Đồ án thiết kế chi tiết máy Đề số 4

Chọn các thông số kích thước còn lại...60... Xác định công suất đặt trên động cơ Để đảm bảo cho bộ truyền động băng tải làm việc được thì công suất động cơ P : Pđc đc>P .yc Trong đó: P =

BỘ GIAO THÔNG VẬN TẢITRƯỜNG ĐẠI HỌC GIAO THÔNG VẬN TẢI TP HỒ CHÍ MINH

Sinh viên thực hiện

MSSV

: :

Từ Tấn Tài 2151130100

10,1 63 5

CHƯƠNG I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN 3

1.1 Chọn động cơ 3

1.1.1 Xác định công suất đặt trên động cơ 3

1.1.2 Xác định tốc độ quay đồng bộ của động cơ 4

1.2 Phân phối tỉ số truyền 5

1.2.1 Xác định tỉ số truyền chung 5

1.2.2 Tính toán các thông số hình học 6

CHƯƠNG II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH 9

2.1 Xác định các thông số của xích và bộ truyền 9

2.2 Tính kiểm nghiệm xích về độ bền 11

2.3 Tính đường kính đĩa xích 11

2.4 Xác định lực tác dụng lên trục 12

CHƯƠNG Ⅲ : THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG 14

3.1 Chọn vật liệu 14

3.3 Xác định ứng suất cho phép 14

3.4 Tính toán cấp chậm: Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng 15

3.4.1 Xác định sơ bộ khoảng cách trục 15

3.4.2 Xác định các thông số ăn khớp 16

3.4.3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc 17

3.4.4 Kiểm nghiệm răng về độ uốn 18

3.4.5 Thông số và kích thước bộ truyền 20

3.5 Tính toán cấp nhanh: Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng 21

3.5.1 Xác định sơ bộ khoảng cách trục 21

3.5.2 Xác định các thông số ăn khớp 22

3.5.3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc 22

3.5.4 Kiểm nghiệm răng về độ uốn 24

3.5.5 Thông số và kích thước bộ truyền 26

CHƯƠNG IV THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN 27

4.1 Chọn vật liệu 27

4.2 Xác định tải trọng tác dụng lên các trục 27

4.2.3 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực 28

4.2 Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi 39

4.2.1 Vật liệu 39

4.2.2 Điều kiện kiểm tra trục vừa thiết kế về độ bền mỏi 39

4.2.3 Xác định hệ số an toàn ở các tiết diện nguy hiểm trục 40

4.2.4 Chọn lắp ghép 40

4.2.5 Xác định các hệ số Kσdj và Kτdj đối với các tiết diện nguy hiểm 41

4.3 Tính kiểm nghiệm độ bền của then 43

CHƯƠNG V: TÍNH TOÁN CHỌN Ổ LĂN VÀ KHỚP NỐI 45

5.1 Tính toán lựa chọn ổ lăn trên từng trục 45

5.1.1 Trục 1 45

5.1.2 Trục 2 48

5.1.3 Trục 3 51

5.2 Khớp nối trục 53

CHƯƠNG VI: THIẾT KẾ VỎ HỘP 56

6.1 Thiết kế vỏ hộp và chọn bulông 56

6.1.1 Chiều dày vỏ hộp 56

6.1.2 Gân tăng cường 56

6.1.3 Đường kính bulông 56

6.1.4 Mặt bích ghép nắp và thân 56

6.1.5 Kích thước gối trục 56

6.1.6 Mặt đế hộp 57

6.1.7 Khe hở giữa các chi tiết 57

6.1.8 Bu lông vòng 57

6.1.9 Chốt định vị 58

6.1.10 Cửa thăm 58

6.1.11 Nút thông hơi 59

6.1.13 Chọn que thăm dầu và dầu bôi trơn 60

6.1.14 Chọn các thông số kích thước còn lại 60

6.2 Các đặc tính kỹ thuật chủ yếu của hộp giảm tốc 61

6.3 Bôi trơn hộp giảm tốc 61

6.3.1 Bôi trơn trong hộp giảm tốc 61

6.3.2 Bôi trơn ngoài hộp giảm tốc 61

6.3.3 Bôi trơn ổ lăn 61

CHƯƠNG VII: CHỌN DUNG SAI LẮP GHÉP 62

7.1 Chọn kiểu lắp ghép 62

7.2 Dung sai và lắp ghép mối ghép then 62

7.3 Các kiểu lắp ghép trong bộ truyền 63

Tài liệu tham khảo 64

CHƯƠNG I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN 1.1 Chọn động cơ

1.1.1 Xác định công suất đặt trên động cơ

Để đảm bảo cho bộ truyền động băng tải làm việc được thì công suất động

cơ (P ): Pđc đc>P yc

Trong đó: P = yc với là công suất trên trục công tác

: là hệ số tải trọng tương đương

: là hiệu suất của bộ truyền động

Với ηol : hiệu suất ổ lăn

ηx : hiệu suất bộ truyền xích

k : hiệu suất khớp nối

br : hiệu suất bánh răng

1.1.2 Xác định tốc độ quay đồng bộ của động cơ

Kí hiệu động cơ 4A132M4Y3

Công suất động cơ (kw) 11 kW

Số vòng quay của động cơ

(v/ph)

1458 v/ph

Tỷ số Tk/T =2.0dn

Do Pđc>Pyc & Tk/T >T /T =1dn mm 1

Nên động cơ 4A132M4Y3 thoả mãn yêu cầu.

1.2 Phân phối tỉ số truyền.

1.2.1 Xác định tỉ số truyền chung

Tỉ số truyền chung của hệ: u = nch đc/nlv =1458/63= 23,14

Bộ truyền xích: Chọn tỉ số truyền xích con lăn: u = 2,8x

 Tỉ số truyền của hộp giảm tốc: u = h

u ch

u x =23,142,8 = 8,26Theo công thức 3.17 tài liệu “ tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí” tập 1 Đây là hộp giảm tốc đồng trục: u = u = 1 2 √u h = √8,26 = 2,87

Công suất trên trục công tác P = 9,3 kw lv

Công suất trên trục III là: P =3

Số vòng quay của trục III là: n = n3 2/u2 ¿508

2,87=¿ 177 v/ph

Số vòng quay của trục công tác là:

CHƯƠNG II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH

Thông số kĩ thuật để thiết kế:

 k o = 1: là hệ số ảnh hưởng bố trí bộ truyền ứng với bộ truyền nằm ngang

 k a = 1: là hệ số ảnh hưởng khoảng cách trục với a = (30-50).p

 k đc = 1,25: là hệ số ảnh hưởng vị trí trục không điều chỉnh được

 k bt =1 : là hệ số bôi trơn nhỏ giọt, không bụi, đạt yêu cầu

 k đ = 1,3 : là hệ số tải trọng động ứng với tải va đập nhẹ

 k c = 1,25 : là hệ số làm việc ứng với làm việc 2 ca

Như vậy:

P t =9,78 2,03125 1,08 1,13=24,244 (kW )

Theo bảng (5.5) với n01=200 (vg ph/ ) , chọn bộ truyền xích 1 dãy có bước xích p = 38,1

mm thỏa mãn điều kiện bền mòn :

= 0,25 25,4 (120 – 0,5 (21 + 59) +√ [120 0,5.− (21 59+ )]2

−2.[(59 21− )

π ]2)

= 1004,25 mm

Để xích không chịu lực căng quá lớn giảm a một lượng bằng

F v : lực căng do lực ly tâm sinh ra, F v =q v2=7,5 1,572=18,57(N)

F0 : lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động gây ra, chọn

z1)=

25,4sin(π

21)=170,42(mm)

d2= psin(π

z2)=

25,4sin(π

d a 1 = p [0,5 cot+ (π

z1) ]=25,4 [0,5 cot+ (π

21) ]=181,9(mm)

Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích theo công thức (5.18)

k r: hệ số ảnh hưởng của số răng đĩa xích, chọn k r =0,468

E : mô đun đàn hồi, E= 2,1 105

σ H2≤[σ H] có cùng vật liệu và nhiệt luyện

Thỏa mãn σ H1=392,04 MPa ≤[σ H]= 500 Mpa

2.4 Xác định lực tác dụng lên trục

Theo (5.20), F r =k x F t =1,15 6125,32 7044,118= (N)

Trong đó: k x:hệ số kể đến trọng lượng xích , chọn k x=1,15 khi bộ truyền nằm ngang

Tổng hợp các thông số của bộ truyền xích:

Thông số Kí hiệu Kết quả tính toán Đơn vịLoại xích - Xích ống con lăn -

Số dãy xích d x 3

-Số răng đĩa xích z1/z2 21 59

-Tỉ số truyền thực tế u 2,8 Đường kính vòng chia đĩa xích d1/d2 170,42 477,24 mmKhoảng cách trục a 1001,25 mmLực tác dụng lên trục F r 7044,118 N

-CHƯƠNG Ⅲ : THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

3.1 Chọn vật liệu

– Chọn vật liệu của hai cặp bánh răng như nhau

– Theo bảng 6.1, trang 92, tài liệu [1] ta chọn:

Đối với bánh dẫn: ta chọn thép C45 tôi cải thiện độ rắn HB 241…285, giới hạn bền

σ b =850 MPa , giới hạn chảy σ ch =580 MPa

Đối với bánh bị dẫn: ta chọn thép C45 tôi cải thiện độ rắn HB 192…240, giới hạn bền

σ b =750 MPa , giới hạn chảy σ ch =450 MPa

3.2 Phân phối tỉ số truyền: u = 8,26 h

Theo 3.14, vì đây là hộp giảm tốc đồng trục 2 cấp: u = u = 1 2 √u h=√8,26=2,87

 Bộ truyền bánh răng trụ nghiêng:

[σ H]=0.5([σ H]1+[σ H]2)=0,5.(509 481,8+ )=495,4 MPa<1,25[σ H 2]Ứng suất uốn cho

T2: momen xoắn trên trục bánh chủ động : T2=191375,98 (Nmm)

ψ ba: Hệ số tỷ số giữa chiều rộng vành răng và khoảng cách trục Chọn ψ ba=0,4 theobảng 6.6 [1] trang 97,

Theo công thức (6.16): ψ bd=0,53.ψ ba (u2+1)=0,53.0,4 (2,87 1+ )=0,82

Theo công thức 6.7 [1] trang 98, với ψ bd=0,82 và ở sơ đồ 4 ta được, K Hβ=1,08

[σ H]: ứng suất tiếp xúc cho phép [σ H] = 498,18 (MPa)

Tra bảng 6.8 [1] trang 99 ta chọn mô đun ứng suất pháp m = 2

Số răng của bánh răng

β thoản mãn điều kiện 8≤ β ≤ 20

Khoảng cách trục:

a w 2=m n (Z1+ Z2)

2×cos 13,040≈ 155 mm

Theo công thức (6.27) góc ăn khớp:

Theo 6.27, với α = 20o ( theo TCVN 1065-71)

Góc ăn khớp

α tw =arctan (tan α /cos¿β)¿=arctan(tan20 /cos 13,04¿ )¿

Do đó: α tw=20,486o

3.4.3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Theo công thức (6.33), ứng suất tiếp xúc trên bề mặt làm việc

Với β b =arctan(cos α tw tan¿β )=arctan(cos 20,486 tan 13,04¿ )=12,24¿¿

Z❑: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng theo công thức ( 6.36c )

Với v =2,13 m/s , theo bảng 6.13 ta chọn cấp chính xác của că ’p bánh răng là cấp 9

K Hα=1,13: hê ’ số phân bố không đều tải trọng (tra bảng 6.14)

tra b ´a ng 6.15 tađư ´ơ cδ H=0,002

tra b ´a ng 6.16 tađư ´ơ c g0=73

[σ H]=[σ H] Z V Z R K xH =495,4 1.0,95 1 470,63= (MPa)

Như vâ ’y σ H<[σ H], thỏa mãn dô ’ bền tiếp xúc

3.4.4 Kiểm nghiệm răng về độ uốn

Z v 2= Z2

cos3β= 1120,97423=121

Vì sử dụng răng không dịch chỉnh nên hệ số dịch chỉnh x : x1=0 , x2=0 = 0

Tra bảng 6.18 [1] trang 109 ta được: Y = 3,7 ; Y = 3,60F1 F2

Theo (6.47): v F =δ F g0 v √a w

u2=0,006 73 2,13 √155

2,87=6,856 m/s

Trong đó theo bảng 6.15, δ F =0,006 , theo b ´a ng 6.16 g0=73

K Fv: hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn; theo 6.46 [1] trang 109 ta có:

Vâ ’y bánh răng cấp chậm đạt yêu cầu về đô ’ bền uốn

3.4.5 Thông số và kích thước bộ truyền

Số răng bánh răng Z1=39, Z2=112

Hê ’ số dịch chỉnh x1=0, x2=0

Đường kính vòng chia d1=80,06 (mm), d2=229,93 (mm)

Đường kính đỉnh răng d a 1= 84,06 (mm), d a 2= 233,93 (mm)Đường kính đáy răng d f 1= 75,06 (mm) , d f 2 = 224,93 (mm)

3.5 Tính toán cấp nhanh: Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

T1: momen xoắn trên trục bánh chủ động : T1=69430,7 (Nmm)

ψ ba: Hệ số tỷ số giữa chiều rộng vành răng và khoảng cách trục Chọn ψ ba=0,4 theobảng 6.6 [1] trang 97,

Theo công thức (6.16): ψ bd =0,53.ψ ba (u1+1)=0,53.0,4 (2,87 1+ )=0,82

Theo công thức 6.7 [1] trang 98, với ψ bd=0,82 và ở sơ đồ 5 ta được, K Hβ=1,05

[σ H]: ứng suất tiếp xúc cho phép [σ H] = 495,4 (MPa)

Tra bảng 6.8 [1] trang 99 ta chọn mô đun ứng suất pháp m = 2

Số răng của bánh răng

Theo công thức (6.27) góc ăn khớp:

Theo 6.27, với α = 20o ( theo TCVN 1065-71)

Góc ăn khớp

α tw =arctan (tan α /cos¿β)¿=arctan(tan20 /cos 13,04¿ )¿

Do đó: α tw=20,486o

3.5.3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Theo công thức (6.33), ứng suất tiếp xúc trên bề mặt làm việc

Với β b =arctan(cos α tw tan¿β )=arctan(cos 20,486 tan 13,04¿ )=12,24¿ ¿

Z❑: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng theo công thức ( 6.36c )

Với v =2,13 m/s , theo bảng 6.13 ta chọn cấp chính xác của că ’p bánh răng là cấp 9

K Hα=1,13: hê ’ số phân bố không đều tải trọng (tra bảng 6.14)

tra b ´a ng 6.15 tađư ´ơ cδ H=0,002

tra b ´a ng 6.16 tađư ´ơ c g0=73

Theo công thức (6.1) với v =2,13 m/s < 5 (m/s), Z v 1; Gia công với độ nhám là R a2,5…1,25μm do đó Z R 0,95; với vòng đỉnh răng là d a < 700 (mm), K xH 1, do đótheo công thức (6.1) và (6.1a):

[σ H]=[σ H] Z V Z R K xH =495,4 1.0,95 1 470,63= (MPa)

Như vâ ’y σ H<[σ H], thỏa mãn dô ’ bền tiếp xúc

3.5.4 Kiểm nghiệm răng về độ uốn

Z v 2= Z2

cos3

β= 1120,97423=121

Vì sử dụng răng không dịch chỉnh nên hệ số dịch chỉnh x : x1=0 , x2=0 = 0

Tra bảng 6.18 [1] trang 109 ta được: Y = 3,7 ; Y = 3,60F1 F2

K Fα: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn, với bánh răng nghiêng ta bảng 6.14 [1] trang 107 với v = 2,13 m/s cấp chính xác 9 ta được K Fα=1,37

Theo (6.47): v F =δ F g0 v √a w

u2=0,006 73 2,13 √155

2,87=6,856 m/s

Trong đó theo bảng 6.15, δ F =0,006 , theo b ´a ng 6.16 g0=73

K Fv: hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn; theo 6.46 [1] trang 109 ta có:

Vâ ’y bánh răng cấp chậm đạt yêu cầu về đô ’ bền uốn

3.5.5 Thông số và kích thước bộ truyền

Đường kính đáy răng d f 1= 75,06 (mm) , d f 2 = 224,93 (mm)

CHƯƠNG IV THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN

Momen xoắn T 70740,74 69430,7 191375,98 527677,96 1409761,9

4.2 Xác định tải trọng tác dụng lên các trục.

Các thông số ban đầu:

Đường kính trục d được xác định bằng momen xoắn theo công thức 10.9:

4.2.3 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực

k1 = 12 mm: khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay

k2 = 10 mm: khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp

k3 = 15 mm: khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ

hn = 18 mm: chiều cao nắp ổ và đầu bu-lông

Dựa vào bảng 10.3[1] và 10.4[1] ta tính được khoảng cách giữa các gối

đỡ và điểm đặt lực như sau:

– Khoảng cách từ bộ xích ở ngoài hộp giảm tốc đến gối đỡ b :o3

Xác định momen tương đương:

Theo công thức 10.16 và 10.15 trang 194 tài liê ’u 1 ta có:

Theo tiêu chuẩn chọn đường kính trục lắp với bánh đai d = 22 mmA

+ Tại điểm B: Mx= 0 (Nmm); My=37404,57 (Nmm); T=69430,7Nmm

Theo tiêu chuẩn chọn đường kính trục lắp với ổ lăn d = 25 mmB

+ Tại điểm C: Mx= 30223,64 (Nmm); My=78469,05 (Nmm); T=6 9430,7Nmm

Lực dọc trục trục II bánh cấp chậm:

F a 3=F t 3tanβ =4780,8139 tan 13,04 ≈ 1107,254 N Moment trục II bánh cấp chậm

Bằng phần mềm, ta có:

RAx = 1162 N ; R = 732,16 NAy

RDx = 1534,79 N ; R = 3073,51 NDyXác định momen tương đương:

Theo công thức 10.16 và 10.15 trang 194 tài liê ’u 1 ta có:

Theo tiêu chuẩn chọn đường kính trục lắp với bánh đai d = 30 mmA

+ Tại điểm B: Mx= 109287,33 (Nmm); My=40268,59 (Nmm); T=191375,98Nmm

Theo tiêu chuẩn chọn đường kính trục lắp với ổ lăn d = 38 mmB

+ Tại điểm C: Mx= 144852 (Nmm); My=201314,91 (Nmm); T=191375,98Nmm

F a 4=F a 3 ≈1107,254 N Moment trục III bánh cấp chậm:

Bằng phần mềm, ta có:

RAx = 4034,89 N ; R = 2390,41 NAy

RCx = 9292,88 N ; R = 2390,41 NCy

Xác định momen tương đương:

Theo công thức 10.16 và 10.15 trang 194 tài liê ’u 1 ta có:

Theo tiêu chuẩn chọn đường kính trục lắp với bánh đai d = 55 mmA

+ Tại điểm B: Mx= 391581 (Nmm); My=156571,66 (Nmm); T=527677,96Nmm

Theo tiêu chuẩn chọn đường kính trục lắp với ổ lăn d = 60 mmB

+ Tại điểm C: Mx= 538875 (Nmm); My=0 (Nmm); T=527677,96Nmm

Theo tiêu chuẩn chọn đường kính trục lắp với bánh đai d = 55 mm.c

+ Tại điểm D: Mx= 0 (Nmm); My=0 (Nmm); T=527677,96Nmm

4.2 Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

4.2.1 Vật liệu

Với thép 45 tôi cải thiện có: σb ≥ 600 MPa

Giới hạn mỏi uốn: σ−1=0,436 σ b =0,436 600=261,6 MPa

Giới hạn mỏi xoắn: τ−1=0,58 σ−1=0,58 261,6=151,7 MPa

- Theo bảng 10.7 [1]/197: ψ σ =0,05 ;❑ ψ τ=0

4.2.2 Điều kiện kiểm tra trục vừa thiết kế về độ bền mỏi

- Theo công thức 10.19 tài liệu [1]:

Sj= Sσj Sτj

√ Sσj2+S2τj≥ [ S ]

Trong đó: [S] = 1,5…2,5 là hệ số an toàn cho phép

Sσj: Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp.

Sτj: Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tại tiết diện J

Theo công thức 10.20 tài liệu [1]:

Các trục của hộp giảm tốc đều quay, ứng suất tiếp thay đổi theo chu kỳ đối xứng Do

đó theo công thức 10.22 tài liệu [1]:

- M j: mômen uốn tổng tại tiết diện j

Theo công thức 10.15[1]/194 ta được:

4.2.3 Xác định hệ số an toàn ở các tiết diện nguy hiểm trục

Các tiết diện nguy hiểm cần được kiểm tra dộ bền mỏi

+ Trục I: tiết diện khớp nối (A1), lắp bánh răng trụ răng nghiêng (C1), lắp ổlăn(B1)

+ Trục II: tiết diện lắp bánh răng trụ răng nghiêng (B2), lắp bánh răng trụ răngnghiêng (C2)

+ Trục III: tiết diện lắp bánh răng trụ răng nghiêng (B3), lắp ổ lăn (C3), lắp bộtruyền xích (D3)

4.2.4 Chọn lắp ghép

Các ổ lăn ghép trên trục theo k6, lắp bánh đai, bánh răng, nối trục theo k6 kết hợp vớilắp then

Kích thước của then (bảng 9.1[1]/173), trị số của mômen cản uốn và mômen cản xoắn

(bảng 10.6[1]/196) ứng với các tiết diện trục như sau:

3,545575,5

88218264670,64670,618256,39408,58

1927,38398110057,6410057,643946220266

046,0524,953,123,10

188,729,5149,5146,68513

4.2.5 Xác định các hệ số K σdj và K τdj đối với các tiết diện nguy hiểm

K σdj và K τdj: hệ số tính theo công thức 10.25 và 10.26 [1]/197

K σdj = (K σ/ε σ+K x−1)/K y

K τdj = (K τ/ε τ+K x−1)/K y

Trong đó:

- K x: hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, phụ thuộc vào phương pháp gia

công và độ nhẵn bề mặt, các trục gia công trên máy tiện Tại các tiết diện nguy hiểm

yêu cầu đặt R = 2,5…0,63 a μm

Tra bảng 10.8[1]/197 ta được: K x= 1,06

- K y: hệ số tăng bền bề mặt trục, phụ thuộc vào phương pháp tăng bề mặt, cơ tính vật

liệu , không dụng biện pháp gia tăng bền bè mặt nên: K y= 1

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

thuộc vào loại yếu tố gây tập trung ứng suất

Tra bảng 10.12[1]/199, khi dùng dao phay ngón ta được:

K σ =1,76 ; K τ= 1,54