Đồ án Thiết kế máy thiết kế hệ thống truyền động cơ khí

ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY THIẾT KẾ HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN BỐ TỈ SỐ TRUYỀN 1.1 CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN - Công suất danh nghĩa của máy công tác: Pdn= KW - Công suất tính toán trên trục máy công tác: với KW - Công suất cần thiết trên trục động cơ: Pct= với = 0,96.0,994.0,96.0,99= 0,84 (KW) - Số vòng quay của trục máy công tác (vg/ph) - Tỉ số truyền chung của hệ thống dẫn động: uch= uđ.uh (uh= u1.u2 = ubrc. ubrn) - Theo bảng 2.4 ta chọn : uđ= 2 , uh=10 uch= 20 - Số vòng quay sơ bộ: nsb= nlv. uh= 57. 20= 1140 vg/ph chọn động cơ có : Pđc Pct n nsb - Tra bảng P1.3 (trang 236 ) chọn động cơ 4A loại: 4A160S4Y3 với: P= 15 KW , n=1460 vg/ph 1.2. PHÂN BỐ TỈ SỐ TRUYỀN: = uđ= 2,56 ; uh= 10 - Xác định tỉ số truyền u1 của cặp bánh răng cấp nhanh và u2 của cặp bánh răng cấp chậm theo hướng dẫn trang 44 - 45 và hình 3.21. ck= kbe= 0,285 Hình 3.21 u1= 3,33 ; u2= 3. Bảng thông số kỹ thuật của động cơ: Trục Thông số Động cơ I II III Công suất P (Kw) 13,45 12,78 12,15 11,55 Tỉ số truyền u 2,56 3,33 3 Số vòng quay n (vg/ph) 1460 570 171 57 Moment xoắn T(Nmm) 87977,7 214121 695307 1935131.6 P3= P2= P2= n2= n3= Ti= PHẦN II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY 2.1 THIẾT KẾ BÁNH ĐAI Từ theo hình 4.1 chọn loại đai thang thường ký hiệu B(Б). Theo bảng 4.13 chọn đường kính đai nhỏ d1=160 mm. + Vận tốc đai: ==12,2 (m/s) -Đường kính bánh đai lớn: d2 = uđ.d1.(1-) = 2,56.160.(1-0,02)= 401 mm chọn d2 = 400 mm. - Tỉ số truyền thực tế : = 2,55 Sai lệch tỉ số truyền : = 0,4% < 4% chấp nhận được. -Khoảng cách trục a : theo bảng 4.14 chọn tỉ số =1 a= 400 mm. +Chiều dài đai: =1715,6 mm Theo tiêu chuẩn chọn L = 1800 mm. - Kiểm nghiệm đai về tuổi thọ: Số vòng chạy của đai trong một giây: i=== 6,8 < 10 chấp nhận . -Tính lại khoảng cách trục a: a=) với =920,4 =280 a = 347,3 mm -Góc ôm đai: = 140,60 =140036’ -Số dây đai: z= Theo bảng 4.7 chọn: Kđ= 1,35 ; =0,89 ; Cu= 1,135 Cl=0,95 ; Cz =0,9 ; {P0] = 4 Þ =5,23 chọn z =5. - Theo bảng 4.21 : chọn h0=4,2 ; t=19 ; e=12,5 Chiều rộng bánh đai: B=(z-1).t + 2e = 101 mm - Đường kính ngoài bánh đai: da= d1+2.h0 =168,2 mm - Lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục: +Lực căng trên một dây đai: = 305,5 (N) (chọn qm=0,3) +Lực tác dụng lên trục: = 2874 (N). 2.2. THIẾT KẾ BÁNH RĂNG Chọn vật liệu hai cấp bánh răng như nhau: -Bánh nhỏ thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn bề mặt HB 241…285 có : b1= 850 MPa, ch1= 580MPa . - Bánh lớn thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn bề mặt HB 192…240 có : b2= 750MPa, ch2= 450MPa. - Định ứng suất cho phép: Theo bảng 6.2 ta có: 0Hlim= 2HB +270 , SH= 1,1 0Hlim=1,8HB , SF= 1,75 - Chọn độ rắn: bánh nhỏ HB1 = 245 ; bánh lớn HB2 = 230. Khi đó: 0Hlim1= 560 MPa , 0Flim1= 441 MPa 0Hlim2= 530 MPa , 0Flim2= 414MPa - NH0=30.HB2,4 Þ NH01= 30.2452,4 = 1,6.107 NH02= 30.2302,4 = 1,39.107 - NHE= 60.c. - NFE= 60.c. - NF0 = 5.106 1. Bánh răng côn: a. Bánh răng côn nhỏ: - NHE= 60.c.= 60.9.300.2.8.(13.0,68 + 0,83.0,32) = 2,5.109 Ta thấy : NHE > NH0 do đó KHL=1 Þ [H ]1 == = 509 MPa - NFE= 60.c.= 2,3.109 Ta thấy : NFE > NF0 do đó KFL=1 Þ [F ]1 = = = 252 MPa b. Bánh răng côn lớn : Tính tương tự, ta thu được các kết quả sau: - NHE= 4,3.108 > KH0 do đó KHL=1 [H ]2 = 481,8 MPa - NFE = 3,9.108 > KF0 do đó KFL=1 [F ]2 =236,6 MPa Þ Vậy để tính bộ truyền bánh răng côn ta lấy: [H ]= [H ]2 = 481,8 MPa [F ]1= 252 MPa ; [F ]2 =236,6 MPa Tính bánh răng côn: - Chiều dài côn ngoài: Re= KR. - Bộ truy ền bánh răng thẳng bằng thép có : KR=0,5d = 0,5.100MPa1/3 = 50MPa1/3 - Theo bảng 6.21 với : = = 0,56 Þ chọn trục lắp trên ổ đũa, sơ đồ I, HB < 350 KH =1,1 - Với T1 = 214121 Nmm, ta có: = 192,6 mm - Xác định các thông số ăn khớp: + Chiều rộng vành răng: b= Kbe.Re = 54,9 mm + Đường kính vòng chia ngoài: = 110,8 mm - Theo bảng 6.22 ta được z1p= 19 răng Với HB < 350 z1 = 1,6z1p = 30,4 chọn z1= 30 - Đường kính trung bình : dm1 = (1-0,5Kbe )de1= 95 mm - Modun trung bình: mm = 3,17 - Modun vòng ngoài: = 3,69 Theo bảng 6.9 ta chọn me theo tiêu chuẩn : me = 4 - Tính lại : mm= me( 1- 0,5Kbe ) = 3,43 mm z1== 27,7 chọn z1= 28 z2= uz1 = 93,24 chọn z2= 93 u== 3,32 - Góc côn chia: 1= arctg() = 16,760 = 16045’ 2= 900 - = 73,240 = 73015’ - Theo bảng 6.3 ta chọn hệ số dịch chỉnh : x1= 0,34 , x2= -0,34 - Đường kính trung bình bánh nhỏ: dm1= z1mm = 92,96 mm - Chiều dài côn ngoài : Re= 0,5me = 194,24 mm Bảng tóm tắt các thông số bánh răng côn: Re=194,24 mm 1=16045’ B= 55,36 mm 2= 73015’ Rm=166,56 mm he =8,8 mm de1 =112 mm hae1=5,36 mm de2 =372 mm hae2= 2,64 mm dm1= 92,96 mm hfe1=3,44 mm dm2= 318 mm hfe2=6,16 mm dae1= 122,26 mm dae2= 373,52 mm Kiểm bền bánh răng côn: 1. Kiểm nghiệm theo độ bền tiếp xúc: Theo bảng 6.5 : ZM=274MPa1/3 Bảng 6.12 : ZH= 1,76 = 1,73 == 0,87 - KH= KHbKHaKHv + KHb=1,1 + KHv=1 (bánh răng côn răng thẳng ) + Chọn cấp chính xác theo vận tốc vòng: v== 2,77 m/s Theo bảng 6.13 chọn cấp chính xác là 8 = dH g0 v theo bảng 6.15 chọn dH=0,006 , bảng 6.16 chọn g0= 56 Þ = 10,24 = 1,11 Þ KH= 1,11.1,1.1= 1,221 ÞsH=274.1,76.0,87=440 MPa Ta thấy : sH < [sH ]Þ đạt điều kiện bền tiếp xúc. 2.Kiểm nghiệm theo độ bền uốn: Công thức kiểm nghiệm : sF1= - Yb=1-= 1 - Ye = = 0,587 - zv1==24 zv2== 322 tra bảng 6.18 chọn : YF1= 3,78 ; YF2= 3,6 - KF=KFbKFaKFv +Tra bảng 6.21 với = 0,55 Þ KFb = 1,28 + KHa = 1 (răng thẳng) +F = dF g0 v theo bảng 6.15 chọn dF= 0,016; bảng 6.16 chọn g0=56 ® gF =27,3 Þ KFv =1+= 1,256 Þ KF = 1,28.1.1,256 =1,608 Þ sF1== 100,3 MPa < [sF]1 Þ sF2=sF1= 95,5 MPa < [sF]2. Þ thoả điều kiện bền uốn. 3.Kiểm nghiệm răng về quá tải: sHmax=sH < [sH]max Kqt== 1® sHmax= sH < [sH]. 2.Tính bánh răng trụ răng nghiêng: Xác định các ứng suất cho phép tương tự bánh răng côn, ta cũng thu được cùng một kết quả: [sH]= 481,8MPa, [sF1]= 252 MPa, [sF2]= 236,6MPa. Tính bánh răng nghiêng: a. Thông số cơ bản của bộ truyền: - Khoảng cách trục: Bảng 6.5 ® Ka= 43MPa1/3 Bảng 6.6 ® yba=0,4 ® ybd = 0,53yba(u+1) = 0,848 Bảng 6.7 ® KHb= 1,03 Þ = 258,7 mm - Đường kính vòng lăn bánh nhỏ: = 77= 90,15 mm Theo bảng 6.5 chọn Kd=77 b. Các thông số ăn khớp: - Modul: mn=(0,01…0,02)aw= (2,587…5,174)® chọn theo tiêu chuẩn mn=4 - Số răng: aw= cos200 ≤ cosb ≤ cos80 Þ cos 200 ≥ ≥ cos 80 Þ 30,4 ≤ z1 ≤ 32,02 Þ chọn z1= 31 ® z2= z1u = 93 - Tính lại góc b: cosb =0,957 ® b= 16,540 = 16032’ - Đường kính vòng chia: d1== 129,57 mm ® d2= 388,71 mm - Đường kính đỉnh răng: dw1 = d1 = 129,57 mm , dw2= d2 =388,71 mm - Đường kính đỉnh răng: da1 = d1+2m = 137,57 mm da2 = 396,71 mm - Đường kính đáy răng: df1 = d1-2,5m = 118,57 mm df2 = 378,71 mma - Góc profil gốc: a = 200 - Góc profil răng: a t= arctg= 20,80 = 20049’ - Góc ăn khớp: atw = arccos = 20,540 = 20032’ - Khoảng cách trục chia: a= 0,5(d1+d2) = 259,14 mm - Hệ số trùng khớp ngang: ea = 1,667 - Chiều rộng vành răng: bw=ybdaw= 103,48 mm. Kiểm bền bánh răng nghiêng: 1.Kiểm nghiệm theo độ bền tiếp xúc: Công thức kiểm nghiệm: sH = ZHZMZe≤ [sH] - Bảng 6.5 ® ZM=274MPa1/3 - bb = arctg(cosat.tgb) = 15,50 Þ ZH = = 1,703 - Ze = =0,775 - KH = KHbKHaKHv + Với ybd= 0,53yba(u+1) = 0,848 tra bảng 6.7 Þ KHb= 1,06 +Vận tốc vòng: v== 1,16 m/s Þ cấp chính xác : 9 ® theo bảng 6.14 Þ KHa = 1,13 + gH = dH g0 v theo bảng 6.15 chọn dH = 0,002; bảng 6.16 chọn g0 = 73 Þ gH = 1,573 Þ KHv = 1+ = 1,013 Þ KH =1,06.1,13.1,013= 1,214 Þ sH =274.1,703.0,775= 347,1 MPa < [sH] Þ độ bền tiếp xúc thoả mãn. 2.Kiểm nghiệm theo độ bền uốn: Công thức kiểm nghiệm: sF1= ≤ [sF ]1 - Ye == 0,6 - Yb = = 0,882 - z1v =35,2 ; z2v =105,6 ® theo bảng 6.18 Þ YF1= 3,75 ; YF2= 3,6 - KF=KFbKFaKFv + Bảng 6.7® yb= 0,848 Þ KFb= 1,13 + Bảng 6.14 ® KFa= 1,37 + gF = dF g0 v Theo bảng 6.15Þ dF= 0,006 , bảng 6.16Þ g0= 73 ® gF = 4,72 Þ KFv = 1+= 1,029 Þ KF = 1,13.1,37.1,029 = 1,593 Þ = 81,97 MPa < [sF]1 sF2 = sF1 =78,69 MPa < [sF ]2 Þ thoả điều kiện bền uốn. 3. Kiểm nghiệm theo quá tải: sHmax = = sH < [sH ] sFmax = sF = sF < [sF] Kiểm nghiệm theo mức dầu bôi trơn: Để bôi trơn được bánh răng côn, ta cho mức dầu bôi trơn trong hộp phải ngập chiều rộng bánh răng côn lớn. Khi đó ta cho : -Mức dầu thấp nhất ngập chân răng bánh côn lớn là hmin = 15 mm - Mức dầu cao nhất hmax = 25 mm Khi đó độ ngập dầu của bánh răng trụ răng nghiêng lớn là h = 35mm < Þ điều kiện bôi trơn được đảm bảo 2.3. TÍNH TOÁN TRỤC Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 có ứng suất xoắn cho phép: [t]= 20 MPa 1. Tính sơ bộ trục: - Trục 1 : T1 =214121 MPa Þ d1= 37,7 mm ® chọn [s]= 67MPa - Trục 2 : T2 = 695307 MPa Þ d2= 55,8 mm ® chọn [s]= 55 MPa - Trục 3 : T3= 1935136,6 MPa Þ d3= 78,5 mm ® chọn [s]= 50MPa 2. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực: a. Chiều dài các mayo trên các trục: - Trục 1: + Chiều dài mayo bánh đai lm12= 80 mm + Chiều dài mayo bánh côn nhỏ lm13= 55 mm - Trục 2 : + Chiều dài mayo bánh côn lớn lm22= 70 mm + Chiều dài mayo bánh răng nghiêng nhỏ lm23 =104mm -Trục 3: + Chiều dài mayo bánh răng nghiêng lớn: lm32 = 110 mm + Chiều dài mayo nửa khớp nối: lmk =120 mm b. Các khoảng cách: - Trục 1: l11 =80 mm ; l12 =100 mm ; l13 =160 mm - Trục 2: l21 =260 mm ; l22 =70 mm ; l23 = 175 mm - Trục 3: l31 =260mm ; l32 =140 mm ; l33 =350 mm 3. Tải trọng tác dụng lên các trục do các bộ truyền gây ra: a. Trên trục 1: - Do bộ truyền đai gây ra: Frđ = 2874 N - Do bộ truyền bánh răng côn gây ra: Ft1 == 4606,7 N Fr1 = Ft1 tga cosd1= 1605,5 N Fa1 = Ft1 tga sind1= 483,5N b. Trên trục 2: -Do bộ truyền bánh răng côn gây ra: Ft2 = 4606,7 N Fr2 = 483,5 N Fa2 = 1605,5 N - Do bộ truyền bánh răng nghiêng gây ra: Ft3 == 10732,5 N Fr3 == 4194,8 N Fa3= Ft2 tgb = 3184,6 N c.Trên trục 3: - Do bộ truyền bánh răng nghiêng gây ra: Ft4 = 10732,5 N Fr4 = 4194,8 N Fa4 = 3184,6 N - Lực vòng trên khớp nối: Ft = với D0 là đường kính vòng tròn qua tâm các chốt nối Tra bảng 16.10a với T3 =1935131,6 Nmm d3 = 78,5 mm Þ D0 = 200mm Þ Ft = 19351,3 N ÞTải trọng phụ tác dụng lên trục : Fr = 3870 N 4.Moment tương đương tại các mặt cắt: a. Các biểu đồ moment: - Trục 1: Ta tính được tải trọng tác dụng lên các ổ như sau: R0x = 4606,7 N R0y = 5141,9 N R1x = 9213,4 N R1y = u662,4 N + Trục 2: Ta tính được tải trọng tác dụng lên các ổ như sau: R0x = 6875,1 N R0y = 314,2 N R1x = 8464,1 N R1y = 4205,5 N + Trục 3: Ta tính được tải trọng tác dụng lên các ổ như sau: R0x = 4848,3 N R0y = 442,9 N R1x = 2014,2 N R1y = 3751,9 N b. Xác định moment max: Công thức tính: Ta tính được moment tại các tiết diện nguy hiểm: - Trên trục 1: M10= 342030,1 Nmm ; M11 = 425794,8 Nmm M12 = 185434,2 Nmm ; M13 = 186791 Nmm - Trên trục 2: M20 = 0 ; M21 = 0 M22 = 869174,3 Nmm ; M23 = 1280128,6 Nmm - Trên trục 3: M31 = 1711684,4 Nmm ; M32 = 1989857,7 Nmm M30 = 0 ; M33 = 1675873,1 Nmm. 5. Đường kính trục tại các mặt cắt nguy hiểm: Công thức tính toán: d= - Trục 1: [s ] = 67 MPa Þ d10 = 37,1 mm ; d11 = 39,9 mm d12 = 30,2 mm ; d13 = 30,3 mm - Trục 2: [s ] = 55 MPa Þ d22 = 53,1 MPa ; d23 = 56,9 mm - Trục 3: [s ] = 50 MPa Þ d31 = 70 mm ; d32 = 61,25 mm ; d33 = 69,5 mm. Để đủ bền và lắp ghép được, ta chọn: D10 = 35 mm d20 = 55 mm d30 = 70 mm D11 = 35 mm d21 = 55 mm d31 = 70 mm D12 = 30 mm d22 = 60 mm d32 = 70 mm D13 = 30 mm d23 = 60 mm d33 = 70 mm 6. Tính mối ghép then: Điều kiện bền dập của then: sd = ≤ [sd ] với [sd ] = 100 MPa tc = ≤ [tc ] với [tc ] = 20 MPa - Trục 1: then có kích thước : b = 8mm, h= 7 mm, t1 = 4 mm +lm12 = 80 mm Þ lt12 = 64 mm ® sd12 = 74 MPa , tc = 27,9 MPa + lm13 = 55 mm Þ lt13 = 49,5 mm ® sd13 = 97,6 MPa , tc = 42,3 MPa - Trục 2: then có kích thước : b = 18mm, h = 11mm, t1 = 7mm + lm22 = 70mm Þ lt22 = 56mm ® sd22 = 98,7 MPa, tc22 = 23 MPa + lm23 = 104mm Þ lt23 = 83mm ® sd23 = 69,6 MPa, tc23 = 15,5 MPa - Trục 3: then có kích thước : b = 22mm, h = 14mm, t1 = 9mm + lm32 = 110mm Þ lt32 = 99 mm ® sd32 = 96,7 MPa, tc32 = 23,5 MPa Þ Từ đó ta thấy các then đã chọn đều thỏa điều kiện bền dập. 7. Kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn : Với thép 45 ta có: sb = 600 MPa , s-1 = 0,436.sb = 261,6 MPa t-1 = 0,58.s-1 = 151,7 MPa Theo bảng 10.7 : ys = 0,05 ; yt = 0 - Tất cả các trục đều quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng, do đó: smj = 0, saj =smaxj = ® ssj = - Tất cả trục đều quay một chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ đối xứng, do đó: tmj = taj = ® stj = - Công thức kiểm nghiệm : s = - Ta tiến hành kiểm nghiệm trục tại các tiết diện nguy hiểm, đây là các tiết diện cần phải kiểm tra độ bền mỏi: trên trục 1 đó là các tiết diện 10, 11( lắp ổ lăn), 12( lắp bánh đai), 13(lắp bánh răng côn nhỏ) ; trên trục 2 đó là các tiết diện 22(lắp bánh côn), 23(lắp bánh răng nghiêng) ; trên trục 3 đó là các tiết diện 31( lắp ổ lăn), 32 ( lắp bánh răng nghiêng). - Chọn lắp ghép: các ổ lăn lắp trên trục theo k6, lắp bánh răng , bánh đai theo k6 kết hợp với lắp then. - Kích thước then, trị số moment cản uốn, moment cản xoắn ứng với các tiết diện trục như sau: Tiết diện Đường kính trục b´h t1 W(mm3) W0(mm3) 10 11 12 13 35 35 30 30 10´8 10´8 8´7 8´7 5 5 4 4 3217 4209,2 2290,2 2290,2 6434 8418,4 4940,9 4940,9 22 23 60 60 18´11 18´11 7 7 18256,3 18256,3 39462,1 39462,2 31 32 70 80 22´14 22´14 9 9 44027,2 44027,2 94292,7 94292,7 Kết quả tính toán hệ số an toàn đối với tiết diện 3 trục cho bởi bảng sau: Tiết diện d saj Ksd ta Ktd Ss St S 10 11 12 13 35 35 30 30 70,28 71,58 80,97 81,56 2,06 2,06 2 2 2,12 2,12 2,06 2,06 16,64 12,72 21,67 21,67 1,64 1,64 1,9 1,9 1,7 1,7 1,96 1,96 1,76 1,72 1,71 1,76 5,36 7,01 3,57 3,57 1,67 1,67 1,54 1,58 22 23 60 60 63,44 53,20 2,26 2,26 2,32 2,32 8,81 8,81 2,08 2,08 2,14 2,14 1,78 2,12 8,05 8,05 1,74 2,05 32 33 70 80 43,78 38,06 2,41 2,41 2,47 2,47 10,26 10,26 2,17 2,17 2,23 2,23 2,42 2,78 6,63 6,63 2,27 2,56 Þ Ta thấy tiết diện trên 3 trục đều thỏa điều kiện an toàn về mỏi. 2.4. TÍNH TOÁN CHỌN Ổ LĂN - Tổng quát ta chọn thời gian các ổ làm việc trên trục là như nhau và thời gian làm việc là 2 năm. - Do đó thời gian làm việc tính bằng giờ là: Lh = 2.300.2.8 = 9600 giờ Þ L1 = 6545 giờ L2 = 3055 giờ - Tải trọng động quy ước tính theo công thức: QE = + Dùng ổ côn m = + Qi : tải trọng ứng với các thời đoạn Li Qi = Q - Công thức tính tải trọng hướng tâm: Fr0 = Fr1 = 1. Trên trục 1: - Tổng lực dọc trục: Fat = Fa1 = 483,5 N - Tải trọng hướng tâm: Fr0 = 6909,6 N Fr1 =9237,2 N - Ta thấy lực dọc trục khá nhỏ so với lực hướng tâm nhưng do tải trọng khá lớn và yêu cầu nâng cao độ cứng Þ chọn ổ đũa côn - Chọn ổ côn: cỡ trung rộng KH 7607 có a = 11,170 , C = 71,6 KN, C0 = 61,5 KN a. Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ: - Lực dọc trục do lực hướng tâm sinh ra : Fs = 0,83eFr e =1,5.tga = 0,296 Þ Fs0 = 1697,6 N ; Fs1 = 2269,4 N - Sơ đồ bố trí ổ và tải trọng: - Lực dọc trục tác dụng vào ổ thứ i : = Fsj ±Fat Þ åFa0 = Fs1 + Fa1 = 2269,4 + 483,5 = 2752,9 N > Fs0 åFa1 = Fs0 – Fa1 = 1697,6 – 483,5 = 1214,1 N < Fs1 Do đó ta lấy : Fa0 = 2752,9 N Fa1 = 1697,6 N Ta có: > e = 0,045 Þ X = 0,56 ; Y = 1,71 = 0,184 < e Þ X = 1 ; Y = 0 - Ta tính được tải trọng tác dụng lên các ổ: Q0 = ( XVFr0 + YFa0 )ktkđ = ( 0,56.1.6909,6 + 1,71. 2752,9 ).1,3 = 11150 N Q1 = ( XVFr1 + YFa1 )ktkđ = ( 1.9237,2 ).1,3 = 12008,4 N - Ta thấy rõ ràng là ổ 1 chịu lực lớn hơn do đó ta sẽ tính ổ theo Q1 = 12008,4 N Tải trọng tương đương tác dụng : QE = = = 12008,4 Þ QE = 10002,96 N - Theo khả năng tải động của ổ, ta có: Ctt = QE L = 60.n.10-6.Lh = 60.570.10-6.9600 = 328,32 (triệu vòng quay) Þ Ctt = 10002,96. = 59,5 KN < C = 71,6 KN ® Như vậy ổ đã chọn đảm bảo khả năng tải động. b. Kiểm nghiệm theo khả năng tải tĩnh: - Điều kiện : Qt < C0 - Ta có các hệ số : X0 = 0,5 ; Y0 = 0,22.cotga = 1,114 - Qt là giá trị lớn nhất trong hai giá trị sau : Qt = X0Fr + Y0Fa = 0,5.9237,2 + 1,114.483,5 = 5157,2 N Qt2 = Fr1 = 9237,2 N Do Qt2 << C0 ® khả năng tải tĩnh được thỏa. 2. Trên trục 2 : - Tổng lực dọc trục: Fat = Fa3 – Fa2 = 1579,1 N - Tải trọng hướng tâm: Fr0 = 6882,3 N Fr1 = 9372,6 N - Ta thấy lực dọc trục khá nhỏ so với lực hướng tâm nhưng do tải trọng khá lớn và yêu cầu nâng cao độ cứng Þ chọn ổ đũa côn - Chọn ổ côn: cỡ trung với d = 55 mm, ký hiệu 7311 có a = 15,330 , C = 57,9 KN, C0 = 46,1 KN a. Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ: - Lực dọc trục do lực hướng tâm sinh ra : Fs = 0,83eFr e =1,5.tga = 0,41 Þ Fs0 = 2342 N ; Fs1 = 3189,5 N - Sơ đồ bố trí ổ và tải trọng: - Lực dọc trục tác dụng vào ổ thứ i : = Fsj ±Fat Þ åFa0 = Fs1 + Fat = 3189,5 + 1579,1 = 4768,6 N > Fs0 åFa1 = Fs0 – Fa1 = 2342 – 1579,1 = 762,9 N < Fs1 Do đó ta lấy : Fa0 = 4768,6 N Fa1 = 3189,5 N Ta có: = 0,1 Þ X = 0,56 ; Y = 1,45 = 0,25 < e Þ X = 1 ; Y = 0 - Ta tính được tải trọng tác dụng lên các ổ: Q0 = ( XVFr0 + YFa0 )ktkđ = 13999,1 N Q1 = ( XVFr1 + YFa1 )ktkđ = 12184,4 N - Ta thấy rõ ràng là ổ 0 chịu lực lớn hơn do đó ta sẽ tính ổ theo Q0 = 13999,1 N - Tải trọng tương đương tác dụng : QE = = = 13999,1. Þ QE = 11661,3 N - Theo khả năng tải động của ổ, ta có: Ctt = QE L = 60.n.10-6.Lh = 60.171.10-6.9600 = 98,496 (triệu vòng quay) Þ Ctt = 11661,3. = 46,2 KN < C = 57,9 KN ® Như vậy ổ đã chọn đảm bảo khả năng tải động. b. Kiểm nghiệm theo khả năng tải tĩnh: - Điều kiện : Qt < C0 - Ta có các hệ số : X0 = 0,5 ; Y0 = 0,22.cotga = 0,8 - Qt là giá trị lớn nhất trong hai giá trị sau : Qt = X0Fr + Y0Fa = 8501,2 N Qt2 = Fr1 = 9372,6 N Do Qt2 << C0 ® khả năng tải tĩnh được thỏa. 3. Trên trục 3: - Tải trọng hướng tâm : Fr0 = 4868,5 N Fr1 = 4258,3 N Do Fr0 > Fr1 nên ta tính ổ theo Fr0 . - Tải trọng dọc trục : Fat = Fa4 = 3184,6 N - Ta có : = = 0,65 Þ chọn ổ bi đỡ chặn Ta chọn ổ bi đỡ chặn ký hiệu 46314 có d = 70 mm , C = 93,3 KN, C0 = 78,3 KN a. Kiểm nghiệm theo khả năng tải động: - Tải trọng tác dụng lên ổ : Q = ( 0,5XVFr + YFa )ktkđ +Do = 0,04 < e = tga = tg12 = 0,21 Þ X=1 , Y= 0 Þ Q = 0,5Fr =2434,25 N Þ QE = = 2027,7 N - Thời gian làm việc tính bằng triệu vòng quay : L = 60.n.10-6.Lh = 60.57.10-6.9600 = 32,832 ( triệu vòng quay) - Khả năg tải động của ổ : Ctt = Q = 2027,7.(32,832)0,3 = 5779,5 N << C ® Điều kiện tải động của ổ được thỏa. b. Kiểm nghiệm theo tải trọng tĩnh: Các hệ số tính được : X0 = 0,5 ; Y0 = 0,22cotga = 0,784 Qt1 = X0Fr + Y0Fa = 6240,8 N Qt2 = Fr0 = 7488,3 N Ta thấy Qmax = Qt2 = 7488,3 N << C0 Þ khả năng tải tĩnh được đảm bảo. 2.5. THIẾT KẾ VỎ HỘP Các kích thước cơ bản của vỏ hộp: 1. Chiều dày: - Thân hộp: d = 10mm - Nắp hộp: d = 9 mm - Gân tăng cứng: e = 9 mm 2. Đướng kính bulon : - Bulon nền: d1 = 20mm - Bulon cạnh ổ: d2 = 16mm - Bulon ghép bích nắp và thân: d3 = 14 mm - Vít ghép nắp ổ: d4 = 10 mm - Vít ghép nắp cửa thăm: d5 = 8 mm 4. Mặt bích chiều dài nắp và thân: - Chiều dày bích thân hộp: S3 = 20 mm - Chiều dày bích nắp hộp : S4 = 20mm - Bề rộng bích nắp và thân: K3 = 48mm 5 Kích thước gối trục: - Bề rộng mặt ghép bulon cạnh ổ K2 = 50mm - Tâm lỗ bulon cạnh ổ: E2 = 25mm, C = 43mm, K2 = 20mm, k19 mm + Trục 1: - Đường kính ngoài D3 = 125mm - Đường kính tâm lỗ vít D2 = 100mm + Trục 2: - Đường kính ngoài D3 = 170mm - Đường kính tâm lỗ vít D2 = 140mm + Trục 3: - Đường kính ngoài D3 = 190mm - Đuờng kính tâm tâm lỗ vít D2 = 160mm 6. Mặt đế hộp: - Chiều dày: S1 = 26mm, S2 =30mm - Bề rộng mặt đế hộp: K1 = 60mm, q1 = 80mm 7. Khe hở giữa các chi tiết: - Bánh răng với thành trong hộp: = 10mm - Giữa đỉnh bánh răng lớn và đáy hộp: 1 = 30mm 8. Số lượng bulon nền Z = 10 2.6 CÁC CHI TIẾT PHỤ - Nút thông hơi : chọn theo tiêu chuẩn - Vít thăm dầu : theo tiêu chuẩn - Nút xả dầu : theo tiêu chuẩn, ký hiệu M20´2 2.7. BẢNG DUNG SAI LẮP GHÉP KIỂU LẮP ĐẶC TÍNH VÀ PHẠM VI SỬ DỤNG Dùng cho mối ghép có yêu cầu định tâm chính xác trụcvà các chi tiết được quay và di chuyển dọc trục, làm việc êm. Dùng cho các chi tiết cần di chuyển dọc trục, không quay, mối ghép được cố định khi làm việc nhưng các chi tiết dễ dàng dịch chuyển với nhau khi điều chỉnh. Dùng cho các mối ghép không yêu cầu tháo lắp thường xuyên, tháo không thuận tiện hoặc có thể gây hư hại cho chi tiết được ghép, khả nanêg định tâm của mối ghép cao. Các chi tiết cần đề phòng quay và di trượt . Dùng cho các mối ghép có yêu cầu có độ đồng tâm cao, chịu tải trọng va đập và chấn động, các chi tiết được cố định phụ thêm d8ể đề phòng di trựơt. MỤC LỤC Trang PHẦN I : CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ TỈ SỐ TRUYỀN 1.1. Chọn động cơ điện 1 1.2. Phân phối tỉ số truyền 2 PHẦN II : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY 2.1. Thiết kế đai 3 2.2. Thiết kế bánh răng 4 2.3. Tính toán trục 13 2.4. Tính toán chọn ổ lăn 21 2.5. Thiết kế vỏ hộp 26 2.6. Các chi tiết phụ 27 2.7. Bảng dung sai lắp ghép 28 TÀI LIỆU THAM KHẢO 1. Trịnh Chất và Lê Văn Uyển, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí ( Tập I và II), Nhà xuất bản Giáo dục, tái bản năm 2003. 2. Nguyễn Hữu lộc và Nhiều tác giả, Cơ sở thiết kế máy ( Tập I và II) , Nhà xuất bản Trường Đại Học Bách Khoa, Năm 1999.