Đồ án Thiết kế máy cán thép vằn

5.5 Tính công suất của động cơ. - Công suất của động cơ khi cán được tính theo công thức: N đc = M tđc . ( đc (kw) ] Trong đó M tđc : Là momen tĩnh trên trục động cơ. Mtđc=
Mc : Momen cán làm cho kim loại biến dạng. Mms1, Mms2: Momen ma sát tại cổ trục cán và các chi tiết quay. M0: Momen không tải. (t : Hệ số chuyển động hưũ ích của máy thường lấy : (t = (0,85( 0,93) chọn (t = 0,85 (t= (1. (2. (3 (1 = 0,9(0,95:Hệ số hữu ích của hộp giảm tốc. (1 = 0,92(0,95:Hệ số hữu ích của hộp phân lực. (1 = 0,99:Hệ số hữu ích của trục khớp nối.
:Tỉ số truyền từ trục động cơ đến trục cán. nđc, nt: Tốc độ quay của trục động cơ đến trục cán. wđc, w1 : Vận tốc góc của động cơ và trục cán. - Sau khi tính công suất động cơ (Nđc) ta chọn công suất cần thiết cho máy theo điều kiện : Nđc ( (N( (KW): Công suất cho phép. * Tính công suất cho lổ hình thứ 4: Vì ta chỉ cần tính công suất của động cơ cho tải trọng lớn nhất khi đó các lổ hình khác sẽ làm việc với công suất nhỏ hơn. - Chọn vận tốc cán: 3.5 (m/s). - Chọn tốc độ cho động cơ: 935(v/p) ( Số vòng quay của trục cán : n0 =
Vc = 3.5 (m/s) D = 250(mm): Đường kính trục cán. ( n0 = 223 (v/p) Vậy tỉ số truyền : i = 4,17
- Momen tỉnh trên trục động cơ : Mtđc =
Với : P4 = F4.Ptb4 = 2338,33.7,5=17537 (KG) - Momen cán : Mc4 = 2Pc4.a4 = 2. 17537.31,6= 1108338,4 (KG.mm) ( Mms= 17537.0,04.180=124,97 (KG.m) + Momen ma sát tại các chi tiết quay: Mms2 = 0,1(Mms1+Mc4)= 123,3(KG.m) Vậy : Mms = Mms1 + Mms2 = 124,97+123,3=248,27 (KG.m) M0 =(3(6() Mc=0,04.1108318,4 = 44,33 (N.mm) (t = 0,85 i = 4,17 ( Mtđc =0,345 (T.m) - Vận tốc góc của động cơ:
Vậy công suất của động cơ: Nđc = Mtđc. Wđc = 0,345.97,34 = 33,5 (KW) Chọn hệ số an toàn k=1,2 Nđc=33,5.1,2=40 (KW) Tra bảng 1 (Sách phương pháp cán kim loại thông dụng của Đổ Hữu Nhơn) chọn động cơ không đồng bộ ba pha có kí hiệu: AOC2-81-6 Công suất 40KW có hiệu suất 87,5% và cos( = 0,89 5.6 Tính độ bền và xác định kích thước trục cán: Trong phần trước ta đã chọn sơ bộ đường kính của trục cán là 300(mm) để tính lực và momen cán. Trong phần này ta đi tính lại đường kính D chính xác theo các điều kiện bền. * Từ giá trị lực cán ta đi vẽ biểu đồ momen uốn tác dụng lên trục cán từ đó xác định kích thước trục cán. Ta chỉ cần tính bền cho trục cán ở những tiết diện làm vệc với tải trọng lớn nhất. Còn ở các tiết diện khác làm việc với tải trọng nhỏ hơn đợ đảm bảo an toàn. * Chọn trục cán được đúc từ thép cacbon có ứng suất uốn cho phép: ((u( = 10(12 KG/mm2. Ơ đây chọn ((u( = 12 KG/mm2 khi làm việc, trục cán hình sẽ bị một lực cán Pmax tác dụng lên trục tại ổ hình thứ 6. Lúc này thân trục cán chịu uốn, cổ trục cán chịu uốn và xoắn, đầu nối trục cán chịu xoắn thuần túy. * Tại thân trục cán nghiệm bền theo điều kiện uốn : (u =
Trong đó P lực cán lớn nhất và bằng Pmax = 17537(KG) D0: Đường kính làm việc của trục cán. D0 = D - h4 (h4 là chiều cao của lổ hình thứ 4) = 250-15=235(mm) x: Khoảng cách từ điểm đặt lực Pmax đến phản lực R1 x =291,7 a: Khoảng cách giữa hai phản lực R1, R2 tại cổ trục cán. a=420 (mm) ( (u = 1,34 (KG/mm2) đảm bảo điều kiện. * Momen uốn tại tiết diện 1-1: Mu = Pmax.x(1-x/a) = 1562676,55(KG.mm) Vậy tại tiết diện (1-1) của thân trục cán ta chọn đường kính D0 = 250(mm) là đủ điều kiện bền. Nghiệm bền trục cán tại mặt cắt (2-2) (u =
Tính momen uốn tương ứng với lực cán P2 = 3738,62 KG Mu =
( a = 487,44 mm ; b = 333,56 mm) Mu = 740394,69 (KG.mm) Tính momen cản uốn của tiết diện trục : Wu =
với d = 280 - 38,44 = 243,56 (mm) ( Vì lúc đầu ta chọn đường kính sơ bộ của trục cán là 280(mm) ; và tính được chiều cao lổ hình ở lần ép thứ 5 là 38,44 mm) ( Wu = 1417743,17 (mm3) Vậy : (u = 0,52 (KG/mm2) Vì ((u( = 12 (KG/mm2) nên điều kiện bền được thõa. Vậy ta chọn trục có đường kính 250 (mm). ( vì so với đường kính đầu d = 300(mm). Ta tính được ứng suất uốn quá nhỏ so với ứng suất cho phép. Chứng tỏ trục dư bền quá lớn. Vì vậy ta chọn đường kính trục cán d = 250 là hợp lý) Hình 32:Trục cán 5.7 Thiết kế hộp giảm tốc: Dựa vào tỉ số truyền i = 4,17 và momen cán ta đi tính thiết kế hộp giảm tốc. + Số vòng quay của động cơ: 935(v/p) + Số vòng quay của trục cán: 223.(v/p) Chọn sơ đồ hộp giảm tốc dạng khai triển hai cấp tốc độ. 5.7.1 Phân phối tỉ số truyền: 5.7.1 Phân phối tỉ số truyền: Tỉ số truyền động chung: i=4,17 + inh : Tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng nghiêng cấp nhanh. + ich : Tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng nghiêng cấp chậm. Ta có : inh = 1,2 ich mà I = inh.ich = 1,2 i2ch = 4,17 ( ich = 1,86 ,inh = 2,24 * Công suất trên các trục của hộp: NI = Nđc.(L= 40.0,995 = 39,8 (KW) (L = 0,995: Hiệu suất của một cặp ổ lăn. NII = NI.0,995= 39,60 (KW) NIII = NII.0,995= 39,40 (KW) ((N = 1: Hiệu suất khớp nối) * Số vòng quay của các trục: nI = nđc= 935 (v/p) nII = nI / inh =415 (v/p) nIII = nII / ich = 223 (v/p) Bảng tổng kết số liệu:  I  II  III   i  2,24  1,86   n(v/p) N(kW)  935 39,8  415 39,6  223 39,4   5.7.2 Tính bộ truyền bánh răng cấp nhanh: Chọn bộ truyền làm việc trong 5 (năm) mỗi năm làm việc 200 (ngày) và một ngày làm việc 16(giờ). ( Thời gian làm việc trong 5 (năm): T = 5.200.16= 16000(giờ) Chọn vật liệu bánh răng lớn thép 35. Bánh răng nhỏ thép 45. Có độ cứng HB > 350 - Xác định ứng suất cho phép:
Trong đó: [(]Ntx là ứng suất tiếp xúc cho phép (N/mm2) khi bánh răng làm việc lâu dài.
: Hệ số chu kỳ ứng suất tiếp xúc. [3] N0 : Số chu kỳ cơ sở của đường cong mỗi tiếp xúc. Ntd : Số chu kỳ tương đương. Vì bánh răng chịu tải trọng thay đổi nên:
Chọn
= 1;
Mmax : Momen xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng. Ta được :

Vì Ntđ > N0 = 107 nên ta lấy K’n = 1 [(]1tx = 2,6.HB = 520 (N/mm2) [(]2tx = 2,6.170 = 442 (N/mm2) Để xác định ứng suất uốn cho phép, lấy hệ số an toàn n=1,5 và lấy hệ số tập trung ứng suất ở chân răng: K( = 1,8 - Giới hạn mỏi của thép 45 là: (-1 = 0,43.(b = 0,43.600= 258 (N/mm2) - Giới hạn mỏi của thép 35 là: (-1 = 0,43.(b = 0,43.480 = 206,4 (N/mm2) - Ứng suất uốn cho phép của bánh răng nhỏ. [(]u1 =
K( : Hệ số tập trung ứng suất ở chân răng chọn K(=1,8 ( [(]u1 = 143 (N/mm2) - Bánh lớn: [(]u2 = 115 (N/mm2) - Chọn sơ bộ hệ số tải trọng K = 1,3. Hệ số chiều rộng bánh răng (A = 0,45. - * Xác đinh khoảng cách trục A:
[3]
( A( 167,1 (mm) Chọn sơ bộ A = 167 (mm) * Xác định mođun và chiều rộng bánh răng. - Mođun pháp : mn = (0,01(0,02)A= (0,01(0,02).167= 1,67(3,34. Chọn mn = 3 - Chiều rộng bánh răng : b1 = (A.A = 0,45.167= 75,15 (mm) - Số răng của bánh dẫn: [3]
(răng). Chọn z1 = 35 (răng). - Số răng bánh bị dẫn: Z2 = Z1.i = 35.2,24=78,4(răng) chọn Z2=79(răng) - Chiều rộng của bánh răng bị dẫn: b2 =(b1+3) = 78,15 (mm) - Hệ số dạng răng của bánh nhỏ: y1 = 0,5(1+20/z1)= 0,77 - Hệ số dạng răng của bánh lớn: y2 = 0,5(1+20/z2)= 0,62 - Ứng suất uốn tại chân răng bánh nhỏ:
- Ứng suất uốn tại chân răng bánh lớn:
Vậy : (u1 = 31,4 (N/mm2) < [(]u1 = 143 (N/mm2) (u2 = 34,5 (N/mm2) < [(]u2 = 115 (N/mm2) (Thỏa điều kiện bền. * Các thông số chủ yếu của bộ truyền: Modun: m = 3 ; z1= 35 ; z2 =79 . Góc ăn khớp ( = 200. - Đường kính vòng chia: d1 = m.z1 = 3.35 = 105 (mm) d2 = m.z2 = 3.79 = 237 (mm) - Khoảng cách trục A :
- Chiều rộng bánh răng: b1 = 75 (mm); b2 = 78 (mm). - Đường kính vòng đỉnh răng: Dc1 = d1+2.m = 105+2.3 = 111 (mm) Dc2 = d2+2.m = 237+2.3 = 243 (mm) - Đường kính vòng chân răng: Di1 = d1-2.m = 105-6 = 99 (mm) Di2 = d2-2.m = 237-6 = 231 (mm) 5.7.3 Tính bộ truyền bánh răng cấp chậm: - Bánh răng nhỏ thép 45 thường hóa: (b = 600 N/mm2 (ch = 300 N/mm2 HB = 190 - Bánh răng lớn thép 43 thường hóa: (b = 480 N/mm2 (ch = 240 N/mm2 HB = 160 - Số chu kỳ làm việc của bánh răng lớn:
N2 = 60.1.223.16000 =214080000> 107 = N0 N1 = i.N2 = 1,86.24080000 = 398188800 > 107 = N0 Vì N1, N2 đều lớn hơn số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc và đường cong uốn nên đối với bánh nhỏ và bánh lớn đều lấy: K’N = K’’N = 1. - Ứng suất tiếp cho phép của bánh nhỏ: [(]tx1 = 2,6.190 = 494 (N/mm2) - Ứng suất tiếp cho phép của bánh lớn: [(]tx2 = 2,6.160 = 416 (N/mm2) - Để xác định ứng suất uốn cho phép ta lấy hệ số an toàn. n = 1,5 và hệ số tập trung ứng suất chân răng: K( = 1,8. - Giới hạn mỏi của thép 45 là: (-1 = 0,43.(bk = 0,43.600 = 258 (N/mm2) - Giới hạn mỏi của thép 35 là: (-1 = 0,43.(bk = 0,43.480 = 206,4 (N/mm2) ( - Ứng suất uốn cho phép của bánh nhỏ là:
- Ứng suất uốn cho phép của bánh lớn:
- Chọn sơ bộ hệ số tải trọng K = 1,3. Hệ số chiều rộng của bánh răng (A = 0,4. - ( = 1,25: Hệ số phản ảnh sự tăng khả năng tải tính theo sức bền tiếp xúc của bánh răng nghiêng so với bánh răng thẳng. * Xác định khoảng cách trục A:

- Chọn cấp chính xác chế tạo và tính vận tốc vòng:
Vận tốc nhỏ nên chọn cấp chính xác 9 * Xác định chính xác hệ số tải trọng: Vì tải trọng thay đổi và độ cứng của các bánh răng < 253HB nên hệ số tải trọng. K = Ktt.Kđ Với Ktt: Hệ số tập trung tải trọng tính theo công thức sau: Ktt = (Kttb + 1)/2 [12]. Chọn Kttb = 1,04 ( Ktt = 1,02 [13] ta chọn Kđ = 1,2 ( K = Ktt.Kđ = 1,02.1,2 = 1,22 Vì trị số K khác nhiều so với k = 1,3 chọn sơ bộ nên ta tính lại khoảng cách trục A:
* Xác định mođun, và chiều rộng bánh răng: - Modun: mn = (0,01(0,02) A = (0,01(0,02) 275 = 2,75(5,5 Chọn mn = 3 - Số răng bánh nhỏ:
(răng) - Số răng bánh lớn: Z2 = i. Z1 = 1,86.64 = 119 (răng) - Chiều rộng bánh răng: B = 0,4.275 =110 (mm). - Chiều rộng bánh răng nhỏ: B2 = B1+3 = 113 (mm). - Hệ số dạng răng của bánh nhỏ: y1 = 0,59 - Hệ số dạng răng của bánh lớn: y2 = 0,588 Kiểm nghiệm ứng suất uốn : - Tại chân răng bánh nhỏ :
- Tại chân răng bánh lớn:
Như vậy: (u1 = 68,75(N/mm2) < [(]u1 = 143,33 (N/mm2) (u2 = 58,45 (N/mm2) < [(]u2 = 114,66 (N/mm2) * Các thông số chủ yếu của bộ truyền bánh răng: - Modun pháp: mn = 3 (mm) - Số răng: z1 = 64 (răng) - Số răng: z2 = 119 (răng) - Đường kính vòng chia: d1=m.z1=64.3=192(mm) d2=m.z2=3.119=357(mm) - Khoảng cách trục: A = 274,5 (mm) - Đường kính vòng đỉnh: Dc1 = d1+2m = 192+3.2 = 198 (mm) Dc2 = d2+2m = 357+3.2 = 363 (mm) - Đường kính vòng chân răng : Di1 = d1 - 2m = 192-6=186(mm) Di2 = d2 - 2m = 357-6 = 351 (mm) 5.7.4 Thiết kế trục cho hộp tốc độ: Từ các thông số khi thiết kế trục, công suất trên trục, số vòng quay, góc nghiêng răng. Ta đi tính lực tác dụng lên trục. - Sơ đồ lực tác dụng lên trục: Sơ đồ mô phỏng các kích thước cơ bản của hộp giảm tốc: Hinh 33: Sơ đồ mô phỏng hộp giảm tốc - Khe hở giữa các bánh răng: 10 (mm) - Khe hở giữa các bánh răng và hộp: 10 (mm) - Chiều rộng bích với bulông cạnh ổ để ghép nắp ổ và thân hộp: d = 14 (mm.). - Chiều cao bulông: 14 (mm). - Chiều dài trục:
Tính lực tác dụng lên trục:
Với:
NIII: Công suất trục 3. n3: Vòng quay trục 3. d3: Đường kính vòng chia bánh răng trục 3. + Lực tiếp tuyến: P3 = P4 =9452 (N) * Lực tác dụng lên cặp bánh răng cấp nhanh: P1 = P2 =
Với:
+ Lực hường tâm: Pr1 = Pr2 = P.tg200 =7784,74.0,36 = 2802,5 (N) ( ( = 200 góc ăn khớp ) 1) Các số liệu sơ bộ để tính trục: - Tính đường kính sơ bộ của trục: d ( (110(130)
Chọn: d( 120.
+ Đối với đường kính trục 1: NI = 39,8 (KW) n1 = 935(v/p) ( d1 ( 120
+ Đối với đường kính trục 2: NII = 39,6 (KW) n2 = 415 (v/p) ( d2 ( 120
+ Đối với đường kính trục 3: NIII = 39,4 (KW) n3 = 223(v/p) ( d3 ( 120
2) Tính sơ bộ trục 1: H.34 Sơ đồ lực tác dụng lên trục 1 Ta có: (Y = 0 ( RAy - Pr1 +RBy = 0 9(1) (M0 = 0 ( RAy .66 - RBy.189 = 0 RAy =
=
=2077,15(N) Từ (1) (RBy =
.2075,15=725,35(N) Xét trên phương Ox: Ta có: (x = 0 ( RAX + RBx - P1 = 0 (M0 = 0 ( RAy.66 - RBx.189 = 0 (2) (
(N) (2) (
* Tính momen uốn lớn nhất theo các phương của trục : +
+
Biểu đồ momen uốn: Hình 35: biểu đồ momen uốn trục 1 * Tính momen uốn ở tiết diện chịu lực lớn nhất (tiết diện 1-1)
- Momen tương đương:
Ta có công thức tính d như sau:
- Ứng suất cho phép chọn [(] = 63 (M/mm2). [ Thép chế tạo trục là thép 45 ] (
Vậy so sánh với kết quả tính sơ bộ ta chọn d = 40(mm). 3) Tính sơ bộ trục 2 : Hình 36: Sơ đồ lực tác dụng trục hai * Xét trên phương Oy. Xác định Muy: a) Xét (MB = 0 ( RAY.255-Pr3.173+Pr2.66=0 ( RAy=
=
=1583,32 (Y=0 ( RBy=RAy-Pr2+Pr3=3402,97-2802,5+1583,32 =4622,32 (MBY=0(RAX.255-P3173-P2.66=0 (RAX=
=8427,8(N) (RBX=P3+P2-RAX=9452,71+7784,74-8427,8 =8809,65 b) Tínhmomen uốn tại các tiết diện nhuy hiểm của trục:

e) Tính momen xoắn Mz cho trục:
* Tính momen uốn tại các tiết diện chịu lực lớn nhất: + Momen tổng tiết diện (2-2):
+ Momen tương đương:
+ Đường kính trục tại tiết diện (2-2) là:
Vậy: d1-1 ( 53,5 (mm) + Monen tổng cọng tại tiết diện (3-3)
+ Momen tương đương:
+ Đường kính trục tại tiết diện (3-3) là :
Vậy: d3-3 ( 52,02(mm) Hình 37:biểu đồ momen uốn trục hai 4) Tính sơ bộ trục III: Hình 38: Sơ đồ lực tác dụng trục 3 a) Tại B: Xét (MBY = 0 (
RBY=PR3-RAY=1094,28(N) (MBX = 0 RAX.255-P1.173=0 RAX=
=6413,01(N) RBX=P3-RAX=3039,69(N) MUX=P3.
=9452,71
=525867,23(N.mm) MUY= Pr3.
=3402,97
=189311,89 (N.mm) MU=
=558905,48(N.mm) Mtđ=
=1564491,97(N.mm) (
Chọn d=63(mm) 5.8 Kiểm nghiệm hệ số an toàn cho trục 1 tại các tiết diện: 5.8.1 Kiểm nghiệm hệ số an toàn tại tiết diện (1-1) trục I: - Tính chính xác kích thước của trục theo hệ số an toàn trong công thức sau :
Trong đó: n(: Hệ số an toàn xét đến ứng suất pháp. n( : Hệ số an toàn xét đến ứng suất tiếp.
(-1, (-1 : Giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng. Có thể lấy gần đúng : (-1 ( (0,4(0,5)(b (-1 ( (0,2(0,3)(b (a, (a : Biên độ ứng suất pháp và ứng suất tiếp.
(m,
m : Trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp là thành phần không đổi trong chu kỳ ứng suất.
(a = Mu/W ; (a = Mz/2W0 W, W0: Là momen cản uốn và momen cản xoắn của tiết diện trục.
(d : Đường kính trục ) * [14] ta có các số liệu sau: + K( = 1,64; ( = 1 (Hệ số tăng bền) + K( = 1,5; (( = 0,77; (( = 0,88 (
+ Mu = 137091,7 (N.mm) + Mz = 462404,33 (N.mm) + (-1 = 0,45.(b = 0,45.600 = 270 (N/mm2) + (-1 = 0,25.(b = 0,25.600 = 150 (N/mm2) - Chọn đường kính trục: d = 45 (mm) (
+
(
Vậy :
( Thỏa mãn điều kiện bền ) Vậy tại tiết diện (1-1) ta chọn đường kính trục: d = 45 (mm). 5.8.2 Kiểm nghiệm hệ số an toàn tại tiết diện (2-2) của trục II: Đường kính trục d = 55 (mm) -[14](W = 16325,5(mm3); W0 = 32651 (mm3) + (b = 0,82 ; (T = 0,7 + K( = 1,63; KT = 1,5; (b = 600 (N/mm2) + (-1 = 0,45.(b = 0,45.600 = 270 (N/mm2) (-1 = 0,25.(b = 0,25.600 = 150 (N/mm2) + Momen uốn: Mu = 558905,47 (N.mm) Mz = 911277,1 (N.mm) +
Vậy:
Và:
Vậy tại mặt cắt (2-2) chọn d = 55 (mm) là hợp lý. 5.8.3 Kiểm nghiệm hệ số an toàn tại tiết diện (3-3) của trục II: Đường kính trục: d = 55 (mm) - [14]ta có các kết quả sau : + W = 16325,5 (mm3); W0 = 32651,09 (mm3) + (b = 0,82 ; (T = 0,7 + K( = 1,63; KT = 1,5; (b = 600 (N/mm2) + Momen uốn : Mu = 404736,46 (N.mm) Mz = 911277,1 (N.mm) +
Vậy :
Và:
Vậy tại tiết diện (3-3) ta chọn đường kính trục d = 55 (mm). 5.8.4 Kiểm nghiệm hệ số an toàn tại tiết diện (4-4) của trục III : Đường kính trục: d = 65 (mm). [15]( W =
=26947,57 (mm3); W0 =53895,15(mm3) + (b = 0,78 ; (T = 0,67 + K( = 1,63; KT = 1,5; (b = 600 (N/mm2) + (-1 = 0,45.(b = 0,45.600 = 270 (N/mm2) (-1 = 0,25.(b = 0,25.600 = 150 (N/mm2) + Momen uốn: Mu = 558905,48 (N.mm) Mz = 1687309,41(N.mm) +
Vậy:
Và:
( Thỏa điều kiện n > [n] = 1,5(2,5 Vậy tại tiết diện (4-4) của trục III ta chọn: d = 65 (mm) là hợp lý. 5.9 Tính then cho các trục: Để cố định bánh răng trên trục theo phương nhất định, hay truyền momen xoắn giữa các bánh răng với các trục. Ta dùng then để thực hiện điều này 1) Đối với trục I: d1 = 45 (mm) - [16]( chọn các kích thước của then như sau : + Chiều dài then: L = 0,8.78 = 62,4 (mm) + Kích thước danh nghĩa của then: - Chiều rộng b = 14 (mm) - Chiều cao h = 9 (mm) - Chiều sâu trên trục t = 5 (mm) - Chiều sâu trên lổ: t1 = 4,1 (mm) 2) Đối với trục II: d2 = 55 mm. Lmay ( = 81 (mm) ( Chiều dài then: L = 0,81.81 = 65,61 (mm) + Chiều rộng: b = 16 (mm) + Chiều cao: h = 10 (mm) + Chiều sâu trên trục: t = 5,0 (mm) + Chiều sâu trên lổ: t1 = 5,1 (mm) 3) Đối với trục III: d = 65 (mm) Lmay ( = 110 (mm) ( Chiều dài then: L = 100.0,8 = 88 (mm) + Chiều rộng: b = 18 (mm) + Chiều cao: h = 11 (mm) + Chiều sâu trên trục: t = 5,5 (mm) + Chiều sâu trên lổ: t1 = 5,6 (mm) 5.10 Tính chọn ổ đỡ: 1.Tính cho trục 1 Vì trục I không có lực dọc nên ta chọn kiểu ổ bi đỡ một dãy. - Sơ đồ chọn ổ đỡ cho trục: Hình 40 Sơ đồ lực tác dụng lên ổ đỡ - Tính phản lực gối tựa:
Vì RB > RA nên tính theo gối B. - Số vòng quay: n = 935(v/p) - Thời gian phục vụ: h = 16000(giờ) - Hệ số khả năng làm việc của ổ: C = Q(nh)3 ( Cbảng - Tính tải trọng tương đương: Q = (Kv.R + m.A).Kn.Kt A: Tải trọng dọc trục A = 0. ( Q = Kv.R.Kn.Kt [16]( + Kv = 1 + Hệ số nhiệt độ: Kn = 1 + Hệ số tải trọng động: Kt = 1,1 + R = 7307,54 (N) ( Q = 1.1,1.7307,54 = 8111,36 (N) Q = 811,116 (daN) Vậy: C =811,116.(935.160000)0,3 = 48046,80 [17]( đường kính trục d = 35 (mm). Chọn loại ổ 407 cở trung. Có Cbảng = 57000 Ổ có đường kính ngoài: D = 100 (mm) Chiều rộng: B = 25(mm) 2) Tính chọn ổ đỡ cho trục II: Hình 41: Sơ đồ lực tác dụng lên ổ đỡ Dự kiến chọn trước góc nghiêng con lăn : - Hệ số khả năng làm việc : C = Q(nh)0,3 ( Cbảng [3] n = 415 (v/p) ; h = 16000 (giờ) - Q = (Kv.R + m. At). Kn.Kt [3] [18] chọn m 0,7 - Kt = 1,2 - Kn = 1 (Nhiệt độ làm việc 1000C) - Kv = 1 (Vòng trong của ổ quay) - Tính phản lực:
- Tải trọng Q tương đương: Q = (9948,5). 1,2 = 1193,8(daN) Vậy : C = 1193,8(415.16000)0,3 = 66414,2 [17] với d = 55 (mm). Chọn loại ổ bi đỡ có : D = 120 (mm), B =29(mm) 3) Tính chọn ổ đỡ cho trục III: Hinh 42: Sơ đồ lực tác dụng lên ổ đỡ - Hệ số khả năng làm việc: C = Q(n.h)0,3 ( Cbảng
- Tải trọng tương đương: Q = (Kv.R + m. At) Kn.Kt [19]( m = 0,7 Kt = 1 Kv = 1 - Tính phản lực tại E, F:
- Tải trọng Q tương đương: Q = (6815,91). 1,2. 1 = 8179,09 (N) - C = Q(n.h)3 = 8179,09 .(223.16000)0,3 = 75584,47 - Trục có đường kính ở tiết diện là 65 (mm). [20] ( chọn ổ bi đỡ chặn có:
5.11 Cấu tạo võ hộp Chọn võ hộp bằng gang xám GX 15-31 Chọn mặt ghép theo bề mặt đi qua đường tâm trục,nhờ đó lắp ghép thuận tiện hơn Chiều dày thành thân hộp: (=0,025A+3=0,25.274+3=9,85>8(mm) Chọn (=10(mm) Chiều dày thành nắp hộp (1=0,02A+3=0,2.274+3=8,48(mm) chọn (1=9(mm) Chiều dày mặt bích dưới thân hộp b= 1,5.(=1,5.10=15(mm) Chiều dày mặt bích trên của nắp hộp b1=1,5(1=1,5.9=13,5(mm) chọn b1=14(mm) Chiều dày gân ở nắp nắp hộp: Chọn m1=(1=9(mm) Chiều dày gân ở thân hộp: chọn m=(=10(mm) Chiều dày mặt đế không có phần lồi: P=2,35.(=23,5(mm) chọn P=24(mm) Đường kính Bulong nền: dn=0,036.A+12=0,036.274+12=21,8(mm) chọn dn=22(mm) Đường kính Bulong khác Bulong cạnh ổ: d1=0,7dn=0,7.22=15,4(mm) Bulong ghép nắp vào thân: chọn d2=0,6dn=0,