ĐỒ ÁN NGUYÊN LÍ CHI TIẾT MÁY ĐỀ 4 FULL_SPKT

SỐ LIỆU ĐẦU VÀO1... n lv: số vòng quay của trục công tácTheo nguyên lý làm việc thì phải chọn động cơ có công suất lớn hơn công suất làmviệc Pđc > Pct... K : hệ số ảnh hưởng đến kích thư

MỤC LỤC

SỐ LIỆU ĐẦU VÀO 1

PHẦN I: TÍNH ĐỘNG HỌC 2

1.1 Chọn động cơ điện 2

1.2 Phân phối tỷ số truyền 4

1.2.1 Tỷ số truyền của hệ thống 4

1.2.2 Phân phối tỷ số truyền cho các bộ truyền 4

1.3 Các thông số trên các trục 4

1.4 Bảng thông số động học 5

PHẦN II: TÍNH TOÁN CÁC BỘ TRUYỀN 6

I THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH 6

1.1 Chọn loại xích 6

1.1.1 Chọn số răng đĩa xích 6

1.1.2 Xác định bước xích 6

1.1.3 Xác định khoảng cách trục và số mắt xích 7

1.1.4 Kiểm nghiệm số lần va đập của xích trong 1 giây 7

1.1.5 Tính kiểm nghiệm xích về độ bền 8

1.1.6 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc 8

1.1.7 Lực tác dụng lên trục 9

1.1.8 Lập bảng kết quả tính toán 9

II BỘ TRUYỀN HỘP GIẢM TỐC 10

2.1 Bộ truyền cấp nhanh - bộ truyền bánh răng trụ răng chữ V 10

2.1.1 Chọn vật liệu 10

2.1.2 Xác định ứng suất cho phép 10

2.1.3 Xác định các thông số cơ bản bộ truyền 13

2.1.4 Xác định các thông số ăn khớp 14

2.1.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc 15

2.1.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn 17

2.1.8 Các thông số và kích thước bộ truyền 19

2.2 Bộ truyền cấp chậm - bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng 21

2.2.1 Chọn vật liệu 21

2.2.2 Xác định ứng suất cho phép 21

2.2.3 Xác định các thông số cơ bản bộ truyền 24

2.2.4 Xác định các thông số ăn khớp 25

2.2.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc 26

2.2.7 Kiểm nghiệm răng về quá tải 29

2.2.8 Các thông số và kích thước bộ truyền 29

2.3 Bôi trơn và chạm trục 30

PHẦN III: TÍNH TOÁN TRỤC VÀ CHỌN Ổ LĂN 32

1 Chọn khớp nối 32

1.1 Chọn khớp nối 32

1.2 Kiểm nghiệm khớp nối 32

1.3 Lực tác dụng lên trục 33

1.4 Các thông số cơ bản của vòng đàn hồi 33

2 Tính sơ bộ trục 33

2.1 Chọn vật liệu chế tạo trục và tính toán sơ bộ đường kính trục 33

2.2 Xác định lực từ các chi tiết, bộ truyền tác dụng lên trục 34

2.2.1 Sơ đồ lực tác dụng 34

2.2.2 Tải trọng tác dụng lên trục 35

2.3 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực 35

3 Chọn đường kính các đoạn trục 36

3.1 Trục I 36

3.1.1 Tính phản lực 36

3.1.2 Xác định đường kính các đoạn trục 37

3.1.3 Chọn then cho trục I 39

3.1.4 Kiểm nghiệm then 40

3.1.5 Kiểm trục theo độ bền mỏi 41

3.1.6 Chọn và kiểm nghiệm ổ lăn cho trục I 43

3.2 Trục II 44

3.2.1 Tính phản lực 44

3.2.2 Xác định đường kính các đoạn trục 44

3.2.3 Chọn then cho trục II 47

3.2.4 Kiểm nghiệm then 47

3.2.5 Kiểm trục theo độ bền mỏi 48

3.2.6 Chọn và kiểm nghiệm ổ lăn cho trục II 50

3.3 Trục III 51

3.3.1 Tính phản lực 51

3.3.2 Xác định đường kính các đoạn trục 51

3.3.3 Chọn then cho trục III 53

3.3.4 Kiểm nghiệm then 54

3.3.5 Kiểm trục theo độ bền mỏi 55

3.3.6 Chọn và kiểm nghiệm ổ lăn cho trục III 57

3.4 Kiểm tra điều kiện liền trục cho bánh răng và trục 58

4 Tính toán thiết kế vỏ hộp 58

TÀI LIỆU THAM KHẢO 61

SỐ LIỆU ĐẦU VÀO

1 Cho sơ đồ hệ thống dẫn động như hình 01, và sơ đồ tải trọng như hình 02

Một năm làm việc 300 ngày, một ngày làm việc 2 ca, 1 ca 8 giờ

Sai số cho phép về tỉ số truyền Δu = (2÷3) % u = (2÷3) %

H02: Sơ đồ tải trọng

F v

Công thức trên trục động cơ điện được xác định theo công thức 2.8 [1, trang 19]

t ct

 0,96 hiệu suất bộ truyền xích

Tải trọng thay đổi công tương đương được tính theo công thức 2.13 và 2.14

n lv: số vòng quay của trục công tác

Theo nguyên lý làm việc thì phải chọn động cơ có công suất lớn hơn công suất làmviệc Pđc > Pct chọn nđb =1500 (vòng/phút)

Theo bảng phụ lục P1.3 chọn động cơ 4A112M4Y3

Có: công suất động cơ Pđc= 5,5 Kw

Vận tốc quay nđc= 1425 (vòng/phút)

Bảng thông số động cơ điện

Công suất cần thiêt của động cơ

Số vòng quay của trục động cơ (v/

1.2 Phân phối tỷ số truyền

dc nt

n n u

n n u

P

- Công suất trên trục 1: 1 2 2

Mômen xoắn trên các trục

- Mômen trên trục động cơ

1

9,55.10 9,55.10 4,16

27879,30( )1425

PHẦN II: TÍNH TOÁN CÁC BỘ TRUYỀN

Theo bảng 5.4 [1, trang 80] chọn số răng đĩa nhỏ (đĩa tải) z1 = 25

Số răng đĩa lớn (đĩa bị tải) z2 = u.z1 = 3.25 = 75 < zmax =120

1.1.2 Xác định bước xích

Công suất tính toán, theo công thức 5.5 [1, trang 83]

1 z

d

n t

P k k k P

z

k Z

   Hệ số vòng quay kn: 01

1

200

1, 6 125

n

n k n

Với n01 = 200 (tra bảng 5.5) [1, trang 81]

n1 = 125 số vòng quay của xích tải

+môi trường làm việc có bụi+bôi trơn nhỏ giọt

kbt=1,3 môi trường làm việc có bụi, chất lượng bôi trơn IIVậy k = 1.1,25.1.1,5.1,25.1,3=3,05

Hệ số phân bố không điều tải trọng cho các dãy xích

Thỏa mản điều kiện bền mòn Pt < [P] =11 (kw)

Sai lệch công suất

t t t

1.1.4 Kiểm nghiệm số lần va đập của xích trong 1 giây

Theo công thức 5.14 [1, trang 85]

(theo bảng 5.9)

1.1.5 Tính kiểm nghiệm xích về độ bền

Theo công thức 5.15 [1, trang 85]

0

[ ]

2871, 21( )1,32

Vậy bộ truyền xích đảm bảo điều kiện bền

1.1.6 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc

Theo công thức 5.18 [1, trang 87]

E = 2,1.105 (MPa) Mođun đàn hồi

kr = 0,42 Hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích (z1=25)

A = 306 (mm2) Diện tích chiếu mặt tựa bản lề A (bảng 5.12) [1, trang 87]

] = 500 MPa đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho đĩa xích dẫn

Tương tự với H2  H1 (do n2 < n1 nên Fvđ2 < Fvđ1)

II BỘ TRUYỀN HỘP GIẢM TỐC

2.1 Bộ truyền cấp nhanh - bộ truyền bánh răng trụ răng chữ V

Số liệu đầu vàoCông suất trên trục dẫn P1 = 4,16 kw

Số vòng quay trên trục dẫn n1 = 1425 vòng/phút

Tỷ số truyền của bộ truyền u1 = 3,7

Momen xoắn trên trục dẫn T1 = 13939,65 N.mm

2.1.1 Chọn vật liệu

+ Hộp giảm tốc công suất nhỏ, nên chọn vật liệu nhóm I, có độ rắn HB350

+ Dựa vào điều kiện làm việc không đòi hỏi đặc biệt, và theo quan điểm thống nhấthoá thiết ta chọn vật liệu bánh răng như sau:

S

K Z Z

0

K : Hệ số ảnh hưởng đến kích thước bánh răng

Trong bước thiết kế, sơ bộ lấy Z R.Z V.K XH  1 khi đó

 

H

HL HLIM H

S

K

.

0

N

N K

1

) (



Trong đó +m H : bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc

H

m = 6 khi độ rắn mặt răng HB350+N HO- số chu kì cơ sở khi tính về độ bền tiếp xúcTheo công thức 6.5 [1, trang 9] NHo = 30 HB2,4

Do đó: NHo1 = 30.1802,4 = 7,76.106 NHo2 = 30.1702,4 = 6,76.106

Vì bộ truyền làm việc có tải trọng thay đổi Nếu số chu kì thay đổi ứng suất tươngđương được tính theo 6.7 [1, trang 93]

NHE =60.c.Σ (Ti / Tmax)3.ni.ti

Với: *N HE: Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương

* c =1 số lần ăn khớp trong 1 lần quay

HE HE

N N

u

Ta có NHE1 > NHO1nên thay NHE1 = NHO1

NHE2> NHO2 nên thay NHE2= NHO2

KHL= 1 và KHL2= 1

Ứng suất tiếp xúc sơ bộ Được xác định :

Theo công thức (6.1a) [1, trang 93]   HL

S

K

K : hệ số ảnh hưởng đến kích thước bánh răng

Trong bước thiết kế, sơ bộ lấy Y R.Y S.K XF  1 khi đó

 

F

FL FL FLIM O F

-m F: bậc của đường cong mỏi khi tính về uốn,m F= 6 khi HB 350

-N FO: Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi tính độ bền uốn, N FO 4.106 đối với tất cả các loại thép

N -số chu kì thay đổi ứng xuất tương đương

Khi bộ truyền chịu tải trọng thay đổi

Theo công thức 6.8 [1, trang 93]: NFE = 60 c  (T i / Tmax)mF.ni.ti

N N

u

Số chu kì thay đổi ứng suất cở sở khi thử về uốn

NFE1 > NFO1 và NFE2 > NFO1

* ứng suất tiếp xúc cho phép : H= 381,8 MPa

Góc nghiêng bánh răng 34, 4



2.1.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

- Theo công thức 6.33 [1, trang 105]:

Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc

Zm- Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp

- Theo bảng 6.5 [1, trang 96] : Zm = 274 MPa 1/3

- Theo công thức 6.35 [1, trang 105] : tgb = cost.tg

 -góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở

Do đó theo công thức 6.34 [1, trang 105]:

- Theo công thức (6.40) [1, trang 106] vận tốc vòng:

- Theo bảng 6.13 [1, trang 106] với v = 3,8 m/s ta dùng cấp chính xác 9

- Theo bảng 6.14 [1, trang 107] với cấp chính xác 9 và v < 5 m/s chọn k H 1,16

b d K

[ H] [   H] Z Z KV R XH  381,8.0,97.0,95.1 351,83(  MPa )

Như vậy H [H] thỏa mản độ bền ứng suất tiếp xúc

2.1.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

- Theo công thức (6.43) [1, trang 108]

F F

v b d K

- Số răng tương đương:

 độ bền uốn đạt yêu cầu

2.1.7 Kiểm nghiệm răng về quá tải

- Theo công thức (6.48) [1, trang 110]

2.1.8 Các thông số và kích thước bộ truyền

- Theo công thức trong bảng 6.11 [1, trang 104], ta được:

547,06( ) 50,96

t w

2.2 Bộ truyền cấp chậm - bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng

Số liệu đầu vàoCông suất trên trục dẫn P1 = 3,95 kw

Số vòng quay trên trục dẫn n1 = 385 vòng/phút

Tỷ số truyền của bộ truyền u = 3,08

Momen xoắn trên trục dẫn T1 = 97980,52 N.mm

2.2.1 Chọn vật liệu

+ Hộp giảm tốc công suất nhỏ, nên chọn vật liệu nhóm I, có độ rắn HB350

+ Dựa vào điều kiện làm việc không đòi hỏi đặc biệt, và theo quan điểm thống nhấthoá thiết ta chọn vật liệu bánh răng như sau:

S

K Z Z

0

K : Hệ số ảnh hưởng đến kích thước bánh răng

Trong bước thiết kế, sơ bộ lấy Z R.Z V.K XH  1 khi đó

 

H

HL HLIM

Theo bảng 6.2 [1, trang 94] đối với thép C45 tôi cải thiện đạt HB 350 (180÷350)Có: o Hlim = 2HB + 70 SH = 1,1

N

N K

1

) (



Trong đó +m H : bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc

H

m = 6 khi độ rắn mặt răng HB350+N HO- số chu kì cơ sở khi tính về độ bền tiếp xúcTheo công thức 6.5 [1, trang 93]

Với: *N HE: Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương

* c =1 số lần ăn khớp trong 1 lần quay

N N

u

Ta có NHE1 > NHO1nên thay NHE1 = NHO1

NHE2> NHO2 nên thay NHE2= NHO2

KHL= 1 và KHL2= 1

Ứng suất tiếp xúc sơ bộ Được xác định :

Theo công thức (6.1a) [1, trang 93]   HL

SH: Là hệ số an toàn khi tiếp xúc và cuốn, tra bảng 6.2 [1, trang 94] → SH =1,1 với

S

K

K : hệ số ảnh hưởng đến kích thước bánh răng

Trong bước thiết kế, sơ bộ lấy Y R.Y S.K XF  1 khi đó

N

N K

-m F: bậc của đường cong mỏi khi tính về uốn,m F= 6 khi HB 350

-N FO: Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi tính độ bền uốn, N FO 4.106 đối với tất cả các loại thép.

6 02

01  F  4 10

EF

N -số chu kì thay đổi ứng xuất tương đương

Khi bộ truyền chịu tải trọng thay đổi

Theo công thức 6.8 [1, trang 93]: NFE = 60 c  (T i / Tmax)mF ni.ti

N N

u

Số chu kì thay đổi ứng suất cở sở khi thử về uốn

NFE1 > NFO1 và NFE2 > NFO1

* ứng suất tiếp xúc cho phép : H= 509,09 MPa

Theo bảng 6.10a ta được k  x 0,16

2.2.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Theo công thức 6.33 [1 , trang 105]:

Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc

Zm- Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp

- Theo bảng 6.5 [1, trang 96] : Zm = 274 MPa 1/3

- Theo công thức 6.34 [1, trang 105] :

- Theo bảng 6.13 [1, trang 106] với v = 1,38 m/s ta dùng cấp chính xác 9

- Theo bảng 6.14 [1, trang 107] với cấp chính xác 9 và v < 2,5 m/s chọn k H 1,13

b d K

2.2.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

F F

v b d K

Y : hệ số kể đến độ nghiêng của răng

- Theo bảng 6.18 [1, trang 109] ta được:

 Độ bền uốn đạt yêu cầu

2.2.7 Kiểm nghiệm răng về quá tải

- Theo công thức (6.48) [1, trang 110]

Hmax H. K qt  428,88MPa [H] max  1260MPa

F1max  F1 K qt  82,66MPa [ F1 max ]  464MPa

F2max  F2 K qt  85,33MPa [ F2 max ]  360MPa

2.2.8 Các thông số và kích thước bộ truyền

- Theo công thức trong bảng 6.11 [1, trang 104] ta được

Theo chương 13- Cơ sở thiết kế máy - Nguyễn Hữu Lộc

 Điều kiện bôi trơn đối với hộp giảm tốc bánh răng trụ ha cấp

+ Mức dầu thấp nhất ngập (0,752) chiều cao răng h2 của bánh răng 2 (nhưng ítnhất 10mm)

+ Khoảng cách giữa mức dầu thấp nhất và cao nhất hmax hmin 10 15 mm

+ Mức dẫn dầu cao nhất không được vượt quá 1/3 bán kính bánh lớn phần cấp chậm

Tổng hợp 3 điều kiện trên ta có

2 2 2

 Kiểm tra điều kiện chạm trục

PHẦN III: TÍNH TOÁN TRỤC VÀ CHỌN Ổ LĂN

1 Chọn khớp nối

Thông số đầu vào:

Momen cần truyền T = Tđc = 28147,37 (N.mm)

1.1 Chọn khớp nối

- Chọn nối trục đàn hồi để nối trục

- Chọn theo điều kiện :

Tt = k.T : là momen xoắn tính toán với:

k: là hệ số chế độ làm việc, phụ thuộc vào loại máy, tra bảng 16.1 [2, trang 58]

l1 = 34 (mm); l2 = 15 (mm); l3 = 28; dc = 14 (mm)

1.2 Kiểm nghiệm khớp nối

- Kiểm nghiệm độ bền dập theo công thức [2, trang 69]

2 .

[ ]

[ ]d : ứng suất dập cho phép của vòng cao su Ta lấy [ ]d = (2 - 4) MPa

Do vậy, ứng suất dập sinh ra trên vòng đàn hồi:

Do vậy ứng suất sinh ra trên chốt:

0

0

151,5.28147,37.(34 )

1.4 Các thông số cơ bản của vòng đàn hồi

Momen xoắn lớn nhất có thể truyền được cp

Chiều dài đoạn công xôn của chốt l1 34 (mm)

2 Tính sơ bộ trục

2.1 Chọn vật liệu chế tạo trục và tính toán sơ bộ đường kính trục

Tra bảng 6.1 [1, trang 92] chọn thép 45 tôi cải thiện với:

2.2 Xác định lực từ các chi tiết, bộ truyền tác dụng lên trục

2.2.1 Sơ đồ lực tác dụng

2.2.2 Tải trọng tác dụng lên trục

- Lực tác dụng từ bộ truyền xích : Fx = 3301,89 (N)

- Lực tác dụng từ khớp nối : Fkn = 107,23 (N)

- Lực tác dụng từ các bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc:

+ Bánh răng trụ răng chữ V Từ phần tính bộ truyền cấp nhanh:

Ft13 = Ft14 = Ft22 = Ft24 = 547,06 (N)

Fr13 = Fr14 = Fr22 = Fr24 = 292,46 (N)

Fa13 = Fa14 = Fa22 = Fa24 = 374,58 (N)

+ Bánh răng trụ răng thẳng => Từ phần tính bộ truyền cấp chậm:

Ft23= Ft32= 2862,42 (N)

Fr23= Fr32 = 1104,52 (N)

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

- Xác định chiều rộng sơ bộ các ổ lăn theo bảng 10.2 [1, trang 189]:

+ Trục 1: d1 = 25 (mm) bo1 = 17 (mm)

+ Trục 2: d2 = 30 (mm) bo2 = 19 (mm)

+ Trục 3: d3 = 40 (mm) bo3 = 23 (mm)

- Ta xác định chiều dài mayơ bánh răng và đĩa xích:

theo công thức10.10, [1, trang 189] lm = (1,2 1,5)d

Chiều dài mayơ của bánh răng trụ răng trụ răng chữ V:

+ Trên trục I: lm13 = lm14 = (1,2 1,5)d1 = 30 37,5 Chọn lm13 = lm14 = 37 (mm)+ Trên trục II : lm22 = lm24 = (1,2 1,5)d2 = 36 45 Chọn lm22 = lm24 = 37 (mm)

Chiều dài mayơ của bánh răng trụ răng thẳng:

+ trên trục II: lm23 = (1,2 1,5)d2 = 36 45 < bw = 70 Chọn lm23 = bw = 70 (mm)+ Trên trục III: lm32 = (1,2 1,5)d3 = 48 60 < bw = 70 Chọn lm32 = bw = 70 (mm)

Chiều dài mayơ nửa khớp nối:

lm12 = (1,4 2,5)d1 = 35 62,5 Chọn lm12 = 50 (mm)

Chiều dài mayơ đĩa xích:

lm33 = (1,2 1,5)d3 = 48 60 Chọn lm33 = 55 (mm)

- Trị số các khoảng cách khác: theo bảng 10.3, [1, trang 189]

+ Khoảng cách từ các mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay k1 = 10 (mm)

+ Khoảng cách từ mặt mút của ổ đến thành trong của hộp k2 = 10 (mm)

+ Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ k3 = 15 (mm)

+ Chiều cao nắp ổ và đầu bu lông: hn = 18 (mm)

- Chiều dài các đoạn trục : ( khoảng cách từ gối đỡ 0 đến các chi tiết quay)

* Tại C: vị trí nối trục đàn hồi

Theo công thức (10.15) và (10.16) [1, trang 194]

với [ ]=63MPa  ứng với thép 45 cób  600MPa

* Tại A: theo công thức (10.15) và (10.16) [1, trang 194]

3.1.4 Kiểm nghiệm then

- Với các tiết diện cùng mối ghép then ta tiến hành kiểm nghiệm mối ghép về độ bền dập d và độ bền cắt c

- Kiểm nghiệm độ bền dập theo công thức (9.1) [1, trang 173]

T = 27879,3 (N.mm): momen xoắn trên trục

- Then cho nối trụcvới đường kính d = 18 (mm)

Do đó thỏa mãn điều kiện bền dập

- Then cho bánh răng với đường kính trục d = 26 (mm)

Chỉ kiểm nghiệm tại vị trí D (vị trí có momen xoắn lớn hơn)

- Kiểm nghiệm độ bền cắt theo công thức (9.2) [1, trang 173]: C 2 . [ ]C

t

T

d l b

Trong đó [ ] C ứng suất cho phép: 40 60 (MPa) tải trọng va đập nhẹ

Đối với nối trục tại vị trí có d = 18 (mm) 2.27879,3 8,94 [ ]

Vậy cả 2 bánh đều thỏa mãn điều kiện bền cắt

3.1.5 Kiểm trục theo độ bền mỏi

- Kiểm nghiệm mỏi tại tiết diện có mặt cắt nguy hiểm (tại D)

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

Theo công thức 10.20 và 10.21 [1, trang 195]

s và s : hệ số an toàn chỉ xét riêng với ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét

riêng với ứng suất tiếp tại tiết diện D

1

 và1: giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng

- Với thép cacbon C45 có b  750MPa

Đối với trục quay ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ, do đó  m 0

Theo công thức (10.22) [1, trang 196] wD

a D

d