TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG VỚI HGT 2 CẤP ĐỒNG TRỤC CHO THÙNG TRỘN

TÍN TOÁN TIẾT KẾ Ệ TỐNG TRUYỀN ĐỘNG VỚI GT CẤP ĐỒNG TRỤC CO TÙNG TRỘN

MỤC LỤC Phần : Chọn động cơ và phân phối tỉ ố truyền.... Chọn động cơ điện.... Phân phối tỉ ố truyền... 4 Phần : Tính toán thiết kế chi tiết máy... 5. Thiết kế xích... 5. Thiết kế bánh răng... 7.3 Tính toán trục... 5.4 Tính toán chọn ổ lăn... 7.5 Thiết kế vỏ hộp... 3.6 Các chi tiết phụ... 34.7 Bảng dung ai lắp ghép... 34

Phần : CỌN ĐỘNG CƠ VÀ PÂN PỐI TỈ SỐ TRUYỀN.. CỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN: Thiết kế hệ thống truyền động máy khuấy bột nhão đảm bảo yêu cầu công uất trên trục cánh khuấy là 5 kw, ố vòng quay trên trục cánh khuấy là 50 vòng/ phút, thời gian phục vụ 8 năm, quay một chiều, làm việc một ca, tải trọng va đập nhẹ (một năm làm việc 300 ngày, một ca làm việc 8 giờ). Chế độ tải trọng cho như hình au: Trong đó T = T, T = 0,7T t = 54, t = 6 T T Để thoả mãn yêu cầu trên ta ử dụng hộp giảm tốc đồng trục làm giảm vận tốc từ động cơ vào trục cánh khuấy. ộp giảm tốc này có đặc điểm đường tâm của trục vào và trục ra trùng nhau. Do đó có thể giảm bớt chiều dài t t T t là hộp giảm tốc, giúp cho việc bố trí gọn cơ cấu. Tuy nhiên khi ử dụng hộp giảm tốc đồng trục ta nên lưu ý đến một ố khuyết điểm của nó: Khả năng tải của cấp nhanh không dùng hết vì tải trọng tác dụng vào cấp chậm lớn hơn cấp nhanh trong khi khoảng cách trục của hai cấp bằng nhau. Phải bố trí các ổ của các trục đồng tâm bên trong hộp giảm tốc, làm phức tạp kết cấu gối đỡ và gây khó khăn cho việc bôi trơn các ổ này. Khoảng cách giữa các gối đỡ của trục trung gian lớn nên muốn đảm bảo trục đủ bền và đủ cứng phải tăng đường kính trục. 3

Công uất công tác: P Công uất động cơ: P ct dc = 5kW Pct = η Bộ truyền xích để hở: η = 0, 9 Bộ truyền bánh răng trụ: η = 0, 96 iệu uất ổ lăn: η = 0, 99 ol x br iệu uất chung: η = η ( với bốn cặp ổ lăn và hai cặp bánh răng). 4 x. ηol. ηbr 4 4 Suy ra: η = η. η. η = 0,9.0, 99.0,96 = 0, 797 P x ol br Pct 5 = = = 6, η 0,797 dc 7 kw Chọn công uất động cơ: 7,5 kw Số vòng quay bộ phận công tác: 50 vòng/phút. Động cơ Số vòng quay Tỉ ố truyền Bộ truyền Bộ truyền xích 4

chung bánh răng 4AMY3 9 58,44, 4, 4A3S4Y3 455 9, 6,3 3,7 4A3M6Y5 968 9,36 5 3,09 4A60S8Y3 730 4,6,5 4,588 Với các tỉ ố truyền trên ta chọn động cơ 4A3M6Y5 có ố vòng quay 968 vòng/phút... PÂN PỐI TỈ SỐ TRUYỀN: Sơ bộ chọn u =, 5 x Tỷ ố truyền hộp giảm tốc: 9,36 u h = = 7,74,5 Tỷ ố truyền bánh răng: u u = u, 78 do hộp giảm tốc đồng trục = h = Chọn u = u, 8 là tỷ ố truyền tiêu chunn. = 968 Thử lại ố vòng quay của bộ phận công tác : = 49, 39 vòng/phút thỏa với yêu,8.,8.,5 cầu đặt ra là 50 vòng/phút. Theo các thông ố vừa chọn ta lập bảng đặc tính kỹ thuật au: BẢNG ĐẶC TÍN KỸ TUẬT CỦA Ệ TỐNG TRUYỀN ĐỘNG Thông ố Trục Động cơ I II III Công uất (kw) 6,7 5,96 5,67 5 Tỷ ố truyền,8,8,5 Momen xoắn (Nmm) 69,63 64754,3 438430,9 976604,9 Số vòng quay (v/ph) 968 345,7 3,5 49,4 5

Phần :..TIẾT KẾ XÍC - Số liệu ban đầu: TÍN TOÁN TIẾT KẾ CI TIẾT MÁY Công uất P (kw) 5,67 Số vòng quay bánh dẫn n (vg/ph) 3,5 Mômen xoắn T (Nmm) 438430,9 Tỷ ố truyền u,5 Điều kiện làm việc: quay một chiều, làm việc ca, tải va đập nhẹ. - Tính toán thiết kế:. Chọn loại xích con lăn một dãy.. Chọn ố răng đĩa xích dẫn theo công thức: z = 9 u = 9., 5 = 4 raêng 3. Tính ố răng đĩa xích lớn theo công thức: z = zu = 4.,5 = 60 raêng. Vậy thỏa điều kiện Z max < (00 30). 4. Khi đó tỷ ố truyền chính xác bộ tuyền xích : u z z = = = 60 4,5 5. Ta có hệ ố điều kiện ử dụng xích: K = K0K K K K K =... = a dc b r lv trong đó: K 0 = - hệ ố kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền K a = - hệ ố kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích K dc = - hệ ố kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích K b = - hệ ố ảnh hưởng của bôi trơn K r = - hệ ố tải trọng động, kể đến tính chất của tải trọng K lv = - hệ ố kể đến chế độ làm việc của bộ truyền, do làm việc ca ệ ố K = z0 / z = 5 / 4 =,04 z 6

ệ ố K = n0 / n = 00 /3,5 =,6 n Do là xích con lăn một dãy nên x =, uy ra K x = 6. Từ đó ta có công uất tính toán: KK zknp., 04., 6.5, 67 Pt = = = 9,55 K x Theo bảng 5.4 [3] ứng với công uất cho phép [P] > P t và ố vòng quay thực nghiệm n 0 = 00 vg/ph ta có được bứơc xích p c = 5,4 mm. Kiểm tra ố vòng quay tới hạn ứng với bước xích p c = 5,4 mm tra từ bảng 5. [3] ta có n tới hạn = 800 vg/ph nên điều kiện n = 3,5 vg/ph < n th được thỏa. [ P] 7. Tiếp tục ta kiểm mghiệm bước xích theo công thức au : p 600 c 3 PK Z n [ p ] K 0 với [ p0 ] = 3 MPa tra từ bảng 5.3 [3] x PK 5, 67. Thế vào biểu thức trên ta có p 600 3 600 3 c = = 3, 46 Z n [ Po] K 4.3, 5.3. Bước xích đã chọn thoã mãn điều kiện trên. 8. Tính toán các thông ố của bộ truyền xích vừa chọn : n pcz 3,5.5, 4.4 - Vận tốc trung bình của xích: v = = =, 5 m / 60000 60000 - Lực vòng có ích : 000P 000.5, 67 Ft = = = 4536 N v,5 - Chọn khoảng cách trục ơ bộ từ a = 40 pc = 40.5, 4 = 06mm (từ a = (30 50) p c ) - Số mắt xích : X a Z + Z Z Z = + + p c π pc a.06 4 + 60 60 4 5, 4 = + +,8 5, 4 π 06 Ta chọn X = mắt xích. - Chiều dài xích: L = p X = 5, 4. = 3098,8 mm. 9. Từ đó ta tính khoảng cách trục chính xác: c x 7

a p X X π Z + Z Z + Z Z Z = 0, 5 c + 8 4 + 60 4 + 60 60 4 = 0, 5.5, 4 + 8 = 005, 46 mm π Và để bộ truyền xích làm việc bình thường ta giảm khoảng cách trục xuống một đoạn bằng (0,00 0,004)a Do đó ta có khoảng cách trục tính toán là a = 00 mm - Lực tác dụng lên trục: F = K F =,5.4536 = 56,4 N r m t với K m =,5 do xích nằm ngang. - Đường kính đĩa xích : Bánh dẫn: d Bánh bị dẫn: p Z π = c = = 5,4.4 94,04 mm π ( cotg π ) ( cotg π ) d = p 0,5 + ( / Z ) = 5,4. 0,5 + ( / 4) = 05,63 mm d a c p Z π 5, 4.60 π = c = = 485,mm ( cotg π ) ( cotg π ) d = p 0,5 + ( / Z ) = 5,4. 0,5 + ( / 60) = 497,36 mm a c 0. Kiểm nghiệm ố lần xích va đập trong giây: với [i] = 0 tra bảng 5.6 [3] Zn 4.3,5 i = = =,6 [ i] = 0 5X 5.. Kiểm tra xích theo hệ ố an toàn: Q = F + Fv + Fo với Q = 50 (KN) tra bảng 5. [] F = Ft = 4536 N Fv = qmv =,6., 5 = 4,06 N với q =, 6 kg / m tra bảng 5. [] m F0 = K f aqmg = 6., 00., 6.9,8 = 53,34 N 8

ệ ố độ võng K f = 6 vì xích nằm ngang. Q 50000 F + F + F 4536 + 4, 06 + 53,34 Suy ra: = = = 0,65 [ ] v 0 với [] = (7,6 8,9) bảng 5.7 [3]. Như vậy đã thỏa điều kiện an toàn Thông ố bộ truyền xích: Z (răng) 4 d (mm) 94,04 d a (mm) 05,63 Z (răng) 60 d (mm) 485, d a (mm) 497,36 a (mm) 00 X (mắt xích) F r (N) 56,4.. TIẾT KẾ BÁN RĂNG Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm: - Số liệu ban đầu: Công uất P (kw) 5,96 Số vòng quay bánh dẫn n (vg/ph) 345,7 Mômen xoắn T (Nmm) 64754,3 Tỷ ố truyền u,8 Tuổi thọ L h (giờ) 900 9

Chế độ làm việc: quay một chiều, làm việc một ca, tải va đập nhẹ, năm làm việc 300 ngày, ca làm việc 8 giờ. Chọn vật liệu chế tạo bánh răng : Chọn thép 40 Cr được tôi cải thiện Theo bảng 6. [] ta chọn độ rắn trung bình: Bánh dẫn: B = 300 B Bánh bị dẫn: B = 80 B - Tính toán thiết kế:. Số chu kỳ làm việc cơ ở. Và: N N = 30B = 30.300 =, 64.0 chu kỳ.,4,4 7 O N O = 30B = 30.80 =, 4.0 chu kỳ.,4,4 7 6 FO = NFO = 5.0 chu kỳ Lh = 8.300.8 = 900h. Số chu kỳ làm việc tương đương: 3 T i E = 60... i. i i= Tmax N c n t 3 3 T 54 0, 7T 6 = 60... +..345,7.900 T 54 + 6 T 54 + 6 7 Suy ra: N E = 33,84.0 chu kỳ; N E 7 N E = =,09.0 u 6 T i FE = 60... i. i i= Tmax N c n t br 6 6 T 54 0, 7T 6 = 60... +..345,7.900 T 54 + 6 T 54 + 6 7 Suy ra: N FE = 3, 79.0 chu kỳ. N N 3,79.0 7 FE 7 FE = = =,35.0 chu kỳ. ubr,8 Vì: NE > NO ; NE > NO; NFE > NFO ; NFE > NFO Nên ta có hệ ố tuổi thọ: K = K = K = K = L L FL FL 0

3. Theo 6.3 [3], ta chọn giới hạn mỏi tiếp xúc: O lim = 0B + 70 Bánh dẫn : O lim = 0B + 70 = 670MPa Bánh bị dẫn: O lim = 0B + 70 = 630 MPa 4. Ta chọn giới hạn mỏi uốn: OF lim =, 75B Bánh dẫn : OF lim =, 75B = 55MPa Bánh bị dẫn: OF lim =, 75B = 490 MPa 5. Ứng uất tiếp xúc cho phép: = KL với =, tra bảng 6.3 [3]. Từ đây ta có: lim [ ] 0,9 O 0,9 670.0,9 = K =. = 548,8 MPa, O lim [ ] L 0,9 630.0,9 = K =. = 55, 45 MPa, O lim [ ] L Giá trị ứng uất tính toán: [ ] = 0,5([ ] + [ ]) Do [ ] [ ] min = 55, 45 MPa Suy ra: [ ] = 55,45 MPa 6. Ứng uất uốn cho phép tính theo công thức au: F = KFL với F =,75 tra bảng 6.3 [3]. Từ đây ta có: OF lim [ ] F 55. = K = = 300 MPa,75 OF lim [ ] F FL F 490. = K = = 80 MPa,75 OF lim [ ] F FL F Vì hộp giảm tốc được bôi trơn tốt (hộp giảm tốt kín), do đó ta tính toán thiết kế theo độ bền tiếp xúc. Để đảm bảo điều kiện bền đều, chọn ψ ba = 0, 4

Khi đó: ψ bd ψ ba ( u + ) 0, 4.(,8 + ) = = = 0,76 Ứng với ψ bd vừa chọn, tra bảng 6.4 [3] ta có : K β =,0 K Fβ =,04 7. Khi đó, khoảng cách trục bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng: a w = 43( u + ) 3 ψ T K ba β [ ] u 64754,3.,0 = 43(,8 + ) 3 35, 06mm 0, 4. 55,45.,8 ( ) Theo tiêu chunn chọn: a w = 60 mm. Với khoảng cách trục vừa chọn ta chọn môđun răng theo: m n = (0,0 0,0)a w (Ứng với B, B < 350B) Suy ra: m n =,6 3, ta chọn m n = o Ta có do bánh răng trụ răng nghiêng nên 8 β 0 m z ( u + ) a o n o co8 co 0 o aw co8 aw co 0 z m ( u + ) m ( u + ) n 4, 7 z 39,57 w Ta chọn z = 40 răng >7 (thỏa điều kiện không cắt chân răng) z = u. z =,8.40 răng 8. Khi đó góc nghiêng răng là: n m ( ) nz u +.40.(,8+) β = arco = arco = 8,9 aw.60 9. Các thông ố hình học của bộ truyền: - Đường kính vòng chia: d d z m 40. co β co(8,9 ) = = = o z m. co β co(8,9 ) = = = o o 84,mm 35, 79 mm o o

- Đường kính vòng đỉnh: da = d + m = 88, mm da = d + m = 39,79 mm - Đường kính vòng đáy: d f = d,5m = 79, mm d f = d,5m = 30,79 mm - Khoảng cách trục: a w =60 mm - Chiều rộng vành răng: Bánh bị dẫn: b = ψ a = 0,4.60 = 64 mm ba Bánh dẫn: dựa vào b = 64 mm và để phù hơp kết cấu ta chọn b = 70 mm Vận tốc vòng bánh răng:: π dn π.84,.345,7 v = = =,54 m / 60000 60000 Theo bảng 6.3 [3] chọn cấp chính xác là 9, với vận tốc giới hạn v = 6 m /. Xác định giá trị các lực : T.64754,3 - Lực vòng : Ft = Ft = = = 39, 94 N d 84, Ft tg nw 39,94. ) - Lực hướng tâm: Fr F α o = = r 499,5 N co β = tg(0 co(8,9 ) = o o - Lực dọc trục : F = F = F tg( β ) = 39,94. tg(8,9 ) = 85,75 N a a t 0. Tính toán kiểm nghiệm giá trị ứng uất tiếp xúc: Theo bảng 6.6 [3], ta chọn hệ ố tải trọng động : K V =,03 K FV =,06 gh Z Z Z T K ( u + ) d b u M ε = < w [ ] Ta có : ZM / = 75MPa do vật liệu là thép Z co β =,7 in α t 3

Z ε 0,96 (do lấy εα =, ) Ta có: b w = b = 64 mm Suy ra: d w = d = 84, mm Z Z Z T K K ( u + ) 46 MPa [ ] M ε β V = = < d bwu KLZ RZV KlKx.0,9.0,887.., 0 với [ ] = O lim = 630 = 466,8MPa, trong đó: Z R = 0,9 ; K l =. ZV = = = 0, 0, 0,85v 0,85.,54 0,887 d 84, K x =, 05 =, 05 =,0 4 4 0 0 Do đó bánh răng thoả điều kiện ứng uất tiếp xúc.. Tiếp tục kiểm nghiệm theo độ bền uốn: - ệ ố dạng răng: Bánh dẫn: Y F Bánh bị dẫn: Y 3 o 3, 3,.co (8,9 ) = 3,47 + = 3, 47 + = 3,75 z 40 F v 3 o 3, 3,.co (8,9 ) = 3, 47 + = 3, 47 + = 3,57 z v - Đặc tính o ánh độ bền các bánh răng: [ F] 300 = = 80 3,75 Y F [ F ] 80 = = 78,43 3,57 Y F Vậy ta ẽ kiểm nghiệm bánh bị dẫn có độ bền thấp hơn. - Ứng uất uốn tính toán: F YF T KFβ KFv.3,57.64754,3.,04.,06 0,3 MPa [ F ] 80 dw bw mn 84,.64. = = < = KFLYRYxY δ KFC..0,9.. với [ F ] = OF lim = 490 = 5 MPa,75 F trong đó Y R = ; Y x = 0,9 ; Y δ = ; K FC = Do đó độ bền uốn được thoả MPa 4

Từ đó ta có bảng kết quả au: (đơn vị mm) Thông ố bánh răng Bánh chủ động Bánh bị động Khoảng cách trục (a w ) 60 Đường kính vòng chia (d) 84, 35,79 Đường kính vòng đỉnh (d a ) 88, 39,79 Đường kính vòng đáy (d f ) 79, 30,79 Chiều rộng vành răng (b w ) 70 64 Góc profin gốc (α) 0 0 Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh: - Số liệu ban đầu: Công uất P (kw) 6,7 Số vòng quay bánh dẫn n (vg/ph) 968 Mômen xoắn T (Nmm) 69,63 Tỷ ố truyền u,8 Tuổi thọ L h (giờ) 900 Chế độ làm việc: quay một chiều, làm việc một ca, tải va đập nhẹ, năm làm việc 300 ngày, ca làm việc 8 giờ. Chọn vật liệu chế tạo bánh răng : Chọn thép 40 Cr được tôi cải thiện Theo bảng 6. [] ta chọn độ rắn trung bình: Bánh dẫn: B = 300 B Bánh bị dẫn: B = 80 B - Tính toán thiết kế:. Số chu kỳ làm việc cơ ở. Và: N N = 30B = 30.300 =, 64.0 chu kỳ.,4,4 7 O NO = 30B = 30.80 =, 4.0 chu kỳ.,4,4 7 6 FO = NFO = 5.0 chu kỳ Lh = 8.300.8 = 900h. Số chu kỳ làm việc tương đương: 5

3 T i E = 60... i. i i= Tmax N c n t 3 3 T 54 0, 7T 6 = 60... +..968.900 T 54 + 6 T 54 + 6 7 Suy ra: N E = 94,77.0 chu kỳ; N E 7 N E = = 33,85.0 u 6 T i FE = 60... i. i i= Tmax N c n t 6 6 T 54 0, 7T 6 = 60... +..968.900 T 54 + 6 T 54 + 6 7 Suy ra: N FE = 89, 0.0 chu kỳ. N N 89,0.0 br 7 FE 7 FE = = = 3,8.0 chu kỳ. ubr,8 Vì: NE > NO ; NE > NO; NFE > NFO ; NFE > NFO Nên ta có hệ ố tuổi thọ: K = K = K = K = L L FL FL 3. Theo 6.3 [3], ta chọn giới hạn mỏi tiếp xúc: O lim = B + 70 Bánh dẫn : O lim = B + 70 = 670 MPa Bánh bị dẫn: O lim = B + 70 = 630 MPa 4. Ta chọn giới hạn mỏi uốn: OF lim =, 75B Bánh dẫn : OF lim =, 75B = 55MPa Bánh bị dẫn: OF lim =, 75B = 490 MPa 5. Ứng uất tiếp xúc cho phép: = KL với =, tra bảng 6.3 [3]. Từ đây ta có: lim [ ] 0,9 O 0,9 670.0,9 = K =. = 548,8 MPa, O lim [ ] L 6

0,9 630.0,9 = K =. = 55, 45 MPa, O lim [ ] L Giá trị ứng uất tính toán: [ ] ( ) ( ) = 0,5 + = 0,5 548,8 + 55, 45 = 376, 3MPa Do [ ] [ ] min = 55, 45 MPa Suy ra: [ ] = 55,45 MPa 6. Ứng uất uốn cho phép tính theo công thức au: F = KFL với F =,75 tra bảng 6.3 [3]. Từ đây ta có: OF lim [ ] F 55. = K = = 300 MPa,75 OF lim [ ] F FL F 490. = K = = 80 MPa,75 OF lim [ ] F FL F Ta chọn ψ ba cho cặp bánh răng cấp nhanh là 0,5. Khi đó: ψ bd ψ ba ( u + ) 0, 5.(,8 + ) = = = 0,475 Ứng với ψ bd vừa chọn, tra bảng 6.4 [3] ta có : K β =,005 K Fβ =,05 7. Do đây là hộp giảm tốc đồng trục nên: aw mn = 60 mm = mm Chiều rộng vành răng: Bánh bị dẫn: b = ψ a = 0,5.60 = 40 mm ba Bánh dẫn: dựa vào b = 40 mm và để phù hơp kết cấu ta chọn b = 46 mm Vận tốc vòng bánh răng:: π dn π.84,.968 v = = = 4, 68 m / 60000 60000 Theo bảng 6.3 [3] chọn cấp chính xác là 9, với vận tốc giới hạn v = 6 m /. gh 7

Xác định giá trị các lực : T.69,63 - Lực vòng : Ft = Ft = = = 470,4 N d 84, Ft tg nw 470, 4. ) - Lực hướng tâm: Fr F α o tg(0 = r = = = 563,35 N o co β co(8,9 ) o - Lực dọc trục : F = F = F tg( β ) = 470, 4. tg(8,9 ) = 483,6 N a a t 8. Tính toán kiểm nghiệm giá trị ứng uất tiếp xúc: Theo bảng 6.6 [3], ta chọn hệ ố tải trọng động : K V =,09 K FV =,9 Z Z Z T K ( u + ) d b u M ε = < w [ ] Ta có : ZM / = 75MPa do vật liệu là thép Z co β =,7 in α t Z ε 0,96 (do lấy εα =, ) Ta có: b w = b = 40 mm Suy ra: d w = d = 84, mm Z Z Z T K K ( u + ) 365,8 [ ] M ε β V = = MPa < d bwu K LZ RZV KlK x.0,9.0, 983.., 0 với [ ] = O lim = 630 = 57,33MPa, trong đó: Z R = 0,9 ; K l =. ZV = = = 0, 0, 0,85v 0,85.4, 68 0, 983 d 84, K x =,05 =,05 =,0 4 4 0 0 Do đó bánh răng thoả điều kiện ứng uất tiếp xúc. 9. Tiếp tục kiểm nghiệm theo độ bền uốn: - ệ ố dạng răng: 8

Bánh dẫn: Y F 3 o 3, 3,.co (8,9 ) = 3,47 + = 3, 47 + = 3,75 z 40 v Bánh bị dẫn: Y F 3 o 3, 3,.co (8,9 ) = 3, 47 + = 3, 47 + = 3,57 z v - Đặc tính o ánh độ bền các bánh răng: [ F] 300 = = 80 3,75 Y F [ F ] 80 = = 78,43 3,57 Y F Vậy ta ẽ kiểm nghiệm bánh bị dẫn có độ bền thấp hơn. - Ứng uất uốn tính toán: Y T K K.3,57.69, 63., 05.,9 d b m 84,.40. 79,6 [ ] F F β Fv F = = MPa < w w n KFLYRYxY δ KFC..0,9.. với [ F ] = OF lim = 490 = 5 MPa,75 F trong đó Y R = ; Y x = 0,9 ; Y δ = ; K FC = Do đó độ bền uốn được thoả Từ đó ta có bảng kết quả au: (đơn vị mm) Thông ố bánh răng Bánh chủ động Bánh bị động Khoảng cách trục (a w ) 60 Đường kính vòng chia (d) 84, 35,79 Đường kính vòng đỉnh (d a ) 88, 39,79 Đường kính vòng đáy (d f ) 79, 30,79 Chiều rộng vành răng (b w ) 46 40 Góc profin gốc (α) 0 0.3. TÍN TRỤC.3.. Xác định nối trục vòng đàn hồi: Để truyền momen từ động cơ vào hộp giảm tốc ta chọn nối trục vòng đàn hồi vì nó có nhiều ưu điểm : cấu tạo đơn giản, dễ chế tạo, dễ thay thế, làm việc tin cậy. Nối trục vòng đàn hồi có thể làm việc bình thường khi độ lệch tâm r từ 0, 0,6 mm, độ lệch góc đến 0. Do trong quá trình lắp ghép không thể đảm bảo độ đồng tâm nên gây tải trọng phụ nt ( 0, 0, ) F t F = 3, với F t lực vòng tác dụng lên vòng đàn hồi. F 9

Với T = 69,63 Nmm ta chọn nối trục có các thông ố chính au D 0 = 68 mm; l = 5 mm; l = mm; l 0 = 5 mm; z = 6; l c = 9 mm và d c = 0 mm - Điều kiện bền dập của vòng đàn hồi: kt., 5.69, 63 d = = =,53 MPa < (..3) MPa zd d l 6.68.0.5 0 c 0 Vậy điều kiện bền dập của vòng đàn hồi được thỏa. - Điều kiện bền của chốt: l kt 9., 5.69, 63 F = = = 36,04 MPa < [ F ] = (60..80) MPa 0,d 0,.0.68.6 c 3 3 cd0 z Vậy điều kiện bền của chốt được thỏa. Sau khi tính nối trục ta phân tích lực tác dụng lên các trục với điều kiện hướng tác dụng của lực F nt phải tạo ra momen uốn lớn hơn để tính cho trường hợp nguy hiểm nhất. Độ lớn của F nt : ( ) F = 0, 0,3 F = 546 N nt Ta có ơ đồ phân tích lực như hình bên dưới: t 0

Vật liệu chế tạo trục là thép C45 tôi cải thiện. Giới hạn bền: = 850MPa b Trị ố của ứng uất uốn cho phép tương ứng với b = 850( MPa) tra trong bảng 0.5 []: [ ] = 67MPa Ưng uất xoắn cho phép: [τ ] = 0 5 MPa đối với trục vào, ra [τ ] = 0 5 MPa đối với trục trung gian Xác định ơ bộ đường kính trục theo công thức au: T d 3 0, [ τ ] A. Trục trung gian: Với T = 64754,3 Nmm

[τ ] = 3 MPa d T 64754,3 0, 0,.3 3 = 3 = [ τ ] 39,87 mm Chọn ơ bộ đường kính các đoạn trục: Tại vị trí ổ lăn d 0 = 40 mm Tại vị trí bánh răng cấp nhanh và chậm d = d = 45 mm Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm dặt lực: x = 0 mm w = 60 mm AD = ( w + l ) + x = 70 mm BC = ( w + l) + x = 70 mm l = l = 60 mm AB = 0 mm Ta có lực tác dụng: Ft = 470, 4N Fr = 563,35 N Fa = 483,6 N Ft = 39, 94 N Fr = 499,5 N Fa = 85, 75 N dw 35, 79 Suy ra: M a = Fa = 483,6. = 5696,5 Nmm Biểu đồ mômen: d 84, w M a = Fa = 85, 75. = 5436,5 Nmm

. Tính phản lực tại các gối tựa: - Trong mặt phẳng yz, ta có: Suy ra: Ta có : R By M = 0 M M + F. AD + F. AC R. AB = 0 A a a r r By M a M a + Fr. AD + Fr. AC = AB 5696,5 5436,5 + 563,35.70 + 499,5.40 = = 00,67 N 0 R + R = F + F Ay By r r Vậy: R = F + F R = 563,35 + 499,5 00, 67 = 86,83 N Ay r r By - Trong mặt phẳng xz, ta có: 3

M = 0 F. AD F. AC + R. AB = 0 A t t Bx Ft. AC Ft. AD 39,94.40 470, 4.70 Suy ra: RBx = = = 8, 49 N AB 0 RAx = Ft + RBx Ft = 470, 4+ 8, 49 39,94 = 34, 04 N. Tính đường kính tại các đoạn trục: Vậy tiết diện nguy hiểm là tại C: M xc = 4894,3 Nmm M yc = 84046,9 Nmm T = 64754,3 Nmm Vậy: M = M + M = 4894,3 + 84046, 9 = 70455,5 Nmm xc yc Tại C: M td = M + 0, 75T = 70455,5 + 0, 75.64754, 3 = 90,5 Nmm d M 90,5 td 3 = 3 = 0,[ ] 0,.67 3,3mm Theo tiêu chunn và để phù hợp với kết cấu bánh răng ta chọn d C = d D = 45 mm. Tại các tiết diện khác ta có: Tại A và B: Theo tiêu chunn và để đạt ự hài hòa về kết cấu ta chọn d A = d B = 40 mm 3. Kiểm nghiệm then Kiểm ngiệm điều kiện bền dập và bền cắt đối với then bằng: Với các tiết dịên trục dùng mối ghép then cần tiến hành kiểm nghiệm mối ghép về độ bền dập và độ bền cắt theo công thức au: T d = [ d ] dl ( h t ) τ c t T = [ τ c ] dl b t trong đó [ d ] = 00 MPa ứng uất dập cho phép tra trong bảng 9.5 [] và cho phép lớn hơn giá trị cho phép 5% và [τ c ] = 40 60 MPa là ứng uất cắt cho phép Bảng kiểm nghiệm then: Đường kính (mm) Then (mm) bxh t Chiều dài then l (mm) Chiều dài làm việc của then l t (mm) Mômen T (Nmm) d (MPa) τ c (MPa) 4

Trục II 45 4x9 5,5 50 36 64754,3 58, 4,53 4. Kiểm nghiệm theo hệ ố an toàn - Vật liệu trục: thép C45, tôi cải thiện. b = 850 MPa với - = 0,4 b = 340 MPa; τ - = 0,3 b = 89,66 MPa - ệ ố xét đến ảnh hưởng tập trung tải trọng: K, K τ Tra bảng 0.8 [3] ta có : K =,05 - ệ ố tăng bền bề mặt: K τ =,9 β =,7 tra theo bảng 0.4 tài lịêu [3] ứng với trường hợp phun bi. - ệ ố xét đến ảnh hưởng của ứng uất trung bình: Bảng ố liệu: ψ = 0,05 và ψ τ = 0. Thông ố Đường kính(mm) Then Mômen chống uốn W Mômen cản xoắn b x h t Trục II 45(C) 4x9 5,5 76,3 6557,47 3 3 trong đó: W = 0, d ; W = 0, d khi trục đặc. π ( ) π ( ) W = d bt d t ; Wo = d bt d t 3 d 6 d 0 3 3 Bảng kiểm nghiệm hệ ố an toàn : khi trục có một then. (trong đó, [] hệ ố an toàn cho phép nằm trong khoảng,5,5; khi [] =,5 3 ta không cần kiểm nghiệm trục theo độ cứng.) Đường kính ε d(mm) ε τ a τ a τ Trục II 45(C) 0,84 0,78,4 4,98 0,57 6,58 9,8 trong đó: ε, ε τ là hệ ố kích thước tra trong bảng 0.3 [3] a, τ a là biên độ của ứng uất tính theo: a = max = M W W 0 5

max T τ a = τ = W 0, τ là hệ ố an toàn xét riêng cho ứng uất uốn và ứng uất xoắn: τ = K a + ψ m ε β τ τ = Kτ. τ a + ψ. τ m ε. β Khi đó hệ ố an toàn kiểm nghiệm cho trục là : = τ + τ Kết quả kiểm ngiệm hệ ố an toàn cho thấy các đoạn trục đều thoã mãn hệ ố an toàn kiểm nghiệm trục theo độ bền mỏi. Ngoài ra trục còn đảm bảo về độ cứng. B. Trục đầu vào: Với T = 69,63 Nmm [τ ] = 0 MPa d T 69,63 0, 0,.0 3 = 3 = [ τ ] Chọn ơ bộ đường kính các đoạn trục: Tại vị trí khớp nối d 0 = 5 mm Tại vị trí ổ lăn d = 30 mm Tại vị trí bánh răng d = 35 mm 4,9 mm Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm dặt lực (căn cứ vào kích thước của trục trung gian): AD = f = 65 mm Ta có lực tác dụng: AC = BC = 70 mm Ft = 470, 4N Fr = 563, 35 N 6

Fa = 483,6 N ( ) F = 0, 0,3 F = 546 N nt dw 84, Suy ra: M a = Fa = 483,6. = 0343, 45 Nmm Biểu đồ mômen: t. Tính phản lực tại các gối tựa: - Trong mặt phẳng yz, ta có: Suy ra: Ta có : R By M = 0 M F. AC + R. AB = 0 A a r By F. r AC M a = AB 563,35.70 0343,45 = = 36,36 N 40 RAy + RBy = Fr 7

Vậy: R = F R = 563,35 36, 36 = 46, 99N Ay r By - Trong mặt phẳng xz, ta có: M = 0 F. AD + F. AC R. AB = 0 A nt t Bx Fnt. AD + Ft. AC 546.65 + 470, 4.70 Suy ra: RBx = = = 988,7 N AB 40 RAx = Fnt + RBx Ft = 546 + 988, 7 470, 4 = 64, 9 N. Tính đường kính tại các đoạn trục: Vậy tiết diện nguy hiểm là tại C: M xc = 6909 Nmm M yc = 9545, Nmm T = 69,63 Nmm Vậy: M = M + M = 6909 + 9545, = 69864,3 Nmm xc yc Tại C: M td = M + 0, 75T = 69864,3 + 0, 75.69, 63 = 88066,93 Nmm d M 88066, 93 td 3 = 3 = 0,[ ] 0,.67 3,6 mm Theo tiêu chunn và để phù hợp với kết cấu bánh răng ta chọn d C = 35 mm. Tại các tiết diện khác ta có: Tại A và B: Theo tiêu chunn và để đạt ự hài hòa về kết cấu ta chọn d A = d B = 30 mm Tại D: d D = 5 mm 3. Kiểm nghiệm then Kiểm ngiệm điều kiện bền dập và bền cắt đối với then bằng: Với các tiết dịên trục dùng mối ghép then cần tiến hành kiểm nghiệm mối ghép về độ bền dập và độ bền cắt theo công thức au: T d = [ d ] dl ( h t ) τ c t T = [ τ c ] dl b t trong đó [ d ] = 00 MPa ứng uất dập cho phép tra trong bảng 9.5 [] và cho phép lớn hơn giá trị cho phép 5% và [τ c ] = 40 60 MPa là ứng uất cắt cho phép 8

Bảng kiểm nghiệm then: Then Chiều dài làm Đường Chiều dài Mômen (mm) việc của then l d τ c kính (mm) then l (mm) t T (Nmm) (MPa) (MPa) bxh t (mm) 5 0x8 5 50 40 69,63 4,7,38 Trục I 35 0x8 5 50 40 69,63 9,48 8,84 4. Kiểm nghiệm theo hệ ố an toàn - Vật liệu trục: thép C45, tôi cải thiện. b = 850 MPa với - = 0,4 b = 340 MPa; τ - = 0,3 b = 89,66 MPa - ệ ố xét đến ảnh hưởng tập trung tải trọng: K, K τ Tra bảng 0.8 [3] ta có : K =,05 - ệ ố tăng bền bề mặt: K τ =,9 β =,7 tra theo bảng 0.4 tài lịêu [3] ứng với trường hợp phun bi. - ệ ố xét đến ảnh hưởng của ứng uất trung bình: Bảng ố liệu: ψ = 0,05 và ψ τ = 0. Thông ố Đường kính(mm) Then Mômen chống uốn W Mômen cản xoắn bxh t Trục I 35(C) 0x8 5 3566,39 7775,63 3 3 trong đó: W = 0, d ; W = 0, d khi trục đặc. π ( ) π ( ) W = d bt d t ; Wo = d bt d t 3 d 6 d 0 3 3 Bảng kiểm nghiệm hệ ố an toàn : khi trục có một then. (trong đó, [] hệ ố an toàn cho phép nằm trong khoảng,5,5; khi [] =,5 3 ta không cần kiểm nghiệm trục theo độ cứng.) Đường kính d(mm) ε ε τ a τ a τ Trục I 35(C) 0,88 0,8 9,59 3,98,67 34,54,89 trong đó: ε, ε τ là hệ ố kích thước tra trong bảng 0.3 [3] W 0 9

a, τ a là biên độ của ứng uất tính theo: a = max = M W max T τ a = τ = W 0, τ là hệ ố an toàn xét riêng cho ứng uất uốn và ứng uất xoắn: τ = K a + ψ m ε β τ τ = Kτ. τ a + ψ. τ m ε. β Khi đó hệ ố an toàn kiểm nghiệm cho trục là : = τ + τ Kết quả kiểm ngiệm hệ ố an toàn cho thấy các đoạn trục đều thoã mãn hệ ố an toàn kiểm nghiệm trục theo độ bền mỏi. Ngoài ra trục còn đảm bảo về độ cứng. C. Trục đầu ra: Với T = 438430,9 Nmm [τ ] = 0 MPa d T 438430,9 0, 0,.0 3 = 3 = [ τ ] Chọn ơ bộ đường kính các đoạn trục: Tại vị trí ổ lăn d 30 = 55 mm Tại vị trí bánh răng d 3 = 60 mm Tại vị trí đĩa xích d 3 = 50 mm 47,86 mm Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm dặt lực (căn cứ vào kích thước của trục trung gian): BD = f = 00 mm Ta có lực tác dụng: AC = BC = 70 mm 30

Ft3 = 39,94 N Fr3 = 499,5 N Fa3 = 85, 75 N Fx = 56,4 N dw 35, 79 Suy ra: M a = Fa = 85, 75. = 5583,5 Nmm Biểu đồ mômen:. Tính phản lực tại các gối tựa: - Trong mặt phẳng yz, ta có: M = 0 M + F. AC + F. AD R. AB = 0 A a r3 x By 3

Suy ra: Ta có : R By M.. a + Fr 3 AC + Fx AD = AB 5583,5 + 499,5.70 + 56,4.40 = = 0774,7 N 40 R R = F + F By Ay r3 x Vậy: R = R F 3 F = 0774, 7 499,5 56, 4 = 4059,6 N Ay By r x - Trong mặt phẳng xz, ta có: M = 0 F. AC R. AB = 0 A t3 Bx F 3 Suy ra:. 39,94.70 t AC RBx = = = 956,47 N AB 40 RAx = Ft 3 RBx = 39,94 956, 47 = 956, 47 N. Tính đường kính tại các đoạn trục: Vậy tiết diện nguy hiểm là tại B: M xb = 0 Nmm M yb = 5640 Nmm M xb = 3695,9 M yb = 844, M B = 3544,03 T = 438430,9 Nmm Tại B: M td = M + 0, 75T = 5640 + 0, 75.438430,9 = 64593, 4Nmm d M 64593, 4 td 3 = 3 = 0,[ ] 0,.67 45,84 mm Theo tiêu chunn và để phù hợp với kết cấu ta chọn d B = d A = 55 mm. Tại các tiết diện khác ta có: Tại C: Theo tiêu chunn và để đạt ự hài hòa về kết cấu ta chọn d C = 60 mm Tại D: d D = 50 mm 3. Kiểm nghiệm then Kiểm ngiệm điều kiện bền dập và bền cắt đối với then bằng: 3

Với các tiết dịên trục dùng mối ghép then cần tiến hành kiểm nghiệm mối ghép về độ bền dập và độ bền cắt theo công thức au: T d = [ d ] dl ( h t ) τ c t T = [ τ c ] dl b t trong đó [ d ] = 00 MPa ứng uất dập cho phép tra trong bảng 9.5 [] và cho phép lớn hơn giá trị cho phép 5% và [τ c ] = 40 60 MPa là ứng uất cắt cho phép Bảng kiểm nghiệm then: Đường kính (mm) Trục III Then (mm) bxh t Chiều dài then l (mm) Chiều dài làm việc của then l t (mm) Mômen T (Nmm) d (MPa) τ c (MPa) 60 8x 7 56 38 438430,9 96,5,37 50 8x 7 63 45 438430,9 97,43,65 4. Kiểm nghiệm theo hệ ố an toàn - Vật liệu trục: thép C45, tôi cải thiện. b = 850 MPa với - = 0,4 b = 340 MPa; τ - = 0,3 b = 89,66 MPa - ệ ố xét đến ảnh hưởng tập trung tải trọng: K, K τ Tra bảng 0.8 [3] ta có : K =,05 - ệ ố tăng bền bề mặt: K τ =,9 β =,7 tra theo bảng 0.4 tài lịêu [3] ứng với trường hợp phun bi. - ệ ố xét đến ảnh hưởng của ứng uất trung bình: Bảng ố liệu: ψ = 0,05 và ψ τ = 0. Thông ố Đường kính(mm) Then Mômen chống uốn W Mômen cản xoắn bxh t Trục III 60(C) 8x 7 856,3 3946,05 3 3 trong đó: W = 0, d ; W = 0, d khi trục đặc. 0 W 0 W π ( ) π ( ) = d bt d t ; Wo = d bt d t 3 d 6 d 3 3 khi trục có một then. 33

Bảng kiểm nghiệm hệ ố an toàn : (trong đó, [] hệ ố an toàn cho phép nằm trong khoảng,5,5; khi [] =,5 3 ta không cần kiểm nghiệm trục theo độ cứng.) Đường kính d(mm) ε ε τ a τ a τ Trục III 35(C) 0,8 0,76 7,8 5,56 3, 3,,49 trong đó: ε, ε τ là hệ ố kích thước tra trong bảng 0.3 [3] a, τ a là biên độ của ứng uất tính theo: a = max = M W max T τ a = τ = W 0, τ là hệ ố an toàn xét riêng cho ứng uất uốn và ứng uất xoắn: τ = K a + ψ m ε β τ τ = Kτ. τ a + ψ. τ m ε. β Khi đó hệ ố an toàn kiểm nghiệm cho trục là : = τ + τ Kết quả kiểm ngiệm hệ ố an toàn cho thấy các đoạn trục đều thoã mãn hệ ố an toàn kiểm nghiệm trục theo độ bền mỏi. Ngoài ra trục còn đảm bảo về độ cứng..4.tín TOÁN CỌN Ổ LĂN.4.. Trục đầu vào: Đường kính ngõng trục: d = 30 mm. Số vòng quay n = 968 vg/ph.. Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ A: 34

F = R + R = 46,99 + 64, 9 = 43,8 N RA Ay AX Khi đó tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ B: F = R + R = 36, 36 + 988, 7 = 998, 06N RB By BX Ta có lực tác dụng dọc trục Fa = 483,6 N là khá lớn o với F R (ta có Fa / F r = 483,6 / 998, 06 = 0, 484 > 0,3 ) ta chọn ổ bi đỡ chặn một dãy Ta chọn loại cỡ đặc biệt nhẹ với C =5300N, C 0 = 8670N và α = 0 Ta có Fa / C 0 = 483,6 / 8670 = 0, 056, tra bảng.3 [3]. Suy ra: e = 0,37 Ta có : Vì S S S = e. FRA = 0,37.43,8 = 59, 77 N S = e. FRB = 0, 37.998, 06 = 369, 8 N < và F = 483,6 N > 369, 8 59, 77 = 09,5N nên theo bảng.5 [3] ta có: a Fa = S = 59, 77 N Fa = S + Fa = 59, 77 + 483,6 = 64, 93 N Ta chọn ổ theo ổ bên phải vì tải trọng tác dụng lớn hơn. Fa 64,93 Do tỉ ố 0, 644 0,35 X 0, 45, 46 VF =.998, 06 = >. Suy ra: = vaø Y = RB Tải trọng quy ước: Q = ( XVF + YF ) K K r a t với: V = ứng với vòng trong quay. K = hệ ố xét đến ảnh hưởng nhiệt độ đến tuổi thọ ổ t K = hệ ố xét đến ảnh hưởng đặc tính tải trọng đến tuổi thọ ổ Q = ( XVF + YF ) K K = (0, 45..998, 06 +, 46.64, 93).. = 387,8 N r a T Do tải trọng thay đổi theo bậc nên ta có tải trọng tương đương: 0 / 3 0 / 3 Q L Q L Qtd = Q.. +. Q L h Q L h 3 3 T 54 0, 7T 6 = Q.. +. = 34,53 N T 54 + 6 T 54 + 6. Thời gian làm việc tính bằng triệu vòng quay: 0,3 / 3 35

60nL 60.968.900 L = h = = 6 6 5, trieäu voøng quay 0 0 3. Khả năng tải động tính toán: 0 3 0 3 Ctt = Q L = 34,53. 5, = 0788,59 N < C = 5300N Theo [] ta tiến hành chọn ổ lăn theo C tt < C với C là giá trị tải trọng động của ổ tra trong phụ lục P.8 []. Kí hiệu ổ d,mm D,mm B,mm r,mm C,N C 0, N 3606 30 55 3,5 5300 8670 4. Khi đó tuổi thọ chính xác của ổ là: 0/3 0/3 C 5300 L = = = 3573,3 trieäu voøng Q 34,53 5. Tuổi thọ ổ tính bằng giờ: L h 6 6 0 L 3573, 3.0 = = = 653, 76 giôø 60n 60.968 6. Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ: Chọn một trong hai giá trị lớn nhất Q0 = X 0FRB + Y0 Fa = 0, 6.998, 06 + 0,5.64,93 = 90,3 N (với: X 0 = 0,6 và Y 0 = 0,5 (bảng.6 [3]) với Q0 = FRB = 998, 06N Ta thấy Q0 = 998, 06 N < C0 = 8670N, do đó ổ được chọn thoả mãn điều kiện bền tĩnh. 7. Xác định ố vòng quay tới hạn của ổ: Ta có: D pw Suy ra: 5 Dpwn.0 = 4,5 (tra trong bảng.7 [3] khi bôi trơn bằng mỡ) ( D + d) (55 + 30) = = = 4,5 mm là đường kính tâm con lăn. ngh 5 4, 5.0 = = 0588, 4 vg/ph > n = 968 vg/ph. 4,5 Do đó ổ được chọn thoả ố vòng quay tới hạn..4.. Trên trục : Đường kính ngõng trục: d = 40 mm. Số vòng quay n = 345,7 vg/ph. 36

. Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ A: F = R + R = 86,83 + 34, 04 = 90, 73 N RA Ay AX Khi đó tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ B: F = R + R = 00, 67 + 8, 49 = 435, 08 N RB By BX Ta có lực tác dụng dọc trục Fa = 85,75 483,6 = 80,59 N là khá lớn o với F R (ta có F / F = 80,59 / 435, 08 = 0,33 > 0, 3) ta chọn ổ bi đỡ chặn một dãy a r Ta chọn loại cỡ nhẹ hẹp với C = 38900 N, C 0 = 300 N và α = 0 Ta có Fa / C 0 = 80,59 / 300 = 0, 035, tra bảng.3 [3]. Suy ra: e = 0,35 Ta có : Vì S S S = e. FRA = 0,35.90, 73 = 3, 6 N S = e. FRB = 0, 35.435, 08 = 85, 8 N < và F = 80,59 N > 85, 8 3, 6 = 530, 0 N nên theo bảng.5 [3] ta có: a Fa = S = 3, 6 N Fa = S + Fa = 3, 6 + 80, 59 = 4,85 N Ta chọn ổ theo ổ bên phải vì tải trọng tác dụng lớn hơn. Fa 4,85 Do tỉ ố 0, 46 0,35. Suy ra: X 0, 45vaø Y,5 VF =.435, 08 = > = = RB Tải trọng quy ước: Q = ( XVF + YF ) K K r a t với: V = ứng với vòng trong quay. K = hệ ố xét đến ảnh hưởng nhiệt độ đến tuổi thọ ổ t K = hệ ố xét đến ảnh hưởng đặc tính tải trọng đến tuổi thọ ổ Q = ( XVF + YF ) K K = (0, 45..435, 08 +,5.4,85).. = 794, 3N r a T Do tải trọng thay đổi theo bậc nên ta có tải trọng tương đương: 0 / 3 0 / 3 Q L Q L Qtd = Q.. +. Q L h Q L h 3 3 T 54 0,7T 6 = Q.. +. = 646,78 N T 54 + 6 T 54 + 6 0,3 / 3 37

. Thời gian làm việc tính bằng triệu vòng quay: 60nL 60.345, 7.900 L = h = = 398, 5 trieäu voøng quay 6 6 0 0 3. Khả năng tải động tính toán: 0 3 0 3 Ctt = Q L = 646, 78. 398, 5 = 5950,4 N < C = 38900N Theo [] ta tiến hành chọn ổ lăn theo C tt < C với C là giá trị tải trọng động của ổ tra trong phụ lục P.8 []. Kí hiệu ổ d,mm D,mm B,mm r,mm C,N C 0, N 3608 40 80 8 8900 300 4. Khi đó tuổi thọ chính xác của ổ là: 0/3 0/3 C 8900 L = = = 888 trieäu voøng Q 646, 78 5. Tuổi thọ ổ tính bằng giờ: L h 6 6 0 L 888.0 = = = 3934, 4 giôø 60n 60.345, 7 6. Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ: Chọn một trong hai giá trị lớn nhất Q0 = X 0FRB + Y0Fa = 0, 6.435, 08 + 0,5.4,85 = 03, 473 N (với: X 0 = 0,6 và Y 0 = 0,5 (bảng.6 [3]) Q0 = FRB = 435, 08N Ta thấy Q0 = 435, 08 N < C0 = 300N, do đó ổ được chọn thoả mãn điều kiện bền tĩnh. với 7. Xác định ố vòng quay tới hạn của ổ: Ta có: D pw Suy ra: 5 Dpwn.0 = 4,5 (tra trong bảng.7 [3] khi bôi trơn bằng mỡ) ( D + d) (80 + 40) = = = 60 mm là đường kính tâm con lăn. ngh 5 4,5.0 = = 7500 vg/ph > n = 345, 7 vg/ph. 60 Do đó ổ được chọn thoả ố vòng quay tới hạn..4.3. Trên trục 3: Đường kính ngõng trục: d = 55 mm. 38

Số vòng quay n = 3,5 vg/ph.. Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ A: F = R + R = 4059,6 + 956, 47 = 4506, 06 N RA Ay AX Khi đó tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ B: F = R + R = 0774, 7 + 956, 47 = 0950,9 N RB By BX Ta có lực tác dụng dọc trục Fa = 85,75 N là khá nhỏ o với F R (ta có Fa / F r = 85, 75 /0950, 9 = 0,7 < 0, 3) ta chọn ổ bi đỡ một dãy Vì FRB > F nên ta tính toán chọn ổ theo ổ B là ổ chịu lực lớn hơn. RA Tải trọng quy ước: Ta có: do F a là khá nhỏ nên hệ ố X = và Y = 0 Q = ( XVF + YF ) K K r a t với: V = ứng với vòng trong quay. K = hệ ố xét đến ảnh hưởng nhiệt độ đến tuổi thọ ổ t K = hệ ố xét đến ảnh hưởng đặc tính tải trọng đến tuổi thọ ổ Q = VF K K =.0950, 9.. = 0950, 9N RB T Do tải trọng thay đổi theo bậc nên ta có tải trọng tương đương: 0 / 3 0 / 3 Q L Q L Qtd = Q.. +. Q L h Q L h 3 3 T 54 0,7T 6 = Q.. +. = 037,74 N T 54 + 6 T 54 + 6. Thời gian làm việc tính bằng triệu vòng quay: 60nL 60.3,5.900 L = h = = 6 6 4, 7 trieäu voøng quay 0 0 3. Khả năng tải động tính toán: 0 3 0 3 Ctt = Q L = 037, 74. 4, 7 = 4590, 76 N Theo [] ta tiến hành chọn ổ lăn theo C tt < C với C là giá trị tải trọng động của ổ tra trong phụ lục P.8 []. Kí hiệu ổ d,mm D,mm B,mm r,mm C,N C 0, N 3 55 0 9 3 56000 4600 0,3 / 3 39

4. Khi đó tuổi thọ chính xác của ổ là: 0/3 0/3 C 56000 L = = = 76, 05 trieäu voøng Q 037, 74 5. Tuổi thọ ổ tính bằng giờ: L h 6 6 0 L 76, 05.0 = = = 3753, 7 giôø 60n 60.3,5 6. Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ: Chọn một trong hai giá trị lớn nhất Q0 = X 0F + Y0F = 0, 6.0950,9 + 0,5.85, 75 = 73, 45 N (với: X 0 = 0,6 và Y 0 = 0,5 (bảng.6 [3]) RB Q0 = F = 0950,9N RB a Ta thấy Q0 = 0950, 9 N < C0 = 4600N, do đó ổ được chọn thoả mãn điều kiện bền tĩnh. với 7. Xác định ố vòng quay tới hạn của ổ: Ta có: D pw Suy ra: 5 Dpwn.0 = 4,5 (tra trong bảng.7 [3] khi bôi trơn bằng mỡ) ( D + d) (0 + 55) = = = 87,5 mm là đường kính tâm con lăn. ngh 5 4, 5.0 = = 54,86 vg/ph > n = 3,5 vg/ph. 87,5 Do đó ổ được chọn thoả ố vòng quay tới hạn..5. TIẾT KẾ VỎ ỘP GIẢM TỐC - Chỉ tiêu cơ bản của hộp giảm tốc là khối lượng nhỏ và độ cứng cao. - ộp giảm tốc bao gồm: thành hộp, nẹp hoặc gân, mặt bích, gối đỡ, - Vật liệu phổ biến: GX5-3 - Chọn bề mặt ghép nắp và thân: ong ong mặt đế Các kích thước cơ bản của vỏ hộp:. Chiều dày: 40

- Thân hộp: δ = 8 mm - Nắp hộp: δ = 7 mm - Gân tăng cứng: e = 6 mm. Đướng kính bulông : - Bulông nền: d = 8 mm - Bulông cạnh ổ: d = mm - Bulông ghép bích nắp và thân: d 3 = mm - Vít ghép nắp ổ: d 4 = 8 mm - Vít ghép nắp cửa thăm: d 5 = 8 mm 4. Mặt bích chiều dài nắp và thân: - Chiều dày bích thân hộp: S 3 =8 mm - Chiều dày bích nắp hộp : S 4 = 7 mm - Bề rộng bích nắp và thân: K 3 = 40 mm 5 Kích thước gối trục: - Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ K = 45 mm - Tâm lỗ bulông cạnh ổ: E = mm, C = 6 mm + Trục : - Đường kính ngoài D 3 = 90 mm - Đường kính tâm lỗ vít D = 75 mm + Trục : - Đường kính ngoài D 3 = 5 mm - Đường kính tâm lỗ vít D = 00 mm + Trục 3: 4

- Đường kính ngoài D 3 = 70mm - Đuờng kính tâm tâm lỗ vít D = 40mm 6. Mặt đế hộp: - Chiều dày: S = 8 mm, S =9 mm - Bề rộng mặt đế hộp: 7 mm 7. Khe hở giữa các chi tiết: - Bánh răng với thành trong hộp: = mm - Giữa đỉnh bánh răng lớn và đáy hộp: = 37 mm 8. Số lượng bulông nền Z = 6.6. CÁC CI TIẾT PỤ. Vòng phớt : không cho dầu hoặc mỡ chảy ra ngoài hộp giảm tốc và ngăn không cho bụi từ bên ngoài vào hộp giảm tốc.. Vòng chắn dầu: không cho dầu trong hộp giảm tốc bắn vào ổ bi và có tác dụng ngăn cách và cố định các ổ bi với bánh răng. 3. Chốt định vị: dùng định vị chính xác vị trí của nắp hộp và thân hộp giảm tốc, tạo thuận lợi cho việc cố định khi lắp chi tiết. 4. Nút thông hơi: làm giảm áp uất, điều hoà không khí bên trong và bên ngoài hộp giảm tốc, và cũng có thể dùng để thay dầu làm việc khi dầu cũ bị dơ. 5. Nắp cửa thăm: dùng để quan át bên trong hộp giảm tốc. 6. Que thăm dầu: kiểm tra mức dầu trong hộp giảm tốc..7. BẢNG DUNG SAI LẮP GÉP trục. Vòng trong của ổ lăn lắp lên trục theo hệ lỗ, còn vòng ngoài lắp lên vỏ theo hệ 4

Mối lắp theo kiểu 7/k6 là mối lắp trung gian được dùng để cố định các chi tiết ghép với nhau và các chi tiết này nhất thiết phải được cố định thêm bằng then, bulông, vít, chốt, vòng hãm Chi tiết () Mối lắp e ( µ m) ei ( µ m) ES µ m) EI ( µ m) () (3) (4) (5) (6) Bánh răng trục I 7/k6 +5 + + 0 Bánh răng trục II 7/k6 +8 + +5 0 Bánh răng trục III 7/k6 + + +30 0 () () (3) (4) (5) (6) Ổ bi đỡ chặn I trục I k6 +5 + Ổ bi đỡ chặn I vỏ hộp 7 +35 0 Ổ bi đỡ chặn II trục II k6 +8 + Ổ bi đỡ chặn II vỏ hộp 7 +35 0 Ổ bi đỡ chặn III trục III k6 + + Ổ bi đỡ chặn III vỏ hộp 7 +40 0 Đĩa xích trục III 7/k6 +8 + +5 0 Nối trục đàn hồi trục I 7/k6 +5 + + 0 Then bằng trục I N9/h9 0-5 0-5 Then bằng trục II N9/h9 0-6 0-6 Then bằng trục III N9/h9 0-74 0-74 Then bằng bánh răng D0/h9 0-5 +49 +65 Chốt định vị vỏ hộp 7/r6 +8 +9 +5 0 Nắp ổ vỏ hộp /d -0-340 +0 0 Vòng chắn dầu trục I 7/j6 +6-6 + 0 Vòng chắn dầu trục II 7/j6 +8-8 +5 0 Vòng chắn dầu trục III 7/j6 +9-9 +30 0 Vòng chặn gối đỡ 7/h6 0-5 +40 0 43

Ống lót ổ bi đỡ chặn 7 +35 0 Ống lót gối đỡ 7/h6 0 - +35 0 Nắp bích thân hộp /d -0-340 +0 0 44