LỜI NÓI ĐẦUChi tiết máy là môn khoa học nghiên cứu các phương pháp tính toán và thiết kế các chi tiết máy có công dụng chung.. Môn học Chi Tiết Máy có nhiệm vụ trìnhbày những kiến thức c
CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
Chọn động cơ điện
- Công suất làm viê Qc trên trục công tác: (Công thức 2.11 trang 20 [1])
- Hiê Qu suất hê Q thống: ∑ η=η br η ol 4 η tv η kn η d
Tra bảng 2.3 trang 19 [1], ta chọn
Hiệu suất của 1 cặp ổ lăn: η ol =0,99
Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ: η br =0,97
Hiệu suất bộ truyền trục vít: η tv =0,7
Hiệu suất bộ truyền đai: η d =0,95
Hiệu suất của khớp nối: η kn =1
- Công suất sơ bô Q của đô Qng cơ (Công thức 2.8 trang 19 [1]):
- Số vòng quay của trục công tác (Công thức 2.16 trang 21 [1]) n lv = 6.1 0 4 v π D = 6.10 0,8 4 3,14.600 %,47( v / p)
- Chọn sơ bộ tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống u u = uh.uđ
Tra bảng 2.4 trang 21 [1]: uh – tỉ số truyền của hộp giảm tốc (60÷ 90) ud – tỉ số truyền của bộ truyền đai (2 ÷ 5)
Số vòng quay sơ bộ của động cơ được tính theo công thức n sb = n lv u%,47 180( ÷ 450) = (4584,6 ÷ 11461,5 vg/ph) Khi chọn động cơ, cần đảm bảo số vòng quay đồng bộ n 000 v/p Dựa vào bảng P1.3 trong phụ lục tài liệu [1], công suất cần thiết là P = 10,32 (kW).
→ Ta chọn đô Qng cơ 4A112M2Y3 ta có
{ ¿P dc kW> P ct ,32 kW ¿n dc )07 v / p Bảng 1.1: Thông số của động cơ
Vận tốc quay, (vg/ph) cosφ η% Tmax/Tdn T /TK dn
Phân phối tỷ số truyền
Tỷ số truyền của hệ thống là u= n dc n lv
= 2907 25,47 4,14 ndc – số vòng quay của động cơ đã chọn nlv – số vòng quay làm việc u - tỉ số truyền của hệ thống.
- Chọn tỉ số truyền của hộp giảm tốc u = 60h
Ta có tỉ số truyền của bộ truyền đai u d = u u h = 114,14
Bánh răng được sản xuất từ thép nhóm I với độ cứng HB25.107 nên lấy NHE = 25.107
[ σ H] = [ σ HO] K HL ¿540.0,6761,1 MPa + Ứng suất uốn cho phép: [σ ] = [σF FO]KFL (7.6 [1])
[σ ]=0,25σ +0,08σFO b ch = 0,25.600+0,08.200 6MPa (quay 1 chiều)
(7.10 [1]) chu kỳ NFE > 25.10 7 nên lấy NFE %.10 7
- Khoảng cách trục sơ bộ: với u , chọn Z = 2, đầu mối → Z = Z u = 34 răng1 2 1 q = 0,3.Z = 10,2 Tra bảng 7.3 [1] chọn q = 102
- Mô đun dọc trục vít: m= 2 a sb z 2 + q (7.17 [1]) m= 2 a sb z 2 + q = 2.114
- Khoảng cách trục thực tế: a w = m.(q+ Z 2 )
- Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc σ H = 170
10 53,1 ≤[σ H ]61,8 MPa Trong đó: K = KH HVKHβ =1,1
60000 cos11,53 0 =3,67 m/s. với: d 1 = qm = 10.5 = 50 mm γ w = arctan [ ( q+2x z 1 ) ] =arctan [ ( 10-2.0,1 2 ) ] ,5 3 0
+ Kiểm nghiệm độ bền uốn Ứng suất uốn sinh ra: σ F = 1,4.T 2 Y F K F b d 2 2 mcosγ ¿ 1,4.744876,4.1,61 1,3
Trong đó: KF =KH = K K = 1,3Hβ Hv
YF = 1,61 (tra bảng7.8) (Với γ=arctanz1/q,53o, zv=z /cos γ7,2)2 3 b2 ≤ 0,75.d = 0,75m(q+2) = 0,75.5.(10+2) = 46a1 d2 = m.z = 5.34 = 170 mm2
5 Các thông số cơ bản của bộ truyền
Bảng 3.1: Các thông số của bộ truyền trục vít – bánh vít
Số ren trục vít và Số răng bánh vít z 1 =2 z 2 4
Hệ số dịch chỉnh bánh vít x= a w m −0.5 ×(q + z 2 ) x = -0,1
Chiều dài phần cắt răng trục vít b1 được xác định bởi công thức b1 ≥ (11 + 0.06 × Z2) × m b1 f mm Chiều rộng bánh vít b2 không được vượt quá 0,75 d a1 b2 E mm Đường kính ngoài bánh vít d aM2 tối đa là d a2 + 2 m d aM2 9 mm Đường kính chia d1 được tính theo d1 = qm d1 P mm và d2 = mZ2 d2 0 mm Đường kính đỉnh d a1 là m(q + 2) d a1 ` mm, trong khi d a2 được tính là m(Z2 + 2 + 2x) d a2 9 mm Đường kính đáy d f1 là m(q - 2,4) d f1 8 mm và d f2 là m(Z2 - 2,4 + 2x) d f2 7 mm Cuối cùng, góc ôm δ được tính bằng công thức δ = arcsin(b2 / (d a1 - 0.5 m)) δ Q,5 0 o.
THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN CẤP CHẬM
Điều kiện làm việc của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng
+ Mômen xoắn trên trục dẫn: T2 q5188,9(Nmm)
+ Số vòng quay trên trục dẫn: n2 (v/p)
+ Công suất trên trục dẫn: P2 =6,74 (kW)
+ Thời gian phục vụ: L = 20000 (giờ)
Bánh nhỏ: C45 tôi cải thiện, đô Q cứng 285HB, σch1X0MPa
Bánh lớn: C45 tôi cải thiện, đô Q cứng 280HB, σch2X0MPa
2 Xác đqnh ứng suất cho phép
2.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép: a Bánh răng nhỏ: ¿
- Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở (Tra Bảng 6.2) σ o Hlim S H =1,1
- Hệ số tuổi thọ: K HL = 6 √ N N HO HE
N HE3 ` nL h `.90 200008.1 0 6 v: N HE >N HO nên K HL =1
- Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở (Tra bảng 6.2) σ Hlim o S H =1,1
- Hệ số tuổi thọ: K HL = 6 √ N N HO HE
Với: NHO0HB 0.240 ,5.10 2,4 2,4 6 chu kỳ
N HE4 ` nL h `.25,5.200000.1 0 6 vì N > N nên K =1HE HO HL
Vậy ứng suất tiếp xúc cho phép của từng bánh răng là:
2.2 Ứng suất uốn cho phép a Bánh răng nhỏ:[ σ F]1 = σ Flim o
- Ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở (Tra bảng 6.2) σ Flim o S F =1,75
- Hệ số tuổi thọ: K FL = 6 √ N N FO FE
Vì N > N nên K = 1FE FO FL
1,75 1.1 1 1)3,1(MPa) b Bánh răng lớn: [σ F ]2 = σ Flim o
- Ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở (Tra bảng 6.2/94) σ Flim o S F =1,75
- Hệ số tuổi thọ: K FL = 6 √ N N FO FE
Vì N > N nên K = 1FE FO FL
1,75 1.1 1 1(8(MPa) Vậy ứng suất uốn cho phép của từng bánh răng là:
2.3 Ứng suất quá tải cho phép
+ Ứng tiếp xúc quá tải cho phép:[σH]max = 2,8.σch2 = 2,8.450 60 (MPa) + Ứng suất uốn quá tải cho phép:[σF1]max = 0,8.σch1 = 0,8.580 = 464 (MPa) [σ ]F2 max = 0,8.σ = 0,8.450 = 360 (MPa)ch2
Xác đqnh sơ bộ khoảng cách trục a w =K a (u+1) 3 √ [ σ T H ] 2 2 K u.ψ Hβ ba
- Hệ số phụ thuộc vật liệu bánh răng: K I,5(Bảng 6.5)a
- Hệ số chiều rộng vành răng: ψ =0,4 (Bảng 6.6)ba
- Tra bảng 6.7 sơ đồ 6, ψ =1: chọn K =1,05 ; K = 1,1bd Hβ Fβ
Xác đqnh các thông số ăn khớp
→ Chọn số răng bánh dẫn: Z = 40 răng2’
- Số răng bánh bị dẫn:
Tính lại tỷ số truyền: u = z3/z2’= 140/40 = 3,5
+ Vâ Qn tốc dài của bánh răng: v= πd 2 ' n 2
Tính lmi ứng suất tiếp xúc cho phép:
- Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc: ZR
Tốc độ vòng của bánh răng v = 0,51 (m/s)
Tra bảng 6.13 ta có cấp chính xác cấp 9
Với cấp chính xác cấp 9, tra bảng 21.3 ta có R μmz
-Hệ số kể đến ảnh hưởng của vận tốc vòng: ZV
-Hệ số tính đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng: K =1 (dxH a[ s ]=1,5 sσj-hs an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp tại tiết diê Qn j sτj- hs an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tại tiết diê Qn j s σj = σ −1
= 151,73 1,7.2,36 7,86 Trong đó: σ-1=0,436σ =0,436.600&1,6MPab τ-1=0,58 σ-11,73MPa σaj M j
- Tmi tiết diê fn B (lắp ổ lăn): [s]=1,5 (trang 195 [1]) s j = s σj s τj
2 =6,56>[s]=1,5 sσj-hs an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp tại tiết diê Qn j sτj- hs an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tại tiết diê Qn j s σj = σ −1
= 151,73 1,7.11,87 =7,52 Trong đó: σ-1=0,436σ =0,436.600&1,6MPab τ-1=0,58 σ-11,73MPa σaj M j
- Tmi tiết diê fn C (lắp bánh răng): [s]=1,5 (trang 195 [1]) s j = s σj s τj
√ s 2 σj + s τj 2 =3,88> [ s ] =1,5 sσj-hs an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp tại tiết diê Qn j sτj- hs an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tại tiết diê Qn j s σj = σ −1
= 151,73 1,7.20,67 =4,32 Trong đó: σ-1=0,436σ =0,436.600&1,6MPab τ-1=0,58 σ-11,73MPa σaj M j
Trong đó: K , K tra (B10.12) (phay rãnh then bằng dao phay ngón)σ τ εσ, ε tra (B10.10)τ
Tại vị trí có then, tra B10.11 (k6) có giá trị Kσ/εσ, Kτ/ετ lớn hơn nên dùng giá trị trong bảng B10.11 để tính. c Trục 3
- Tmi tiết diê fn D (lắp bánh răng): [s]=1,5( trang 195 [1]) s j = s σj s τj
2 + s τj 2 =7,51>[s]=1,5 sσj-hs an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp tại tiết diê Qn j sτj- hs an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tại tiết diê Qn j s σj = σ −1
1,7.18 =4,96 Trong đó: σ-1=0,436σ =0,436.600&1,6MPab τ-1=0,58 σ-11,73MPa σaj M j
Trong đó: K , K tra (B10.12 [1]) (phay rãnh then bằng dao phay ngón)σ τ εσ, ε tra (B10.10[1])τ
Tại vị trí có then, tra (B10.11 [1]) (k6) có giá trị Kσ/εσ, Kτ/ετ lớn hơn nên dùng giá trị trong bảng (B10.11 [1])để tính.
- Tmi tiết diê fn A (lắp ổ lăn): [s]=1,5 (trang 195 [1]) s j = s σj s τj
2 + s τj 2 =7,94>[s]=1,5 sσj-hs an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp tại tiết diê Qn j sτj- hs an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tại tiết diê Qn j s σj = σ −1
1,7.10,19 =8,75 Trong đó: σ-1=0,436σ =0,436.600&1,6MPab τ-1=0,58 σ-11,73MPa σaj M j
CHỌN KHỚP NỐI
Khớp nối trục vòng đàn hồi được sử dụng dựa trên mô men xoắn trên trục và đường kính trục sơ bộ Q Để chọn kích thước khớp nối phù hợp, hãy tham khảo Bảng 16.10a.
Mômen xoắn lớn nhất: T = 250N.m max d = 32 mm: đường kính trong
Do = 105mm: đường kính vòng tròn các chốt dm = 65mm l 0 mm
L 5mm: chiều dài mayo khớp nối
Các kích thước của vòng đàn hồi bao gồm: đường kính chốt dc = 14mm, chiều dài đoạn chốt bị dã l3 = 28mm, chiều cao Qp h = 1,5mm, diện tích D = 20mm², và chiều dài chịu uốn của chốt lo = 41,5mm.
Chiều dài vòng đàn hồi: l = 62mm
Bulong đầu vòng đàn hồi M10 được kiểm nghiệm với điều kiện bền cho vòng đàn hồi và chốt với hệ số k=1,5 Hệ số chế độ Q được tính toán theo công thức Qc (Bảng 16-1) Điều kiện bền dẻo của vòng đàn hồi được xác định bằng công thức σ d = 2 kT z D o d c l 3 = 2.1,5 236061,9.
6.105.14 28 =2,9(MPa)< [σ d ] =3(MPa) Điều kiê Qn bền uốn của chốt: σ u = k T l o
0,1.1 4 3 105 6 r(MPa)1,5 Ta sẽ dùng ổ bi đũa côn(P2.11) Đường kính ngŸng trục d = 30mm Ta chọn ổ 7306 có d0mm, D = 72mm, [C]@kN, [C ]= 29,9kN, o α =1 2 0
2 Kiểm tra ổ theo khả năng tải đô fng Ổ A
Sơ đồ bố trí ổ như hình vẽ. e = 1,5.tanα = 1,5.tan(13,5 ) = 0,36 0
Lực dọc trục phụ: S = S = 0,83.e.FA1 A2 roA1=0,83.0,36.2099,9 = 627,7N Lực dọc trục tác dụng lên các ổ:
Tải trọng đô Qng qui ước:
Kiểm tra khả năng tải đô Qng: C=Q m √L=9,811.
Khi trục vít phải chịu lực dọc trục lớn và yêu cầu thiết kế bền vững, ta nên lựa chọn ổ trục phù hợp Cụ thể, bên trái sử dụng hai ổ đũa côn, trong khi bên phải chọn ổ bi đỡ với ngõng trục có đường kính 5mm.
Do không có lực dọc trục nên hệ số X=1, Y=0.
Lực hướng tâm tại ổ B: F = roB √ 518 ,6 2 + 714 , 7 2 3 N
Tải trọng đô Qng qui ước: Q = (XVF + YFroB aoB)K Kt d = 883kN
Khả năng tải đô Qng: C=Q m √L=0,883 3 √1651=8,2 kN
Tra bảng chọn ổ đỡ với ngŸng trục d0mm Ta chọn ổ đỡ 306 có d0mm, D= 72mm [C]" kN,[C 0 ],1 kN.
3 Kiểm tra ổ theo khả năng tải t—nh Ổ B
Tải trọng tĩnh tính toán:
CHỌN Ổ LĂN CHO TRỤC 2
Lực hướng tâm tại các ổ:FroA = √ 1894 , 1 2 +10383 , 8 2 555,1 N
10927,7 =0,23 ta chọn ổ bi đỡ - chặn có α =1 2 0 Đường kính ngŸng trục d = 55 mm Ta chọn ổ 46211 có d = 55mm, D0 mm, [C] = 102kN, [C ] = 81,5kN, o α , 5 0
2 Tính kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ
- Tmi ổ B có tải trọng lớn hơn
Bố trí ổ như trên hình vẽ
Lực dọc trục tác dụng lên các ổ: F = FaA aB=ΣFa = 0
Tải trọng đô Qng qui ước:
Trong đó: K =1(hệ số ảnh hưởng của nhiệt độ), K =1(B11.3 trang 215)t d
Kiểm tra khả năng tải đô Qng:
3 Kiểm tra khả năng tải trọng t—nh
Tải trọng tĩnh tính toán:
Co=X F +Y Fo rB o aB= 0,6.10927,7+0,5.4819,2 = 7728,9N< [C ],5 (kN)o
CHỌN Ổ LĂN CHO TRỤC 3
Lực hướng tâm tại các ổ:FroA = √ 2905 , 9 2 + 2839 ,3 2 @62,7 N
Vì k , k =0 nên ta chọn ổ bi đỡ A B Đường kính ngŸng trục d = 110mm.
Kí hiệu ổ d (mm) D (mm) B (mm) r C (kN) C o (kN)
2 Tính kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ
Bố trí ổ như trên hình vẽ
Lực dọc trục tác dụng lên các ổ: F = FaA aB=ΣFa = 0
Tải trọng đô Qng qui ước:
Trong đó: K =1(hệ số ảnh hưởng của nhiệt độ), K =1(B11.3 trang 215)t d
Kiểm tra khả năng tải đô Qng:
3 Kiểm tra khả năng tải trọng t—nh
Tải trọng tĩnh tính toán:
Co=X F +Y Fo rB o aB = 0,6 7839,9 +0,5.0 = 4704 N< [C ] = 45,4 (kN)o
THIẾT KẾ VỎ HỘP CHỌN CÁC CHI TIẾT PHỤ
KÍCH THƯỚC HỘP GIẢM TỐC ĐÚC
Tên gọi Biểu thức tính toán Chọn
Chiều cao, h Độ dốc e=(0,8÷1).δ =(0,8÷1).11=8,8÷11 h < 58 khoảng 2 0
R2 (Bán kính cong gối trục)
Bề rộng mặt ghép bulong cạnh ổ, K2
Chiều dày bích thân hộp, S3
Chiều dày bích nắp hộp, S4
Bề rộng bích nắp và thân, K3
45 mm Kích thước gối trục 1: Đường kính lỗ lắp ổ lăn, D Đường kính tâm lỗ vít, D2 Đường kính ngoài, D3
C (k/c tâm bulong đến tâm lỗ)
(Bảng 18.2/tr88) Phụ thuộc kết cấu
Kích thước gối trục 2: Đường kính lỗ lắp ổ lăn, D Đường kính tâm lỗ vít, D2 Đường kính ngoài, D3
C (k/c tâm bulong đến tâm lỗ)
(Bảng 18.2/tr88) Phụ thuộc kết cấu
Kích thước gối trục 3: Đường kính lỗ lắp ổ lăn, D D = 90 mm 90 mm
Tên gọi Biểu thức tính toán Chọn Đường kính tâm lỗ vít, D2 Đường kính ngoài, D3
C (k/c tâm bulong đến tâm lỗ)
D3 5 mm (Bảng 18.2/tr88) C=D3/25/2g,5 mm (Bảng 18.2/tr88) Phụ thuộc kết cấu
Chiều dày (không có phần lồi): S1
Bề rộng mặt đế hộp: K1 q
90 mm Khe hở giữa các chi tiết:
Bánh răng với thành trong hộp, Δ Đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp
Mặt bên các bánh răng với nhau Δ=(1÷1,2) δ ÷14,4 Δ1=(3÷5) δ 6÷60 Δ2 ≥ δ
Số lượng bulong nền Z(chẵn) 6 cái
CHỌN CÁC CHI TIẾT PHỤ
1 Nắp quan sát (B18.5 Tr92) Để kiểm tra, quan sát các chi tiết máy trong hộp khi lắp ghép và để đổ dầu vào trong hộp, trên đỉnh hộp có làm c•a thăm Trên nắp lắp thêm nút thông hơi.
Hình 5.1: Kích thước nắp quan sát
Khi làm việc, nhiệt độ trong hộp tăng cao, dẫn đến sự cần thiết phải giảm áp suất và điều hòa không khí bên trong và bên ngoài Để thực hiện điều này, nút thông hơi được lắp đặt trên nắp của hộp để giúp điều chỉnh áp suất hiệu quả.
Hình 5.2: Kích thức nút thông hơi
Hộp giảm tốc cần được bôi trơn bằng cách ngâm trong dầu và bắn toé, do đó, lượng dầu bên trong phải đảm bảo đủ để duy trì điều kiện bôi trơn Để kiểm tra mức dầu trong hộp, người sử dụng cần có thiết bị chỉ dầu, trong đó que thăm dầu là công cụ phổ biến để xác định mức dầu hiện có.
Hình 5.3: Kích thức que thăm dầu
Vòng phớt là thiết bị lót kín động gián tiếp, có chức năng bảo vệ ổ bi khỏi bụi bẩn, chất lỏng, hạt cứng và các tạp chất khác xâm nhập Sự xâm nhập của những chất này có thể gây hại cho hiệu suất và tuổi thọ của ổ bi.
39 ổ chóng bị mài mòn và bị han gỉ Ngoài ra, vòng phớt còn đề phòng dầu chảy ra ngoài Tuổi thọ ổ lăn phụ thuộc rất nhiều vào vòng phớt.
Vòng phớt được ưa chuộng nhờ vào kết cấu đơn giản và khả năng thay thế dễ dàng Tuy nhiên, nó cũng gặp phải nhược điểm là nhanh chóng bị mòn và tạo ra ma sát lớn khi bề mặt trục có độ nhám cao.
DUNG SAI LẮP GHÉP
Căn cứ vào các yêu cầu làm việc của từng chi tiết trong hộp giảm tốc, ta chọn các kiểu lắp ghép sau:
Vq trí lắp Kiểu lắp
Bánh răng, bánh vít, đai - trục H7/k6
Nắp ổ - Vỏ H7/d11 Ống lót – Vỏ H7/k6
