Tính thiết kế trục và chọn ổ lăn

Tính thiết kế trục và chọn ổ lăn Tính thiết kế trục và chọn ổ lănTính thiết kế trục và chọn ổ lănTính thiết kế trục và chọn ổ lănTính thiết kế trục và chọn ổ lănTính thiết kế trục và chọn ổ lănTính thiết kế trục và chọn ổ lănTính thiết kế trục và chọn ổ lănTính thiết kế trục và chọn ổ lănTính thiết kế trục và chọn ổ lănTính thiết kế trục và chọn ổ lănTính thiết kế trục và chọn ổ lănTính thiết kế trục và chọn ổ lănTính thiết kế trục và chọn ổ lănTính thiết kế trục và chọn ổ lănTính thiết kế trục và chọn ổ lăn

PHẦN II: TÍNH THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN 7

CHƯƠNG 2: TÍNH BỘ TRUYỀN ĐAI THANG 8

2.1 Chọn loại đai và tiết diện đai 8

2.2 Xác định các thông số của bộ truyền 8

2.3 Xác định số đai 9

2.4 Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục 10

2.5 Tính toán các thông số đai 10

3.6 Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng 17

3.7 Thông số hình học của cặp bánh răng 20

3.8 Xác định lực tác dụng lên trục 20

3.9 Bảng tổng kết các thông số của bộ truyền bánh răng 20

PHẦN III TÍNH THIẾT KẾ TRỤC VÀ CHỌN Ổ LĂN 22

CHƯƠNG 4: TÍNH TRỤC, CHỌN Ổ LĂN 22

4.2 Thiết kế trục 22

4.3 Chọn, kiểm nghiệm ổ lăn 37

CHƯƠNG 5: TÍNH TRỤC, CHỌN Ổ LĂN ĐỐI VƠI TRỤC II 41

PHẦN IV: LỰA CHỌN KẾT CẤU 66

CHƯƠNG 6: TÍNH TOÁN VÀ LỰA CHỌN KẾT CẤU 66

6.1 Tính, lựa chọn kết cấu cho các bộ phận, các chi tiết 66

6.2 Tính, lựa chọn bôi trơn 69

6.3 Các kết cấu liên quan đến chế tạo vỏ hộp 69

6.4 Dung sai lắp ghép 76

Tài liệu tham khảo 78

LỜI NÓI ĐẦU

Đồ án chi tiết máy là một trong những đồ án quan trọng nhất của sinh viên ngành cơ khí.Đồ án thể hiện những kiến thức cơ bản của sinh viên về vẽ kĩ thuật,dung sai lắp ghép và cơ sở thiết kế máy,giúp sinh viên làm quen với cách thực hiện đồ án một cách khoa học và tạo cơ sở cho các đồ án tiếp theo.

Hộp giảm tốc là một cơ cấu được sử dụng rộng rãi trong ngành cơ khí nói riêng và công nghiệp nói chung.Trong môi trường công nghiệp hiện đại ngày nay,việc thiết kế hộp giảm tốc sao cho tiết kiệm mà vẫn đáp ứng độ bền là hết sức quan trọng.

Được sự phân công của bộ môn , em thực hiện thiết kế hệ thống dẫn động xíc tải để ôn lại kiến thức và tổng hợp kiến thức đã học vào một hệ thống cơ khí hoàn chỉnh.Tuy nhiên, vì trình độ và khả năng có hạn nên chắc chắn có nhiều sai sót, rất mong nhận được những nhận xét quý báu của thầy.

Em xin chân thành cảm ơn thầy Phạm Hồng Phúc đã hướng dẫn chúng em hoàn thành đồ án này !

SVTH: Kiều Văn Thìn Trần Văn Thức

Phần I TÍNH ĐỘNG HỌCThông số đầu vào:

Thiết kế hệ dẫn động băng tải Bộ truyền đai thang

Lực kéo băng tải: F = 1590 N

1.1.1 Xác định công suất yêu cầu trên trục động cơ

Công suất làm việc:

Hiệu suất bộ truyền bánh răng( được che kín): ηbr=0,98

Hiệu suất bộ truyền đai: ηđ=0,95

Hiệu suất khớp nối: ηkn=1

Hiệu suất ổ lăn: ηOL=0,99

⟹η=ηbr.ηđ.ηkn.ηOL3 =0,98.0,95.1 0,993=0,9

Công suất cần thiết trên trục động cơ:

η =2,180,9 =2,42 KW

1.1.2 Xác định vận tốc quay (sơ bộ) của động cơ

Số vòng quay trên trục công tác:nlv= 60000 v

Tỉ số truyền của hệ: uch=nđ c

nlv= 945

59,47=¿15,89 Chọn tỉ số truyền của hộp giảm tốc: ubr=5

Tỉ số truyền của bộ truyền ngoài: uđ=uch

ubr= 15,895 =3,2

1.3 Tính các thông số trên trục1.3.1 Công suất trên các trục

Công suất trên trục công tác: Pct=Plv=2,18 KW

Công suất trên trục II:PII=Pηct

Momen xoắn trên trục động cơ:

Phần II: TÍNH THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀNThông số đầu vào:

Công suất đai: P=Pđc=2,42 KW

Momen xoắn trên đai: T =Tđ c=24456,08 Nmm

Số vòng quay đai: n=nđ c=945 v/ ph

Tỉ số truyền đai: u=uđ=3,2

Góc nghiêng ban đầu: @=60°

CHƯƠNG 2: TÍNH BỘ TRUYỀN ĐAI THANG2.1 Chọn loại đai và tiết diện đai

Tra đồ thị Đ T 4.159 [1] với các thông số {P=2,42 KW

n=945 v/ ph ta chọn đai thang thường, tiết diện A

2.2 Xác định các thông số của bộ truyền2.2.1 Chọn đường kính bánh đai

Chọn d1=140mm theo tiêu chuẩn cho trong bảng B 4.2163 [1]

Kiểm tra vận tốc đai:

2.2.2 Khoảng cách trục và chiều dài đai

Dựa vào ut=3,21, tra bảng B 4.1460 [1]nội suy ta được:

P: công suất trên bánh đai chủ động P=2,42 KW

[P0]: công suất cho phép: Tra bảng B 4.19

62 [1] theo tiết diện đai A với

d1=140 mm và v=6,93 m/s, nội suy ta được: {[P0]=1,62 KWl0=1700 mmKđ: hệ số tải động: Tra bảng B 4.755 [1] ta được Kđ=1,2

Cα: hệ số ảnh huởng của góc ôm: Tra bảng B 4.1561 [1], nội suy ta được

Cα=0,9

CL: hệ số ảnh huởng của chiều dài đai: Tra bảng B 4.1661 [1] với lL

0= 19001700=1,12 ,nội suy ta được CL=1,02

Cu: hệ số ảnh hưởng của tỉ số truyền: Tra bảng B 4.1761 [1] với u=3,2 ta được Cu=1,14

Cz: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng giữa các dây đai: Theo bảng

2.4 Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục

Lực căng ban đầu: F0=780.P Kđ

Chiều rộng bánh đai: B=(z−1)t +2e=(2−1).15+2.10=35mm

Góc chêm mỗi rãnh đai: φ=36°

Đường kính ngoài của bánh đai:

CHƯƠNG 3: TÍNH BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNGThông số đầu vào:

Công suất bánh răng: P=P1=2,25 KW

Momen xoắn trên bánh răng: T =T1=72762,52 Nmm

Số vòng quay bánh răng: n=n1=295,31v/ph Tỉ số truyền bánh răng: u=ubr=5

Thời gian phục vụ: Lh=9000 giờ

T1: momen xoắn trên trục chủ động T1=72762,52 NmmσH: ứng suất tiếp xúc cho phép: σH=495,46 MPa

u: tỉ số truyền: u=5

ψba,ψbd: hệ số chiều rộng vành răng Tra bảng B 6.6

97 [1] với bộ truyền đối xứng ta chọn được ψba=0,4

⟹ψbd=0,53 ψba(u+1)=0,53.0,4 (5+1)=1,27

KHβ,KFβ: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng Tra bảng B 6.798 [1] với ψbd=1 và sơ đồ bố trí 6 nội suy ta có {KHβ=1,06

cos β=tan−1cos 8,1tan 20=20,190

Góc nghiêng răng trên hình trụ cơ sở βb:

βb=tan−1(cosαttan β)=7,610

3.6 Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng3.6.1 Kiểm nghiệm về ứng suất tiếp xúc

⟹ σH− [σ¿¿H ]t

[σ¿¿H ]t.100 %= 480,41−470,69470,69 .100%=2,07 %<4 %(thỏamãn)¿¿

3.6.2 Kiểm nghiệm về độ bền uốn

¿[σF1]u,[σ¿¿F 2]u¿: ứng suất uốn cho phép của bánh răng chủ động và bị động:

3.9 Bảng tổng kết các thông số của bộ truyền bánh răng:

Vật liệu và nhiệt luyện/ độ rắn

Trục II : d2≥√3 TII

0,2.[τ]=√3 352505,93

Lấy [τ]=30 đối với trục ra d2

Theo bảng chọn chiều rộng ổ lăn :

{b01=19(mm)b02=23(mm)

4.2.3 Xác định lực tác dụng từ các bộ truyền lên trục.

4.2.7 Tính mô men tương đương

Momen tổng, momen uốn tương đương:

trong đó : với d1=30mm suy ra [σ]= 63 MPa - ứng suất cho phép của thép 45 chế tạo trục, cho trong bảng 10.5 trang 195

Xuất phát từ các yêu cầu về độ bền, lắp ghép và công nghệ ta chọn đường kính các đoạn trục như sau:

25 mm 30 mm.

24 mm.

4.2.10 Chọn và kiểm nghiệm then.

+Xác định mối ghép then cho trục 1 lắp bánh răng ,d11=30(mm),chọn then bằng tra

Ta có:

Chiều rộng then:b=8(mm) Chiều cao then:h=7(mm).

Chiều sâu rãnh then trên trục t1=4 (mm) Chiều sâu rãnh then trên lỗ t2= 2,8 (mm) Chiều dài then:l=(0,8÷0,9).lm13= 48÷54 (mm) Chọn l= 50(mm).

+Kiểm nghiệm then:

Ứng suất dập:

Với là ứng suất dập cho phép.

Tra bảng với dạng lắp cố định vật liệu may ơ là thép va đập nhẹ,ta có =100Mpa.

σd= 2.72762,52

30.40 (7−4)=40,42<[σd] =100 Mpa.

Chiều cao then : h= 7 mm.

Chiều sâu rãnh then trên tấm trục: t1= 4 (mm) Chiều dài then: l =(0,8÷0,9)lm12= 36÷40,5 (mm) Chọn l =40 (mm).

+Kiểm nghiệm then:

Ứng suất dập:

Với là ứng suất dập cho phép.

Tra bảng với dạng lắp cố định,vật liệu may ơ là thép va đập nhẹ,ta có =100Mpa.

σd= 2.72762,52

24.40 (7−4 )=50,53<[σd] =100 Mpa

Ứng suất cắt:

Với là ứng suất cắt cho phép do va đập nhẹ gây nên: =(40÷60)MPa

τc=2 72762,5224.40 8 =18,95<[τc]

Vậy tất cả các mối ghép then đều đảm bảo độ bền dập và độ bền cắt.

4.2.11 Kiểm nghiệm trục theo độ bền mỏi.

Độ bền của trục được đảm bảo nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện:

trong đó : [s] - hệ số an toàn cho phép, thông thường [s] = 1,5… 2,5 (khi cần tăng độ cứng [s] = 2,5… 3, như vậy có thể không cần kiểm nghiệm về độ cứng của trục) sj và sj - hệ số an toàn chỉ xét đến riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét đến ứng suất tiếp tại tiết diện j :

, , , là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện j,do quay trục một chiều:

với là momen cản uốn và momen cản xoắn tại tiết diện j của trục.

là hệ số kể đến ảnh hưởng của các trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi ,tra bảng B với 600MPa,ta có:

trong đó : Kx - hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt cho trong bảng 10.8 trang 197 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí tập 1 ”, lấy Kx = 1,06

Ky - hệ số tăng bề mặt trục, cho trong bảng 10.9 phụ thuộc vào phương pháp tăng bền bề mặt, cơ tính vật liệu Ở đây ta không dùng các phương pháp tăng bền bề mặt, do đó Ky = 1.

εσ và ετ - hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi

K σ và Kτ - hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn, trị số của chúng

phụ thuộc vào các loại yếu tố gây tập trung ứng suất -kiểm nghiệm tại tiết diện ở ổ lăn:

ảnh hưởng của rãnh then :

Tra bảng B nội suy: Ta có:{εσ=0.9

ετ=0,86

Tra bảng:B với trục 600MPa:

Do tiết diện này lằm ở ổ lăn nên tiết diện bề mặt trục lắp có độ dôi ra Chọn kiểu

⇒ sj= sσj.sτj

= 3,44.10,52

√3,442+10,522=3,27 ≥ [s]

Vậy trục đảm bảo an toàn về độ bền mỏi.

4.3.Chọn, kiểm nghiệm ổ lăn.

Tính toán kiểm nghiệm khả năng chịu tải của ổ lăn:

Q- là tải trọng động quy ước kN.

L- là tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay.

m- là bậc đường cong mỏi khi thử về ổ lăn, m=3 với ổ bi.

Ta có Lh=106 L/60nI⇒ L=60 nI.Lh

Tải trọng quy ước:

Fr là tải trọng hướng tâm Fa:là tải trọng dọc trục.

V là hệ số ảnh hưởng đến vòng nào quay, khi vòng trong quay V=1 kt:là hệ số ảnh hưởng đến nhiệt độ,ở đây chọn kt =1 do t<1000C.

kđ:là hệ số ảnh hưởng đến đặc tính tải trọng Theo bảng B ,ta

theo công thức: ta có:Qt≤C0 trong đó: Qt:tải trọng tĩnh quy ước kN.

Theo công thức

Qt = 2,76 kN < C0= 14,9 kN thỏa mãn điều kiện bền

Vậy ổ thỏa mãn điều kiện bền khi chịu tải trọng động và tải trọng tĩnh

Ta sử dụng khớp nối vòng đàn hồi để nối trục Chọn khớp nối theo điều kiện:{TtTkncf

Trong đó: dt – Đường kính trục cần nối dt= 33(mm) Tt–Mômen xoắn tính toánTt=k T

k - Hệ số chế độ làm việc tra bảng 16-1/T58[2] lấy k = 1,2 T – Mômen xoắn danh nghĩa trên trục:

Tkncf=500( N m)ta được{l1=34mm

5.1.1 Kiểm nghiệm khớp nối

Ta kiểm nghiệm theo 2 điều kiện:

Điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi:

❑d= 2.k TZ D

[d] -Ứng suất dập cho phép của vòng cao su: [d] = (2  4) MPa Do vậy ứng suất dập sinh ra trên vòng đàn hồi:

[u] - Ứng suất uốn cho phép của chốt.Ta lấy [u] =(60 80) MPa Do vậy, ứng suất sinh ra trên chốt:

=>Fkn=0,2 Ft=0,2 5423,17=1084,63(N )

Các thông số cơ bản của nối trục vòng đàn hồi:

Thông số Ký hiệu Giátrị Mômen xoắn lớn nhất có thể truyền được Tkncf 500(N.m) Đường kínhlớn nhất có thể của nối trục dkncf 40(mm)

5.2 Tính sơ bộ trục:

5.2.1 Xác định sơ bộ đường kính trục:

Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép 45 tôi cải thiện có b=750 MPa ứng suất xoắn cho phép [] = 1530 MPa

Theo bảng 10.3/T189 [1]chọn :

k1 = 8… 15 là khoảng cách từ mặt mút chi tiết quay đến thành trong của hộp Chọn k1= 10

k2 = 5… 15 là khoảng từ mút ô đến thành trong của vỏ hộp Chọn k2= 10 k3 = 10… 20 là khoảng cách từ mặt mút chi tiết đến nắp ổ Chọn k3= 10 hn= 15… 20 chiều cao nắp ổ và đầu bulong Chọn hn= 20

l22= 0,5(lm22 + b02) + k3 + hn = 0,5.(60+23) + 10 + 20 = 71,5 mm l23= 0,5(lm23 + b02) + k1 + k2 = 0,5.(60+23) + 10 + 10 = 61,5 mm l21= 2l23 = 2.61,5 = 123 mm

5.3 Tính toán thiết kế cụm trục II

5.3.1 Tính phản lực tại các gối đỡ cho trục II :

Trường hợp 1: Fkn ngược chiều Ft2

Trường hợp 2:

5.3.3 Tính mô men tương đương

Momen tổng, momen uốn tương đương:

Mtđ=√M2j+0,75 T2j

Nhận thấy momen tương đương tại tiết diện lắp bánh răng của trường hợp 1 lớn hơn trường hợp 2 nên ta sẽ lấy các số liệu của trường hợp 1 để tính toán đường

Trong đó : [σ]= 63 MPa - ứng suất cho phép của thép 45 chế tạo trục, tra bảng

Xuất phát từ các yêu cầu về độ bền, lắp ghép và công nghệ ta chọn đường kính các đoạn trục như sau:

d20 = d21 = dol = 40 mm d23 = dbr =45 mm

d22 = dkn =38 mm

5.3.6 Chọn và kiểm nghiệm then

a Xác định mối ghép then chon trục II lắp bánh răng

 d23 = 45 mm, chọn then bằng, tra bảng 9.1a/T173 [1] ta được: Chiều rộng then: b = 14 mm

Chiều cao then: h = 9 mm

Chiều sâu rãnh then trên trục : t1 = 5,5 mm

Chiều sâu rãnh thên trên lỗ: t2 = 3,8 mm

Chiều dài then: lt 3=(0,8÷0,9).lm23=(0,8 0,9).60=4854 mm b Xác định mối ghép then cho trục II lắp nối trục đàn hồi

 d22 = 38 mm, chọn then bằng cao, tra bảng 9.1b/T174 [1] ta được: Chiều rộng then: b = 10 mm

Chiều cao then: h = 9 mm

Chiều sâu rãnh then trên trục : t1 = 5.5 mm Chiều sâu rãnh thên trên lỗ: t2 = 3,3 mm

Chiều dai then: lt 2=(0,8÷ 0,9).lm22=(0,80,9).60=4854 mm

=> Chọn lt2 = 54 mm  Kiểm nghiệm then:

Vậy mối ghép then ở tất cả các vị trí đều đảm bảo độ bền dập và độ bền cắt

5.3.7 Kiểm nghiệm trục theo độ bền mỏi

Độ bền của trục được đảm bảo nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa

[s] - hệ số an toàn cho phép, thông thường [s] = 1,52,5 (khi cần tăng độ cứng [s] = 2,53, như vậy có thể không cần kiểm nghiệm về độ cứng của trục)

sj và sj - hệ số an toàn chỉ xét đến riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét riêng đến ứng suất tiếp tại tiết diện j :

Tj2W0 j

Trong đó: Wj, W0j là momen cản uốn và momen cản xoắn tại tiết diện j của trục Với trục có tiết diện tròn:

❑❑,❑❑- hệ số kể đến ảnh hưởng của các trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi,tra bảng 10.7/T197 [1] vớib = 750MPa,tacó:{❑❑=0,1

trong đó : Kx - hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt cho trong bảng 10.8/T197 [1] , với phương pháp gia công tiện, yêu cầu độ nhẵm Ra = 2,5 0,63 m, b = 750 MPa => lấy Kx = 1,14 Ky - hệ số tăng bề mặt trục, cho trong bảng 10.9/T197[1], phụ thuộc vào phương pháp tăng bền bề mặt, cơ tính vật liệu Ở đây ta không dùng các phương pháp tăng bền bề mặt nên Ky = 1

❑❑,❑❑ - hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi

K❑,K❑ - hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn  Kiểm nghiệm tại tiết diện bánh răng:

Tbr=363781,3(N mm)dbr=45(mm)

Ta có trục có 1 rãnh then:

Sự tập trung ứng suất tại bánh răng trục II là do rãnh then và lắp ghép có dộ dôi: Xét đến ảnh hưởng của độ dôi, tra bảng 10.11/T198 [1], chọn kiểu lắp k6 với b =

5.3.8 Kiểm nghiệm tại tiết diện ổ lăn Sự tập trung ứng suất tại ổ lăn là do lắp ghép có dộ dôi:

Xét đến ảnh hưởng của độ dôi, tra bảng 10.11/T198 [1], chọn kiểu lắp k6 với

Do Mkn = 0 nên ta kiểm tra hệ số an toàn của ứng suất tiếp Sự tập trung ứng suất tại khớp nối là do rãnh then và lắp ghép có dộ dôi: Xét đến ảnh hưởng của độ dôi, tra bảng 10.11/T198 [1], chọn kiểu lắp k6 với

Mmax và Tmax – momen uốn lớn nhất và momen xoắn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm lúc quá tải

ch – giới hạn chảy của vật liệu trục  Xét tại tiết diện lắp ổ lăn 0:

5.4 Chọn, kiểm nghiệm ổ lăn

Trường hợp 1: Chiều của khớp nối như chiều đã chọn trong phần tính trục:

Ta chọn trường hợp 2 do có phản lực tác dụng lên ổ lớn hơn.

 Lực dọc trục ngoài (lực dọc trục tác dụng lênbánh răng): Fat = Fa2 = 443,78 (N)

min ⁡(F¿¿r 0 ,Fr 1)= 443,78941,01=0,47>0,3¿

¿>Theo trang 212tập 1,ta chọnổ bi đỡ−chặn với góc=26

Dựa vào phụ lục P2.12/T262[1] ta chọn ổ bi đỡ - chặn cỡ trung hẹp:

Ta có: iFa

C0= 443,78

=> Theo bảng 11.4/T216 [1] (với  = 26) Chọn e = 0,68

5.4.1 Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ lăn

 Khả năng tải động Cd được tính theo công thức:Cd=Q m√L

Trong đó: m – bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn,m=3(do là ổ bi) L – tuổi thọ của ổ tính bằng triệu vòng quay:

L=60 10−6.n Lh=60.10−6.59,06 9000=31,89(Triệu vòng)

Q – tải trọng động quy ước (kN), được xác định theo công thức:

Q=(X V Fr+Y Fa)kt.kđ

V - hệ số kể đến vòng nào quay, ở đây vòng trong quay nên: V= 1 kt- hệ số ảnh hưởng của nhiệt độ, chọn kt = 1 do t < 100C