bền dập không thoả mãn.Ta chọn chiều dài then tăng lên

Lt=90(mm) nên.



2.1421412

97,5( ) 10072.90.(12 7,5)

MPa MPad d

+Theo độ bền cắt.

2.

. .

TIII

c cd l bt

2.1421412

22( ) 60( )72.20.90

MPa MPac c

Vậy điều kiện về độ bền của then được thoả mãn.

4.3.3Chọn sơ bộ kết cấu trục.


4.3.4.Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi.

*Ta tiến hành kiểm nghiệm về độ bền uốn cho trục ra của hộp giảm

tốc(trục III).

Để đảm bảo điều kiện về độ bề mỏi thì.

.

( .1)2 2

S Sj j

S IIIj

S Sj j

1 ( .2). .

S IIIj k

aj mjdj

1 ( .3). .

S IIIj k

aj mjdj

Với ú-1=0,436.úb=0,436.600=262(MPa).

ụ-1=0,58.ú-1=0,58.262=152(MPa).

*Tại tiết diện lắp bánh vít có Mtđ=Max.

-Ta có max min

2

j jaj

max min

2

j jmj

+Vì trục quay nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng.

→32.81819020, 21( ).

2 2 33,14.752

MMPa

m a W

+Vì trục quay 1 chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động.

16.1421412

8,6( ).2 2 32. 2. .750

TIII MPa

m a W

+Do 600( )MPab

,tra bảng ta được ứú=0,05.ứụ=0.



Ta có. 2 1 / ( .4).d x y

kk k k III

1 / ( .5)2

kk k k IIIx yd

+kx hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt của trục,tra bảng

10.8/195 ta được kx=1.

+ky hệ tăng bền của bề mặt trục.Tra bảng 10.9 ta chọn được ky=1,5.

+Vì đoạn trục có then.

Tra ở bảng 10.10/196 ta được 0,73 . 0,71

Tra bảng 10.11/197 có k =1,54.k =1,46 .(chọn chế tạo rãnh then bằng

dao phay đĩa).

Thay lại các công thức (III.4),(III.5).

1,46

1 1 /1,5 1,4.2 0,73

kd

1,54

1 1 /1,5 1,5.2 0,71

kd

262

8,9.2 21.1,4

S

152

11,7.2 1,5.8,6

S

8,9.11,7

72 28,9 11,7

S S

Thoả mãn điều kiện bền.

*Tại tiết diện lắp ổ lăn 1.

-Ta có:

max min

2

j jaj

max min

2

j jmj

+Vì trục quay nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng.

32.7868743 0, 23,5( ).

2 3 33,14.703

Ma MPa

m W

+Trục quay 1 chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động.

16.1421412

10,6( ).3 3 32. 2. .700

TIII MPa

m a W

+Vì úb=600(MPa) nên tra bảng ta được ứú=0,05.ứụ=0.



Ta có: 1 / ( .6).3

kk k k IIIx yd

1 / ( .7)3

kk k k IIIx yd

+kx hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt của trục,tra bảng

10.8/195 ta được kx=1.

+ky hệ tăng bền của bề mặt trục.Tra bảng 10.9 ta chọn được ky=1,5.

+Vì đoạn trục không có then nên tra bảng 10.11/196 ta có ngay

3,05k

, 2,23k

+Thay vào các công thức (III.6),(III.7) ta được.

3,05 1 1 /1,5 2,03.3

kd

2,23 1 1 /1,5 1,5.3

kd

→ 262

6,3.3 20,5.2,03

S

152

10,5.3 1,5.9,6

S

6,3.10,5

5,42 26,3 10,5

S S

Vậy điều kiện bền được thoả mãn.





Fa4

Fr4

Ft4

Fx

Fa4

M4

Ft4Fx

Fx0

Fy0

Fx1

Fy1

30738N.mm

786874N.mm

285442N.mm

15564(N.mm)

1421412

Fr4

94 94 98

Hình6:Biểu đồ mô men và kết cấu trục III.



C.Lựa chọn ổ lăn. 1.chọn ổ lăn cho trục I.

1.1.Chọn loại ổ.

Tải trọng nhỏ và trục không chịu tác dụng của lực dọc trục nên ta chọn ổ

bi đỡ 1 dãy lắp vào các ổ lăn 0 và 1.

Sơ đồ bố trí ổ lăn như hình vẽ dưới đây.

Fr0 Fr1

1.2.Chọn kích thước và cấp chính xác của ổ.

-Dựa vào bảng p2.7/249 với đường kính lắp ổ lăn d0=d1=30(mm).

Ta chọn ổ cỡ trung 306 có:

d=30(mm) r=2(mm).

D=72(mm) C=22(KN).

B=19(mm) Co=15,1(mm).ỏ=00.

-Chọn cấp chính xac của ổ lăn là cấp 0.Chọn cả hai ổ 0 và 1 cùng 1 loại ổ.

1.3.Kiểm nghiệm ổ về khả năng tải động.

-Khả năng tả động Cd được tính theo công thức:

. ( .8)mC Q L IIId

-m bậc của đường cong mỏi khi thử ổ lăn.Vì là ổ bi đỡ nên m=3.

-L tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay.

.60.

610

L nhL

Trong hộp giảm tốc ta có Lh=104 giờ.n=1445(v/phút).

→ 410 .60.1445

867610

L (triệu vòng).

-Q tải trọng động quy ước.

Q=X.V.Fr.Kt.Kđ (vì lực Fa=0).

+Khi tính ổ lăn ta chọn chiều của lực khớp nối Fx2 cùng chiều với chiều

của Fx3 vì nó tạo ra các phản lực tại các ổ lăn là max.Vậy chiều của khớp

nối trong (tờ 4) là không đổi.



+Ta có các phản lực tại gối.

2 2 2 2940,5 191 960( ).0 0 0

F F F Nr x y

2 2 2 2368,5 191 415( ).

1 1 0F F F N

r x y

0Fa

Ta tiến hành kiểm nghiệm tại gối có Fr=max.Tức là kiể nghiệm tại gối 0.

+chọn vòng trong quay nên V=1.

+Chọn hệ số ảnh hưởng của nhiệt độ Kt=1.

+Kđ hệ số kể đến đặc trưng cuảu tải trọng.Tra bảng 11.3/213 ta có

kđ=1,2.

+X hệ số tải trọng hướng tâm X=1.

+Y hệ số tảI trọng dọc trục Y=0.

→Q=1.1.960.1.1,2=1,152(KN).

-Vì tảI trọng tác dụng là tảI trọng thay đổi nên tải trọng tương đương

được tính theo công thức.

2 2

. /1 1

mQ Q L Li i iE

5 3331,152. 1. 0,8 . 1,152.0,935 1,1.8 8

QE

Thay lại (III.8)

→ 31,1. 867 10.5 22( ).C C KNd thoả mãn.

Vậy chọn như trên là thừa bền nên ta chọn loại ổ lăn cỡ nhẹ 206.

d=30(mm) r=1,5(mm).

D=62(mm) C=15,3(mm).

B=169mm) Co=10,2(mm).

1.4.Kiểm nghiệm về khả năng tải tĩnh.

Điều kiện để đảm bảo khả năng tải tĩnh là:

QtCo

+Co khả năng tải tĩnh tra được Co=10,2

+Qt tải tĩnh quy ước Qt=Fr=0,96(KN)<Co=10,2(thoả mãn).



2.Chọn ổ lăn cho trục 2. 2.1.Chọn loại ổ.

-Dựa vào d0=40(mm).là trục để lắp bánh vít ,chịu lực dọc trục rất lớn nên

ổ 0 của trục II ta lắp ổ tuỳ động (ổ bi đỡ 1 dãy).còn gối đỡ số 1 ta lắp 2 ổ

đĩa côn đối nhau để hạn chế trục di chuyển dọc trục về cả hai phía.

-Sơ đồ tính ổ như dưới hình vẽ sau.

Fr0

Fat

Fr12

Fr12

Fs1Fs1

2.2.Chọn kích thước và cấp chính xác ổ.

-Chọn ổ lăn cho gối 0.

Ta chọn tuỳ động bi đỡ 1 dãy, dựa vào bảng P2.87/251 chọn loại ổ cỡ

trung 308. d=40(mm) C=31,9(KN)

D=90(mm) Co=121,7(KN)

B=23(mm) ỏ=00

-Chọn ổ lăn cho gối 1.

Ta chọn ổ đĩa côn kép 1 dãy.Dựa vào bảng P2.11/ ta chọn loại ổ cỡ nhẹ

2 ổ 7208.

d=40(mm) D1=85(mm ) ỏ=14,330

D=85(mm) C=42,4(KN)

B=18(mm) Co=32,7(KN).

2.3.Kiểm nghiệm ổ lăn về khả năng tải động.

*Kiểm nghiệm gối 0.

Để thoả mãn điều kiện về khả năng tải động thì


. ( .8)mC Q L IIId

-m bậc của đường cong mỏi khi thử ổ lăn.Vì là ổ bi đỡ nên m=3.

-L tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay.

.60.

610

L nhL

Trong hộp giảm tốc ta có Lh=104 giờ.n=656,82(v/phút).

→ 410 .60.656,82

394610

L (Triệu vòng).

-Q tải trọng động quy ước.



Q=X.V.Fr.Kt.Kđ (vì là ổ bi đỡ tuỳ động nên không chịu lực dọc trục).

+Khi tính ổ lăn ta chọn chiều của lực khớp nối Fx2 cùng chiều với chiều

của Fx3 vì nó tạo ra các phản lực tại cácổ lăn là max.Vậy chiều của khớp

nối trong (tờ 4) là không đổi.

+Ta có các phản lực tại gối.

2 2 2 2364 3256 3276( ).0 0 0

F F F Nr x y

2 2 2 2 1092 434 1175( ).

1 1 0F F F N

r x y

Ta tiến hành kiểm nghiệm tại gối có Fr=max.Tức là kiể nghiệm tại gối 0.



+Kđ hệ số kể đến đặc trưng cuảu tải trọng.Tra bảng 11.3/213 ta có

Kđ=1,2.

+X hệ số tải trọng hướng tâm X=1.

+Y hệ số tải trọng dọc trục Y=0.

→Q=1.3276.1.1,2=3,93(KN).

-Vì tải trọng tác dụng là tải trọng thay đổi nên tải trọng tương đương

được tính theo công thức.

2 2

. /1 1

mQ Q L Li i iE

5 3333,93. 1. 0,8 . 3,93.0,935 3,67( ).8 8

Q KNE

Thay lại (III.8)

→ 33,67. 394 27 31,9( ).C C KNd thoả mãn.

Vậy điều kiện về khả năng tải động được thoả mãn.

→Điều kiện về khả năng tải tĩnh cũng được thoả mãn.

*Kiểm nghiệm gối 1 (ổ đũa côn 2 dãy).


. ( .8)mC Q L IIId

+m bậc của đường cong mỏi khi thử ổ lăn.Vì là ổ đũa côn nên m=10/3.

+L tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay.

.60.

610

L nhL


→ 410 .60.656,82

394610

L (Triệu vòng).



+Q là tải trọng quy ước.

0,6. . . . . .1 d

Q X V F Y Fa K Ktr

Ta tiến hành kiểm nghiệm cho 1 ổ đũa côn.

1175( ).1

F Nr Nhưng mỗi ổ chỉ chịu 1 lực hướng tâm là

1175, 1 587,5( ).

1 2 2

FrF N

r

Tải trọng dọc trục F F Fa s at .

Trong đó ,0,83. .1

F e Fs r mà 01,5. 1,5. 13,5 0,36e tg tg .

0,83.0,36.587,5 175,5( ).F Ns

Và 9025( ).F Nat

175,5 9025 9200,5( ).F Na



+kđ hệ số kể đến đặc trưng cuảu tải trọng.Tra bảng 11.3/213 ta có

Kđ=1,1.

+Ta có 9376

> .587,5

1

Fa eF

r

Ta chọn ổ đũa chặn đỡ.Tra bảng 11.4/214.

→X hệ số tải trọng hướng tâm 1.X

→Y hệ số tải trọng dọc trục 01,5. 13,5 0,36.Y tg

0,6.1.1.587,5 0,36.9200,5 .1.1,1 4( ).Q KN

.0,93 4.0,93 3,75( ).Q Q KNE

Vậy 10/33,75. 394 22,5( ) 42,4( ).C KN KNd

Chọn loại ổ như trên sẽ đảm bảo điều kiện về khả năng tải động.Đồng

thời thoả mãn luôn về điều kiện về khả năng tải tĩnh.

*Kết luận lại :Chọn ổ lăn như trên là hợp lý.



3.Chọn ổ lăn cho trục III. 3.1.Chọn loai ổ lăn.

Vì đây là trục lăp bánh vít yêu cầu về độ cứng vững của ổ rất cao nên tại

các gối 0 và 1 ta chọn ổ đũa côn.Sơ đồ bố trí ổ như hình vẽ.

Fr0 Fr1

Fat

Fs1Fs1

3.2.Chọn kích thước và cấp chính xác ổ lăn.

Dựa vào bảng P2.11/256 ta chọn loại ổ trung bình 7315 có kích thước cụ

thể như sau:

d=70mm, D=150mm, D1=158mm, B=35mm, 11,670, C=168KN,

C0=137KN.

3.3.Kiểm nghiệm ổ về khả năng tải động.


. ( .8)mC Q L IIId

+m bậc của đường cong mỏi khi thử ổ lăn.Vì là ổ đũa côn nên m=10/3.

+L tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay.

.60.

610

L nhL


→ 410 .60.26,27

15,76610

L (Triệu vòng).

+Q là tải trọng quy ước.

. . . . .d

Q X V F Y Fa K Kr t


+Chọn hệ số ảnh hưởng của nhiệt độ kt=1.

+kđ hệ số kể đến đặc trưng cuảu tải trọng.Tra bảng 11.3/213 ta có Kđ=1,2.

+Các phản lực. 2 2 2 2327 3143 3160( ).0 0 0

F F F Nr X Y

2 2 2 216728 165 16730( ).

1 1 1F F F N

r X Y



Vì là ổ đũa côn nên 01,5. 1,5. (11,67 ) 0,31.e tg tg

0,83. . 0,83.0,31.3160 813( ).0 0

F e F Ns r

0,83. . 0,83.0,31.16730 4305( ).1 1

F e F NS r

Mà 8030 4305 12335( )>F 2380( ).0 1 S0

F F F N Nata S

813 8030 7217( )<F 4305( ).1 0 S1

F F F N Nata S

Vậy ổ lăn 0 chịu lực dọc trục và lực hướng tâm đếu lớn. 12335( ).

0F N

a

ổ lăn 1 chỉ chịu lực dọc trục,lực hướng tâm Fa1 là do lực dọc trục sinh ra. 4305( ).

1 1F F N

a S

*Ta tiến hành kiể nghiệm cho ổ đĩa côn số 0.

+Ta có tỉ số 123350 3,9>e.3160

0

Fa

Fr

Tỉ số này không quá lớn nên ta chọn ổ

đũa côn đỡ chặn.

+Tra bảng 11.4/214 ta được. 0,4, 0,4.cot cot 11,67 1,94.X Y g g

0,4.1.3160 1,94.12335 .1.1,2 30,23( ).0

Q KN

0,93. 0,93.30,23 28,1( ).0

Q Q KNE

Vậy 10/328,1. 15,76 64,2( )<C=168(KN).0

C KNd

Điều kiện tải động được thoả mãn.Đồng thời điều kiện tải tĩnh cũng

được thoả mãn .

Xét theo khả năng tải tĩnh là ổ thừa bền quá nhiều nên ta chọn lại ổ.Chọn

loại ổ đặc biệt nhẹ loại 2007114.

D=110mm, d=70mm, D1=116mm, B=24mm, ỏ=14,80, C=67,6KN,

C0=65,8KN.

*Ta tiến hành kiểm nghiệm cho ổ đĩa côn số 1.

Vì 7217 4305 .1 0 1

F F F N F Nata s s

Nên ta có X=1,Y=0.

→ . . . 1.16730.1.1,2 20( ).1

Q X F k k KNtr d

0,93. 0,93.20 18,67( ).0

Q Q KNE

Vậy 10/318,67. 15,76 42,7( )<C=168(KN).0

C KNd

Điều kiện tải động được thoả mãn.Đồng thời điều kiện tải tĩnh cũng

được thoả mãn .

*Kết luận lại ta chọn ổ đĩa côn có kích thước như sau.



Chọn loại ổ đặc biệt nhẹ loại 2007114.

D=110mm, d=70mm, D1=116mm, B=24mm, ỏ=14,80, C=67,6KN,

C0=65,8KN.

PHần III.Thiết kế kết cấu.

I.Kết cấu vỏ hộp. 1.Chọn vật liệu.

-Hộp giảm tốc để đảm bảo vị tri tương đối giữ các chi tiết và bộ phận

máy,tiếp nhận tải trọng do các chi tiết lắp trên vỏ truyền đến,đựng dầu bôi

trơn,bảo vệ các chi tiết máy tránh bụi bặm.

-Chỉ tiêu cơ bản của hộp giảm tốc là độ cứng cao và khối lượng nhỏ.

-Ta chọn vật liệu làm hộp giảm tốc sẽ là gang xám GX15-32.

2.Chọn bề mặt ghép nắp và thân.

-Vì hộp giảm tốc trục vít nên ta chọn bề mặt nắp và thân là bề mặt đi qua

trục bánh vít để nắp bánh vít các chi tiết khác dễ dàng.

-Đường kính ngoài của ổ lăn(ổ số 0)có D=90mm,mà đường kính đỉnh của

trục vít da1=91,35mm.Do đó ta phải dùng miếng đệm có độ dày là ọ.

Sao cho: D'=D+2. da1

d 91,35 90a1= 0,674.

2 2

D

Vậy ta chọn 1 .mm

3.Xác định các kích thước cơ bản của vỏ hộp.

-Khoảng cách tâm :Để đảm bảo sự đồng đều của về độ dày của thành hộp

lấy a=aMAX=200 mm.

-Chiều dày thân hộp ọ =9 mm.

-Chiều dày nắp hộp ọ1=8 mm.

-Đường kính bu lông nền d1=20 mm.

-Gân tăng cứng có +chiều dày e=8mm.

+Chiều cao h=60 mm.

+Độ dốc ỏ=20.

-Bu lông cạnh ổ.

d2=16 mm.

-Bu lông ghép nắp bích và thân.

d3=12 mm.

-Vít ghép nắp ổ.

d4=10 mm.

-Vít ghép nắp cửa thăm.

d5=8 mm.

-Mặt bích ghép với thân.

+chiều dày S3=20 mm.



+Chiều dày bích nắp hộp S4=18 mm.

+Bề rộng bích nắp và thân K3=42mm.

-Kích thước gối trục,

+Đường kính ngoài và tâm lỗ vít (Tra bảng 18-2/88) ta có được

D2=135 mm,D3=165 mm.

+Chiều cao h=12 mm.

+Tâm lỗ bu lông cạnh ổ E2=24 mm.

+R2=19,5 mm.

+Khoảng cách từ mép bu lông đến mép lỗ K=18mm.

+Bề rộng mặt gép bu lông cạnh ổ K2=48 mm.

-Mặt đế hộp.

+Chiều rộng khi có phần lồi S1=30 mm, S2=22 mm.

+Bề rộng mặt đế hộp K1=60 mm,q=62 mm.

-Khe hở giữa các chi tiết

+Giữa bánh răng và thành trong hộp ∆=9 mm.

+Giữa đỉnh răng lớn và đáy hộp ∆1=30mm.

+Giưa mặt bên của bánh răng với nhau ∆=10 mm.

-Số lượng bu lông nền ta chọn 4 bu lông.

II.Kết cấu một số chi tiết. 1.Nút thông hơi.

A B C D E G H I K L

M48x3 35 45 25 70 62 52 10 5 15

M N O P Q R S

13 52 10 56 36 62 55



2.Nút tháo dầu.

d b m f L c q D S Do

M22x2 15 10 3 29 2,5 19,8 32 22 25,4

3.Chốt định vị.



4.Thăm dầu.



III.Bôi trơn và điều chỉnh ăn khớp.

1.Bôi trơn. 1.1Bôi trơn các bộ truyền trọng hộp.



-Vì trong hộp giảm tốc là bộ truyền bánh răng trục vít. Có vận tốc dài

trên trục vít vTRụC VíT=3,2 (m/s) <10 (ms),vận tốc dài trên bánh răng trên

trục I vBáNH RĂNG I =5,3 (m/s)<12 (m/s).

Nên chọn phương pháp bôi trơn bàng dầu.Ngâm bộ truyền bánh răng

trục vít trong dầu mức dầu tối đa là ngập tăng trục vít, mức dầu tối thiểu

là ngập răng bánh răng 10 mm.Vì khi mứt đầu cao nhất đạt được thì cung

vừa ngập giữa con lăn của ổ lăn lắt trên trục vít nên ta chọn cách vung

dầu để đảm bảo bôi trơn cho trục vít.

-Bôi trơn bằng dầu có ưu điểm hệ thống tra dầu vào hộp ,tháo dầu ra và

kiểm tra dầu đơn giảm dễ dàng.Các bộ truyền đảm bảo luôn luôn được

ngâm trong dầu trong suốt quá trình làm việc.Các cấn kim loại được tạo

ra do mòn vì ma sát giữa các bề mặt được đưa ra ngoài ngay sau đó.

-Bôi trơn bằng dầu có nhược điểm không gian trong hộp giảm tốc dùng

để chứa dầu lớn làm cho hộp giảm tốc cồng kềnh.Có một lượng công suât

mất mát do khuấy dầu,dầu dễ bị biến chất do bắn tung toé,mặt khác các

chất cạn bã ở đáy hộp dễ bị khuấy động và hắt vào chỗ ăn khớp làm cho

răng nhanh chóng bị mài mòn.

1.2Bôi trơn ổ lăn.

-Tính vận tốc tại chỗ lắp ổ lăn trên các trục.

v1=2,27(m/s).v2=1,03(m/s).v3=0,01(m/s).

Ta chọn bôi trơn bằng dầu cho các ổ lăn trên các trục I và trục II.Tuy

vận tốc trên các trục này thấp nhưng ổ lăn luôn luôn tiếp xúc với dầu vì

quá trình bôi trơn các bộ truyền.Bôi trơn bằng dầu được thực hiện cùng

với quá trình bôi trơn các bộ truyền điều này tạo thuận lợi lớn.

Các ổ lăn trên trục III vì quay với vận tốc thấp và khó tiếp xúc được

với dầu do đó ta bôi trơn bằng mỡ.So với bôi trơn bằng dầu trên trục III

thì bôi trơn bằng 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 làm cho ổ làm

việc lâu dài (khoảng 1 năm),độ nhớt ít bị thay đổi khi nhiệt độ thay

đổi.Trên ổ bôi trơn bằng mỡ ta phải có vòng chắn mỡ để cho dầu không

vào ổ.

2.Điều chỉnh ăn khớp.



*Điều chỉnh ăn khớp dọc trục.

-Trong bộ truyền bánh răng trụ sai số về chế tạo các chi tiết theo kích

thước chiều dài và sai số lắp ghép làm cho vị trí bánh răng trên trục

không chính xác .Nó được khắp phục bằng cách lấy chiều rộng bánh răng

nhỏ tăng lên 10% so với chiều rộng bánh răng lớn.

-Đối với bộ truyền trục vít bánh vít,để đảm bảo sự ăn khớp chính xác

giữa ren trục vít và răng bánh vít cần đảm bảo khoảng cách trục,góc giữa

trục vít và bánh vít,và đảm bảo mặt trung bình của bánh vít đi qua trục

của trục vít.

-Vì trục vít vàn bánh vít không đặt trong cùng một vỏ hộp nên vị trí của

trục vít và bánh vít được điều chỉnh khi lắp vào hộp.

*Điều chỉnh ăn khớp.

-Trong bộ truyền bánh răng trẳng.

Sự ăn khớp có thể điều chỉnh khi lắp vào hộp,điều chỉnh bánh răng nhỏ

nhờ vít điều chỉnh M10.

-Điều chỉnh ăn khớp của bộ truyền trục vít bánh vít.Có hai phương pháp

điều chỉnh:

+Dịch chuyển trục vít cùng với bánh răng đã cố định trên trục nhờ vít

điều chỉnh M10.

3.Bảng dung sai lắp ghép.

3.1Trục I.



Chi tiết Kiểu lắp Sai lệch giới hạn

ổ lăn và trục 0,0150,002

esei

Bánh răng với trục

min

0,0180,028

maxSS

Bạc với trục

min

0,0710,025

maxSS

ổ lăn với vỏ hộp 0.030

ESEI

3.2Trục II.

Chi tiết Kiểu lắp Sai lệch giới hạn

Bánh răng và trục

min

0,0150,019

maxSS


esei

ổ lăn và thành hộp 0.0350

ESEI

trục và vung dầu

min

0,0870,032

maxSS

ổ lăn và cốc lót 0.0350

ESEI

Cố lót và thành hộp

min

0,0250,032

maxSS

3.3Trục III.

Chi tiết Kiểu lắp


esei

Bánh vít và trục min

0,0210,028

maxSS

Nắp ổ và thành hộp 0.040

ESEI

Vung dầu và trục min

0,0950,030

maxSS

Phần IV.Tài liệu tham khảo.



1.Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí (tập 1+2).

Trịnh Chất-Lê Văn Uyển.

2.Chi tiết máy (tập 1+2).

Nguyễn Trọng Hiệp.

3.Kỹ Thuật Đo.

Ninh Đức Tốn.

min

0,0950,030

0.0400,0210,002

maxSSESEIesei







Documents

Thiết Kế Dẫn Động Băng Tải Xích Tải