Đề tài: Thiết kế quy trình công nghệ gia công bánh vít. doc

Trong thời gian làm đồ án tốtnghiệp em đợc giao nhiệm vụ: '' Thiết kế hệ thống dẫn động vít tải dùng để tải xi măng rời, năng suất 8m3/h; dùng hộp giảm tốc bánh răng - trục vít; Thiết kế

BỘ GIÁO DỤC VÀ ĐÀO TẠO

ĐẠI HỌC THÁI NGUYÊN

TRƯỜNG ĐẠI HỌC KỸ THUẬT CÔNG NGHIỆP

KHOA CƠ KHÍ – CHẾ TẠO MÁY

  

ĐỒ ÁN TỐT NGHIỆP

GVHD: TS VŨ NGỌC PISVTH: VŨ VĂN KHÁNH LỚP : K40 CCM 01

Bộ giáo dục và đào tạo Cộng HòA x hội chủ nghĩa việt namã hội chủ nghĩa việt nam

********** Độc lập - Tự do - Hạnh phúc

Trờng đại học kỹ thuật

-000 -công nghiệp thái nguyên

ĐỀ TÀI THIẾT KẾ ĐỒ ÁN TỐT NGHIỆP

Số liệu ban đầu :

- Vớt tải nằm ngang;

- Chiều dài vớt tải l =15m;

- Thời gian phục vụ: 7 năm;

- Hệ số ngày/ năm = 2/3;

- Hệ số ca/ ngày = 2/3;

- Sản lượng chi tiết: 30 ch/ năm;

- Điều kiện sản xuất: trang thiết bị tự chọn

Số lượng bản vẽ: 8 A0

Ngày 20 thỏng 03 năm 2009

Trưởng bộ mụn Cỏn bộ hướng dẫn T/L Hiệu trưởng Trưởng khoa

Vũ Ngọc Pi Vũ Ngọc Pi Vũ Ngọc Pi

nội dung

1 Số trang: 162 trang

2 Số bản vẽ và đồ thị (ghi rõ loại, kích thớc): 08 bản vẽ A0

01: Bản vẽ vít tải

01: Bản vẽ hộp giảm tốc bánh răng – trục vít

02: Bản vẽ chi tiết lồng phôi

04: Bản vẽ sơ đồ nguyên công

Nội dung các phần thuyết minh và tính toán.

- Phần I : Thiết kế vít tải

- Phần II: Tính toán động học hệ dẫn động cơ khí

- Phần III: Thiết kế hộp giảm tốc

- Phần IV : Thiết kế quy trình công nghệ gia công bánh vít

Bản thuyết minh thiết kế tốt nghiệp đã đợc thông qua.

Ngày tháng năm 2009.

Trởng bộ môn Cán bộ hớng dẫn T/L Hiệu trởng

Trởng khoa

Vũ Ngọc Pi Vũ Ngọc Pi Vũ Ngọc Pi

nhận xét của giáo viên hớng dẫn

Thái Nguyên, ngày……tháng……năm 2009 Giáo viên hớng dẫn nhận xét của giáo viên chấm đồ án

Thái Nguyên, ngày……tháng……năm 2009 Giáo viên chấm

Tài liệu tham khảo

[1]: Tính toán và thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí - Tập I, II

NXB GD Hà Nội 1998 - Trịnh Chất , Lê Văn Uyển

[2] : Tập bản vẽ chi tiết máy

NXB Đại học và Trung học chuyên nghiệp 1978 - Nguyễn Bá Dơng, Nguyễn Văn Lẫm , Hoàng Văn Ngọc , Lê Đắc Phong

[3] : át lát máy nâng chuyển

Trờng ĐH Mỏ Địa Chất Hà Nội 2002

[4] : Chi tiết máy - Tập I, II

NXB đại học và trung học chuyên nghiệp Hà Nội 1969 - Nguyễn Trọng Hiệp[5] : Máy nâng chuyển

[8] : Sổ tay công nghệ chế tạo máy - Tập I, II

NXB KHKT - Nguyễn Đắc Lộc , Lê Văn Tiến, Ninh Đức Tốn, Trần XuânViệt[9] : Chế độ cắt khi mài

Lời nói Đầu

Trong công cuộc công nghiệp hoá và hiện đại đất nớc, các ngành kinh tếnói chung và ngành cơ khí nói riêng đòi hỏi các kỹ s và các cán bộ kỹ thuật cókiến thức tơng đối rộng và phải biết vận dụng sáng tạo những kiến thức đã học

để giải quyết những vấn đề thờng gặp trong thực tế

Đồ án tốt nghiệp đóng vai trò hết sức quan trọng trong quá trình đào tạotrở thành ngời kỹ s Qua quá trình làm đồ án tốt nghiệp giúp cho sinh viênhiểu rõ hơn về những kiến thức đã đợc tiếp thu trong quá trình học tập, đồngthời nâng cao khả năng vận dụng sáng tạo những kiến thức này để làm đồ áncũng nh công tác sau này

Là một sinh viên chuyên ngành cơ khí Trong thời gian làm đồ án tốtnghiệp em đợc giao nhiệm vụ: '' Thiết kế hệ thống dẫn động vít tải dùng để tải

xi măng rời, năng suất 8m3/h; dùng hộp giảm tốc bánh răng - trục vít; Thiết kếquy trình công nghệ gia công bánh vít” Đây là một đề tài mới và khó đối với

em Tuy nhiên trong thời gian làm đồ án tốt nghiệp đợc sự chỉ bảo tận tình củathầy giáo hớng dẫn: Thầy giáo TS.Vũ Ngọc Pi em đã hoàn thành đồ án tốtnghiệp đúng thời hạn

Tuy nhiên do trình độ hiểu biết về lý thuyết và thực tế còn hạn chế, do đótrong đồ án này không thể tránh khỏi sai sót Vậy em rất mong nhận đợc sựchỉ bảo của các thầy và các bạn để em có thể hiểu sâu hơn về môn học cũng

Thái Nguyên, ngày 20 tháng 5 năm 2009.

Sinh viên

Vũ Văn Khánh

Phần I: Thiết kế vít tải

I- Giới thiệu chung về vít tải

Vít tải thuộc nhóm máy chuyển liên tục không có bộ phận kéo Bộ phậncông tác của vít tải là vít cánh xoắn chuyển động quay trong một vỏ kín tiếtdiện tròn ở dới Khi vít chuyển động, cánh vít đẩy vật liệu di chuyển trong vỏ.Vật liệu chuyển động không bám vào cánh xoắn là nhờ trọng lợng của nó vàlực ma sát giữa vật liệu và vỏ máng, do đó vật liệu chuyển động trong máng

theo nguyên lý truyền động vít - đai ốc Vít tải có thể có một cánh xoắn hoặcnhiều cánh xoắn, với nhiều cánh xoắn thì vật liệu chuyển động êm hơn Chấttải cho vít tải qua lỗ trên lắp máng, còn dỡ tải qua lỗ ở phía dới của ống.Víttải thờng dùng để vận chuyển vật liệu nóng và độc hại.

Các u điểm của vít tải :

Vật liệu chuyển động trong máng kín, có thể nhận và dỡ tải ở trạm trunggian không tổn thất rơi vãi vật liệu, an toàn khi làm việc và sử dụng, rất thuậnlợi cho việc vận chuyển vật liệu nóng và độc hại

Các nhợc điểm của vít tải :

Nghiền nát một số phần vật liệu vận chuyển, chóng mòn cánh xoắn vàmáng khi vận chuyển vật liệu cứng và sắc cạnh, tổn thất năng lợng lớn vàkhông dùng đợc để vận chuyển vật liệu dính và ẩm Mặc dù có những nhợc

điểm nh vậy, vít tải vẫn đợc dùng rộng rãi trong các nhà máy xi măng, cácnhà máy tuyển khoáng hoặc trong các xí nghiệp hoá chất

- Vít tải thờng đợc chia làm 2 loại theo phơng vận chuyển vật liệu:

+ Vít tải nằm ngang

+ Vít tải thẳng đứng

- Theo hình dạng cánh xoắn ta phân loại Vít tải ra thành:

+ Loại cánh xoắn liên tục liền trục

+ Loại cánh xoắn liên tục không liền trục

+ Loại cánh xoắn dạng lá

Vít tải cánh xoắn liên tục liền trục dùng để vận chuyển vật liệu dạng bộtkhô, có kích thớc nhỏ hay trung bình Loại cánh xoắn này không cho vật liệuchuyển động ngựơc lại, do đó khi cùng vận tốc quay và đờng kính vít xoắn,năng suất của nó đạt cao hơn các loại khác

Vít tải liên tục không liền trục dùng để vận chuyển vật liệu dạng hạt cókích thớc lớn, hoặc vật liệu dính

Vít tải loại cánh xoắn dạng lá dùng cho vật liệu kết dính, hoặc khi cầnkết hợp quá trình trộn khi vận chuyển vật liệu

Qua phân tích trên ta thấy loại vít tải nằm ngang có cánh xoắn liên tụcliền trục là phù hợp với đề tài thiết kế nên chọn loại này

Hình 1: Cấu tạo của vít tải nằm ngangCấu tạo của vít tải nằm ngang đợc mô tả nh hình vẽ:

Cấu tạo gồm một máng cố định 7, phần dới của nó có dạng nửa hình trụ,phía trên đợc đậy bằng nắp 3 Trục quay 8 trên đó có gắn vít tải đợc đỡ bằnghai ổ đỡ hai đầu 2,6 và ổ đỡ trung gian 4 Trục quay đợc truyền động bằng

động cơ 1 Vật liệu đợc nhập qua máng nhập liệu 5 và đợc tháo ra qua bộphận tháo liệu 9

II-Kết cấu các bộ phận vít tải

Kết cấu của vít tải cố định công dụng chung phải thoả mãn các yêu cầusau:

Thuận tiện cho việc kiểm tra xem xét, bôi trơn các bộ phận quay dễdàng, tháo lắp bộ phận dẫn động và vit xoắn độc lập với nhau Các chi tiết vàcác bộ phận của vít tải phải đảm bảo tính đổi lẫn

-Vật liệu dùng để chế tạo vít xoắn và máng của vít tải là:

+Nếu vít tải dùng để vận chuyển các vật liệu gây gỉ thì phải chế tạobằng cácloại thép chống gỉ

+Nếu vít tải dùng để vận chuyển vật liệu cứng sắc cạnh phải chế tạobằng các loại thép bền mòn

+Nếu dùng để vận tải các vật liệu nóng trên 2000C phải chế tạo bằnggang hoặc thép lá

-Bộ phận chủ yếu của vít tải là vít xoắn dùng để đẩy vật liệu chuyển

động dọc theo máng Vít xoắn gồm nhiều đoạn vít nối với nhau, chiều dàimỗi đoạn không quá 3m Mỗi đoạn vít xoắn gồm có trục và cánh xoắn hànvới trục Cánh xoắn gồm nhiều đoạn hàn với nhau chiều dài mỗi đoạn bằngmột bớc xoắn Ngời ta chế tạo cánh xoắn bằng cách dập Trục vít xoắn đợcchế tạo từ thép ống, đầu mỗi đoạn ống có hàn một mặt bích bằng thép có các

lỗ để bắt với các mặt bích của ổ treo trung gian

- Máng của vít tải chế tạo bằng dập từ thép lá, mỗi đoạn có chiều dàikhoảng 4m

Kết cấu của máng và nắp phải đảm bảo không cho bụi hoặc khí độcthoát ra ngoài khi vận chuyển vật liệu có bụi hoặc chất độc

Hình 2: Kết cấu của máng và nắp của vít tảiMáng của vít tải có các ống cấp tải và dỡ tải các ống này có tiết diệnvuông Chúng đợc hàn với nắp (cấp tải) và với đáy máng (dỡ tải) Để quansát sự làm việc của các ổ treo, các ổ chặn hai đầu vít xoắn cũng nh quan sát

sự phân bố vật liệu vận chuyển ở đoạn máng có ổ treo, ngời ta hàn các lỗquan sát có nắp ở trên nắp máng gần các ổ treo vít xoắn

III-Tính toán vít tải

1 Xác định đờng kính vít tải

- Năng suất của vít tải Q(tấn/h) đợc xác định qua công thức sau:

n

c k k n p D

 : Khối lợng riêng của vật liệu vận chuyển (tấn/m3)

Với vật liệu là xi măng khô  = 1-1,3 tấn/m3 Chọn  = 1,2 (tấn /m3)

Vậy năng suất của vít tải Q 1 , 2 8  9 , 6(tấn/h)

n: số vòng quay vít tải(vòng/phút) , n xác định theo công thức:

v k k k

Q

D (4)

2 , 1 1 25 , 0 30 7 , 37

6 ,

2

mm m

2 Xác định số vòng quay của vít tải

Sau khi xác định đờng kính vít tải D, ta đi tính số vòng quay trục vít tải

n theo công thức (3):

25 , 0

0

L Q C

15

4 Xác định mô men xoắn trên vít tải

Mô men xoắn tác dụng lên vít tải Tv (N.mm) xác định theo công thức:

TV = 9,55  106 

v

n

P (N.mm) (7)

TV = 9,55  106 

60

6 , 1 = 254666,67(N.mm)

Kiểm tra điều kiện Tv  [T]

[T] mô men xoắn cho phép trên vít tải ( Tra trong TCLX 2037-65)

  



tg R

T

av (9)

R: Khoảng cách điểm đặt lực ma sát của vật liệu với cánh vít đến trục víttải (mm) R = (0,3-0,4).D Chọn R = 0,4.D = 100(mm)

 : góc nâng của đờng xoắn vít (độ) xác định theocông thức :

R

p tg

.

: góc ma sát của vật liệu vận chuyển với cánh vít (độ) tg  = f

f: Hệ số ma sát của vật liệu vận chuyển với cánh vít

Với vật liệu vận chuyển là xi măng khô : f = 0,65   = 33,020

Thay tất cả các thông số vào (9)

) ( 91 , 2085 )

02 , 33 66 , 17 ( 100

67 , 254666

N tg







b)Động cơ điện xoay chiều: gồm loại 1 pha và 3 pha

- Động cơ 1 pha có công suất tơng đối nhỏ có thể mắc vào mạng điệnchiếu sáng, nên thờng dùng cho các thiết bị dân dụng nh quạt, máy giặt…

- Động cơ 3 pha đợc sử dụng rộng rãi trong công nghiệp, gồm 2 loại:+ Động cơ 3 pha đồng bộ : có tốc độ quay không đổi, không phụ thuộcvào trị số tải trọng và không điều chỉnh đợc So với động cơ không đồng bộthì loại này có hiệu suất và cos cao, hệ số quá tải lớn Tuy nhiên giá thànhcủa chúng tơng đối cao và phải có thiết bị khởi động động cơ, do vậy thờngdùng khi công suất động cơ lớn( trên 100 kw)

+ Động cơ 3 pha không đồng bộ : có 2 loại: rô to dây cuốn và rô to lồngsóc

Động cơ 3 pha không đồng bộ rôto dây cuốn cho phép điều chỉnh vậntốc trong phạm vi ngắn (khoảng 5%) có dòng mở máy nhỏ nhng cos thấp,

đắt, kích thớc lớn và vận hành phức tạp, thờng dùng khi điều chỉnh vận tốctrong một phạm vi hẹp.

Động cơ 3 pha không đồng bộ rô to lồng sóc (còn gọi là rô to ngắnmạch) có kết cấu đơn giản, giá thành thấp, dễ bảo quản làm việc tin cậy Tuynhiên loại này có nhợc điểm là hiệu suất và hệ số cos  thấp hơn (so với độngcơ đồng bộ) không điều chỉnh đợc vận tốc

Nhờ có các u điểm trên, động cơ xoay chiều 3 pha rô to lồng sóc đợc sửdụng rất phổ biến trong các ngành công nghiệp Với hệ số dẫn động cơ khí(hệ dẫn động băng tải, xích tải, vít tải … dùng với các hộp giảm tốc) ta nên

sử dụng loại động cơ này

Vậy ta chọn động cơ xoay chiều 3 pha không đồng bộ rô to lồng sóc

2 Chọn công suất động cơ

Công suất của động cơ đợc chọn theo điều kiện nhiệt độ - đảm bảo cho

động cơ khi làm việc nhiệt độ sinh ra không quá mức cho phép Muốn vậy

điều kiện sau phải thoả mãn:

dc dt

ct lv dc

Trong đó:

: hiệu suất chung của toàn bộ hệ thống

 = k ổ BRT TV-BV

Trong đó:

+ k= 1: Hiệu suất của bộ truyền khớp nối

+ ổ=0,99 : Hiệu suất của một cặp ổ lăn

+ BRT = 0,97: Hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ

+ TV-BV=0,87: Hiệu suất của một bộ truyền trục vít – bánh vít

6 , 1

Khi này tỷ số truyền sơ bộ của hệ thống usb đợc xác định :

ct ct

db sb

n n

nc/t =60(v/ph) là số vòng quay của vít tải

So sánh usb với các giá trị nên dùng và giới hạn của hệ thống ( bảng 1.2).Với hộp giảm tốc bánh răng - trục vít thì tỷ số truyền nên dùng là 20 – 315

và tỷ số truyền giới hạn là 14,6 – 480 ta thấy usb nằm trong khoảng u nêndùng thì nđb = 1500v/ph

4 Chọn động cơ

Từ (2.2) chọn Pđtđc = Plvđc = 1,6 (kw)

Căn cứ vào công suất đẳng trị đã tính tiến hành tra bảng chọn động cơ

có công suất định mức thoả mãn điều kiện (2.1)

Pđmđc  Pđtđc và số vòng quay đồng bộ của động cơ là giá trị đã đợc xác

định nđb = 1500v/ph

Hiện nay trên thị trờng có một số loại động cơ nh: động cơ nhãn hiệu

DK do nhà máy điện cơ Hà Nội chế tạo, động cơ nhãn hiệu K do nhà máy

động cơ Việt - Hung chế tạo và động cơ nhãn hiệu 4A do Liên Xô cũ chếtạo Các động cơ 4A đợc chế tạo theo GOST 19523-74 có phạm vi công suấtlớn , số vòng quay đồng bộ rộng khối lợng nhẹ hơn động cơ DK và K Vậy tachọn động cơ loại 4A

5 Kiểm tra điều kiện mở máy, điều kiện quá tải cho động cơ

a) Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ

Khi khởi động động cơ cần sinh ra một công suất mở máy đủ lớn đểthắng sức ì của hệ thống Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ theo côngthức :

dc bd

Tk/ Tdn = 2,0 là tỷ số mô men khởi động và danh nghĩa của động cơ

Vậy dc

bd

P = 2,88  Pmm= 4,4 kw nên công suất động cơ đủ để mở máy

b) Kiểm tra quá tải cho động cơ

Với sơ đồ tải trọng không đổi thì không cần kiểm tra quá tải cho động cơ

II- Phân phối tỷ số truyền

Tỷ số truyền chung của toàn hệ thống u đợc xác định theo:

( 2 14 )Trong đó:

+ nđc = 1420 v/p : Số vòng quay của động cơ đã chọn

+nc/t = 60 v/p : Số vòng quay của trục công tác

67 , 23

Trong đó: u1 là tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng

Với hộp giảm tốc bánh răng - trục vít, để bánh răng lớn không nhúng sâuquá trong dầu cũng nh để có thể bố trí gọn hộp giảm tốc, tỉ số truyền của bộtruyền bánh răng u1 có thể tra theo đồ thị hình 3.25 [1], hoặc có thể tính theocông thức sau (dùng khi uh < 100):

17 , 0 012 , 0

1 Tính tốc độ quay của các trục

- Tốc độ quay của trục I: 1420 ( / )

1

1420

p v u

n n

I dc

u 

Thông số

uđc-I : tỷ số truyền của bộ truyền khớp nối nối giữa trục động cơ và trục I

- Tốc độ quay của trục II: 710 ( / )

2

u

n n

II I

I



uI-II : tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

- Tốc độ quay của trục III: 59 99 ( / )

835 11

u

n n

III II

II



uII-III : tỷ số truyền của bộ truyền trục vít - bánh vít

2 Tính công suất danh nghĩa trên các trục

Với tải ổn định công suất đợc tính theo công thức sau:

- Công suất danh nghĩa trên trục động cơ :

3 Tính mô men xoắn trên các trục

Mô men xoắn trên trục thứ k đợc xác định theo công thức sau:

) ( 10 55 ,

mm N n

P T

10 55 ,

mm N n

P T

dc

dc lv



) ( 10 572 , 2 99

59

616 , 1 10 55 , 9

10 55 , 9

) ( 10 226 , 0 710

683 , 1 10 55 , 9

10 55 , 9

) ( 10 131 , 0 1420

954 , 1 10 55 , 9

10 55 ,

9

5 6

6

5 6

6

5 6

6

mm N n

P T

mm N n

P T

mm N n

P T

III

III III

II

II II

I

I I

Phần III:

Thiết kế hộp giảm tốc

Phần A: Thiết kế CáC bộ truyền trong hộp giảm tốc

I Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng.

u1 = 2 ; TI = 0,131.105 (N.mm); PI = 1,954(kw); nI = 1420(v/p)

1 Chọn vật liệu :

Đối với hộp giảm tốc có công suất trung bình hoặc nhỏ chỉ cần chọn vậtliệu nhóm I có độ rắn HB  350 (bảng 6.1)[1] bánh răng đợc tôi cải thiệnhoặc thờng hoá Nhờ có độ rắn thấp nên có thể cắt răng chính xác sau khinhiệt luyện, đồng thời bộ truyền có khả năng chạy mòn Để tăng khả năngchạy mòn của răng nên nhiệt luyện bánh răng lớn đạt độ rắn thấp hơn độ rắnbánh răng nhỏ (25-75)HB

0 lim



) 1 6 (

ZR –Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc

K

0 lim



  ( 6 1a)Trong đó: Hlim0 là ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở.Tra bảng 6.2[1] có: Hlim0 =2HB + 70

Với bánh răng nhỏ: Hlim10 = 2.210 + 70 = 490 (MPa)

Với bánh răng lớn: Hlim20 = 2.180 + 70 = 430 (MPa)

SH : Hệ số an toàn khi tính về sức bền tiếp xúc Tra bảng 6.2[1] có:

NH01 = 30.2102,4 = 1,12.107

NH02 = 30.1802,4 = 0,77.107

NHE: Số chu kỳ thay đổi ứng suất tơng đơng

Vì bộ truyền chịu tải trọng tĩnh :

NHE = NHE1= NHE2 = N = 60.c.n.t Với c =1: Số lần ăn khớp trong một vòng quay

NHE2 > NHO2 thì lấy NHE2 = NHO2 để tính, do đó KHL2 =1.

Theo 6.1a[1] có:

 

1 , 1

1 430

) ( 45 , 445 1

, 1

1 490

2

0 2 lim 2

1

0 lim 1

MPa S

k

MPa S

k

H

HL H

H

H

Hl H H

91 , 390 45 , 445

min 2

MPa H H

Thoả mãn điều kiện (6.12)

b) ứng suất uốn cho phép [F]

Theo công thức (6.2): [F] = Flim0/SF YR.YS.KxF.KFl.KFl

Trong đó: YR : Hệ số xét tới ảnh hởng của độ nhám mặt lợn chân răng

Ys : Hệ số xét tới độ nhậy của vật liệu với tập trung ứng suất

KxF : Hệ số xét đến ảnh hởng của kích thớc bánh răng tới độ bền uốnTrong thiết kế sơ bộ lấy YR.YS.KxF = 1

Nên (6.2) thành:  

F

FL FC F F

S

k

k

0 lim



  ( 6 2a)Trong đó: Flim0 : ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở

Tra bảng 6.2 có: Flim0 = 1,8.HB (MPa)

Flim10 = 1,8 210 = 378(MPa)

Flim20 = 1,8.180 = 324 (MPa)

SF : Hệ số an toàn khi tính về sức bền uốn Tra bảng 6.2 có SF =1,75

KFC : Hệ số xét tới ảnh hởng đặt tải Khi tải đặt 1 phía ( bộ truyền quaymột chiều) thì KFC =1

KFL : Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hởng của thời hạn phục vụ và chế độ tảitrọng của bộ truyền Xác định theo công thức :

mF: Bậc của đờng cong mỏi khi thử về uốn Khi độ rắn mặt răng HB <

Vậy NFE1 > NFO1 thì lấy NFE1 = NFO2 để tính, do đó KFL1 =1

NFE2 > NFO2 thì lấy NFE2 = NFO2 để tính, do đó KFL2 =1

Theo (6.1a) có:

 

75 , 1

1 1 324

.

) ( 216 75

, 1

1 1 378

.

2

0 2 lim 2

1

0 1 lim 1

MPa S

k k

MPa S

k k

F

FC FL F

F

F

FC Fl F F

 

3

1 2

1 1

1

.

)

1 (

ba H

H a

w

u

K T u

T1 : Mô men xoắn trên trục bánh chủ động, T1 = 0,131.105 N.mm

[H]: ứng suất tiếp xúc cho phép, [H] = 418,18 MPa

u1= 2: Tỷ số truyền cặp bánh răng trụ răng nghiêng

25 , 1

10 cos 74 2 ) 1 (

cos

a w 

Do số răng của bánh răng nguyên nên chọn Z1 = 39 răng

) 78 39 (

25 , 1

 = 8,820

Nhờ có góc nghiêng  của răng, ở đây không cần dịch chỉnh để đảm bảo khoảng cách trục cho trớc

5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

- ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thoả mãn

điều kiện:

H = ZM.ZH.Z=

.

) 1 + (

2

2 1 1

1 1

w w

H

d u b

u K T

cos 2

tw

b α β

Với b : Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở

ZH= 1 , 75

) 22 , 20 2 sin(

284 , 8 cos 2

ε

ε ε ε

+ 3

) 1 ).(

) 36 , 0 1 ).(

1,74 4 (



 -

-Với  hệ số trùng khớp ngang

= [1,88- 3,2.(

2 1

1 1

1

 )].cos8,820 = 1,74

KH : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc

KH = KH  .KH  .KHv (6.39)Với KH  : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộngvành răng Tra bảng 6.7[1] có KH  = 1

KH  :Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồngthời ăn khớp, phụ thuộc vào vận tốc vòng và cấp chính xác

Tra bảng 6.14[1] với cấp chính xác 9 thì kH  = 1,16

KHV : Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp

KHV = 1 + H.bw.dw1/(2.T1KH.KH) (6.41)

Với H = H.g0.v.(aw/u)1/2 (6.42)

H: Hệ số kể đến ảnh hởng của sai số ăn khớp Tra bảng 6.15[1]

33 , 49 8 , 14 27 , 3

 KH= 1.1,16.1,08 = 1,25

Thay các giá trị trên vào (6.33)

) ( 41 , 386 )

33 , 49 (

2 8 , 14

) 1 2 (

25 , 1 10 131 , 0 2 69 , 0 75 , 1

% 100

.

2 2

a b

H

H w ba

6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răngphải thoả mãn:

, 1 33 , 49 8 , 14

14 , 1 94 , 0 57 , 0 61 , 1 10 131 , 0

61 , 3 23 , 28

Do đó thảo mãn điều kiện uốn.

7 Kiểm nghiệm răng về quá tải:

Khi làm việc, bánh răng có thể bị quá tải (lúc mở máy, hãm máy…) Đểtránh biến dạng d và gẫy dòn lớp bề mặt ứng suất tiếp xúc cực đại Hmax không

đợc vợt quá một giá trị cho phép

H Max= H K qt  [H ]Max (6.48)

Kqt : Hệ số quá tải; Kqt = Kbđ =1,8

Theo 6.13[1]: [Hmax] = 952 MPa

Hmax = 386,41 1 , 8 = 518,42 MPa < [H]max

Đồng thời để đề phòng biến dạng d hoặc phá hỏng tĩnh mặt lợn chânrăng, thì Fmax = F.Kqt  [Fmax] (6.49)

F1max = 28,23.1,8 = 50,81 MPa < [F1]max = 360MPa

F2max = 27,54.1,8 = 49,57 MPa < [F2]max = 272MPa

8 Các thông số cơ bản của bộ truyền bánh răng.

Hình 4: Các thông số của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

Bảng 3- Thông số thiết kế của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

Thông số Ký hiệu Công thức tính Giá trị (mm)Khoảng cách trục chia aw1 aw1= 0,5.m.(z1+ z2)/cos 74

Đờng kính vòng chia d d1 = m.z1/cos

d2 = m.z2/cos

49,3398,67

Đờng kính vòng lăn dw dw1= 2.aw1/(u1+1)

dw2= dw1.u1

49,3398,67

Đờng kính đỉnh răng da da1= d1+ 2.m

da2= d2+ 2.m

51,83101,17

Đờng kính chân răng df df1= d1- 2,5.m

df2= d2- 2,5.m

46,2195,54

Đờng kính cơ sở db db1= d1.cos

db2= d2.cos

48,7597,5

II thiết kế Bộ truyền TRụC VíT – BáNH VíT BáNH VíT

U2 = 11,835 ; TII = 0,226.105N.mm; PII = 1,683kw; nII = 710v/p

1 Chọn vật liệu :

Vì trong bộ truyền trục vít xuất hiện vận tốc trợt lớn và điều kiện hìnhthành màng dầu bôi trơn ma sát ớt không đợc thuận lợi nên cần phối hợp vậtliệu trục vít và bánh vít sao cho cặp này có hệ số ma sát thấp có độ bền mòncao và giảm nguy hiểm về dính Mặt khác do tỉ số truyền u lớn, tần số chịutải của trục vít lớn hơn nhiều so với bánh vít, do đó vật liệu trục vít phải có cơtính cao hơn so với vật liệu bánh vít Kết hợp hai yêu cầu đó, trong thực tế th-ờng chọn trục vít bằng thép ăn khớp với bánh vít bằng vật liệu giảm ma sát

nh đồng thanh hoặc gang

Vật liệu bánh vít thờng đợc chọn phụ thuộc vào vận tốc trợt

Tính sơ bộ vận tốc trợt theo (7.1)[1]:

vS = 4,5  10-5.n1 T2 (3.1)

Trong đó:

+ T2 – Mô men xoắn trên trục bánh vít

+ n1 – là tốc độ vòng quay của trục vít, n1 = 1420 (v/ph)

Vậy (3.1)  vS = 4,5  10-5.710 3 0 , 226 10 5 = 0,9(m/s)

Do vS = 0,9 m/s < 2 m/s , nên ta chọn vật liệu bánh vít là gang

Tra bảng 7.1[1], ta lập đợc bảng sau:

Bảng 4: Cơ tính của vật liệu chọn làm bánh vít (vật liệu nhóm I)

Vật liệu bánh vít Cách đúc b (Mpa) bu(Mpa)

CЧ 18 - 36Ч 18 - 36 Dùng khuôn cát 180 360

Vật liệu trục vít: Chọn là thép 45, tôi bề mặt đạt độ cứng sau khi tôi làHRC > 45, sau khi tôi thì bề mặt ren trục vít đuợc mài sửa và đánh bóng

2 Tính ứng suất cho phép:

2.1 ứng suất tiếp xúc cho phép [H]:

Với bánh vít làm bằng gang CЧ 18-36, [H] đợc tra theo bảng 7.2[1]:[H] = 160 (MPa)

2.1 ứng suất uốn cho phép [F]:

Với bánh vít làm bằng gang, bộ truyền quay một chiều, ứng suất uốn chophép đợc xác định theo công thức 7.11[1]:

Với bu: giới hạn bền uốn bu=360(Mpa)

Vậy: [F] = 0,12.360 = 43,2(Mpa)

2.3 ứng suất cho phép khi quá tải.

Để kiểm tra độ bền tĩnh tránh quá tải cần xác định ứng suất tiếp xúc chophép khi quá tải [H]max và ứng suất uốn cho phép khi quá tải [F]max

Vì bánh vít làm bằng gang, nên theo (7.15)[1] ta có:

[H]max = 1,5[H] = 1,5.160 = 240 (MPa)

] [

170

q

K T Z

+ [H] – ứng suất tiếp xúc cho phép, [H] = 160 MPa

+ T2 – mômen xoắn trên trục bánh vít, T2 = T1 u1  

+ Z2 – số răng bánh vít, đợc chọn sao cho:

Z2 = u1  Z1 > Zmin = 26 ~ 28 (để tránh cắt chân răng)

Z2 < 80 (để tránh gây biến dạng lớn của trục vít và kích thớc quá lớn)

Với u1 = 11,835 ; Z1 = 1, 2 hoặc 4 Vậy để đảm bảo hai điều kiện trên phảichọn: Z1 = 4 Tra bảng trang 150[1] , ứng với Z1 = 4 thì  = 0,87  0,92, sơ

2 , 1 77 , 232699

160 47

b) Xác định môđul(m) của trục vít:

Môđul dọc của trục vít đợc xác định từ aw1

m =

q Z

a w

 2 2 2

(7.17)

Thay số ta có: m = 472.13312,98,5

 = 4,5

.d W1n1

710 63 14 , 3

= 2,46(m/s)

Nhận xét: Ta thấy vận tốc trợt tại vùng ăn khớp lớn hơn 2(m/s).Do vậy để

tránh hiện tợng bám dính bề mặt trục vít vì nhiệt ta chọn lại vật liệu bánh vít

là đồng thanh không thiếc

Tra bảng 7.1[1], ta lập đợc bảng sau:

Bảng 5: Cơ tính của vật liệu chọn làm bánh vít (vật liệu nhóm II)

Vật liệu bánh vít Cách đúc b (Mpa) ch (Mpa)

3.2 Tính lại các thộng số bộ truyền theo vật liệu bánh vít mới.

3.2.1.Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép.

Với trục vít đợc tôi cải thiện có độ cứng HRC > 45,và vật liệu bánh

vít là БpA ж ж ж 9 - 4 Ta tra bảng 7.2 có: [H] = 180(Mpa)

[H] = 212,2 (MPa)

3.2.2.Xác định ứng suất uốn cho phép.

[F] = [FO].KFL

[FO] :ứng suất uốn cho phép ứng với 106 chu kỳ.

N FE = 60.c.n.t

N FE = 60.1.59,99.27253,33 = 98,09.106

KHL = 0 , 6

10 09 , 98

170 (

q

K T z

H H



aw2 = (47 + 12,5) 123 , 86

5 , 12

2 , 1 77 , 232699

) 180 47

170 (

c) Xác định hệ số dịch chỉnh.

x = (aw/m) – 0,5.(q + Z2)

x = (149/5) – 0,5.(12,5 + 47)

x = 0,05

Vậy hệ số dịch chỉnh đã thoả mãn điều kiện:

.d W1n1

710 63 14 , 3

= 2,46(m/s)

 Vậy việc chọn vật liệu bánh vít phù hợp Vậy không phải chọn lại [H]

e) Hiệu suất của bộ truyền trục vít (cx).

Khi trục vít dẫn động thì đợc tính theo công thức sau:

Theo (7.22)[1]  cx =

) (

tg

tg 95 , 0

cx – là hiệu suất thực (chính xác) của bộ truyền

0,95 – là hệ số kể đến tổn thất do khuấy dầu

w – là góc nâng của ren trục vít (góc nghiêng răng bánh vít)

 – góc ma sát tơng đơng (  = arctg f, f là ma sát trên mặt phẳngnghiêng)

 – đợc tra theo bảng (7.4)[1] theo vật liệu bánh vít và vs :

Do: vs = 2,46 m/s không trùng với giá trị nào trong bảng  tiến hànhnội suy:

vT = 2,46 – 2= 0,46Theo bảng 7.4[1], ta có:

22,5

3,152,87

vs = 0,5  = - 0,28Vậy vs = 0,45   = - 0,26o

Vậy: vs = 2 + 0,46 = 2,46 m/s   = 3,15 + (- 0,26) = 2,89o

Thay: w = 17,61o ;  = 2,89o vào (7.22), ta có:

cx =

) 89 , 2 61 , 17 (

61 , 17 95 , 0

o o

o tg

tg

Từ cx ta tính chính xác mômen xoắn trên trục bánh vít (T2):

T2 = T1  u1  cx = 22600 11,835 0,81 = 216651,51 (N.mm)

3.4 Kiểm nghiệm răng bánh vít về độ bền tiếp xúc.

ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng bánh vít cần phải thoả mãn

điều kiện:

H =

q

K T a

q Z Z

H w

) (

3 , 1 51 , 216651

149

) 5 , 12 47 ( 47

Vậy điều kiện (6.1) đợc thoả mãn

3.5 Kinh nghiệm răng bánh vít về độ bền uốn.

Theo 7.26[1], ta có: F =

n 2 2

F F 2

m d b

K Y T 4 , 1

≤ [F] Trong đó:

+ mn = mcos là môdul pháp của răng bánh vít

mn = 5 cos17,61o = 4,76

+ KF = KF  KFV là hệ số tải trọng: KF = 1  1,3 = 1,3 ( = KH)

+ d2 – đờng kính vòng chia bánh vít; d2 = m  Z2 = 5  47 = 235 (mm)+ b2 – chiều rộng vành bánh vít, theo bảng 7.9[1]  b2 ≤ 0,67da1

Z

61 , 17 cos

47

3 = 54,29 răng (là giá trị không có trongbảng)

Nội suy theo bảng 7.8[1], ta có: Zv = 54,29  YF = 1.43

Thay các giá trị vào công thức (7.26), ta có:

F = 1,4.21665149.235,51.4.,176,43.1,3 = 10,29MPa < [F] = 69,6 MPa

Vậy: điều kiện (7.26) đợc thoả mãn

3.6 Kiểm nghiệm răng bánh vít về quá tải.

Cần kiểm tra quá tải cho răng bánh vít lúc mở máy, hãm máy, đểtránh các dạng hỏng sau:

– Để tránh biến dạng d (dính) bề mặt răng thì:

 H max = 137  1 , 8 = 183,8 MPa < [H]max = 400 MPa

Vậy thoả mãn điều kiện (7.27)

III KiÓm tra sai sè thùc trªn vÝt t¶i

Sè vßng quay trªn trôc lµm viÖc

dc thuc

lv

u

n n





5 , 23 4

47 39

78

3

4 1

Z

u thuc

(v/ph)

42 , 60 5 , 23

% 100

thuc lv

n

n n

n

% 5

% 71 , 0

% 100 42 , 60

99 , 59 42 , 60

Vậy sai số vòng quay nằm trong phạm vi cho phép

IV Kiểm tra điều kiện bôi trơn.

Đối với hộp giảm tốc bánh răng – trục vít, hai bộ truyền đợc ngâm dầu bôi trơn trong hai bể chứa Do đó ta không cần kiểm tra điều kiện bôi trơn.Tuy nhiên với bộ truyền trục vít, dầu bôI trơn không ngâm hết chiều cao ren của trục vít nên ta sử dụng vòng vung dầu trên trục vít

Phần B: Thiết kế chi tiết máy đỡ nối

I Tính toán thiết kế trục

1 Xác định tải trọng tác động lên trục.

Để xác định phơng và chiều của lực tác dụng lên trục khi các bộ truyền

ăn khớp với nhau, ta dựa vào sơ đồ kết cấu của hộp giảm tốc và truyền chuyển

động của băng tải ta xác định đợc phơng và chiều của các lực tại vị trí ănkhớp

Trị số của các lực tại vùng ăn khớp của các cặp bộ truyền đợc xác địnhtheo các công thức sau:

Trên bộ truyền bánh răng

531 , 12 (N)

33 49

13100 2 2 Ft1

458 , 09 (N)

67 , 98

22600 2 2 Ft2

Fa1 = Ft1.tg = 531,12.tg8,820 = 82,41(N)

Fa2 = Ft2.tg = 458,09 tg8,820 = 71,08(N)

82 , 8 cos

22 , 20 531,12.

cos

Fr1 F t1tg tw  tg 00 





170 , 74 (N)

82 , 8 cos

22 , 20 09 , 58 4 cos

, 62

22600 2 2 Ft3

(N) 84 , 1843 235

51 , 216651

2 2

(N) 43 , 2278 tg17,61

2 , 723 tg

Ft3



(N) 25 , 585 tg17,61

84 , 1843 tg

20 2278,43.tg cos

tg Fa3

20 tg 84 , 1843 cos

tg Ft4

o n

Hình 6: Sơ đồ lực tác động tại các vị trí ăn khớp

2 Tính toán thiết kế trục I.

d



T

Trong đó:

+ T1: Mômen xoắn trên trục I: T1 = 13100 (N.mm)

+ []: ứng suất xoắn cho phép : [] = 15 (Mpa)

15 2 , 0

hnk3