Đồ án: Cơ sở thiết kế máy doc

Xác định tốc độ vòng quay đồng bộ của trục động cơ: Số vòng quay trên trục công tác: 220.. động cơ được chọn phải thỏa mãn điều kiện: : Pđc  Pyc , nđc  nsb và dn K mm T T T Trong đó: u

Đồ án

Cơ sở thiết kế máy

2.1 Tính bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc 5

2.1.3.1.3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc 9

2.1.3.1.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn 11

2.1.3.1.6 Các thông số hình học của bộ truyền cấp nhanh 13

2.1.3.2.3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc 15

2.1.3.2.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn 17

2.1.3.2.6 Các thông số hình học của bộ truyền cấp chậm 18

2.3.4 Kiểm nghiệm sức bền dập của vòng cao su 24

2.3.5 Kiểm nghiệm sức bền uốn của chốt 24

2.4.5 Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục 28

2.4.6 Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi 34

2.5.1 Chọn ổ lăn cho trục vào( trục 1) 37

2.5.2 Chọn ổ lăn cho trục trung gian 38

2.6 Thiết kế vỏ hộp giảm tốc, bôi trơn và điều chỉnh ăn khớp 40

Bảng kích thước của các phần tử cấu tạo nên vỏ hộp giảm tốc 41

B/PHẦN THUYẾT MINH

PHẦN 1 TÍNH ĐỘNG HỌC

1 1/ Chọn động cơ.

1.1.1/ Xác định công suất yêu cầu trên trục động cơ.

Công suất trên trục công tác:

1000

8500.0,3 1000

F.v

Kw



Công suất yêu cầu trên trục động cơ:

Pyc=Pct/

Trong đó:  là hiệu suất truyền động  :Hệ số thay đổi tải trọng

Hiệu suất truyền động:

 = xích..m

ổlăn.k bánhrăng .khớp nối.m: số cặp ổ lăn (m=4)

k: số cặp bánh răng (k=2);

tra bảng 2.3 TTTKHĐCK ta có

hiệu suất của bộ truyền xích để hở: xích.=0,93

hiệu suất của các cặp ổ lăn: ổlăn.=0,995

hiệu suất của các bộ truyền bánh răng trụ : bánhrăng =0,97

hiệu suất của nối trục đàn hồi: khớp nối=0,99

vậy hiệu suất của toàn bộ hệ thống là

4 1 t

t T

ck i 2

1.1.2 Xác định tốc độ vòng quay đồng bộ của trục động cơ:

Số vòng quay trên trục công tác:

220 14 , 3

3 , 0 1000 60

1000 60

phút vòng D

v





trong đó: v là vận tốc băng tải, D là đường kính tang

số vòng quay sơ bộ của động cơ:

nsb=nct.usb= nct.ux(sb) uh(sb)=26,044.3.18=1406,4(vòng/phút)

1.1.3 Chọn động cơ:

động cơ được chọn phải thỏa mãn điều kiện: : Pđc  Pyc , nđc  nsb và

dn

K mm T

T T

Trong đó: u1 là tỷ số truyền cấp nhanh, u2 là tỷ số truyền cấp chậm

Phân phối tỷ số truyềng theo nhiều chỉ tiêu, từ đồ thị bên dưới ta chọn được:

% 4

% 0002 , 0

% 100 044 , 26

044 , 26 05 , 26

% 100

n n



Công suất của các trục công tác, trục 1, trục 2, truc 3

Pct =1000Fv =2,55 kW ;

756 , 2 0,995.0,93

2,55 η

η

P P

xich ol

ct

856 , 2 0,995.0,97

2,756 η

η

P P

br ol

3

96 , 2 0,995.0,97

2,856 η

η

P P

br ol

2

Công suất thực của động cơ phát ra trong quá trình làm việc:

005 , 3 0,995.0,99

2,96 η

η

P P

khop ol

1

10 55 , 9 2

1

1 6

,55.10 9 n

P 10

2

2 6

ct

Từ những kết quả tính toán trên ta có bảng sau:

PHẦN 2 TÍNH TOÁN, THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY.

2.1 TÍNH BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRONG HỘP GIẢM TỐC

Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế,thuận tiện trong việc gia công chế tạo , ở đây ta chọn vật liệu làm các bánh răng như nhau

2.1.2.Ứng suất cho phép

2.1.2.1.Ứng suất tiếp xúc cho phép[σσ H ] và ứng suất uốn cho phép [σσ F ]

theo công thức 6.1 và 6.2:

HL xH v R H H

H] ( S ) Z Z K K

FL FC xF s R F F

K xH – hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh ăng

Y R – hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt răng

Y S –hệ số xét đến độ hạy của vật liệu đối với tập chung ưngs suất

K xF –hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn.

Tính thiế kế, ta lấy sơ bộ

1

.

1

.





xF S R

xH V R

K Y Y

K Z Z

K FC – hệ số xét đến ảnh hưởng của đặt tải, do tải một chiều nên K FC =1

S H , S F –hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn tra bảng 6.2 ta có :

S H =1,1; S F =1,75.

lim 0 lim

lim

0 lim

8,

1 1

lim

0 lim

lim

0 lim

) ( 423 235 8, 1

8,

1 2

lim

0 lim

K HL , K FL -hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế

độ tải trọng của bộ truyền, xác định theo công thức 6.3 và 6.4:

H

m HE

HO HL

FO FL

N HE , N FE - số chu kì thay đổi ứng suất tương đương.

Do tải trọng thay đổi nên ta có:

ti- thời gian làm việc ở chế độ thứ i

Ih=  ti - Tổng số giờ làm việc (thời hạn phục vụ) Ih=11500h

Với bộ truyền cấp nhanh bánh trụ răng nghiêng.

Ta có:

8 3

3

8

4 8 , 0 8

4 1 11500.(

Với SH= 1,1]

[ H 1sb=570.1/1.1=518,2 MPa]

[ H 2sb=540.1/1.1=490,9 MPaSuy ra [ H]m12=([ H]1sb+[ H]2sb)/2=(518,2+490,9)/2=504,55 MPa

Ta thấy [ H]m12<1,25[ H]2 =613,625

4.10 N

.10 085 , 1 ) 8

4 8 , 0 8

4 11500(1 5,7

60.1.1420

FO 8 6

[ F 2sb=423.1/1,75=241,7 MPa

Tương tự với bộ truyền cấp chậm , bánh trụ răng thẳng, ta có:

7 1

7 3

3

8

4 8 , 0 8

4 1 11500 188 , 3

12 , 249 1

[ H 4sb=540.1/1,1=490,9 MPaSuy ra [ H]m34=([ H]3sb+[ H]4sb)/2=(518,2+490,9)/2=504,55 MPa

Ta thấy [ H]m34<1,25[ H]4 =613,625

4.10 N

.10 085 , 1 ) 8

4 86 , 0 8

4 11500(1 5,7

2 60.1.249,1

FO 8

2

max 3 max

1

MPa

MPa H

H

H H

2.1.2.3.Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:

[ F]1max=[ F]3max=0,8 ch1=0,8.580=464 MPa

[ F]2max=[ F]4max=0,8 ch2=0,8.450=360 MPa

2.1.3 Truyền động bánh răng trụ

2.1.3.1 Đối với cấp nhanh.

2.1.3.1.1 Các thông số cơ bản của bộ truyền.

Khoảng cách trục a

Theo công thức (6.15a):

3

2

' 1

][

.)

1

ba H

H a

w

u

k T u

k a

[ H - ứng suất tiếp xúc cho phép

K a, – hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng.

15 , 1 5 , 9953 ).

1 7 , 5 (

40 cos 100 2 ) 1 (

cos

Zt1=Z1+Z2=20+115=135

Tỷ số truyền thực:

75 , 5 20

u m

Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ:

dw).1=2aw)./(u1+1)=2.100/(5,75+1)=29,63mm;

Tính lại góc  :

84375 , 0 100 2

135 25 , 1

2

cos

1

1 12

Z m

.

) 1 (

2

1

H w

H H

M H

d u b

u K T Z

ở đây : αt –góc profil răng αtw). là góc ăn khớp

đối với bánh răng nghiêng, không dịch chỉnh ta có

'.

20 23 ' 28 32 cos

20 cos

5842 , 0 ) ' 38 38 ( ).

' 20 23 cos(

0

0 0

5 , 2

' 28 32 sin

115

1 20

1 2 , 3 88 , 1 cos 1 1 2 , 3 88 ,

2 1

762 , 0 722 , 1

1

w w H

d b

u a v

63 , 29 30 34 , 1 1

34 , 1 75 , 5 / 100 2 , 2 73 002 , 0



 K H

] [ 2 , 353 63

, 29 75 , 5 30

) 1 75 , 5 (

36 , 1 5 , 99563

2 762 , 0 54 , 1

Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép ;

H] [ ] Z .Z .K

504,55.0,95.1.1=479,32

Ta thấy  H<[ H] do vậy bánh răng đủ bền

2.1.3.1.4 kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Công thức 6.43:

 1

1

1

1 1

.

2

F w

w

F F

F

m d b

Y Y Y K T



] [ 2

1

2 1

F

F F F Y

1 1

768 , 0 140

' 28 32 1 140 1

0 0

F

K - hệ số tải trọng khi tính về uốn.

Fv F F

K - hệ số xét đến sự phân bố không dều tải trọng cho các đôi răng

đồng thời khi tính về uốn bảng 6.14, với cấp chính xác về mức làm việc

êm là 9, ta có: K F=1,37

Fv

K - hệ số kể đến tải trọng động trong vùng ăn khớp:

2

.

w w F

d b

u

a v

100 2 , 2 73 006 ,

63 , 29 30 02 , 4



Fv K

 K F K F.K F.K Fv  1 , 32 1 , 37 1 , 1  1 , 99

Vậy:

] [ 60 25

, 1 63 , 29 30

77 , 3 768 , 0 581 , 0 99 , 1 5 , 9953 2



67 , 3 [ ]

77 , 3

6 , 3 60

Với m = 1,25, YS = 1,08- 0,0695ln1,25 = 1,065

Chế tạo bánh răng bằng dao phay nên YR = 1

Do vây bánh răng đảm bảo điều kiện bền về uốn

2.1.3.1.5 Kiểm nghiệm về quá tải:

Ứng suất tiếp cực đại:

Công thức 6.48:

] [

T k

 H1max  353 , 2 1 , 3  402 , 7  [ H]max  1260 [MPa].

Ứng suất uốn cực đại

công thức 6.49:

].

[ 464 ]

[ ] [ 78 3 , 1 60

[ ] [ 5 , 74 3 , 1 3 , 57

115 25 , 1 cos

.

] [ 63 , 29 ' 28 32 cos

20 25 , 1 cos

.

2 12 2

1 12 1

mm z

m d

mm z

m d

dw).2=dw).1.um12=170,37 mm

- Đường kính đỉnh răng :

mm m

y x d

d

mm m

y x d

d

a

a

87,17225,1)

001.(

237,170)

1.(

2

13,3225,1)

001.(

263,29)

1.(

2

12 2

12 1

x d

d

mm m

x d

d

f

f

245,16725,1)

05,2(37,170)

.25,2(

505,2625,1)

05,2(63,29)

.25,2(

12 2 2

12 1 1

-Góc profil răng: αt= 23020’

-Góc ăn khớp: αtw).= 23020’

-Hệ số dịch chỉnh xt1=xt2=0

2.1.3.2 Đối với cấp chậm.( Bánh răng thẳng)

2.1.3.2.1 Các thông số cơ bản của bộ truyền.

Khoảng cách trục a w2

Theo công thức (6.15a):

3

2 2

2 2

2

] [

)

1 (

2 ba H

H a

w

u

k T u

K a

035 , 1 6 , 109484 ).

1 188 , 3 (

5 ,

-Xác định số răng

Công thức 6.31 ta có:

số răng bánh nhỏ:

4 , 33 ) 1 188 , 3 ( 2

140 2 )

1 (

2

2 34

Zt2=Z3+Z4=33+105=138

Tỷ số truyền thực:

182 , 3 33

% 100 188 , 3

182 , 3 188 , 3

% 100

2

2 2

Hệ số dịch chỉnh bánh răng 3 và bánh răng 4:

x3=0,5[xt-(Z4-Z3)y/Zt]= 0,5[1,062-(105-33).1/138]=0,27

x4=xt-x3=1,062-0,27=0,792góc ăn khớp:

cosαtw).=ztm34cosα/(2aw).)=138.2.cos200/(2.140)=0,9263

.

) 1 (

2

1

H w

H H

M H

d u b

u K T Z

tw b

1 33

1 2 , 3 88 , 1 cos 1 1 2 , 3 88 , 1

2 1

865 , 0 3 / ) 753 , 1 4

1

2

3 3







H H

w w H

d b

T2-momen xoắn trên trục 2 T2=109484,6(Nmm)

u a v

021 , 1 13 , 1 035 , 1 6 , 109484

2

86 , 66 70 844 , 0 1

844 , 0 182 , 3 / 140 872 , 0 73 002 , 0



 K H

] [ 5 , 420 86

, 66 182 , 3 70

) 1 182 , 3 (

194 , 1 6 , 109484

2 865 , 0 693 , 1

Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép ;

H] [ ] Z .Z .K

504,55 0,95.1.1=479,3MPa

Ta thấy  H<[ H]34 do vậy bánh răng đủ bềntheo độ bền tiếp xúc

2.1.3.1.4 kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Công thức 6.43:

2

3

1

2

F w

w

F F

Y Y Y K T



4 3

4 3

F

F F F

1 1

54 , 3

F

K - hệ số tải trọng khi tính về uốn.

Fv F F

K   



F

K - hệ số xét đến sự phân bố không dều tải trọng trên chiều rộng vành

răng khi tính tra bảng 6.7 với ψbd=1,11: K F =1,065



F

K - hệ số xét đến sự phân bố không dều tải trọng cho các đôi răng

đồng thời khi tính về uốn bảng 6.14, với cấp chính xác về mức làm việc

êm là 9, ta có: K F=1,37

Fv

K - hệ số kể đến tải trọng động trong vùng ăn khớp:

2

.

w w F Fv

K K T

d b

a v

140 872 , 0 73 006 ,

2

86 , 66 70 533 , 2



Fv K

 K F K F.K F.K Fv  1 , 065 1 , 37 1 , 037  1 , 513

Vậy:

] [ 4 , 98

2 86 , 66 70

54 , 3 1 7855 , 0 513 , 1 6 , 109484

2 1

47 , 3 4 , 98

Với m = 2, YS = 1,08- 0,0695ln2 = 1,032

Chế tạo bánh răng bằng dao phay nên YR = 1

Do vậy bánh răng đảm bảo điều kiện bền về uốn

2.1.3.1.5 Kiểm nghiệm về quá tải:

Ứng suất tiếp xúc cực đại:

Công thức 6.48:

] [

 H3max  479 , 3 1 , 3  546 , 5  [ H]4max  1260 [MPa].

Ứng suất uốn cực đại

công thức 6.49:

].

[ 464 ]

[ ] [ 9 , 127 3 , 1 4 , 98

1 3

[ ] [ 15 , 124 3 , 1 5 , 95

y x d

d

mm m

y x d

d

a a

912 , 216 2 ).

062 , 0 79 , 0 1 (

2 210 ).

1 (

2

832 , 70 2 ).

062 , 0 27 , 0 1 (

2 66 ).

1 (

2

4 4

4

3 3

x d

d

mm m

x d

d

f f

16 , 208 2 ).

79 , 0 2 5 , 2 ( 210 ).

2 5 , 2 (

08 , 62 2 ).

27 , 0 2 5 , 2 ( 66 ).

2 5 , 2 (

3 4 4 4

4

34 3 3

3

-Đường kính vòng cơ sở:

db3=d3cosα=66.cos200=62,02 mm

db4=d4cosα=210.cos200=197,335 mm-Góc profil gôc: α= 200;

-Góc profil răng: αt= 200

-Góc ăn khớp: αtw).= 2208’

-Hệ số dịch chỉnh xt3=0,27;xt4=0,79

Như vậy ta có bảng thông số chính của bộ truyền:

Các thông số cơ bản của

bộ truyền bánh răng Ký hiệu Bánh chủBộ truyền cấp nhanh Bộ truyền cấp chậm

động

Bánh bịđộng

Bánh chủđộng

Bánh bịđộngModul

32 0 28’

0

1.251150,330170,37170,37172,87167,245160,095

32 0 28’

0

2330,5706666,95470,83262,0862,0200,27

21050,570210213,048216,912208,16197,33500,79

Đối với bộ truyền phân đôi cấp nhanh, ta có

2.2.2 Các thông số của bộ truyền xích.

Với tỷ số truyền của bộ truyền xích ux=3, ta chọn số răng đĩa xích nhỏ là:

Zx1 = 25

Do đó số răng đĩa xích lớn : Zx2= ux.Zx1 = 3 25 = 75  Zxmax =120(thỏa mãn điều kiện xích ăn khớp đúng)

Theo công thúc ( 5.3 ) điều kiện đảm bảo chỉ tiâu về độ bền mòn của bộ truyền xích :

k đ: hệ số tải trọng động Kđ = 1 (tải trọng êm )

k 0 : hệ số ảnh hưởn của kích thước bộ truyền.k0=1 (do đường nối tâm các đĩa xích trùng với phương ngang)

k a: hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích ;ka =1;

kz : hệ số răng , với Zx1=25  kz= 25/Zx1 = 1

Như vậy ta có : Pt = 2,756.1,625.0,64.1= 2,87 kW

Tra bảng 5.5 tttk hdđck T1, với n01 =50 vòng/phút.chọn bộ truyền xích một dãy

có bước xích p = 25,4 mm đường kính chốt dc=7,95mm chiều dài ống :B=22,61 mm

Thỏa mãn điều kiện mòn: Pt[P]=3,20 kW

Đồng thời nhỏ hơn bước xích cho phép : p  pmax

Khoảng cách trục sơ bộ: a=40p=40.25,4=1016 mm

Theo công thức 5.12 số mắt xích:

1016 14 , 3 4

4 , 25 25 75 2

75 25 4 , 25

1016 2 4 2

.

2 2

2 1 2 2 1

a

 Lấy số mắt xích chẵn : Xc = 132

Tính lại khoảng cách trục theo công thức 5.13:

2 1 1

5 , 0

Z X

Z Z X

14 , 3 25 75 2 25 75 5 , 0 132 25

75 5 , 0 132 4 , 25 25

,

để xích không chịu lực căng quá lớn ta phải giảm khoảng cách trục một lượng a = (0,0020,004)a = (0,002 1021,40,004.1021,4)=2,04,1 mm Chọn a =3,4mm

Vậy lấy khoảng cách trục : a = 1018 mm

Số lần va đập của bản lề xích trong một giây, tính theo công thức (5.14):

132 15

143 , 78 25

= 0,827 m/s

Ft =1000P/v = 1000.2,756/0.827 = 3332,5 N

Fv :lực căng do lực li tamm gây ra: Fv = q.v2= 2,6 0,8272 = 1,778N

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

F0 = 9,81.kf .q.a = 9,81.6.2,6 1,018 = 156 N

(hệ số võng : kf = 6 do bộ truyền nằm ngang)

Do đó: S =

v t

d F F F k

4 , 25 /

4 , 25 /

180

p

mmđường kính vòng đỉnh đĩa xích

da1 = p.[0,5 + cotg(180/Z1)] = 25,4.[ 0,5 + cotg(180/25)] = 213,76 mm

da2 = p.[0,5 + cotg(180/Z2)] = 25,4.[ 0,5 + cotg(180/75)] = 618,73 mm

đường kính vòng chân đĩa xích

df1 = d1- 2r = 202,66 –2 8,0297 = 184,6 mm

df2 = 606,56 – 2.8,0297 = 590,6 mm

(với r = 0,5025dl + 0,05 = 0,5025.15,88 + 0,05 = 8,0297 mm và dl=15,88 mm (bảng 5.2)

Các kích thước còn lại tính theo bảng (13.4)

-Kiẻm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích:

Theo công thức (5.18) :

 H1= 0,47  

d

vd d t r

K A

E F K F

K 

Trong đó

[H ]- Ứng suất tiếp xúc cho phép

Chọn vật liệu là thép 45 , tôi cải thiện ta có :[H]=600 Mpa

Lực va đập : Fvd = 13.10-7.n1.p3.m = 13.10-7.78,143.25,43.1 = 1,665N

Hệ số tải trọng động : Kđ=1 (bảng 5.6)

Hệ số ảnh hưởng của số răng đến đĩa xích : Kr = 0,41(vì Z1 =25 )

Diện tích bản lề : A = 180 mm2 (tra bảng (5.12)với xích ống con lăn một dãy)

Mô dun đàn hồi: E = 2,1.105 Mpa



1 180

10 1 , 2 ).

665 , 1 1 5 , 3332 ( 41 , 0 47 , 0

5

H

 H1 <[H] : nghĩa là đĩa xích 1 đảm bảo độ bền tiếp xúc

Tương tự cho đĩa xích 2 với cung vật liệu và chế độ nhiệt luyện Hệ số ảnh hưởng của

số rang đến đĩa xích Kr=0,21 Ta có:

1 180

10 1 , 2 ).

665 , 1 1 5 , 3332 ( 21 , 0 47

(kx= 1,15 - do bộ truyền năm ngang );

2.2.6.Các thông số của bộ truyền xích :

Trong đó (k là hệ số tải trọng động chọn theo bảng 9-1)

2.3.2 Chọn nối trục

Do trục động cơ nối với trục 1 bằng khớp nối, do vậy đường kính trục 1 phải lấy tối thiểu bằng (0,8…1,2)dđc=(0,8…1,2)28=22,4…33,6.Do vậy ta chọn nối trục có các thông số kích thước chủ yếu sau :

Đkngoài

Chiềudài toàn

ứng suất dập cho phép của vòng caosu:[σ]d=2 (N/mm2)

ứng suất uốn cho phép của chốt: [σ]u=60(N/mm2)

2.3.4 Kiểm nghiệm sức bền đập của vòng caosu:

c v

x d

d l D Z

T K





10 15 45 4

10 26 , 25 2

.

D Zd

l T K





45 10 4 1 , 0

19 10 26 , 25

1 , 0

.

3 3

0 3

2.4 TÍNH TRỤC

2 4.1 Thiết kế trục

2.4.1.1 chọn vật liệu

Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 tôi có b= 850 MPa

Ứng suất xoắn cho phép [] = 15 30 Mpa

0 

k ksb

T

mm N T

20

19907

19907 3

Chọn d1sb=25mm theo bảng (10.2) , ta được chiều rộng ổ lăn b10=17mm

6 , 109484 3

336815,8 3

Chọn b30=45, tra bảng 10.2 ta có chiều rộng ổ lăn b30 = 25 mm

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

Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp, hoặc khoảng

cách giữa các chi tiết quay: k1=10 mm;