thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí

Đồ Án Nguyên Lý – Chi Tiết Máy THỊNH GVHD: VĂN HỮU Đồ án Nguyên lý chi tiết máy SVTH: ĐÀO MINH HOÀI Trang Đồ Án Nguyên Lý – Chi Tiết Máy THỊNH GVHD: VĂN HỮU MỤC LỤC Đầu đề PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN I Chọn động .6 II Phân phối tỷ số truyền PHẦN II: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH I Chọn loại xích II Xác định thông số xích truyền .7 III Kiểm nghiệm xích độ bền IV Đường kính đĩa xích V Xác định lực tác dụng lên trục .10 PHẦN III: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG 10 I.Chọn vật liệu 10 II Xác định ứng suất cho phép 10 III Tính toán truyền cấp nhanh 12 IV Tính toán truyền cấp chậm 16 PHẦN IV: THIẾT KẾ TRỤC 20 I.Chọn vật liệu 20 II Xác định sơ đường kính trục 20 III Xác định khoảng cách gối đỡ điểm đặt lực 20 IV Xác định trị số chiều lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục .21 V Tính momen tổng momen tương đương 31 PHẦN V: TÍNH TOÁN THEN VÀ Ổ LĂN .35 I Then 35 II Ổ lăn 36 III Chọn dung sai lắp ghép ổ lăn 39 PHẦN VI: TÍNH TOÁN VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT KHÁC 39 I.Vỏ hộp 39 II Khớp nối .41 III.Phương pháp bôi trơn 41 SVTH: ĐÀO MINH HOÀI Trang Đồ Án Nguyên Lý – Chi Tiết Máy THỊNH Trường ĐHSPKT TP.HCM Khoa XD & CHUD Bộ môn: Thiết kế công nghiệp GVHD: VĂN HỮU ĐẦU ĐỀ THIẾT KẾ ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ (Đề số: 03 - Phương án: ) A ĐẦU ĐỀ Sơ đồ động: T T 0.8T 0.7tck 0.3tck Gồm: Động điện SVTH: ĐÀO MINH HOÀI Trang Đồ Án Nguyên Lý – Chi Tiết Máy THỊNH GVHD: VĂN HỮU Nối trục Hộp giảm tốc Bộ truyền xích Thúng tròn Số liệu ban đầu: a Công suất truyền trục công tác (P): 5,0 (kW) b Số vóng quay trục công tác (n): 90 (vòng/phút) c Số năm làm việc (a): (năm) Đặc diểm tải trọng: Tải trọng va đập nhẹ, quay chiều Ghi chú: Năm làm việc (y) 300 ngày, ngày làm việc ca, ca Sai số cho phép tỉ truyền i = 3% B KHỐI LƯỢNG CỤ THỂ: Một thuyết minh tính toán Một vẽ lắp hộp giảm tốc (Khổ A0) SVTH : GVHD : Ngày bảo vệ : Ngày giao đề : SVTH: ĐÀO MINH HOÀI ĐÀO MINH HOÀI VĂN HỮU THỊNH / / 2011 / / 2011 Trang Đồ Án Nguyên Lý – Chi Tiết Máy THỊNH GVHD: VĂN HỮU PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN I.Chọn động điện: - Ta có công suất truyền tính toán trục máy công tác: Pt = 3,4 (kW) - Công suất cần thiết trục động điện: Pct = Pt η Với η = η nt η xη olηbr : hiệu suất truyền động - Qua số liệu tra bảng 2.13ta được: η nt = Hiệu suất khớp nối : Hiệu suất cặp ổ lăn : η ol = 0,995 Hiệu suất cặp bánh : η br =0.97 Hiệu suất truyền xích : η x = 0.97 => η =1.0,97.0,995 0,97 = 0.89 => Pct = Pt = = 5,62 (kW) η 0,89 - Ta cần chọn động có Pđm Pct = (kW) - Dựa vào bảng P1.2 ta chọn động DK 51 - có: Pđm = (kW) nđc = 1440 (vòng/phút) II Phân phối tỷ số truyền: a Tỷ số truyền: U = Trong đó: nđc : vận tốc quay đông n : số vòng quay trục công tác => U = = 16 SVTH: ĐÀO MINH HOÀI Trang Đồ Án Nguyên Lý – Chi Tiết Máy THỊNH - Mặt khác ta có: GVHD: VĂN HỮU U = Un.Uc.Ux = Uh.Ux => Uh = Với Ux : tỉ số truyền truyền xích Chọn ux = 2.5 => U h = U 16 = = 6,4 U x 2,5 Mà Uh = Un.Uc ( với Un = 1,2Uc) => Uh =1,2 U c = 8,28 => Uc = 2,22 => Un = 1,3 Uc = 1,3.2,22 = 2,88 - Kiễm tra: Un.Uc.Ux = 2,88.2,22.2,5=15,98 |Un.Uc.Ux – U| = |15,98-16| = 0,02 - Ta chấp nhận tỉ số truyền: Un = 2,88 Uc = 2,22 b Công suất trục: - Ta có: Pct = (kW) Trục I : PI = Pct η NT η ol = 5,62.1.0,995 = 5,59(kW ) Trục II : PII = P1 η br η ol = 5,59.0,97.0,995 = 5,4(kW ) Trục III : PIII = P2 η br η ol = 5,4.0,995.0,97 = 5,21(kW ) Trục VI : PIV = P3 η x η ol = 5,21.0,97.0,995 = 5,03(kW ) c Vòng quay trục: - Ta có: nđc = 1440 (vòng/phút) Trục I : nI = = = 1440 (vòng/phút) Trục II : nII = = 1440/2,88 = 500 (vòng/phút) Trục III: nIII = = 500/2,22 = 225,23 (vòng/phút) Trục IV: nIV = = 225,23/2,5 = 90,1 (vòng/phút) Bảng số liệu: Thông số U Động Unt = n(vòng/phút) 1440 P(kW) 5,62 T (N.mm) 37073 SVTH: ĐÀO MINH HOÀI I II III IV Un = 2,88 Uc = 2,22 Ux = 2,5 1440 500 225,23 90,1 5,59 5,4 5,21 5,03 37073 103140 220909 533147 Trang Đồ Án Nguyên Lý – Chi Tiết Máy THỊNH Với momen xoắn: T(N.mm) = GVHD: VĂN HỮU PHẦN II: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH I Chọn loại xích: Vì tải trọng xích va đập nhẹ vận tốc thấp nên ta chọn xích lăn,dễ chế tạo,độ bền mòn cao II Xác định thông số xích truyền: - Theo bảng 5.4, với ux = 2,5 ta chọn số đĩa xích nhỏ z1 = 27> 19 =>Số đĩa xích lớn: z2 = ux.z1 = 3.27 = 67< zmax = 120 - Theo công thức 5.3 ta có công thức tính toán: Pt = P3.k.kz.kn Trong đó: + kz = 25/z1 = 25/27= 0,93 : hệ số bánh Chọn n01 = 200 (vg/ph) => kn = n01/n3 = 200/225,23= 0,89 : hệ số số vòng quay + Theo công thức 5.4 bảng 5.6 ta có: K = k0.ka.kđc.kbt.kđ.kc Trong đó: K0 = : hệ số kể đến ảnh hưởng vị trí truyền (đường tâm đĩa xích so với phương ngang k = 1.1.1.1,3.1,3.1,25 = 2,1125 + P3 = 5,21 (kW) : công suất truyền xích Như vậy: Pt = 5,21.2,1125.0,93.0,89 = 9,11 (kW) Theo bảng 5.5 với n01 = 200 vg/ph, chọn truyền xích dãy có bước xích p = 25,4 thỏa mãn điều kiện mòn: Pt < [P] = 11 (kW) : công suất cho phép, đồng thời theo bảng 5.8, p < pmax - Khoảng cách trục: a = 40.p = 40.25,4 = 1016 (mm) Theo công thức 5.12 ta có số mắt xích: 2a z1 + z ( z − z1 ) p x= + + p 4π a SVTH: ĐÀO MINH HOÀI Trang Đồ Án Nguyên Lý – Chi Tiết Máy THỊNH GVHD: VĂN HỮU 2.1016 (27 + 67) (67 − 27) 25,4 + + = 128 25,4 4.3,142.1016 - Lấy số mắt xích chẵn: xc = 128, tính lại khoảng cách trục theo công thức (5.13): x= a* = 0,25 p{ X c − 0,5( Z + Z1 ) + [ X c − 0,5( Z + Z1 )]2 − 2[( Z + Z1 ) / π ]2 } a* = 0,25.25,4.{128 − 0,5(67 + 27) + [128 − 0,5(67 + 27)]2 − 2[(67 + 27 / 3,14)]2 } a* = 1017(mm) Để xích không chịu lực căng lớn, ta giảm a lượng bằng: ∆a = 0,003.a* = 0,003.1017 3(mm) a = 1017 – = 1014 (mm) - Số lần va đập xích: Theo công thức (5.14) i = z1.n3/(15.xc) =27.225,23/(15.128) = 3,17 < [i] = 30 ( bảng 5.9) III Kiểm nghiệm xích độ bền: - Theo công thức (5.15): s= Q k đ Ft + F0 + Fv -Theo bảng 5.2, tải trọng phá hỏng Q = 56700 (N), khối lượng mét xích q = 2,6 kg Kđ = 1,7 : hệ số tải trọng động (chế độ làm việc nặng) v= z1 p.n3 27.25,4.225,23 = = 2,57(m / s ) 60000 60000 1000.P3 1000.5,21 = = 2027( N ) : lực vòng trục v 2,57 Fv = q.v2 = 2,6.2,572 = 17,17 (N) : lực căng lực li tâm sinh F0 = 9,81.kf.q.a :lực căng nhánh xích bị động sinh Với kf = :hệ số phụ thuốc độ vòng f xích va vị trí truyền(bộ truyền nghiêng góc < 400) => F0 = 9,81.1.2,6.1,014 = 25,86 (N) ⇒ Ft = - Do đó: s= 56700 = 16,25 1,7.2027 + 25,86 + 17,17 - Theo bảng 5.10 với n = 200 vg/ph, [s] = 8,2 s > [s] : truyền xích đảm bảo đủ bền IV Đường kính đĩa xích: - Theo công thức 5.17 bảng 13.4 : d1 = p 25,4 = = 218,79(mm) π 180 sin( ) sin( ) z1 27 SVTH: ĐÀO MINH HOÀI Trang Đồ Án Nguyên Lý – Chi Tiết Máy THỊNH d2 = GVHD: VĂN HỮU p 25,4 = = 541,9(mm) π 180 sin( ) sin( ) z2 67 da1 = p[0.5 + cotg( Z1)] = 25,4[0,5 + cotg(180/27) = 230 (mm) da2 = p[0.5 + cotg( Z2)] = 25,4[0,5 + cotg(180/67) =554 (mm) df1 = d1 – 2r = 218,79 – 2.0,83 = 217,13 (mm) df2 = d2 – 2r = 541,9- 2.0,83 = 540,24 (mm) Với r = 0,5025.d1 + 0,05 = 0,5025.15,88 + 0,05 = 8,03 với dl = 15,88 (mm) (xem bảng 5.2) Các kích thước lại tính theo bảng 13.4 -Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc đĩa xích: theo công thức (5.18) ta có: σ H = 0,47 k r ( Ft k đ + Fvđ ) E / A.k d ≤ [σ H ] Trong đó: Kr : Hệ số xét đến ảnh hưởng số đĩa xích + Kr1 = 0,42 ứng với Z1 = 27 + Kr2 = 0,22 ứng với Z2 = 67 Ft = 2027 (N) : lực vòng trục Kd = : hệ số phân bố không tải trọng cho dãy Kđ = 1,2 : hệ số tải động Fvđ = 13.10-7 n3.p3.m : lực va đập m dãy xích Fvđ = 13.10-7.225,23.25,4 3.1 = 4,798 (N) E = 2,1.105 Mpa : Môđun đàn hồi A = 180 (mm2) : diện tích chiếu lề (tra theo bảng 5.12) - Ứng suất tiếp xúc đĩa xích 0,42.(2027.1,2 + 4,798).2,1.10 = 513,62 (Mpa) σ H = 0.47 180.1 - Ứng suất tiếp xúc đĩa xích 0,22.(2027.1,2 + 4,798).2,1.10 = 371,73 ( Mpa) σ H = 0.47 180.1 -Như dùng thép 45 cải thiện đạt độ rắn HB = 210 đạt ứng suất cho phép [ σ H ] = 600 MPa, đảm bảo độ bền tiếp xúc cho đĩa 1.Tương ứng, σ H ≤ [ σ H ] (với vật liệu va nhiệt luyện) V Xác định lực tác dụng lên trục: Theo (5.20), Fr = kx Ft = 1,15.2027 = 2331,05 (N) Với kx = 1,15 :hệ số kể đến trọng lượng tính xích (do truyền nghiêng góc < 400) SVTH: ĐÀO MINH HOÀI Trang Đồ Án Nguyên Lý – Chi Tiết Máy THỊNH GVHD: VĂN HỮU PHẦN III: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRONG HỘP GIẢM TỐC I Chọn vật liệu xác định ứng suất cho phép: -Chọn vật liệu cấp bánh sau: Cụ thể theo bảng 6.1 chọn: Bánh nhỏ: Thép 45 cải thiện đạt độ rắn HB = 241 ÷ 285, có σ b1 = 850 MPa, σ ch1 = 580 MPa Bánh lớn: Thép 45 cải thiện đạt độ rắn HB = 192 ÷ 240 , có σ b = 750 MPa, σ ch = 450 MPa II Xác định ứng suất cho phép: - Theo bảng 6.2 thép C45 cải thiện đạt độ rắn HB = 180 ÷ 350 σ H lim1 = HB + 70 : ứng suất tiếp cho phép σ F lim = 1,8 HB : ứng suất uốn cho phép S H = 1,1 : hệ số an toàn tính tiếp xúc S F = 1,75 : hệ số an toàn tính uốn - Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1 = 245, độ rắn bánh lớn HB2 = 230 σ H lim1 = HB1 + 70 = 2.245 + 70 = 560 (MPa) σ F lim1 = 1,8.245 = 441 (MPa) σ H lim = HB2 + 70 = 2.230 + 70 = 530 (MPa) σ F lim = 1,8.230 = 414 (MPa) 2, - Theo công thức (6.5) N HO = 30.H HB , N HO1 = 30.2452, = 1,6.10 NHO2 = 30.2302,4 = 1,39.107 Với N HO : Số chu kì thay đổi ứng suất sở thử tiếp xúc - Theo công thức ( 6.7) ta có : + NHE = 60c ∑ ( Ti / Tmax)3 niti : Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương + Trong đó: Ti , ni , ti : momen xoắn, số vòng quay, tổng số làm việc chế độ i bánh xét + NHE2 = 60c.n2/u2 ∑ ti ∑ (Ti /Tmax)3 ti / ∑ ti SVTH: ĐÀO MINH HOÀI Trang 10 Đồ Án Nguyên Lý – Chi Tiết Máy THỊNH GVHD: VĂN HỮU Trục III: - Sơ đồ lực không gian trục III: Fr2 Fr3 Fa2 Fy30 Ft2 Fx30 Fa3 Ft3 Fy31 Fx31 X Fy34 Z Y - Lực từ đĩa xích tác dụng lên trục: y34 F r = F = 2331(N) - Lực từ bánh bị dẫn 2,3 tác dụng lên trục: t3 + Lực vòng: t2 x32 F =F =F r3 r2 =F y32 + Lực hướng tâm: F = F = F a2 + Lực dọc trục: x33 a3 = 1730 (N) y33 =F z32 F =F =F 32 = 972 (N) z33 =F 33 = 1275 (N) z32 W32 + Mômen bánh răng: M = M = F d W2 m W2 Trong đó: d = U d 32 /2 = 2,22.59,63 = 132 (mm) 33 => M = M = 1275.132/2 = 84150(N.mm) SVTH: ĐÀO MINH HOÀI Trang 29 Đồ Án Nguyên Lý – Chi Tiết Máy THỊNH GVHD: VĂN HỮU - Trong mặt phẳng Oyz: - Phản lực gối tựa: Xét phương trình mômen O: ∑M O ( Fy ) = ⇔ − Fy 32 l32 − M 32 − Fy 33 l33 + M 33 + Fy 31 l31 − Fy 34 l34 = Fy 32 l32 + Fy 33 l33 + Fy 34 l34 972.49,5 + 972.154,5 + 2331.265,5 = 4006( N ) l31 204 Phương trình tổng lực theo phương Y: ∑ Fy = ⇔ Fy 30 − Fy 32 − Fy 33 + Fy 31 − Fy 34 = ⇒ Fy 31 = = ⇒ Fy 30 = Fy 32 + Fy 33 − Fy 31 + Fy 34 = 972 + 972 − 4006 + 2331 = 269 Trong mặt phẳng Oxz: - Phản lực gối tựa: Xét phương trình mômen O: ∑M O ( Fx ) = ⇔ − Fx 32 l32 − Fx 33 l33 + Fx 31.l31 = Fx 32 l32 + Fx 33 l33 1730.49,5 + 1730.154,5 = = 1730( N ) l31 204 Phương trình tổng lực theo phương X: ⇒ Fx 31 = ∑F x = ⇔ Fx 30 − Fx 32 − Fx 33 + Fx 31 = ⇒ Fx 30 = 2.Fx 32 − Fx 31 = 2.1730 − 1730 = 1730( N ) BIỂU ĐỒ MÔMEN TRỤC III: SVTH: ĐÀO MINH HOÀI Trang 30 Đồ Án Nguyên Lý – Chi Tiết Máy THỊNH SVTH: ĐÀO MINH HOÀI GVHD: VĂN HỮU Trang 31 Đồ Án Nguyên Lý – Chi Tiết Máy THỊNH Fx32 GVHD: VĂN HỮU Fz33 z32 Fy32 Fy30 Fx30 Fx33 Fy33 Fy31 Fx31 Fy34 Z X Y 2331 269 703 Qy 1675 144649 60499 70834 143412 Mx 13315 1730 Qx 1730 My 85635 220909 T SVTH: ĐÀO MINH HOÀI Trang 32 Đồ Án Nguyên Lý – Chi Tiết Máy THỊNH GVHD: VĂN HỮU V Tính momen uốn tổng momen tương đương tiết diện chiều dài trục: Momen uốn tổng tiết diện j: M j = M xj2 + M yj2 (N.mm) + Trục I: M12 = M11 = M10 = 17550 (N.mm) M13 = 80158 (N.mm) + Trục II: M20 = M21 = M22 = M24 =139758 (N.mm) M23 = 165081 (N.mm) + Trục III: M30 = M34 = M32 = 111135 (N.mm) M33 = 87996 (N.mm) M31 = 168098 (N.mm) Momen tương đương tiết diện j: M tđ = M 2j + 0,75.T j2 (N.mm) + Trục I: Mtđ12 = 32106 (N.mm) Mtđ10 = 36590 (N.mm) Mtđ13 = 86349 (N.mm) Mtđ11 = + Trục II: tđ20 tđ21 M =M =0 M tđ22 tđ24 =M = 146720 (N.mm) tđ23 M = 187697 (N.mm) + Trục III: Mtđ30 = Mtđ32 = 146633 (N.mm) Mtđ33 = 210580 (N.mm) Mtđ31 = 254671 (Nmm) Mtđ34 = 191313 (Nmm) Đường kính trục tiết diện j: d j = + Trục I: + Trục II: M tdj 0,1[σ ] (mm) d12 = 17,2 (mm) d10 = 17,98 (mm) d13 = 23,93 (mm) 22 24 d = d = 28,56 (mm) SVTH: ĐÀO MINH HOÀI Trang 33 Đồ Án Nguyên Lý – Chi Tiết Máy THỊNH GVHD: VĂN HỮU 23 d = 31 (mm) + Trục III: d32 = 28,55 (mm) d31 = 34,32 (mm) d33 = 32,21 (mm) d34 = 31,2 (mm) => Chọn đường kính đoạn trục theo tiêu chuẩn: d10 = d11 = 20 (mm) d20 = d21 = 25 (mm) d30 = d31 = 35 (mm) d12 = 20 (mm) d22 = d24 = 30 (mm) d32 = d33 = 36 (mm) d13 = 24 (mm) d23 = 32 (mm) d34 = 32 (mm) - Đường kính đoạn trục đưa bảng sau: I 20 20 20 24 - II 25 25 30 32 30 III 35 35 36 36 32 VI.Kiểm nghiệm trục độ bền mỏi: 1.Thép C45 thường hóa có: σ b = 600 Mpa, σ −1 = 0,436.σ b = 0,436.600 = 261,6 ( Mpa); τ −1 = 0,58.σ −1 = 0,58.261,6 = 151,7 ( MPa) Theo bảng 10.7 ta được: ψ σ = 0,05; ψ τ = Các trục hộp giảm tốc quay, ứng suất thay đổi theo chu kì đối xứng, σ aj = (theo 10.22), σ mj = Vì trục quay chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động, τ mj = τ aj (tính theo 10.23) Xác định hệ số an toàn tiết diện nguy hiểm: Dựa vào kết cấu biểu đồ mômen trục, ta thấy tiết diện nguy hiểm cần kiểm tra độ bền mỏi: Trục I: tiết diện 10 lắp ổ lăn tiết diện 13 lắp bánh SVTH: ĐÀO MINH HOÀI Trang 34 Đồ Án Nguyên Lý – Chi Tiết Máy THỊNH GVHD: VĂN HỮU Trục II: tiết diện 22 23 lắp bánh Trục III: tiết diện lắp bánh 32 33, tiết diện 31 lắp ổ lăn Chọn lắp ghép: - Các ổ lăn lắp ghép trục theo kiểu k6, lắp đĩa xích, nối trục, bánh theo kiểu k6 kết hợp lắp then πd 3j b.t1.(d j − t1 ) Wj = − 32 2.d j - Với Woj = πd 3j 16 − b.t1 (d j − t1 ) 2d j - Kích thước then (theo bảng 9.1), trị số momen cản uốn mômen cản xoắn (theo bảng 10.6) ứng với tiết diện trục sau: Tiết diện Đường kính bxh t1 Wj (mm3) Woj (mm3) trục (mm) 10 13 22 23 31 33 20 24 30 32 35 36 6x6 8x7 8x7 10 x 10 x 10 x 3,5 4 5 642,07 1089,81 2288,84 2645,83 3564,25 3910,76 1427,07 2446,29 4938,23 5861,19 7771,36 8488,88 Xác định hệ số K σdj Kτdj tiết nguy hiểm theo công thức 10.25 10.26: Kσdj  Kσ   + K x − 1 ε  ; = σ Ky Kτdj  Kτ   + K x − 1 ε  = τ Ky - Các trục gia công máy tiện, tiết diện nguy hiểm yêu cầu đặt Ra = 2,5…0,63 µm , theo bảng 10.8 hệ số tập trung ứng suất trạng thái bề mặt kx = 1,06 - Không dùng phương pháp tăng bền bề mặt nên hệ số tăng bên ky = - Theo bảng 10.12, dùng dao phay ngón hệ số tập trung ứng suất rãnh then là: K σ = 1,76 SVTH: ĐÀO MINH HOÀI Trang 35 Đồ Án Nguyên Lý – Chi Tiết Máy THỊNH GVHD: VĂN HỮU Kτ = 1,54 - Theo bảng 10.10 ta có thông số sau: d10 = 20 (mm) ⇒ ε σ = 0,92; ε τ = 0,89 d13 = 24 ( mm) ⇒ ε σ d 22 = 30 (mm) ⇒ ε σ d 23 = 32 (mm) ⇒ ε σ d 31 = 35 (mm) ⇒ ε σ d 33 = 36 (mm) ⇒ ε σ = 0,92; = 0,88; = 0,88; = 0,88; = 0,85; - Theo bảng 10.11 ta tra ε τ = 0,89 ε τ = 0,81 ε τ = 0,81 ε τ = 0,81 ε τ = 0,78 Kτ Kσ lắp căng tiết diện nguy hiểm ετ εσ - Kết tính toán ghi bảng sau: Tiết d diện (mm) 10 13 22 23 31 33 20 24 30 32 35 36 Kσ εσ Kτ ετ K σd Kτd Sσ Sτ S Rãnh Lắp Rãnh Lắp then căng then căng 1,91 2,06 1,73 1,64 2,12 1,79 4,51 6,53 3,71 1,91 2,06 1,73 1,64 2,12 1,79 1,68 11,19 1,66 2,06 1,9 1,64 2,12 1,96 2,02 14,83 2,00 2,07 2,06 1,97 1,64 2,13 1,03 1,97 16,74 1,96 2,07 2,06 1,97 1,64 2,13 2,03 3,05 5,26 2,64 2,07 2,06 1,97 1,64 2,13 2,03 2,86 5,74 2,56 * Với: - Theo công thức (10.19): Sj = S σj Sτj S +S σj τj ≥ [S] Trong đó: [S] = 1,5…2,5 hệ số an toàn cho phép Sσj : Hệ số an toàn xét riêng ứng suất pháp SVTH: ĐÀO MINH HOÀI Trang 36 Đồ Án Nguyên Lý – Chi Tiết Máy THỊNH - Theo công thức (10.20): S σj = GVHD: VĂN HỮU σ −1 K σdj σ aj + ψ σ σ mj Sτj : Hệ số an toàn xét riêng ứng suất tiếp tiết diện J - Theo công thức (10.21): Sτj = τ −1 K τdj τ aj + ψ τ τ mj - Các trục hộp giảm tốc quay, ứng suất tiếp thay đổi theo chu kỳ đối xứng Do theo công thức (10.22): σ mj = 0; σ aj = σ max j = Mj Wj với Mj theo công thức (10.15) - Vì trục I quay chiều, ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động Do theo công τ mj = τ aj = thức 10.23: τ max j T = j 2Woj * Kết luận:Ta thấy tiết diện nguy hiểm đảm bảo an toàn độ bền mỏi trừ tiết diện 22 23 PHẦN V: TÍNH TOÁN THEN VÀ Ổ LĂN I THEN - Với tiết diện dùng mối ghép then ta tiến hành kiểm nghiệm mối ghép độ bền dập σd độ bền cắt τc - Theo công thức (9.1) (9.2) ta được: SVTH: ĐÀO MINH HOÀI Trang 37 Đồ Án Nguyên Lý – Chi Tiết Máy THỊNH GVHD: VĂN HỮU σd = 2T ≤ [σ d ] d lt (h − t1 ) τc = 2T ≤ [τ c ] d lt b Với lt (0,8…0,9)lm lt=1,35d - Tính chọn theo tính chất ta có chiều dài then cho bảng 9.1 - Ta có bảng kiểm nghiệm then sau: d (mm) lt (mm) b×h t1 T (N.mm) σ d (MPa) τ c (MPa) 20 24 30 32 30 32 27 32,4 40,5 43,2 40,5 49,5 6x6 8x7 8x7 10 x 8x7 10 x 3,5 4 5 37073 37073 51570 103140 51570 220909 54,92 31,78 28,3 49,74 28,3 92,98 22,88 16,58 10,61 14,92 10,61 27,89 - Theo bảng 9.5 với tải trọng va đập nhẹ, dạng lắp cố định: [σ d ] = 100( MPa) [τ c ] = (60 / 90 / 3) = 20 30( MPa) Vậy mối ghép then đảm bảo độ bền dập độ bền cắt II Ổ LĂN Trục I: - Vì lực dọc trục (Fa = 0) để thuận tiện ta chọn ổ bi đỡ-chặn cho gối đỡ - Dựa vào đường kính ngõng trục d11 = 20 (mm) Tra bảng P2.7 chọn ổ bi đỡ cỡ trung có ký hiệu 304, có đường kính d = 20 (mm), đường kính D = 52 (mm), khả tải trọng động C = 14,0 (kN),khả tải trọng tĩnh Co = 9,17 (kN) a Kiểm nghiệm khả tải động: - Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ 0: Fr = Fx210 + Fy210 = 576 + 2412 = 624,39 ( N ) - Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ 1: Fr1 = Fx211 + Fy211 = 7482 + 2412 = 7856 ( N ) SVTH: ĐÀO MINH HOÀI Trang 38 Đồ Án Nguyên Lý – Chi Tiết Máy THỊNH GVHD: VĂN HỮU - Vậy ta kiểm nghiệm với ổ chịu tải trọng lớn Fr = Fr1 = 786 (N) - Theo công thức (11.3) : Q = (V.X.Fr + Y.Fa).Kt.Kd Trong đó: Fr: Tải trọng hướng tâm (kN) Fa: Tải trọng dọc trục V: Hệ số kể đến vòng quay V = Kt: Hệ số kể đến ảnh hưởng nhiệt độ Kt = Kd: Hệ số kể đến đặc tính tải trọng, theo bảng 11.3 : Kd = 1,2 X: Hệ số kể đến đặc tính tải trọng X = (vì chịu lực hướng tâm) Y: Hệ số tải trọng dọc trục Y = Fa = => Q = (1.1.786).1.1,2 = 943 (N) - Khả tải trọng động theo công thức (11.1) : C d = Q m L Với m : bậc dường cong thử ổ lăn.m = ( dùng cho ổ bi) L : tuổi thọ tính triệu vòng quay Q : tải trọng đông qui ước Q = 943,044 (N) Lh : tuổi thọ ổ tính Lh = mà Lh = KHE.tΣ Theo bảng 6.4 : KHE = 0,5 (thép cải thiện) tΣ = 18000 LH = 0,5.18000 = 9000 (giờ) => C d = 943.3 60.nI LH 60.1440.9000 = 943 = 8672( N ) 10 10 => Cd = 8,672 (kN) < C = 14,0 (kN) Vậy khả tải trọng động ổ lăn đảm bảo b.Kiểm nghiệm khả tải tĩnh: - Ta có Fa = 0, theo công thức (11.19) : Qt1 = X0.Fr (X0 = 0,6 theo bảng 11.6 ổ bi đỡ) => Qt1 = 0,6.0,786 = 0,4716 (kN) - Qt2 = Fr = 785,87(kN) => Q0 = max[Qt1; Qt2] = 0,786 (kN) < C0 = 9,17 (kN) Vậy khả tải tĩnh ổ lăn đảm bảo Trục II: - Để bù lại sai số góc nghiêng răng, đảm bảo cho cặp ăn khớp ta ổ trụ ngắn đỡ kiểu 2000 - Dựa vào đường kính ngõng trục d21 = 25 (mm) Vì trục phải chịu trọng lớn nên dựa vào bảng P2.7 ta chọn sơ ổ đỡ dãy có kí hiệu 405 có: d = 25 (mm), SVTH: ĐÀO MINH HOÀI Trang 39 Đồ Án Nguyên Lý – Chi Tiết Máy THỊNH GVHD: VĂN HỮU D = 62 (mm), khả tải động C = 21,1 (kN), khả tải tĩnh C0 = 14,9 (kN) a Kiểm nghiệm khả tải động: - Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ 1: Fr = Fr1 = Fx220 + Fy220 = 2392 + 732 = 2501 ( N ) = 2,501 (kN ) - Lực dọc trục Fa bị triệt tiêu => Fa =0 (N), X = 1, Y = 0,vòng quay nên V = 1, nhiệt độ < 1050 C nên Kt = 1, hộp giảm chịu tải trọng va đập nhẹ nên Kd = 1,2 - Theo công thức (11.3) Tải trọng động quy ước: Q = (V.X.Fr + Y.Fa).Kt.Kd =1.1.2501.1.1,2 = 3001,2 (N) - Khả tải trọng động quy ước xác định theo công thức (11.1) : 60.nII LH 60.500.9000 C d = Q m L = 3001,2.3 = 3001 , = 19398 ( N ) 10 10 => Cd = 19,398 (kN) < C = 21,1 (kN) Vậy khả tải động ổ lăn đảm bảo b Kiểm tra khả tải tĩnh ổ: - Ta có Fa = 0, theo công thức (11.19) : Qt1 = X0.Fr (X0 = 0,6 theo bảng 11.6 ổ bi đỡ) => Qt1 = 0,6 2,501 = 1,5006 (kN) - Qt2 = Fr =2501 (N) = 2,501 (kN) - Q0 = max[Qt1; Qt2] = 2,501 (kN) < C0 =14,9 (kN) Vậy khả tải tĩnh ổ lăn đảm bảo Trục III: - Với đường kính ngõng trục d30 = 35 mm Theo bảng P2.7 ta chọn sơ ổ bi đỡ dãy có kí hiệu 407 có d = 35 (mm), D = 80 (mm), khả tải động C = 33,4 (kN), khả tải tĩnh C0 = 31,925,2 (kN) a Kiểm nghiệm khả tải động: - Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ 1: Fr = Fr1 = Fx231 + Fy231 = 1730 + 4006 = 4364 ( N ) = 4,364 (kN ) - Lực dọc trục Fa = (N), theo công thức (11.3) : X = 1, Y = 0, vòng quay nên V = 1, nhiệt độ < 1050 C nên Kt = 1, chịu tải trọng nhẹ nên Kd = 1,2 Q = (V.X.Fr + Y.Fa).Kt.Kd = 1.1.4,364.1.1,2 = 5,2368 (kN) - Khả tải trọng động ổ xác định theo công thức (11.1) : 60.nIII LH 60.255,23.9000 C d = Q m L = 5236,8.3 = 5236,8.3 = 25946 ( N ) 10 10 => Cd = 25,946 (kN) < C = 33,4 (kN) Vậy khả tải động ổ lăn đảm bảo b Kiểm tra khả tải tĩnh: - Ta có Fa = 0, theo công thức (11.19) : Qt1 = X0.Fr SVTH: ĐÀO MINH HOÀI Trang 40 Đồ Án Nguyên Lý – Chi Tiết Máy THỊNH GVHD: VĂN HỮU (X0 = 0,6 theo bảng 11.6 ổ bi đỡ) => Qt1 = 0,6.4,364 = 2,6184 (kN) - Qt2 = Fr = 4364 (N) = 4,364 (kN) - Q0 = max[Qt1; Qt2] = 4,364 (kN) < C0 = 25,2 (kN) Vậy khả tải tĩnh ổ lăn đảm bảo III CHỌN DUNG SAI LẮP GHÉP Ổ LĂN: - Vì vòng quay nên chịu tải chu kì vòng quay nên chịu tải cục + Ổ lăn với trục lắp ghép theo hệ thống lỗ + Ổ lăn với vỏ hộp lắp ghép theo hệ thống trục I II III Trục 25k6 30k6 40k6 Lỗ 52H7 62H7 80H7 - Chọn kiểu lắp bánh đai đĩa xích: Trục I: 24 Trục II: 30 32 30 Trục III: 36 36 32 PHẦN VI : TÍNH TOÁN VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT KHÁC I.Vỏ hộp: - Ta chọn vỏ hộp đúc : vật liệu gang xám GX 15-32 - Chọn mặt lắp ghép nắp hộp thân hộp qua đường tâm trục để việc tháo lắp chi tiết thuận tiện dễ dàng - Các kích thước hộp giảm tốc : + Chiều dày thân hộp : δ = 0,03.a + > (mm) Với a =(aw1+aw2)/2=(108+105)/2=106,5 (mm) => δ = 0,03.106,5 + = 6,2 (mm) Chọn δ = (mm) + Chiều dày thân hộp: = 0,9.δ =6,3 (mm) + Gân tăng cứng : Chiều dày gân : e = (0,8 1).δ = 5,6 (mm) Chọn e = (mm) Chiều cao gân : h < 5.δ = 35 (mm) Độ dốc gân : khoảng + Đường kính bu lông : SVTH: ĐÀO MINH HOÀI Trang 41 Đồ Án Nguyên Lý – Chi Tiết Máy THỊNH GVHD: VĂN HỮU Bu lông : d1 > 0,04.a + 10 = 0,04.102 + 10 = 14,08 > 12 (mm) Chọn d1 = 14 (mm) Bu lông cạnh ổ: d2 = (0,7 0,8).d1 = (9,8 11,2) (mm) Chọn d2 = 12 (mm) Bu lông ghép bích nắp than: d3 = (0,8 0,9).d2 = (8 9) (mm) Chọn d3 = 10 (mm) Vít ghép nắp ổ : d4 = (0,6 0,7).d2 = (6 7) (mm) Chọn d4 = (mm) Vít ghép nắp cửa thăm : d5 = (0,5 0,6).d2 = (5 6) (mm) Chọn d5 = (mm) - Mặt bích nắp than : + Chiều dày bích thân hộp : δ3 = (1,4 1,8 ).d3 = (12,6 16,2) (mm) Chọn δ3 = 15 + Chiều dày bích nắp hộp : δ4 = ( 0,9 ).δ3 = (13,5 15) (mm) Chọn δ4 = 14 (mm) + Bề rộng bích nắp thân : K3 = K2 – (3 ) (mm) Với K2: bề rộng mặt ghép bu lông cạnh ổ K2 = E2 + R2 + (3 ) (mm) Với E2 = 1,6.d2 = 16 (mm); R2 = 1,3.d2 = 13 (mm) => K2 = 32 34 (mm) Chọn K2 = 34 => K3 = 34 – (3 5) = (31 29) (mm) Chọn K3 = 31 (mm) - Mặt đế hộp : + chiều dày mặt đế hộp có phần lồi : = (1,4 1,7).d1 = (1,4 1,7).14 = (19,6 23,8) (mm) Chọn δ1 = 23 mm δ2 = (1 1,1 ).d1 = (14 15,4) (mm) Chọn = 15 mm + bề rộng mặt đế hộp : K1 = 3.d1 = 3.14 = 42 (mm) q ≥ K1 +2.δ = 42 + 2.7 = 56 (mm) Chọn q = 56 (mm) - Khe hở chi tiết : + Giữa bánh với thành hộp : ∆ ≥ (1 1,2).δ = (7 8,4 ) Chọn ∆ = 9mm + Giữa đỉnh bánh lớn với đáy hộp : ≥ (3 5).δ = (21 35 ) Chọn = 30 (mm) + Giữa mặt bên bánh với : ∆ ≥ δ , chọn ∆ = 10 (mm) SVTH: ĐÀO MINH HOÀI Trang 42 Đồ Án Nguyên Lý – Chi Tiết Máy THỊNH GVHD: VĂN HỮU - Số lượng bu lông uốn : Z = L : chiều dài thân hộp, chọn sơ L = 500 (mm) B : chiều rộng hộp, chọn sơ B = 250 (mm) => Z = (4 2,5) Chọn Z = II.Khớp nối - Ta chọn khớp nối trục đàn hồi - Momen xoắn truyền : TI = 37073 (N.mm) - Hệ số chế độ làm việc K = 1,5 => Tt = TI.K = 37073.1,5 = 55609,5 (N.mm) Với d = 20 (mm) + Bảng 16.10a trang 68 tập 6.10b trang 69 tập Nối trục vòng có : Z=4 ( số chốt); D0= 63 (mm); dc = 10 (mm) l0 = l + : chiều dài vòng đàn hồi l1 = 20 (mm); l2 = 10 (mm); l3 = 15 (mm) => l0 = 25 (mm) - Điều kiện sức bền dập vòng đàn hồi : σ ≤ [ ] (công thức trang 69 tập 2) => =2.1,5.37073/4.63.10.15 = 2,94 (MPa) < [ ] = (2 4) (MPa) => điều kiện sức bền dập vòng đàn hồi đảm bảo Điều kiện sức bền chốt : < [ (công thức trang 69 tập 2) => = =1,5.37073.25/0,1.103.63.4= 55,17 (MPa) ≤ [ ] = (60 80) (MPa) = > điều kiện sức bền chốt chưa đảm bảo III.Phương pháp bôi trơn: - Bôi trơn ổ lăn + Do ổ lăn làm việc lâu dài, tốc độ thấp nhiệt độ làm việc < 1500c nên ta bôi trơn mở + Ta dùng vòng phớt để che kín ổ lăn - Bôi trơn hộp giảm tốc: + Do vân tốc vòng < 12m/s nên ta bôi trơn phương pháp ngâm dầu Chiều sâu ngâm dầu từ ( 0,75 )h ≥ 10 (mm).Với h chiều cao chân + Ta dùng dầu tubin để bôi trơn SVTH: ĐÀO MINH HOÀI Trang 43 [...]... Với hệ số trùng khớp ngang: εα = [1,88-3,2(1/z1 + 1/z2)cosβ = [1,88-3,2(1/36+ 1/106) = 1,76 4 − 1,75 = 0,87 => Z ε = 3 H + K : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc H Hβ Hα Hv K = K K K Hβ *K = 1,02 : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, tra bảng 6.7 * K Hα = 1: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp ( bánh răng thẳng) *KHv : Hệ. .. GVHD: VĂN HỮU +ZH: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, theo công thức (6.34) ta có: 2 cos β b ZH = sin 2α tw +Theo các thông số ở bảng 6.11 ta có : 0 t 0 0 α = arctan(tanα/cosβ) = arctan(tan20 /cos0 ) = 20 Vì hệ số dịch chuyển bằng 0 nên αt = αtW = 200 Suy ra, tanβb = cosαt.tanβ = 0 => βb = 0 2 cos 0 => Z H = sin( 2.20) = 1,76 Z + ε : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Vì hệ số trùng khớp dọc:... các đôi răng đồng thời ăn khớp ( bánh răng thẳng) *KHv : Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vòng ăn khớp K Hv = 1 + vH bw d w1 2.T1.K Hβ K Hα VH = δH.go.v aw / um δH = 0,006 : Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp SVTH: ĐÀO MINH HOÀI Trang 13 Đồ Án Nguyên Lý – Chi Tiết Máy THỊNH GVHD: VĂN HỮU go = 56 : Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và 2 Theo (6.40),vận tốc... suất tiếp xúc cho phép : + Theo (6.1) : v = 4,22 (m/s) < 5 (m/s), Zv = 0,85.v0,1 = 0,85.4,220,1 = 0,98 Lấy Zv = 1: Hệ số kể đến ảnh hưởng của vận tốc vòng + Cấp chính xác động học là 8 khi đó cần gia công đạt độ nhám: Ra = 2,5 1,25 µm + Do đó: ZR = 0,95, với da < 700 (mm) => KxH = 1 : Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng,vì thế theo công thức 6.1 và 6.1a ta có: [σ H ] = [σ H ]'.Z v Z R... (bánh răng thẳng) -Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vòng ăn khớp khi tính về uốn KFα = 1,27 -Theo (6.47) : vF = δ F g 0 v aw um +Theo bảng 6.15 : δ F =0,016, theo bảng 6.16 : g 0 = 56 => vF = 0,016.56.4,22 108 = 23,24 Do đó theo (6.46) : 2,86 vF bw d w1 23,24.32,4.56 = 1,44 =1+ 2.T1.K Fβ K Fα 2.37073.1,02.1,27 Do đó KF = KFβ KFα K Fv =1,02.1,27.1,44 = 1,87 K Fv = 1 + -Với hệ số kể đến sự trùng... suất uốn sinh ra tại chân bánh răng chủ động: 2.T K Y Y Y 2.37073.1,87.0,571.1.3,7 σ F1 = 1 F ε β F1 = = 107,63( MPa) < [σ F 1 ] = 264,6( MPa) bw d w1 m 32,4.56.1,5 + Ứng suất uốn sinh ra tại chân bánh răng bị động: σ Y 107,63.3,6 σ F 2 = F1 F 2 = = 104,72 < [σ F 2 ] = 248,3( MPa) YF 1 3,7 5 Kiểm nghiệm răng về quá tải: - Số răng tương đương: Z v1 = - Theo (6.48): Hệ số quá tải: K qt = Tmax = 1 T - Ứng... 2.51570.1,17.1,37 - Do đó KF = KFβ KFα K Fv = 1,17.1,37.1,06 = 1,7 - Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng: Yε = - Hệ số kể đến đọ nghiêng của răng: Yβ = 1 − 1 1 = = 0,71 ε α 1,4 β0 36,3897 = 1− = 0,75 140 140 Z1 32 = = 61,34 - Số răng tương đương: Z v1 = 3 cos β 0,8053 Z2 71 Z v2 = = = 136 3 cos β 0,8053 - Vì sử dụng răng không dịch chỉnh nên hệ số dịch chỉnh x = 0 SVTH: ĐÀO MINH HOÀI Trang 18 Đồ Án Nguyên... 248,3 (MPa) - Suy ra: + Ứng suất uốn sinh ra tại chân bánh răng chủ động 2.51570.1,68.0,71.0,75.3,62 σ F1 = = 80,85 (MPa) < [ σ F 1 ] = 264,4 (MPa) 28,8.95,63.1,5 + Ứng suất uốn sinh ra tại chân bánh răng bị động: σ F 1 YF 2 80,85.3,6 = = 80,4( MPa) < [σ F 2 ] = 248,3( MPa) YF 1 3,62 5 Kiểm nghiệm răng về quá tải: σ F2 = - Theo (6.48): Hệ số quá tải: K qt = Tmax = 1 T - Ứng suất tiếp xúc cực đại: σ H... quay, ứng suất thay đổi theo chu kì đối xứng, do đó σ aj = 0 (theo 10.22), σ mj = 0 Vì trục quay 1 chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động, do đó τ mj = τ aj (tính theo 10.23) 3 Xác định hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm: Dựa vào kết cấu và biểu đồ mômen trục, ta thấy các tiết diện nguy hiểm cần được kiểm tra về độ bền mỏi: Trục I: tiết diện 10 lắp ổ lăn và tiết diện 13 lắp bánh... 5 Xác định hệ số K σdj và Kτdj đối với các tiết nguy hiểm theo công thức 10.25 và 10.26: Kσdj  Kσ   + K x − 1 ε  ; = σ Ky Kτdj  Kτ   + K x − 1 ε  = τ Ky - Các trục gia công trên máy tiện, tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đặt Ra = 2,5…0,63 µm , theo bảng 10.8 hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt kx = 1,06 - Không dùng các phương pháp tăng bền bề mặt nên do đó hệ số tăng bên