thuyết minh đồ án chi tiết máy

B.1 THIẾT KẾ BÁNH RĂNG CẤP NHANH- BÁNH TRỤ RĂNG THẲNG I.Chọn vật liệu: Dựa vào điều kiện làm việc không đòi hỏi đặc biệt,và theo quan điểm thống nhấthoá thiếtvà đây là bộ truyền bánh răn

PHẦN I:

TÍNH TOÁN ĐỘNG CƠ VÀ TỶ SỐ TRUYỀN.

I Chọn động cơ:

1 Công suất trên trục công tác:

 Điều kiện làm việc với số liệu ban đầu:

- Lực vòng trên tải xích: 2F = 8000 (N)

- Vận tốc tải xích: V = 1,1 (m/s)

- Số răng đĩa xích: Z = 13 (răng)

- Bước xích tải : t = 110 (mm)

- Số năm làm việc: y= 5 năm

 Đặc điểm của tải trọng:

- Tải trọng va đập nhẹ, quay 1 chiều

- Năm làm việc (a) 300 ngày, ngày 2 ca, 1 ca 8 giờ Sai số cho phép tỷ số truyền

∆u=(2÷3)%

2 Tính toán công suất hệ thống:

Hiệu suất chung:

η = ηđ.ηol4.ηBr2.ηnt

Tra bảng 2.3 trang 19 ta có:

ηđ = 0,95 : Hiệu suất bộ truyền đại

ηol = 0.99 : Hiệu suất 1 cặp ổ lăn

ηBr = 0,96 : Hiệu suất 1 cặp bánh răng

η = 1 : Hiệu suất nối trục

i n

i i

- Chọn tỉ lệ truyền của hộp giảm tốc bánh răng 2 cấp : U gt

=8, tỉ số truyền đai thang

+ Bộ truyền hộp ngoài : Bộ truyền đai

+ Bộ truyền trong hộp 2 cấp bánh răng

đc t lv

8, 413,15

t h đ

8,39

8,83( w) 0,99.0,96

8,83

9, 29 0,99.0,96

ol br

P P

3 55

55( / )1

- Chế độ làm việc ngày 2 ca, 1 ca 8 giờ.

Theo hình 4.1/trang 59 và dựa vào bảng 4.13 chọn loại đai tiết diện đai hình thangthường

ký hiệu ƃ với các thông số sau:

Kích thước tiết diện: bt=14

v



=15,27 (m/s)Thỏa điều kiện: v1 = 15,27(m/s) < vmax = 25 (m/s)

1

630

3, 21.(1 ) 200.(1 0,02)

tt

d u

u u u

=> ∆u =1,87% < 4% => Thỏa điều kiện trong giới hạn cho phép

Vậy đường kính đai nhỏ d1 = 200 (mm), đường kính đai lớn d2 = 630 mm

 Thỏa điều kiện

3.Tính chiều dài đai:

2 2

* 0,85.0,05

0, 041

Tra bảng 4.13/trang 59, chọn chiều dài chuẩn l = 2650 mm

 Kiểm nghiệm về điều kiện tuổi thọ

Số đai z được xác định theo 4.16/trang 60:  

1 0

* P1 = 9,88kw công suất trên bánh dẫn

*  P0 = 5,53 kw công suất cho phép (tra bảng 4.19/trang 62)

* kđ : hệ số tải trọng động (tra bảng 4.7/trang 55)

kđ = 1,25

* c=1-0,0025(180-α1) =1-0,0025 (180-145)=0,91 hệ số kể đến ảnh hưởng củagóc ôm (tra bảng 4.10/trang )

 c u=1,14 hệ số kể đến ảnh hưởng tỷ số truyền (tra bảng 4.17)

* c z=0,95 hệ số kể đến ảnh hưởng sự phân bố không điều tải trọng cho các dâyđai (tra bảng 4.18)

Nên

9,88 1,25

5,53.0,91.1,14.0,95.1,04Chọn z = 3

Theo CT 4.19/trang 63 F0 = 780

1 + F

B THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC.

- Khai triển với các số liệu:

P1 = 9,29 KW, n1 = 463 Vòng/phút, uh = 8,41, un = 3,18

uc = 2,65 KW, n2 = 146 vòng/phút, T1 = 191619, T2 = 288789

Thời gian sử dụng 300 ngày, làm việc 2 ca, 1 ca 8giờ, năm làm việc 7 năm

 Tổng thời gian sử dụng: 300 2.8.5 = 24000(giờ)

B.1 THIẾT KẾ BÁNH RĂNG CẤP NHANH- BÁNH TRỤ RĂNG THẲNG

I.Chọn vật liệu:

Dựa vào điều kiện làm việc không đòi hỏi đặc biệt,và theo quan điểm thống nhấthoá thiếtvà đây là bộ truyền bánh răng trụ thẳng nên ta chọn vật liệu 2 cấp bánh răng nhưsau:

II.Xác định ứng suất cho phép:

Theo bảng 6.2/trang 94 đối với thép C45 tôi cải thiện đạt HB <350 (180÷350)Có: σ o H lim = 2HB + 70 S H = 1,1

σ o F lim

= 1,8.HB S F = 1,75Chọn độ rắn:

Ta có NHE1= 17,94.107 > NHO1= 1,6.107 ⇒ KHL = 1

NHE2 = 17,89.107 > NHO2 = 1,39.107 ⇒ KHL2= 1

Theo công thức ( 6.1a ):  / Hl

[σH]2 =

530.11,1 = 481,8 ( MPa )

Vì là bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng

[σH]' = H2= 481,8(MPa)

Theo 6.8/trang 93: N FE = 60 c ( T / T max ) m F

n i t i

*m F:bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn

Với HB(180÷350)HB  mF = 6 (tra bảng 6.4/trang 95)

 N FE 2 = 60.1.

4633,18.24000.( 16 0,7 + 0,3.0,86) = 31.107  NFE2 = 31.107 > NFo = 4.106 số chu kì thay đổi ứng suất cở sở khi thử về uốn  KFL2 =1

Tương tự cho NFE1 = 6,17.107> NFo = 4.106

 [σ F 2]¿ =

414.1.11,75 = 236,57 ( MPa )Theo (6.13 và 6.14)/trang 95 , ứng suất quá tải cho phép

Với bánh răng thường hoá, thép tôi cải thiện

Đối với bánh răng thẳng

  =0: góc nghiêng của răng,

Z

IV Kiểm nghiệm răng theo độ bền tiếp xúc:

Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiện sau:

Công thức 6.33/trang 105 :

σ H=Z M Z H Z ε.√2 T1 K H .(u+1)

b w .u d

w2  H

Trong đó:

 Z M = 274 (MPa)1/3 hằng số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp, trị

số ZM được tính tra bảng 6.5/trang 96

 ZH= 2 cos / sin 2 wt hằng số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

2.cos 0

1, 67sin(2.23 )

Đối với bánh răng thẳng tra bảng 6.14/trang 107 KHα =1,13

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

Theo công thức 6.14/trang 107

1

w w1

T K  K 

 

*

w 0

- δH = 0,006 : Hằng số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp tra bảng6.15/trang 107.

- g0= 73 : Hằng số kể đến ảnh hưởng của các sai lệch các bước răng bánh 1 và 2tra bảng 6.16/107

1 1 w

m

Z u Z



.95,69.463

2,32( / ) 60000



2000,006.73.2,32 5,73

H

Z Z K K S

Do đ ó { Z r =1 ¿ { Z R =0,95 ¿¿¿¿

 H 481,8.0,95.1.1 457,71( MPa)

 Thoả điều kiện ứng suất

V.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng , ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không đểvượt quá 1 giá trị cho phép:

1

2

*Y ;Y :F1 F2 Hệ số dạng răng của bánh 1 và 2 vào số răng tương đương

Với:

1

3131

V

Z Z



răng

9999

V

Z Z

Theo công thức 6.4/trang 109

w w1 1

2 2.191619.1,08.1,37

F FV

V b d K



VI Kiểm nghiệm răng về quá tải:

Theo công th ức 6.48/trang 110

Theo công thức 6.49 Ứng suất cực đại ϭFmmax thoả

Với bánh dẫn: F1max F1 K qt  107,36.1 107,36(  MPa)

Vậy F1 max 107,36Fmax 464(MPa)

Và bánh bị dẫn: F2max F2 K qt  101,98.1 101,98(  MPa)

Vậy: F2 max 101,98Fmax360(MPa)

Kết luận: bộ truyền đạt yêu cầu về quá tải

VII Các thông số và kích thước bộ truyền răng cấp nhanh:

* Khoảng cách trục: a =200 mm

* modum m = 3 mm

* Bề rộng bánh răng: b = 63 mm

* Hệ số hiệu chỉnh: x1 = x2 = 0 mm

* Số răng: z1=31 răng ; z2=99 răng

Dựa vào bảng 6.11/trang 104, tính toán ta được:

B.2 THIẾT KẾ BÁNH RĂNG CẤP CHẬM- BÁNH TRỤ RĂNG V

Trong bộ truyền cấp chậm, có 2 bộ bánh răng làm việc hoàn toàn giống nhau, đặtsong song Do đó, ta tính thông số cho 1 bộ truyền bộ còn lại cũng giống như bộ thiết kế:

II Xác định ứng suất cho phép:

Theo bảng 6.2/trang 94 đối với thép 45 tôi cải thiện với HB ≤ 350

được tính theo 6.7/trang 93:

2 cos 2.180.cos35

26,93( 1) 3.(2,65 1)

aw Z

Z u Z

m Z

IV Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

Ứng suất tiếp xúc σH được tính theo 6.33/trang 105 , thỏa điều kiện:

2 2 2

2 .( 1)

 ZM = 274 bảng 6.5/trang 96

 ZH = tw

b2.cosβsin2.α

bảng 6.34/trang 105

2.cos(32, 2 )

1, 49sin 2.24, 46

1

z =ε

•

H w w1 Hυ

 Thoả điều kiện cho phép.

V Kiểm nghiệm vể độ bền uốn:

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không được vượtquá một giá trị cho phép

Z Z

V

Z Z

Kết luận: bộ truyền đạt độ bền về uốn trong giới hạn cho phép.

VI.Kiểm nghiệm răng về quá tải:

qt

T K

384,19 1 384,191260

Kết luận: Như vậy bộ truyền đạt yêu cầu về quá tải

VII Các thông số và kích thước bộ truyền:

+

1 1

3.27

98,78cos 0,82

Với các số liệu sau: Công suất trên trục giảm tốc.

- Chọn thép 45 tôi cải thiện b = 600 MPa

-Ứng suất uốn cho phép :   12 20MPa Chọn   12(MPa)

II.Xác định sơ bộ đường kính các trục:

Đường kính trục được xác định theo công thức (10.9):

d≥3√0,2T[τ](mm)

T: Momen xoắn Nmm

[ τ ] : Ứng suất xoắn cho phép MPa.

Các thông số ban đầu :

III.Xác định khoảng cách giữa các gối đở và điểm đặt lực :

Từ đường kính các trục,tra bảng 10.2/trang 189 ta được chiều rộng các ổ lăn b0theo bảng 10.2 :

+ Chọn k3 = 10 : khoảng cách từ mặt mút của chi tiết đến nắp ổ

+ Chọn hn = 15 : chiều cao nắp ổ và đầu bulong

 Xác định chiều của chi tiết quay tác dụng liên tục:

Bộ truyền bánh răng trụ và nghiêng :

2

0 3

Sơ đồ động và lực tác dụng trên hệ dẫn độn

Fr4 Fr6

Fr5 Fr3

Fr1

Ft1

Flx11 Fly11

Fly12 Flx12

Ft2

Fr2 Ft5

Fly22 Fly21

Flx21 Fa5 Flx22

Fd n

n

n

B C

A D

A B

B A

Fly31Fa4 Fa6 Fly32 Ft4 Ft6

x y z

x y z

x y z

l34

21 l

IV-Tính toán thông số và kiểm nghiệm độ bền trục I :

1.Xác định trị số và chiều của các lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục :

 

 

1 12

1 11

0.71, 25 133,5

1266,83( )267

0.38, 25 13,5 1562.338, 25 1700.133,5

1 11

t x

t x

-Đường kính trục tại tiết diện D :

Theo công thức 10.17/trang 194  

tdD 3

D

M

d =0,1× σ

Trong đó:   =50 (MPa) ứng với thép 45 có b 600MPa đường kính trục sơ

bộ d1 = 45 mm

3 56044,83

22,380,1.50

D

Chọn dD = 30 (mm)

Sơ đồ lực Trục I

Fr1

Ft1

Flx11 Fly11

Fly11 Flx11

Fd n

B C

A D x y z

-Đường kính trục tại tiết diện C :

2.Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi :

Kiểm nghiệm mỏi tại tiết diện có mặt cắt nguy hiểm – Tại C

* Đối với trục quay σm = 0

Theo công thức (10.22) : σa = σmaxC = MC/WC

Theo (10.15) M  C 316381,33 Nmm

* WC moment cản uốn tại C

Theo bảng (10.6) với trục có rãnh then :

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

+Theo bảng (10.11/trang 198),với kiểu lắp k6 và σb = 600 (MPa) có

2, 2

K



Thay vào công thức (10.25) : Kd 2, 2 1, 06 1 /1,5 1,51   

Thay các số liệu vừa tìm được vào công thức (10.20):

3, 441,51.50, 4 0,05.0

Theo công thức (10.21/trang 195):

1

s K

  

 (10.23/trang 196)

+WoC moment cản xoắn tại tiết diên C

64715

2,122.15222,59

+Theo bảng (10.7) :   0 hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trungbình đến độ bền mỏi

+ Kd

hệ số Theo công thức (10.26) : Kd K / K x 1 / K y

Theo bảng (10.11), với kiểu lắp k6 và σb = 600 (MPa) có

Như vậy, không cần phải kiểm tra về độ cứng của trục

3 Kiểm nghiệm trục về độ bền THEN :

Với đường kính trục là d1 là d1 = 45mm để lắp bánh răng

Theo bảng 9.1a chọn then có b = 14 ; h = 9; t1 = 5,5 ; t2 = 3,8

Chiều dài then

Kết luận: trục đạt yêu cầu

V-Tính toán thông số và kiểm nghiệm độ bền trục II :

1.Xác định trị số và chiều của các lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục :

2409( )

( ) 0.63,5 133,5 133,5 3259.(63,5 203,5) 1700.133,5

Fr5 Fr3

Ft2

Fr2

Fly22 Fly21

152971,5 89372,5

288789

288789 63,5 70 70 63,5

3.

Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi :

Ta thấy MtđB = MtđD = 579857,24 Nmm > MtđC = 444162,59 Nmm

=> Tại B và D nguy hiểm

Kiểm nghiệm mỏi tại tiết diện có mặt cắt nguy hiểm – Tại B.,D

Theo công thức (10.20/trang 195):

1

s K

* Đối với trục quay σm = 0

*Theo công thức (10.22/trang 196) : σa = σmaxD = MD/WD

Theo (10.15/trang 194) M D  M XD2 M yD2

* WC moment cản uốn tại D

Theo bảng (10.6/trang 209) với trục có rãnh then :

16

D D

D

D

b t d t d

W

D a D

Theo công thức (10.21/trang 195):

1

s K

B

B

b t d t d

3,55 1,5 2,5

S S S

Như vậy, không cần phải kiểm tra về độ cứng của trục

4 Kiểm tra độ bền của then:

Với điều kiện trục là d2 = 50mm để lắp bánh răng theo bảng 9.1a chọn then có :

b =14 mm; h=9 mm ; t1=5,5 mm;

t2=3,8 mm

Chiều dài then l2 0,8 0,9 l m2 (0,8 0,9).60 (48 54)   mm

Chọn l2 = 51 mm

Kết luận: chọn then tiêu chuẩn

VI-Tính toán thông số và kiểm nghiệm độ bền trục III:

1.Xác định trị số và chiều của các lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục :

(0, 2 0,3).19424,12 (3884,82 5827, 23)

3884,82( )

98,6345

757758,4 1130884,4

Với đường kimhs sơ bộ trục 3 : d3 = 85 mm.theo bảng 10.5/trang 195 chọn

2.Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi :

Kiểm nghiệm mỏi tại tiết diện có mặt cắt nguy hiểm – Tại C

MxC = 409088,5 (Nmm) ; MyC = 757758,4 (Nmm)

TC = 728404,5 (Nmm) ; dC = 70 (mm)

Hệ số an toàn phải thỏa điều kiện: s s s / s2 s2  s CT (10.19/trang 195)

Trong đó :

 s : hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp tại C

Theo công thức (10.20/trang 195):

1

s K

* Đối với trục quay σm = 0

*Theo công thức (10.22) : σa = σmaxC = MC/WC

Theo (10.15/trang 194) M C  M xC2 M yC2

* WC moment cản uốn tại C

Theo bảng (9.1a/trang 173), với dC = 70 mm, tra được then : b.h = 20x12 (mm) ; t1 = 7,5 (mm), t2 = 4,9 (mm)

* Kd hệ số, xác định theo công thức (10.25/trang 197) :Kd K / K x1 / K y

Với :+ Kx=1,06 (bảng 10.8/trang 197 )

s K

 s : hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng tiếp tại C:

Theo công thức (10.21/trang 195):

1

s K

  

 (10.23)+WoC moment cản xoắn tại tiết diên C:

Theo bảng (9.1a/trang 173), với dC = 55 mm, tra được then : b.h = 16x10 (mm) ;

C

b t d t d

+ Kd

hệ số Theo công thức (10.26/trang 197) : Kd K / K x1 / K y

Kx=1,06 (bảng 10.8 /trang 197)

Ky = 1,5 (bảng 10.9/trang 197) với δ b=600 ( MPa)Theo bảng 10.11/trang 198 với d=50÷100 chọn kiểu lắp K6

⇒ 2,05

K



 Nên

2,05 1, 06 1

1, 41,5

S K

Như vậy, không cần phải kiểm tra về độ cứng của trục

3 Kiểm nghiệm độ bền của then:

Ft1

Flx11 Fly11

Fly11 Flx11

Fd n

B C

A D x y z

267333,75

64715

Biểu đồ lực trục II

Fr5 Fr3

Ft2

Fr2

Fly22 Fly21

152971,5 89372,5

288789

288789 63,5 70 70 63,5

Biểu đồ lực trục III

757758,4 1130884,4

728404,5

1456809

B CHỌN Ổ LĂN I.Trục I

1 Chọn loại ổ

Phản lực tại các ổ lăn

Flx12 = Flx11 = 2002,5 N

Fly11 = 1128,3 N Fly12 = 1266,83 N

ổ lăn được đặt tại A và D

tải trọng lực hướng tâm tác dụng lên A và D

C0 = 27,2 kN- khả năng chịu tải trọng tĩnh.

C = 37,2 kN- khả năng chịu tải trọng động

b chọn ổ theo khả năng tải động

Khả năng tải động Cd được tính theo công thức (11.1/trang 213)

Cd = Q mLTrong đó:

• Q : tải trọng động qui ước

Đối với ổ bi: Q = X.V.Fr kt.kđ

Với :

+ X = 1 hệ số tải trọng hướng tâm

+ V = 1 hệ số kể đến vòng trong quay

+ Fr = 2369,57 N tải trọng hướng tâm

+ kt =1 hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt khi làm việc θ = 150oC

+ kđ = (1,3÷1,8) hệ số kể đến đặc tính tải trọng Tra bảng 113/trang 215

c Chọn ổ theo khả năng tải tĩnh:

Để đề phòng biến dạng dư, ổ bi cần thỏa điều kiện:

+ F r = 2369,57 N tải trọng hướng tâm.

+ k t =1 hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt khi làm việc θ = 150 o C.

+ k đ = (1,3÷1,8) hệ số kể đến đặc tính tải trọng Tra bảng 113/trang 215

0,9745 555,6 4,61 kN

Đường kính con lăn : 7,5 mm

Chiều dài con lăn : 7,5 mm

C 0 = 11,4 kN- khả năng chịu tải trọng tĩnh.

C = 17,3 kN- khả năng chịu tải trọng động.

Ta thấy: C d = 4,61 ≤ C = 17,3 kN

Vậy: Theo bảng P.28, chọn ổ đũa cỡ nhẹ 2206 là hợp lí.

c Chọn ổ theo khả năng tải tĩnh:

Để đề phòng biến dạng dư, ổ bi cần thỏa điều kiện:

ổ lăn được đặt tại A và E

tải trọng lực hướng tâm tác dụng lên A và E

C0 = 34 kN- khả năng chịu tải trọng tĩnh

C = 26,9 kN- khả năng chịu tải trọng động

b chọn ổ theo khả năng tải động

Khả năng tải động Cd được tính theo công thức (11.1)

Cd = Q mLĐối với ổ đũa trụ ngắn đỡ : Q = V.Fr kt.kđ

Với :

+ V = 1 hệ số kể đến vòng trong quay

+ Fr = 8238,57 N = 8,24 KN tải trọng hướng tâm

+ kt =1 hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt khi làm việc θ = 150oC

+ kđ = (1,3÷1,8) hệ số kể đến đặc tính tải trọng Tra bảng 113/trang 215

Chọn kđ = 1,6

 Q = 1x1x 8,24 x1,6 = 13,18 kN

• L : tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay

013,18 175, 2 23,55 kN

Ta thấy: Cd = 23,55 ≤ C = 34 kN

Vậy chọn ổ đũa trụ ngắn đỡ cỡ đặc biệt nhẹ 2113 là hợp lí

c Chọn ổ theo khả năng tải tĩnh:

Để đề phòng biến dạng dư, ổ bi cần thỏa điều kiện:

ổ lăn được đặt tại A và D

tải trọng lực hướng tâm tác dụng lên A và D

C0 = 48,6 kN- khả năng chịu tải trọng tĩnh.

C = 61,8 kN- khả năng chịu tải trọng động

b chọn ổ theo khả năng tải động

Khả năng tải động Cd được tính theo công thức (11.1)

Cd = Q mLTrong đó:

• Q : tải trọng động qui ước

Đối với ổ đũa trụ ngắn đỡ : Q = V.Fr kt.kđ

Với :

+ V = 1 hệ số kể đến vòng trong quay

+ Fr = 11749,57 N = 11,75 KN tải trọng hướng tâm

+ kt =1 hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt khi làm việc θ = 150oC

+ kđ = (1,3÷1,8) hệ số kể đến đặc tính tải trọng Tra bảng 113/trang 215

18,8 66 46,5 kN

Ta thấy: Cd = 46,5 ≤ C = 61,8 kN