Upload
khanh-va-dong-bon
View
2.037
Download
0
Embed Size (px)
Citation preview
ĐẠI HỌC QUỐC GIAĐẠI HỌC BÁCH KHOA TP.HCM
BÀI CÁO BÁO BÀI TẬP LỚNCHI TIẾT MÁY
GVHD : THẦY BÙI TRỌNG HIẾULỚP : CK11CD01NHÓM : 7ĐỀ 4PHƯƠNG ÁN: 8.
TP.HCM tháng 12 năm 2013
1
Danh sách thành viển và công việc của từng thành viên:
Thành viên Mssv Công việc
Trương Anh Quốc
Khanh
21101571 Phân chia công việc, mô phỏng hoạt
động hộp giảm tốc. kiểm tra, tổng kết
Huỳnh Hữu Thuận 21103491 Tính toán thiết kê lựa chọn đọng cơ
điện, thiết kế hệ thốn đai dẹt
Ngô Văn Tuấn 21103992 Tính toán thiết kế hệ thống bánh răng
côn
Trần Văn Đức 21100887 Tính toán thiết kế hai trục
Phan Quốc Hòa 21101289 Tính toán thiết kế lựa chọn ổ lăn
2
Mục lụcTrang
1. Tính toán chọn động cơ điện 42. Tính toán thiết kế hệ thống đai dẹt 73. Thiết kế bộ truyền bánh răng côn 104. Thiết kế hai trục trong hộp giảm tốc 145. Tính toán lựa chọn hai cặp ổ bi 31
3
PHẦN 1: Chọn động cơ điện, phân phối tỉ số truyền
I. TÍNH TOÁN CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN.
1. Hiệu suất truyền động:
Ta có :
Tra bảng 2.3 [1], ta chọn được các hiệu suất sau:: Hiệu suất bộ truyền đai dẹt.
: Hiệu suất của bộ truyền bánh răng nón.
: Hiệu suất của khớp nối trục đàn hồi.
: Hiệu suất của một cặp ổ lăn.
Nên :
Vậy, hiệu suất truyền động là:
2. Công suất tính toán: Trường hợp tải trọng thay đổi thì: Pt = Ptđ (Công suất tương đương) “Công suất tương đương” được xác định bởi công thức:
Ptđ = kW = Pt
Trong đó: Tm = TT1 = T; T2 = 0,7T; t1 = 48s và t2 = 15s Vậy, công suất tính toán là: Pt = 3,749 kW
3. Công suất cần thiết trên trục động cơ: Công suất cần thiết trên trục động cơ điện được xác định bởi:
kW
Vậy, công suất cần thiết trên trục động cơ là: Pct = 4,198 kW
4. Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ: Số vòng quay trên trục thùng trộn : n = 80 vòng/ phútTỉ số truyền toàn bộ của hệ thống dẫn động: Trong đó, ta chọn:uđ = 4 và ubr = 4 Vậy, số vòng quay sơ bộ của động cơ điện là: vòng/phút.
4
5. Chọn động cơ điện: Ở đây, ta chọn động cơ thõa mãn điều kiện sau:
, tức là ta phải tìm động cơ thỏa mãn
Tra bảng ,ta chọn được động cơ sau:
Kiểu động cơ
Công suất kW
Vận tốcquay, vg/ph
4A112M4Y3 5,5 1425
II. PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN.1. Tỉ số truyền chung của hệ thống dẫn động:
Trong đó:nđc = 1425 vòng/phút; nlv = 80 vòng/phút.Chọn ubr = 4. Tỉ số truyền của bộ truyền đai thang:
Trong đó:ut = 17,813; ubr = 4.
III. LẬP BẢNG ĐẶC TÍNH.
1. Tính toán công suất trên các trục:
kW
kW
kW
5
2. Tính toán số vòng quay các trục: Số vòng quay của trục I được xác định bởi:
vòng/phút
Số vòng quay của trục II được xác định bởi:
vòng/phút
Vậy:- Số vòng quay trục I là: nI = 320,009 vòng/phút.- Số vòng quay trục II là: nII = 80 vòng/phút.
3. Tính toán moment xoắn trên các trục: Moment xoắn trên trục động cơ:
Nmm
Trong đó:Pđc = 4,477 kW; nđc = 1425 vòng/phút. Moment xoắn trên trục I:
Nmm
Trong đó:PI = 4,232 kW; nI = 320,009 vòng/phút. Moment xoắn trên trục II:
Nmm
Trong đó:PII = 4 kW; nII = 80 vòng/phút.
4. Bảng đặc tính: Thông số/Trục Động cơ Trục I Trục IICông suất (kW) 4,477 4,232 4
Tỉ số truyền 4,453 4Moment xoắn (Nmm) 30003,754 126295,198 477500
Số vòng quay (vòng/phút) 1425 320,009 80
6
PHẦN 2: Thiết kế bộ truyền đai dẹt
I. THÔNG SỐ KĨ THUẬT THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI DẸT.1. Công suất bộ truyền: P = 4,477 kW.2. Số vòng quay bánh dẫn: n1 = nđc = 1425 vòng/phút.3. Tỉ số truyền: uđ = 4,453.4. Moment xoắn: T1 = 30003,754 Nmm.
II. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI DẸT.1. Chọn dạng đai: vải cao su2. Tính đường kính bánh đai nhỏ d1:
Theo tiêu chuẩn, ta chọn d1 = 180 mm.3. Vận tốc đai:
m/s
4. Giả sử ta chọn hệ số trượt tương đối . Đường kính bánh đai lớn:
mm
Theo tiêu chuẩn ta chọn d2 = 800 mm.
Tỷ số truyền thực tế:
Sai lệch so với giá trị chọn trước 1,95% 5. Khoảng cách trục nhỏ nhất xác định theo công thức:
mm
Ta có thể chọn sơ bộ a = 1960mm.6. Chiều dài tính toán của đai:
mm
Chọn theo tiêu chuẩn L = 5600 mm = 5,6m.7. Số vòng chạy của đai trong một giây:
s-1 ; vì [i] = 10s-1, do đó điều kiện được thỏa.
7
8. Góc ôm bánh đai nhỏ:
rad.
9. Chọn chiều dày đai thoả
10. Các hệ số sử dụng:- Hệ số xét đến ảnh hưởng góc ôm đai:
- Hệ số xét đến ảnh hưởng vận tốc:
-- Hệ số xét đến ảnh hưởng chế độ làm việc và sự thay đổi tải trọng (làm việc
hai ca) : Cr = 0,6
Tra bảng 4.7 trang 147 với => chọn
Nên ta có:
mm
Chọn theo tiêu chuẩn b=50 mm11. Theo bảng 4.5, chọn chiều rộng bánh đai : B= 63mm12. Lực căng đai ban đầu:
N
Lực tác dụng lên trục:
13.Lực vòng có ích:
N
14.Từ điều kiện để không xảy ra trượt trơn
từ đây suy ra:
8
15.Ứng suất lớn nhất trong dây đai:
MPa
16. Tuổi thọ đai xác định theo công thức
giờ
9
Phần 2: Tính toán thiết kế hệ thống bánh răng côn
Dữ liệu đầu vào: ubr=4 T=126295.198 Nmm n=320vg/phVì bộ truyền bánh răng ở đây là bộ truyền kín (hộp giảm tốc) được bôi trơn
tốt nên dạng hỏng chủ yếu là tróc rỗ bề mặt răng. Do đó, ta tiến hành tính toán thiết
kế theo ứng suất tiếp xúc
1. Chọn vật liệu cho bánh dẫn và bánh bị dẫn. Chọn thép 40Cr được tôi cải thiện. Theo bảng 6.13 độ rắn của thép 40Cr là HB 180 ÷ 350 Để bộ truyền bán răng có khả năng chạy mòn tốt thì độ rắn của bánh dẫn H1 và bánh bị dẫn H2 phải theo quan hệ: H1 ≥ H2 + (10 ÷ 15) HB Do đó, đối với bánh dẫn chọn độ rắn trung bình HB1 = 250, đối với bánh bị dẫn chọn độ rắn trung bình HB2 = 228.
2. Số chu kì làm việc cơ sở
NHO1 = 30HB2,4 = 30.2502,4 = 1,71.107 chu kìNHO2 = 30HB2,4 = 30.2282,4 = 1,37.107 chu kì
3. Số chu kì cơ sở
NFO=NFO1=NFO2=5.106 chu kì 4. Số chu kì làm việc tương đương
NHE1 = 60c.[ )3.ni.ti]
= 60.1.320.
Trong đó t1= .Lh = 0,67Lh; t2=0,24Lh
Lh= Kng.24.Kn.365.L=24.300.5=12000 (giờ) Từ đây suy ra:
10
NHE1=60.1.320.(13.0,76 + 0.73.0,24).12000=19,41.107 chu kì Suy ra
NHE2 = = = 4,85.107 chu kì
Tương tự ta có NFE1 = 60.1.320.(16.0,76 + 0,76.0,24).12000 = 18,16.107 chu kì
NFE2 = = = 4,54.107 chu kì
Vì: NHE1 > NHO1; NHE2 > NHO2; NFE1 > NF01; NFE2 > NFO2 cho nên: KHL1 = KHL2 = KFL1= KFL2 =1
5. Theo bảng 6.13, giới hạn mỏi tiếp xúc và uốn của bánh rang được xác định như sau:
= 2HB + 70 và = 1,8.HB suy ra:
= 2.250 + 70 = 570 MPa
= 2.228 + 70 = 526 MPa
= 1,8.250 = 450 MPa
= 1,8.228 = 410,4 MPa
6. Ứng suất tiếp xúc cho phép:
= .KHL
Khi tôi cải thiện SH=1,1; do đó:
= .KHL1= .1 = 466,4 MPa
= .KHL2 = .1 = 430,4 MPa
=>> ứng suất tiếp xúc cho phép tính toán: = = 430,4MPa
7. Ứng suất uốn cho phép:
= .KFL chọn SF theo bảng 6.13 ta có SF=1,75
11
=>> = .KFL1 = = 257 MPa
= .KFL2 = = 234,5 MPa
8. Chọn hệ số chiều rộng vành răng
Theo bảng 6.15 ta chọn ѱbe= 0,285 Ta có = = 0,74
Theo bảng 6.18, trục được lắp trên ổ đũa côn, chọn sơ bộ hệ số tải trọng tính
=1,613
Giá trị có thể xác định gần đúng theo công thức:
= 1 + ( 1).1,5 = 1 + (1.613 1).1,5 = 1,92
9. Tính toán sơ bộ đường kính vòng chia ngoài de1
de1= = 95. 118mm
Với de1 = 118 và u = 4 ta tra bảng 6.19 ta chọn z1p=18Do H1, H2 350HB nên ta có Z1 = 1,6.z1p= 1,6.18= 28,8 => chọn Z1 = 29
Khi đó Z2 = Z1.u = 29.4= 116
Môđun vòng chia ngoài: me = = = 4.06 chọn me = 4mm
10.Các thông số chủ yếu của bánh răng
+ Góc côn chia:
= acrtag = arctag = 140 và = 90- = 90-14=760
+ Đường kính vòng chia ngoài: de1 = me.Z1 = 4.29 = 116mm, de2 = me.Z2 = 4.116 = 464mm
+ Chiều dài côn ngoài:
Re = 0,5me. = = 239,14mm
+ Chiều dài côn trung bình: Rm = Re .(1– 0,5ѱbe )= 239,14(1– 0,5.0,285) = 205,06mm
12
+ Môđun vòng trung bình:
mm= me.(1-0,5 ) = 4.(1-0,5.0,285) = 3,43mm
+ Đường kính vòng chia trung bình:
dm1 = mm.Z1 = 3,43.29 = 99,47mm, dm2 = mm.Z2 = 3,43.130 = 445,9mm+ Chiều rộng vành răng:
b = ѱbe.Re = 0,285.266,39 = 75,92mm11.Cấp chính xác bộ truyền
Vận tốc vòng theo đường kính trung bình: v = = = 1,67m/s
chọn cấp chính xác bằng 8
Theo bảng 6.17 ta có hệ số tải trọng động KHv=KFv = 1,08 12.Kiểm nghiệm ứng suất tiếp:
Ứng suất tiếp xúc được xác định theo công thức:
= ZH.ZM.
Trong đó: ZH - hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, ZH = 1,76 khi = 20o
ZM - hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh rang ăn khớp, ZM = 275 MPa1/2
- hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, = nếu ta lấy = 1,2 thì
= 0,96
KH -hệ số tải trong tính KH = .KHv = 1,613.1,08 = 1,742
Từ các thông số trên ta có:
= 275.1,76.0,96. = 382,26 MPa
Ứng suất tiếp xúc cho phép:
= .
ZR - hệ số ảnh hưởng của độ nhám bề mặt khi Ra = 1,25 – 2,5 m thì ZR =
0,95
13
Zv - hệ số ảnh hưởng vận tốc vòng khi HB thì Zv= 0,85v0,1 =
0,85.1,670,1 = 0,895Kl - hệ số xét đến ảnh hưởng của điều kiện bôi trơn thong thưởng chọn Kl = 1
- hệ số ảnh hưởng của kích thước răng:
= = 1,02
Suy ra
= . = = 399,33 MPa
= 382,26 MPa < = 399,33 MPa
Vậy bộ truyền thỏa mãn điều kiện bên tiếp xúc.
Phần 3 : THIẾT KẾ HAI TRỤC TRONG TRONG HỘP GIẢM TỐCPhác thảo sơ bộ kết cấu trục :
14
1. Thiết kế trục 1 trong hộp giảm tốc :
F F
F Fr
r1
a1t1
I
1
a. Phân tích lực tác dụng lên hệ :
15
- Lực tác dụng lên bộ truyền đai : Fr =1600 N- Lực tác dụng lên bánh răng côn 1 :
+ Ft1 = 2536,8 N + Fr1 = 895,89 N+ Fa1 = 223.37 N
b. Chọn vật liệu làm trục là thép C45 có [σ] = 785 ( Mpa ) . chọn ứng suất
xoắn cho phép [τ] = 20 ( MPa ) .c. Đường kính sơ bộ của trục :
d1 ≥ chọn d1 = 32 mm theo tiêu chuẩn ( Trang 342 tài liệu [1] ) tại vị trí lắp bánh đai đầu trục bên trái , và chọn các kích thước khác như sau :
Ta có : l1 = e + u –
16
d. Thu gọn về dầm sức bền , tính các phản lực gối đỡ và biểu đồ moment :
F RRrBy
Bx
Cy
Cx
r1a1
t1
R RF
FF
A1 B1 C1 D1
M
Mt1
a1
x y
z
e. Tính các phản lực gồi đỡ :+ Tính Rcy :
+ Tính RBy :+ Tính Rcx :
+ Tính = 0Biểu đồ momen uốn của trục :i. Biểu đồ Mx :
17
Ta có momen uốn Mx tại các tiết diện A , B , C , D : MAx = 0 . MBx = Fr*f = 1600*90 = 144000 (Nmm).MDx = Ma1 = Fa1* dm1/2 = 223,37*99,47/2 = 11109,306 (Nmm)MCx =Ma1 – Fr*( l1 – e ) = 11109,306 – 895,89 *(180,817 – 90 ) = - 70252,736 (Nmm)
A1 B1
C1
D1
144000 Nmm
70252.736 Nmm
11109.306 Nmm
Mx
ii. Biểu đồ My :Momen uốn My tại các tiết diện :MAy = 0 .MBy = 0.MCy =
A1 B1 C1 D1
230384.566 Nmm
My
18
iii. Biểu đồ momen xoắn T :
A1 B1 C1 D1
126295.198 Nmm
T
f. Xác định chính xác đường kính tại các tiết diện bằng moment tương đương :Chọn sơ bộ [σ] = 70 ( MPa ).Momen tương đương tại các tiết diện :- A :
- B :
- C :
19
- D :
Đường kính tại A1 :
Chọn dA1 = 28 ( mm ) Đường kính tại B1 :
Đường kính tại C1 :
Như vậy chọn dB1 = dC1 = 35 (mm). Đường kính tại D1 :
Chọn dD1 = 28 (mm) .Các đường kính được chọn đều nhỏ hơn 50 (mm) nên việc chọn [σ] = 70 (MPa) là hợp lý .Phác thảo lại trục :
28 2835
Ø Ø Ø
A1 B1 C1 D1
20
2. Thiết kế trục 2 trong hộp giảm tốc :
F
FF
F
2
II
r
r2
t2
a2
A2
B2
C2D2
a. Phân tích lực tác dụng lên hệ : - Lực tác dụng lên bánh răng :
Ft2 = Ft1 = 2536,8 ( N ) Fa2 = Fr1 = 895,89 (N )Fr2 = Fr1 = 223,37 (N )
- Lực tác dụng lên khớp nối :+ Chọn khớp nối trục đàn hồi : Với T2 = 477500 (Nmm) ta chọn nối trục đàn hồi theo bảng 9.10a tài liệu [2] khớp có các thông số sau :d = 56 ( mm ) ; D = 170 (mm) ; dm = 95 ( mm) ; d1 = 90 (mm) ; D0 =130 ( mm ) .Lực khớp nối tác dụng nên trục : Fr = ( 0,2-0,3 ) 2T/D0
= ( 0,2-0,3 )*2*477500/130 = 2203,846 (N )
b. Chọn vật liệu làm trục là thép C45 có [σ] = 785 ( Mpa ) . chọn ứng suất
xoắn cho phép [τ] = 15 ( MPa ) .c. Tính toán đường kính sơ bộ của trục :
21
Dựa vào bảng 10.2 tài liệu [1] ta chọn kết cấu trục như sau :
l=250
l1
f=90
l/2
Ø55
Ø 6
0
Tính toán khoảng cách giữa các điểm theo : l2 = ( 1- 1,5 )d2 = (1- 1,5 )* 60 = 60-90 ( mm )Chọn l2 = 80 (mm) X =10 (mm) W = 60 (mm )
l = 2 *( l2 + 2x + W/2 ) = 2* ( 80 + 2*10 +60/2 ) =260 (mm) .
l1 = l/2 + x + 260/2 + 10 + ½ * 75,92*cos 230 = 174,942
(mm) .chọn f =90 (mm) .
d. Thu gọn về dầm sức bền , tính phản lực gối đỡ và biểu đồ momen :
A2 C2D2B2
R
R
F
F
FR
R F
MMAy
Ax
r2
t2
a2
a2
t2
Cy
Cx r
- Thu gọn về dầm sức bền :- Tính phản lực tại các gối đỡ :
22
+ Tính Rcy :
- Biểu đồ momen :+ Biểu đồ Mx :
Giá trị Mx tại các tiết diện : MAx = 0 ; MBx = - RAy*AB = -758,15*174,942 = - 132632,277 ( Nmm ).
MCx = 0. MDx = 0 .
23
A2 B2 C2 D2
132632.277 Nmm
Mx
+ Biểu đồ My : Giá trị My tại các tiết diện :MAy = 0 . MBy = RAx*AB = 1592,774*174,942 = 278643,069 ( Nmm ) .MCy = Fr*CD = 2203,846*90 = 198346,14 ( Nmm ).MDy = 0.
My
278643.609 Nmm
198346.14 Nmm
A2 B2 C2 D2
+ Biểu đồ momen xoắn : T T2 = 477500 ( Nmm ) .
24
A2 B2 C2 D2
477500 Nmm
T
e. Xác định chính xác đường kính trục theo momen tương tương :
Trong đó : Chọn sơ bộ [σ] = 70 ( MPa ).Tính toán momen tương đương tại các tiết diện :+ Tại A :
+ Tại B :
+ Tại C :
25
+ Tại D:
- Đường kính trục tại các tiết diện theo momen tương đượng và ứng suất cho phép :
Chọn đường kính tại các tiết diện :dA2 = dC2 =45 (mm ) .dB2 = 50 ( mm ).dD2 = 45 (mm ) .- Chọn then cho trục 1 : ( Tra bảng 5.2 trang 104 tài liệu [3] )
+ Tại D1 ( ∅ 28 mm) : b * h = 8 * 7 . Với chiều sâu rãnh trên trục : 4 mm.+ TẠi A1 ( ∅ 28 mm) : b * h = 8 * 7 Với chiều sâu rãnh trên trục : 4 mm.
- Chọn then cho trục 2 : ( Tra bảng 5.2 trang 104 tài liệu [3] ) .+ Tại B2 ( ∅ 50 mm) : b * h = 16 * 10 . Với chiều sâu rãnh trên trục : 5 mm .
26
+ Tại D2 (∅ 45 mm) : b * h = 14 * 9 . Với chiều sâu rãnh trên trục : 5 mm .Với b và h lần lượt là chiều rộng và chiều cao danh nghĩa của then .
Kết cấu trục khi chế tạo :
A2 B2 C2 D2
45 50 45Ø ØØ
3. Kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn :- Trục 1 : kiểm nghiệm tại các tiết diện A1 , C1 , D1 .- Trục 2 : kiểm nghiệm tại các tiết diện A2, C2
Công thức kiểm nghiệm :
Trong đó : s là hệ số an toàn tính toán [s] hệ số an toàn cho phép . Lấy [s] = 1,5 .sσ , sτ hệ số an toàn chỉ xét cho ứng suất uốn và ứng suất xoắn
- Xác định sσ , sτ theo công thức :
Trong đó :- σ-1 = 0,45 * σb = 0,45 * 785 = 353,25 ( MPa ).
- τ-1 = 0,23 * σb = 0,23 * 785 = 180,55 ( MPa ) .- Biên độ và giá trị trung bình của ứng suất :+ Do trục quay nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng :σa = σmax = M/W ; σm = 0 ( trên tất cả các tiết diện ) .
27
( M và W lần lượt là momen xoắn và momen cản xoắn ) .a. Trục 1 : Tại A1 :
Tại C1 :
Tại D1 :
b. Trục 2 Tại B2 :
Tại C2 :
28
Tại D2 :
+ Ứng suất tiếp thay đổi theo chu kỳ mạch động khi trục quay một chiều :
Với :T1 = 126295,198 ( Nmm ) - trục 1T2 =47500 ( Nmm ) - trục 2W0 là momen cản xoắn. Tính toán theo công thức trong bảng trang 359 tài liệu 1 .→ Ứng suất tiếp
Tại A1 :
Tại C1
Tại D1
29
Tại B2
Tại C2
Tại D2
Tổng kết biên độ và giá trị trung bình của ứng suất tại các tiết diện :Tiết diện σa MPa σm MPa τm = τa MPa
A1 0 0 15.86
C1 56.177 0 7.364
D1 6.084 0 15.86
B2 28.97 0 10.415
30
C2 21.766 0 13.1
D2 0 0 14.34
- Hệ số ψσ , ψτ hệ số xét đến ảnh hưởng của ứng suất trung bình đến độ bền mỏi và phụ thuộc vào cơ tính vật liệu ( Tra bảng tran 359 tài liệu
[1] với thép Cacbon trung bình ta được : ψσ = 0,1 , ψτ = 0.05 . - Hệ số kích thước tra theo bảng 10.3 tài liệu [1] ta được :
+ Tại A1 và D1 : Tra theo thép Cacbon kích thước d = 28 mm ∈
(20-30) mm
+ Tại B2 : Tra theo thép Cacbon kích thước d = 50 mm ∈ (40-50)
mm
+ Tại D2 : Tra theo thép Cacbon kích thước d = 45 mm ∈ (40-50)
mm.- Hệ số tăng bền bề mặt với kiểu tăng bền là thấm cacbon thì β = 1,5
Tra bảng 10.4 tài liệu [1] .- Hệ số Kσ , Kτ xét đến sự ảnh hưởng của tập trung ứng suất đến độ bền
mỏi tra bảng 10.8 - trục có rãnh then . Tại Các tiết diện :
+ Tại A1 , B1 , D2 , và B2 : : Nội suy theo bảng 10.8 tài liệu [1] .
với σb =785 MPa .
- Trị số đối với tiết diện trục tại C1 và C2 ta chọn kiểu lắp
trung gian có độ dôi giữa trụ và ổ bi . Theo bảng 7.11 tài liệu [2] ta có thể xác định :
31
+ Tại C1 : 2,41; =1,84.
+ Tại C2 : = 2,41 ; =1,84
Đường kính nhỏ hơn 50 mm, σb =785 MPa .Dựa vào các công thức kiểm nghiệm ta tổng kết được bảng số liệu sau :
Với σ-1 =353,25 MPa , τ-1 = 180,55 MPa
Tiết diện
d mm
sσ sτ s
A1 28 2.23 2.1 1.487 1.4 -- 7.85 7.85
C1 35 2.41 1.84 1.61 1.227 3.9 19.1 3.82
D1 28 2.23 2.1 1.487 1.4 39 7.85 7.6
B2 50 2.42 2.398 1.613 1.6 7.56 10.5 6.13
C2 45 2.41 1.84 1.61 1.227 10.08 10.756 7.35
D2 45 2.42 2.398 1.613 1.6 - - 7.618 7.618
→Theo bảng trên ta thấy các tiết diện đều thỏa điều kiện bền .theo hệ số an toàn.
Phần 4. Tính toán lựa chọn ổ lăn
32
Thiết kế cặp ổ lăn trên trục 1:
F RRrBy
Bx
Cy
Cx
r1a1
t1
R RF
FF
A1 B1 C1 D1
M
Mt1
a1
x y
z
+ Theo tính toán ở bài tập lớn số 4 ta có các số liệu:RBy = 4430.6 N RBx = 2559.8 N RCy = 3276.5 N RCx = 5096.6 N
+ Lực dọc trục : Fa1 = 223.4 N Ta có:
FrB = = = 5116.9 N
FrC = = = 6058.9 N
- Vì FrC > FrB nên ta chọn ổ lăn C để tính.
Fr = 6058.9 N Fa = 223.4 N
- Vì Fa = 223.4 N < 0.3 Fr = 1817.7 N nên ta tính theo công thức của ổ đỡ: Q = (X.V.Fr + Y.Fa) . Kd.Kt trong đó: V = 1 (vì vòng trong quay)
X = 1 , Y = 0 (vì Fa / (V.Fr) = 0.037 < e )- Chọn Kd = 1 (vì làm việc hai ca tải trọng va đập nhẹ)- Chọn Kt = 1 (vì nhiệt độ làm việc dưới 100 0C)
Ta tính được : Q = 6058.9 N
Khả năng tải động của ổ Cd = Q = 46.8 kN
(vì tốc độ quay của trục 1 là 320.009 vòng/phút nên L = 460.8 triệu vòng) Chọn [C] =48.5 kN > Cd = 46.8 kN đường kính vòng trong của ổ lăn là d = 35 mm
33
nên ta chọn hai ổ lăn có ký hiệu là: 307 để lắp trên trục 1
Thiết kế cặp ổ lăn trên trục 2 :
A2 C2D2B2
R
R
F
F
FR
R F
MMAy
Ax
r2
t2
a2
a2
t2
Cy
Cx r
Theo tính toán ở bài tập lớn số 4 ta có các số liệu:RAy = 695.2 N RAx = 1592.8N RCy = 981.5 N RCx = 1259.8 NLực dọc trục : Fa2 = 895.9 N
Ta có: FrA = = = 1737.9 N
FrC = = = 1579 N
Ta chọn ổ đũa côn để lắp, ta có lực dọc trục phụ do lực hướng tâm gây ra tại A là:
SA = 0.83(1.5tan )Fr = 459.9 N (chọn =120)
Lực dọc trục phụ do Lực hướng tâm gây ra tại C là:
là SC = 0.83(1.5tan )Fr = 417.9 N (chọn =120)
TH1 : tính toán ổ lăn tại A:
Fr = 1737.9 N Fa = 895.9 N
Ta có: = - Fa + Sc = -478 < SA nên ta chọn :
= SA = 459.9 N
ta tính theo công thức của ổ đỡ chặn: Q = (X.V.Fr + Y. ) . Kd.Kt
X = 0.4 , Y = 1.88 (tra bảng 11.3: ổ đũa côn)V = 1 (vòng trong quay) , Fr = 1737.9 N Chọn Kd = 1 (vì làm việc hai ca tải trọng va đập nhẹ)Chọn Kt = 1 (vì nhiệt độ làm việc dưới 100 0C)
34
Ta tính được: QA = 1559.8 NTH2: tính toán ổ lăn tại C:
Fr = 1579 N Fa = 895.9 N
Ta có: = + Fa + SA = 1355.8 N
ta tính theo công thức của ổ đỡ chặn: Q = (X.V.Fr + Y. ) . Kd.Kt
X = 0.4 , Y = 1.88 (tra bảng 11.3: ổ đũa côn)V = 1 (vòng trong quay) , Fr = 1579 N Chọn Kd = 1 (vì làm việc hai ca tải trọng va đập nhẹ)Chọn Kt = 1 (vì nhiệt độ làm việc dưới 100 0C) Ta tính được QC = 3180.5 N Vì QC > QA nên ta chọn ổ lăn tại C để tính
Khả năng tải động của ổ Cd = Q = 15.48 kN
(vì tốc độ quay của trục 1 là 80 vòng/phút nên L = 115.2 triệu vòng) Chọn [C] =16.5 kN > Cd = 15.48 kN Đường kính trong của ổ lăn là: 45 mmVà ta chọn ổ đũa côn nên nên ta chọn hai ổ lăn có ký hiệu là: 7109 để lắp
trên trục 2
35
Tài liệu tham khảo. - Cơ Sở Thiết Kế Máy Thầy : Nguyễn Hữu Lộc . - Thiết Kế Chi tiết Máy Công Dụng Chung Thầy : Trần Thiên Phúc . - Vẽ Kỹ Thuật Cơ Khí Thầy : Lê Khánh Điền .
36