TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA TP. HCM
Khoa Cơ Khí
Bộ môn THIẾT KẾ MÁY
BÀI TẬP LỚN Môn CƠ HỌC MÁY
ĐỀ SỐ:
PHƯƠNG ÁN SỐ:
THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI
Số liệu thiết kế:
Lực vòng trên xích tải, Ft (N)
: 2000
: 5
Vận tốc xích tải, v (m/s)
Số răng đĩa xích tải dẫn, Z (răng) : 13
Bước xích tải, p (mm)
: 110
Thời gian phục vụ, L (năm)
: 3
Quay một chiều, làm việc một ca, tải va đập nhẹ.
(1 năm làm việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ).
Sai số vòng quay trục máy công tác so với yêu cầu ≤ ± 5 %.
Ứng suất mỏi tiếp xúc của vật liệu chế tạo 2 bánh răng [σ ]H = 480MPa .
Ứng suất mỏi uốn của vật liệu chế tạo 2 bánh răng [σ ]F = 240MPa .
Ứng suất mỏi uốn của vật liệu chế tạo trục [σ ]−1F = 50MPa .
Độ rắn của vật liệu chế tạo bánh răng HB=220.
Bộ truyền đai thang (số 2) đặt nằm ngang.
---------------------------------------------------------------------------------------------------------------Trong các chương sau có sử dụng các tài liệu tham khảo sau:
[1] Cơ sở thiết kế máy - Nguyễn Hữu Lộc
[2] Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1 – Trịnh Chất
[3] Động cơ điện Việt Nam Hungary
Tài liệu tham khảo có thể download từ trang E learning.
Chương 1:
CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
1.1 Chọn động cơ điện :
* Công suất cực đại trên trục xích tải :
Pmax =
Ft × v 2000 × 5
=
= 10kW
1000
1000
* Hiệu suất của toàn bộ hệ thống (Bảng 3.3 tài liệu [1]):
2
η∑ = ηd .ηbr .η k .ηol = 0.96 × 0.98 ×1× 0.9952 = 0.931
* Công suất cần thiết trên trục động cơ :
Pct =
Pdt
η∑
=
10
= 10.74kW
0.931
* Chọn động cơ :
Theo bảng 3.2 tài liệu [1] ta nên chọn
ud = (2 ÷ 5) và ubr = (3 ÷ 5)
Vậy tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống
u∑ = ud .ubr = (2 ÷ 5) × (3 ÷ 5) = (6 ÷ 25)
Số vòng quay trục xích tải
nm =
6.10 4 × v 6.10 4 × 5
=
= 209.8v / ph
pc × Z
110 × 13
Số vòng quay dự kiến của động cơ
ndc = nm .uΣ = 209.8 × (6 ÷ 25) = (1260 ÷ 5250)v / ph .
Căn cứ theo Pct , ta chọn loại động cơ điện không đồng bộ 3 pha, loại 3K do nhà máy chế tạo
động cơ điện Việt Nam Hungary sản xuất (tài liệu [3]). Có 2 lựa chọn là 3K160S2 Pdc=11KW
ndc= 2940v/ph và 3K160S4 Pdc=11KW ndc=1460v/ph
=> Ta chọn động cơ 3K160S4, ndc=1460v/ph
Ghi chú: nếu có nhiều loại động cơ để lựa chọn thì nên ưu tiên loại động cơ có ndc ≈ 1500v/ph
vì đây là loại động cơ
1.2 Phân phối tỉ số truyền :
* Tỷ số truyền của toàn bộ hệ thống
u∑ = ud .ubr =
ndc 1460
=
= 6.96
nm 209.8
Do ud = (2 ÷ 5) , ta chọn trước :
ud = 2 ⇒ ubr =
u∑ 6.96
=
= 3.48
ud
2
Công suất trên trục dẫn xích tải
Pm = 10 kW
Công suất trên trục II của HGT
PII =
Pm
10
=
= 10.05kW
η kη ol 1× 0.995
Công suất trên trục I của HGT
PI =
PII
10.05
=
= 10.31kW
η brη ol 0.98 × 0.995
Công suất trên trục động cơ
Pdc =
PI
ηd
=
10.31
= 10.74kW
0.96
Bảng số liệu dùng cho thiết kế các bộ truyền cơ khí:
Trục
Công suất P(KW)
Tỉ số truyền
Trục động cơ Trục I HGT Trục II HGTTrục dẫn xích tải
10.74
10.31
Uđ=2
10.05
Ubr=3.48
10
Uk=1
Số vòng quay n(v/ph)
1460
730
209.8
209.8
Moment xoắn T(N.mm)
70251
134877
457471
455195
Lưu ý: Công thức tính mômen xoắn T = 9.55 × 106
P
n
Chương 2
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG
2.1 Thông số ban đầu khi thiết kế bộ truyền đai thang
Theo bảng số liệu từ chương 1
* Thông số đầu vào : P1 = 10.74 kW; n1 = 1460 v/ph; T1 = 70251 Nmm; u = 2
* Theo hình 4.22 tài liệu [1] => ta chọn đai thang loại B.
* Theo bảng 4.3 tài liệu [1] ta có bp = 14 mm; bo = 17 mm; h = 10.5 mm; y0 = 4 mm; A = 138
mm2; L = 800..6300 mm; T1=40..190Nm ; dmin = 140..280 mm
2.2 Trình tự thiết kế :
2.2.1 Tính d1 :
Ta có dmin = 140 mm => chọn d1 = 1.2× dmin = 1.2 × 140 = 168 (mm)
=> chọn d1 theo tiêu chuẩn : d1 = 180 (mm) (trang 152 tài liệu [1])
2.2.2 Vận tốc vòng :
v1 =
π .d1.n1
60000
=
π × 180 × 1460
60000
= 13,763(m / s ) < [v] = 25(m / s )
=> chấp nhận d1 = 180 (mm)
2.2.3 Tính d2 :
Chọn ξ = 0.02 ⇒ d2 = ud × d1 × (1 - ξ) = 2× 180× (1 – 0.02) = 352,8 mm
=> chọn d2 theo tiêu chuẩn : d2 = 355 mm
2.2.4 Chọn sơ bộ khoảng cách trục a (trang 153 tài liệu [1])
vì ud = 2 nên chọn khỏang cách trục sơ bộ a = 1,2×d2 = 426 mm
2.2.5 Kiểm tra điều kiện khỏang cách trục
2(d1 + d 2 ) ≥ a ≥ 0,55(d1 + d 2 ) + h ⇔ 2(180 + 355) ≥ a ≥ 0,55(180 + 355) + 10.5 ⇔ 1070 ≥ a ≥ 305
=> a sơ bộ thoả điều kiện
2.2.6 Tính chiều dài đai L theo a sơ bộ :
L = 2a +
π .(d1 + d 2 ) (d 2 − d1 ) 2
π (180 + 355) (355 − 180) 2
+
= 2 × 426 +
+
= 1710mm
2
4a
2
4 × 426
Theo tiêu chuẩn (trang 127 tài liệu [1]), ta chọn L = 1800 (mm)
2.2.7 Kiểm nghiệm số vòng chạy trong 1 giây
i=
v1 13,763
1
1
=
= 7,65 > [i ] = 10
L
1,8
s
s
2.2.8 Tính chính xác lại a theo L tiêu chuẩn:
π
π
d − d1
L − (d 2 + d1 ) + L − (d 2 + d1 ) − 8 2
2
2
2
a=
4
2
2
π
π
355 − 180
1800 − (355 + 180) + 1800 − (355 + 180) − 8
2
2
2
a=
= 471,7mm ≈ 472mm
4
2
2
2.2.9 Góc ôm đai α1 :
α1 = 180 −
0
57(d 2 − d1 )
57(355 − 180)
= 180 −
≈ 1590 α1 > 120 => d2, d1, a thỏa điều kiện cho phép.
a
472
2.2.10 Tính số đai Z :
Z≥
P
1
[ P0 ].Cα .Cu .CL .Cz .Cr .Cv
+ P1 = 10,74 kW
+ [P0] = 4 kW
−α 1
= 1,24 × (1 − e 110 )
+ Cα
+ Cu = 1.13
(L0 = 2240 mm – bảng 4.21b tài liệu [1])
−159
= 1,24 × (1 − e 110 )
= 0.948 (trang 151 tài liệu [1])
(Bảng 4.9 tài liệu [1])
+ CL = 6 L = 6 1800 = 0.964 (trang 152 tài liệu [1])
L0
2240
+ Cz = 0.9 ( giả sử Z = 4 ~ 6 ) (trang 152 tài liệu [1])
+ Cr = 0.9 (tải trọng va đập nhẹ) (bảng 4.8 tài liệu [1])
+ C v = 1 − 0.05 × (0.01v 2 − 1) = 1 − 0.05 × (0.01 × 13.763 2 − 1) = 0.955 (trang 151 tài liệu [1])
Số dây đai thang cần thiết
=> Z ≥
10.74
= 3.36
4 × 0,948 × 1,13 × 0,964 × 0,9 × 0,9 × 0,955
Chọn Z = 4 (thỏa giả sử Z = 4 ~ 6 khi chọn Cz )
2.2.11 Tính chiều rộng và đường kính ngoài bánh đai (trang 63 tài liệu [2]):
Chiều rộng bánh đai :
B = ( Z - 1 ) × e + 2f = ( 4 - 1 ) × 19 + 2 × 12.5 = 82 mm
Đường kính ngoài bánh đai:
da = d + 2b; ( b = 4.2)
da = 160 + 2×4.2 = 168.4 (mm)
2.2.12 Tính lực tác dụng lên trục :
Lực căng đai ban đầu : (do đai thang nên ứng suất căng ban đầu σ0 = 1.5 MPa)
Fo = σ0 × Z × A = 1.5 × 4 × 138 = 828 N
Lực tác dụng lên trục:
Fr = 2 F0 sin(
α1
159
) = 2 × 828 × sin(
) ≈ 1628N
2
2
2.3 Thông số của bộ truyền đai thang:
P1 (kW)
n1 (v/ph)
F0 (N)
Fr (N)
10.74
Z
4
1460
d1 (mm)
180
828
d2 (mm)
355
1628
a (mm)
472
α1 (0)
159
L (mm)
1800
u
2
B (mm)
82
Chương 3
THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG NGHIÊNG
3.1 Số liệu ban đầu:
Công suất truyền P1 = 10.31 kW
Mômen xoắn T1 = 134877 Nm
Tỉ số truyền u = 3.48
Số vòng quay trục dẫn n1 = 730 v/ph
Ứng suất cho phép:
Ứng suất mỏi tiếp xúc của vật liệu chế tạo 2 bánh răng [σ ]H = 480MPa
Ứng suất uốn của vật liệu chế tạo 2 bánh răng [σ ]F = 240MPa
3.2 Trình tự thiết kế:
3.2.1 Khỏang cách trục a
a ≥ 43(u + 1)3
K Hβ T1
2
ψ ba [σ H ] 0u
(công thức 6.90 tài liệu [1])
Do HB<350 và bánh răng lắp đối xứng nên chọn ψ ba = 0.4 (bảng 6.15 tài liệu [1])
ψ bd =
ψ ba (u + 1)
2
=
a ≥ 43 × (3.48 + 1)3
0.4(3.48 + 1)
= 0.9 (trang 228 tài liệu [1]). Chọn KHβ = 1.04 (bảng 6.4 tài liệu [1])
2
1.04 × 134877
= 146mm
0.4 × 480 2 × 3.48
3.2.2 Chọn mô đun:
mn = (0.01 ~ 0.02)a = 1.46 ~ 2.92mm
Chọn theo tiêu chuẩn mn = 2 mm (trang 195 tài liệu [1])
3.2.3 Số răng bánh nhỏ:
Z1 =
Vì
2.a. cos β 2 × 146 × cos β
=
mn (u + 1)
2 × (3.48 + 1)
80 ≤ β ≤ 200
nên 30,62 ≤ Z1 ≤ 32,27 chọn Z1 = 32 răng.
3.2.4 Số răng bánh lớn:
Z 2 = u.Z1 = 3.48 × 32 = 111.36 chọn Z2 = 112 răng
3.2.5 Kiểm tra lại số vòng quay trục xích tải :
nmtt =
ndc
n
= dc =
u ∑ u d ubr
1460
= 207,28v / ph
355
112
×
180(1 − 0,02) 32
Sai số so với số vòng quay mong muốn
∆n =
nmtt − nm
nm
× 100 =
207,28 − 209,8
209,8
× 100 = 1.2% < [∆n] = 5%
3.2.6 Góc nghiêng răng :
mn (Z 2 + Z1 )
−1 2 × (112 + 32 )
0
0
'
"
= cos
= 9.49 = 9 29 40.29
2.a
2 × 146
β = cos −1
3.2.7 Bề rộng bánh răng :
b = ψ ba .a = 0.4 × 146 = 58,4 mm chọn b=59mm
3.2.8 Đường kính vòng chia bánh nhỏ :
d1 =
mn .Z1
2 × 32
=
= 64.89mm
cos β
cos 9.490
3.2.9 Đường kính vòng chia bánh lớn :
d2 =
mn .Z 2
2 × 112
=
= 227,11mm
cos β
cos 9.490
3.2.10 Khoảng cách trục :
a=
d1 + d 2 64,89 + 227,11
=
= 146mm
2
2
3.3 Kiểm nghiệm ứng suất
3.3.1 Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc:
Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng:
σ 0H =
Z M Z H Zε
d1
2.K H .T1.(u + 1)
≤ [σ H ]
b.u
Với: Z M = 275 MPa (do vật liệu 2 bánh răng làm bằng thép)
ZH =
Zε =
2.cos β
sin( 2α )
1
=
εα
⇒ ZH =
2. cos 9.49 0
= 1.752
sin( 2 × 20)
1
= 0.755
1.753
1
;
1
0
Với ε α = 1.88 − 3.2 + cos β = 1.88 − 3.2 +
cos 9,49 = 1.753
Z
Z2
32 112
1
1
1
Hệ số tải trọng tính
K H = K Hβ K HV K Hα
Lập tỉ số ψ bd =
b
59
=
= 0.91
d1 64,89
Tra bảng 6.4 tài liệu [1] với ψ bd = 0.91 , bánh răng lắp đối xứng ổ trục và HB=220 ⇒ K Hβ = 1.035
Vận tốc vòng
v=
π .d1.n1
6 × 10
4
=
π × 64.89 × 730
6 × 10 4
= 2.48m / s
Tra bảng 6.3 tài liệu [1] ⇒ chọn cấp chính xác 9. Tra bảng 6.6 tài liệu [1] ⇒ K HV = 1.06
K Hα = 1.13 (bảng 6.11 tài liệu [1]). Vậy K H = 1.035 × 1.06 × 1.13 = 1.24
Tỉ số truyền
u=
112
= 3 .5
32
Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng
σ 0H =
275 × 1.752 × 0.755 2 × 1.24 × 134877 × (3.5 + 1)
= 479MPa
64.89
59 × 3.5
Vậy σ 0 H = 479MPa < [σ H ]0 = 480MPa nên bánh răng đủ bền tiếp xúc.
(không nên nhỏ hơn 10% và không được lớn hơn 5% so với giá trị ứng suất tiếp xúc cho phép)
3.3.2 Kiểm nghiệm ứng suất uốn:
Hệ số tải trọng tính
K F = K Fβ K FV K Fα = 1.065 × 1.13 × 1 = 1.2
Tra bảng 6.4 tài liệu [1] với ψ bd = 0.91 , bánh răng lắp đối xứng ổ trục và HB=220
⇒ K Fβ = 1.065 ;
Tra bảng 6.6 tài liệu [1]
⇒ K FV = 1.13 ;
K Fα =
4 + (ε α − 1)(CCX − 5) 4 + (1.753 − 1) × (9 − 5)
=
=1
4.ε α
4 × 1.753
Số răng tương đương
Z td 1 =
Z1
32
=
= 33,35 răng;
3
cos β cos 3 9,49
Z td 2 =
Z2
112
=
= 116,73 răng
3
cos β cos 3 9,49
Hệ số dạng răng (không dịch chỉnh nên hệ số dịch chỉnh x1 = x2 = 0)
YF1 = 3.47 +
13.2
13,2
= 3.47 +
= 3.866 ;
33,35
Z td 1
YF 2 = 3.47 +
13.2
13,2
= 3.47 +
= 3.583 ;
116,73
Z td 2
Hệ số xét đến ảnh hưởng của trùng khớp ngang
Yε =
1
εα
=
1
= 0.57
1.753
Hệ số xét đến ảnh hưởng của góc nghiêng răng
Yβ = 1 − ε β
β
với ε β = b
120
Yβ = 1 − 1.548 ×
sin β
sin 9.49 0
= 59 ×
= 1.548 ;
π .mn
π ×2
9,49
= 0.877
120
Lực vòng trên bánh dẫn
Ft =
2.T1 2 × 134877
=
= 4157 N
d1
64.89
Lập tỉ số
Vì
[σ F1 ] 0
YF 1
=
[σ ]
240
240
= 62 và F 2 0 =
= 67 .
3.866
YF 2
3.583
[σ F1 ] 0 < [σ F 2 ] 0 ta tính cho bánh dẫn
YF 1
YF 2
Ứng suất uốn tại tiết diện nguy hiểm
σ 0F1 =
K F .YF1.Yε .Yβ .Ft
b.mn
=
1.2 × 3.866 × 0.57 × 0.877 × 4157
= 82MPa
59 × 2
Vì σ 0 F1 = 82MPa < [σ F1 ]0 = 240MPa nên bánh răng đủ bền uốn.
3.4 Các thông số của bộ truyền
Khoảng cách trục
a = 146 mm
Mô đun pháp
mn = 2 mm
Số răng
Z1 = 32 răng
Z2 = 112 răng
0
(β = 9029’40.29”)
Góc nghiêng
β = 9,49
Đường kính vòng chia
d1 = 64.89 mm
d2 = 227.11 mm
Đương kính vòng đỉnh răng
da1 = 68.89 mm
da2 = 231.11 mm
Đương kính vòng chân răng
di1 = 59.89 mm
di2 = 2223.61 mm
Bề rộng bánh răng
b1 = 63 mm
b2 = 59 mm
(bề rộng b2 bằng bề rộng tính toán ở trên, bề rộng b1 lớn hơn b2 từ 4-6mm)
3.5 Lực ăn khớp
Lực vòng Ft1 = Ft 2 =
2.T1 2 × 134877
=
= 4157 N
d1
64.89
Lực dọc trục Fa1 = Fa 2 = Ft1. tan β = 4157 × tan 9,49 = 695N
Lực hướng tâm Fr1 = Fr 2 =
Ft1. tan α nw 4157 × tan 20 0
=
= 1534 N
cos β
cos 9.49 0
Chương 4:
THIẾT KẾ TRỤC
4.1 Vẽ sơ đồ trục:
Sơ đồ chọn chiều dài các trục
Sơ đồ phân tích lực tác động lên các trục
4.2 Thiết kế trục I:
Ứng suất mõi uốn của vật liệu chế tạo trục [σF]-1 = 50 Mpa;
4.2.1 Chọn kích thước chiều dài trục
Bđai = 82 mm ; Bbánhrăng = 63 mm ; Chọn sơ bộ Bổlăn = 20 mm ;
4.2.2 Thay trục bằng dầm sức bền:
Với T1 = 134877 Nm ; Fr = 1628 N ; Ft1 = 4157 N; Fr1 = 1534 N;
Fa1 = 695 N; M a1 = Fa1
d1
64.89
= 695 ×
= 22550 Nmm
2
2
4.2.3 Tính phản lực gối tựa.
Phương trình cân bằng mô men trong mặt phẳng đứng tại gối A
s
A
∑ M X = − Fr .76 + M a1 + Fr1.65 − RBY .130 = 0
Phản lực tại gối B theo phương đứng
R BY =
−76.Fr + M a1 + 65.Fr1 −76 × 1628 + 22550 + 65 × 1534
=
= −11,3 N
130
130
Phương trình cân bằng lực theo phương Y
↓ ∑ F Y = − Fr + RAY − Fr1 + RBY = 0
Phản lực tại gối A theo phương đứng
R AY = Fr + Fr1 − R BY = 1628 + 1534 − (− 11.3) = 3173,3 N
Phương trình cân bằng mô men trong mặt phẳng ngang tại A
s
∑ M YA = 65.Ft1 − 130.RBX
=0
Phản lực tại gối B theo phương ngang
R BX =
65
4157
Ft1 =
= 2078,5 N
130
2
Phương trình cân bằng lực theo phương X
↓ ∑ FX = RAX − Ft1 + RBX = 0
Phản lực tại gối A theo phương ngang
R AX = Ft1 − R BX = 4157 − 2078,5 = 2078,5 N
4.2.4 Vẽ biểu đồ nội lực
Biểu đồ mô men trong mặt phẳng đứng Mx (Nmm)
Biểu đồ mô men trong mặt phẳng ngang My (Nmm)
Biểu đồ mô men xoắn T (Nmm)
4.2.5 Tính mô men tương đương tại tiết diện nguy hiểm
Tiết diện nguy hiểm tại vị trí lắp bánh răng
2
2
M td = M X + M Y + 0.75.T 2 = 23285 2 + 1351032 + 0.75 × 134877 2 = 180108 Nmm
4.2.6 Tính đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm.
Ký hiệu tiết diện 1 – 3 là trục 1, tiết diện thứ 3 (từ trái sang phải)
d 13 ≥ 3
M td
180108
=3
= 33mm
0.1[σ F ]−1
0.1 × 50
Do tại tiết diện nguy hiểm có lắp then bằng nên chọn d13 = 35mm Từ d13 ta chọn các đường kính
còn lại d11 = 28mm; d12 = 30 mm; d14 = 30 mm.
4.3 Thiết kế trục II:
4.3.1 Chọn kích thước chiều dài trục II có khoảng cách giống trục I
4.3.2 Thay trục bằng dầm sức bền
Với T2 = 457471 Nm ; Ft2 = 4157 N; Fr2 = 1534 N;
Fa2 = 695 N; M a 2 = Fa 2
d2
227.11
= 695 ×
= 78921Nmm
2
2
4.3.3 Tính phản lực gối tựa.
Phương trình cân bằng mô men trong mặt phẳng đứng tại gối A
s
A
∑ M X = − Fr 2 .65 + M a 2 − R BY .130 = 0
Phản lực tại gối B theo phương đứng
R BY =
−65.Fr 2 + M a 2 −65 × 1534 + 78921
=
= −159,92 N
130
130
Phương trình cân bằng lực theo phương Y
↓
∑ F Y = + R AY + Fr 2 + RBY = 0
Phản lực tại gối A theo phương đứng
R AY = − Fr 2 − R BY = −1534 − (− 159,92) = −1374.08 N
Phương trình cân bằng mô men trong mặt phẳng ngang tại A
s
∑ M YA = −65.Ft 2 − 130.RBX
=0
Phản lực tại gối B theo phương ngang
R BX =
−65.Ft 2 −65 × 4157
=
= −2078,5 N
130
130
Phương trình cân bằng lực theo phương X
↓
∑ FX
= R AX + Ft 2 + RBX = 0
Phản lực tại gối A theo phương ngang
R AX = − Ft 2 − R BX = −4157 − (− 2078,5) = −2078,5 N
4.3.4 Vẽ biểu đồ nội lực.
Biểu đồ mô men trong mặt phẳng đứng Mx (Nmm)
Biểu đồ mô men trong mặt phẳng ngang My (Nmm)
Biểu đồ mô men xoắn T (Nmm)
4.3.5 Tính mô men tương đương tại tiết diện nguy hiểm
Tiết diện nguy hiểm tại vị trí lắp bánh răng trụ răng nghiêng
2
2
M td = M X + M Y + 0.75.T 2 = 89315 2 + 135103 2 + 0.75 × 4574712 = 428007 Nmm
4.3.6 Tính đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm.
Ký hiệu tiết diện 2–2 là trục 2, tiết diện thứ 2 (từ trái sang phải)
d 22 ≥ 3
M td
428007
=3
= 44mm
0.1[σ F ]−1
0.1 × 50
Do tại tiết diện nguy hiểm có lắp then bằng nên tăng thêm 5%.
Chọn d 22 = 48mm Từ d22 ta chọn các đường kính còn lại d21 = 40 mm; d23 = 40 mm; d24 = 38
mm.
Chương 5:
THIẾT KẾ Ổ LĂN
5.1 Thiết kế ổ trên trục 1
Lực hướng tâm tác động lên ổ A
2
2
FrA = R A = R AX + R AY = 2078,5 2 + 3130,45 2 = 3758 N
Lực hướng tâm tác động lên ổ B
2
2
FrB = RB = RBX + RBY = 2078,5 2 + 31,55 2 = 2079 N
Lực dọc trục Fa1 hướng vào ổ B.
Lập tỉ số
Do
Fa1
695
=
= 0.33 > 0.3
FrB 2079
Fa1
> 0.3
FrB
vậy chọn ổ bi đỡ chặn 1 dãy. Theo bảng P2.12 trang 263 tài liệu [2], do ngõng
trục của trục 1 theo phần tính trục có d=30, chọn 2 ổ loại 46X06 có α = 260 (tr 381 tài liệu [1]).
Ký hiệu 46106 46206 46306
C(kN)
11,2
17,2
25,6
C0(kN) 8,03
12,2
18,17
(chú ý: kiểu 36000 có α = 120, kiểu 46000 có α = 260, kiểu 66000 có α = 360)
Theo bảng 11.3 tài liệu [1] ta có e = 0,68. Lắp kiểu chữ “O”.Lực dọc trục phụ
FSA = e.RA = 0.68 × 3758 = 2555 N
FSB = e.RB = 0.68 × 2079 = 1414N
Tổng lực dọc trục tác động lên ổ A
∑ FaA = FSB − Fa1 = 1414 − 695 = 719 N
Vì
∑F
aA
< FSA nên chọn lại ∑ FaA = 2555N
F
2555
Lập tỉ số ∑ aA =
= 0.68 ≤ e nên tra bảng 11.3 tài liệu [1] ⇒ X = 1; Y = 0
V .FrA
1 × 3758
Tải trọng tương đương trên ổ A.
Q A = ( X .V .FrA + Y .∑ FaA ).Kσ .Kθ
với V = K σ = K θ = 1
Q A = (1 × 1 × 3758 + 0 × 2555) × 1 × 1 = 3758 N = 3,758kN
Tổng lực dọc trục tác động lên ổ B
∑ FaB = FSA + Fa1 = 2555 + 695 = 3250 N
F
3250
Lập tỉ số ∑ aB =
= 1,56 > e nên X = 0.41; Y = 0,87
V .FrB
2079
Tải trọng tương đương trên ổ B
QB = (0.41 × 1 × 2079 + 0.87 × 3250) × 1 × 1 = 3680 N = 3,68kN
Do Q A > QB nên ta tính cho ổ A. Do ổ bi nên m = 3
Tuổi thọ ổ
L=
60.n1.Lh
10
6
=
60 × 730 × 3 × 300 × 1 × 8
10 6
= 315,36
triệu vòng
Hệ số khả năng tải động
Ctt = Q A 3 L = 3,758 × 3 315,36 = 25,58
kN
Tra bảng chọn ổ 46306 có C = 25,6kN > Ctt
Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh. Tra bảng 11.6 tài liệu [1] ta có X0 = 0,5; Y0 = 0,37
Q0 A = X 0 FrA + Y0 ∑ FaA = 0,5 × 3758 + 0,37 × 2555 = 2824 N =2,84kN
Q0 A = FrA = 3,758 kN
Chọn Q0Amax = 3,758 kN < C0 =18,17kN. Vậy ổ đủ bền tĩnh.
5.2 Thiết kế ổ trên trục 2
Lực hướng tâm tác động lên ổ A
2
2
FrA = R A = R AX + R AY = 2078,5 2 + 1374,08 2 = 2491,64 N
Lực hướng tâm tác động lên ổ B
2
2
FrB = RB = RBX + RBY = 2078,5 2 + 159,92 2 = 2084,64 N
Lực dọc trục Fa2 hướng vào ổ A. Lập tỉ số
Do
Fa 2
< 0.3
FrA
Fa 2
695
=
= 0.28 < 0.3
FrA 2491,64
vậy chọn ổ bi đỡ 1 dãy. Theo bảng P2.7 trang 254 tài liệu [2], do ngõng trục của
trục 2 theo phần tính trục có d=40, chọn 2 ổ loại X08.
Ký hiệu 108 208 308 408
C(kN)
13,2 25,6 31,9 50,3
C0(kN) 9,45 18,1 21,7 37
Giả sử chọn ổ 108. Lập tỉ số
Fa 2 0,695
=
= 0,074
C0
9,45
Tra bảng 11.3 tài liệu [1] ta có e=0,27 (nội suy tuyến tính)
Lập tỉ số
Fa
695
=
= 0.28 > e
VFrA 1 × 2491,64
Vậy X=0,56 ; Y=1,6 (nội suy tuyến tính)
Tải trọng tương đương trên ổ A
Q A = (0,56 × 1 × 2491,64 + 1,6 × 695) × 1 × 1 = 2507 N = 2,51kN
Do ổ B không chịu lực dọc trục nên
Tải trọng tương đương trên ổ B
Fa
=0 QB nên ta tính cho ổ A. Vì là ổ bi nên m = 3.
Tuổi thọ ổ
L=
60.n1.Lh
10
6
=
60 × 209.8 × 3 × 300 × 1 × 8
10 6
= 90,63
triệu vòng
Hệ số khả năng tải động
Ctt = Q A 3 L = 2,51 × 3 90,63 = 11,27 kN
Chọn ổ 108 có C = 13,2kN > Ctt là đúng
Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh. Tra bảng 11.6 tài liệu [1] ta có X0 = 0,6; Y0 = 0,5
Q0 A = X 0 FrA + Y0 Fa = 0,6 × 2491,64 + 0,5 × 695 = 1843N = 1,84kN
Q0 A = FrA = 2,49kN
Chọn Q0Amax = 2,49 kN < C0 =9,45kN. Vậy ổ đủ bền tĩnh.
Hết Bài tập lớn
- Xem thêm -
.PDF 
19 
65 
128 
