Đồ án nguyên lý chi tiết máy đề 2: Trường SPKT

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRONG HGT- BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG...11 A.BỘ TRUYỀN CẤP NHANH...11 TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN CẤP CHẬM...16 PHẦN IV... - Trong đó : u : tỉ số truyền ch

TRƯỜNG ĐẠI HỌC SƯ PHẠM KỸ THUẬT TP.HCM

KHOA ĐÀO TẠO CHẤT LƯỢNG CAO

BỘ MÔN CHI TIẾT MÁY

ĐỒ ÁN MÔN HỌC NGUYÊN LÝ- CHI TIẾT MÁY

(Phần thuyết minh)

GVHD: NGUYỄN HỮU THỊNHSVTH: TRẦN THANH PHONGMSSV: 141444215

LỚP: 141444CL2

Thành phố HCM, ngày 29 tháng 12 năm 2016

TRƯỜNG ĐẠI HỌC SƯ PHẠM KỸ THUẬT TP.HCM

KHOA ĐÀO TẠO CHẤT LƯỢNG CAO

BỘ MÔN CHI TIẾT MÁY

ĐỒ ÁN MÔN HỌC NGUYÊN LÝ- CHI TIẾT MÁY

(Phần thuyết minh)

GVHD: NGUYỄN HỮU THỊNH SVTH: TRẦN THANH PHONGMSSV: 141444215

LỚP: 141444CL2

Thành phố HCM, ngày 29 tháng 12 năm 2016

Mục lục

PHẦN I: TÍNH TOÁN ĐỘNG CƠ DIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN 2

I, Chọn động cơ 2

II Phân phối tỉ số truyền 3

PHẦN II ; TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỘP TRUYỀN NGOÀI HGT VÀ BỘ TRUYỀN XÍCH 6

I.Thiết kế bộ truyền xích 6

Phần III TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRONG HGT- BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG 11

A.BỘ TRUYỀN CẤP NHANH 11

TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN CẤP CHẬM 16

PHẦN IV THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN 22

A THIẾT KẾ TRỤC 22

B THIẾT KẾ THEN 39

Phần V THIẾT KẾ Ổ LĂN 40

PHẦN VI: TÍNH TOÁN VÀ THIẾT KẾ VỎ HỘP……… 47

PHẦN I: TÍNH TỐN ĐỘNG CƠ DIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

I, Chọn động cơ.

Số liệu ban đầu

+ Lực vịng trên băng tải (F): 38000 (N)

+ Vận tốc Tang tải (v) : 1,5 (m/s)

+ Đường kính Tang tải (D) : 420 (mm)

+ Số năm làm việc (a) : 5 (năm)

Nếu gọi Pct : Cơng suất cần thiết trên trục động cơ

Pt : Cơng suất trên trục máy thao tác

 : Hiệu suất truyền động

Ta cĩ cơng suất tác dụng lớn nhất trên trục máy

2 Tính tốn hiệu suất hệ thống

Hiệu suất chung : η=ηnt× ηbr2 × ηo× ηx

+Theo bảng 2.3 ta được:

ηnt =1:hiệu suất khốp nối trục.

ηbr = 0.98:hiệu suất một cặp bánh răng

ηo = 0.995 :hiệu suất một cặp ổ lăn

η x =0.93 :hiệu suất bộ truyền xích

Trang 2

- Trong đó : u : tỉ số truyền chung hệ thống

nlv : số vòng quay của máy công tác

-Ta chọn động cơ loại 4A vì chúng nhẹ hơn so với động cơ loại K và DK Mặt khác chúng

cĩ phạm vi cơng suất lớn hơn và số vịng quay đồng bộ rộng hơn so với động cơ loại K.-Dựa vào bảng 1.3TC/237 ta chọn được động cơ

II Phân phối tỉ số truyền

Tỉ số truyền của hệ thống utt=

U : tỉ số truyền chung

uh : tỉ số truyền hợp giảm tốc

ux =3 :tỉ số truyền xích ngoài hợp

unt =1: tỉ số truyền khớp nối trục

+Tỉ số truyền hợp giảm tốc

un :tỉ số truyền bộ bánh răng nghiêng cấp nhanh

uc :tỉ số truyền bộ bánh răng nghiêng cấp chậm

+ Chọn u n =1,3u c

uc= √ uh

- Vậy tỉ số truyền chung là : u=1×3,04×2,339×3=21,33

- Sai lệch tỉ số truyền là: Δu = utt− u = (21,332−21,33).100

- Sai lệch cho phép 2 ¿ 3 %

- Số vòng quay ở các trục truyền động:

Trang 4

P(kw) 6,5 6,477 6,316 6,159 5,7

2

126187

Trang 6

PHẦN II ; TÍNH TỐN THIẾT KẾ HỘP TRUYỀN NGỒI HGT VÀ BỘ TRUYỀN XÍCH.

Các thơng số ban đầu:

Cơng suất P1 = PIII = 6,159 (KW), tốc độ quay n1 = nIII = 204 vịng/phút, tỉ số truyền U=

3, bộ truyền đặc nghiêng so với phương năm ngang một gĩc 300 Bộ truyền làm việc 2 ca,tải trọng va đập nhẹ

Vì vận tốc thấp v< 10 m/s, khơng yêu cầu làm việc êm, nên chọn xích con lăn

Theo bảng 4.4 với u = 3 Chọn số răng đĩa xích dẫn Z1 = 25 ( răng), thảo điều kiên Z1 >

a, Bước xích của đĩa xích con lăn

Bước xích p được xác định từ chỉ tiêu và độ bền mịn bản lề, thể hiện bằng cơng thức:4.5, 4.6

Pt : công suất tính toán (kw)

P : cơng suất truyền trên trục ba (kw)

[P] : cơng suất cho phép (kw)

kđ : hệ số phân bố tải trọng khơng đều cho các dãy xích

k: hệ số sử dụng của bộ truyền xích được xác định bằng cơng thức

k=k 0 k a k dc k d k c k bt

- Với :

K0 = 1 - Hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền

K a= 1 - Hệ số kể đến khoảng cách trục a=(30-50)p

Kd c= 1,1 - Vị trí trục được điều chỉnh bằng đĩa căng và con lăn căng xích

Kd = 1,2 - Tải trọng va đập

K c= 1,25 - Chế độ làm viẽc của bộ truyền 2 ca.

Kbt = 1,3 - Mơi trường làm việc cĩ bụi, bơi trơn cấp II

- Như vậy Công suất tính toán là: Pt= =6,159.2,145.1.0,98 = 13,29 (kw)

Điều kiện chọn [P] với n01 = 200 vịng/phút

Và [P] > Pt = 13,29 (kw) tra bảng 4.5 ta được [P] = 19,3 (kw) > 13,29 (kw) với bước xích

p = 31,75 (mm)

Với p = 31,75 mm < pmax 50,8 mm, theo bảng 4.8

Tuy nhiên với p=31,75 mm thì đường kính đĩa xích bị dẫn rất lớn

- Tính lại khoảng cách trục bằng công thức 5.3 ta được

a = 0,25.p.{xc -0,5(z1+z2)+√[Xc−0,5 ( Z 1+Z 2)]2– 2¿ ¿

= 772,45 (mm)

Trang 8

- Để xích khơng chịu lực căng quá lớn, giảm a một lượng Δa =0,003a =0,003777,45 2,3 Vậy a = 770 (mm)

Theo (4.15) ta được: i=

n1×z1

25×20415×126=1 , 99 <=[i ]=35

Với các bộ truyền xích bị quá tải lớn khi mở máy hoặc thường xuyên chịu

trọng va đập trong quá trình làm việc cần tiến hành kiểm ngiệm về quá tải theo

hệ số an tồn:

- Theo cơng thức 4.16

S= Kd Ft + Fv + Fo Q

- Theo bảng 4.2

Tải trọng phá hủy Q= 31,8 kN, khối lượng 1 mét xích q=1,9 kg

Kd = 1,7 –hệ số tải trọng động

Fo =9,81k f q.a : lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra

k f =4 :hệ số phụ thuộc độ võng f của xích và vị trí bộ truyền

-> [s] =8,2.vậy S > [s] Bộ truyền xích đảm bảo đủ bền

= 38,2 (mm) + Đường kính vịng đỉnh

Phần III TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRONG HGT- BÁNH RĂNG

A BỘ TRUYỀN CẤP NHANH.

Thông số ban đầu

Tính toán bộ truyền răng trụ răng nghiêng cấp nhanh với P1 = 6,477, n1 = 1455 (vòng),

u= 3,04, chế độ làm việc 1 ca 8 tiếng Bộ truyền quay 1 chiều, tải trọng thay đổi

Trang 120,8TT

T

Suy ra NHE1 > NHO1 do đó KHL1 = 1

Như vậy theo (5.3) sơ bộ xác định được

[σ H¿=σ Hlim0 K KL/S h

[σ H 1]=490

1,1=445,5(Mpa) [σ H 2]=470

1,1=427,3(Mpa)

Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng, do đó theo (5.11)

5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Theo (5.25) ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:

Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép

Theo (5.1) với v = 4,19 m/s < 5 m/s, Zv = 1, với cấp chính xác động học là 8, chọn cấpchính xác về mức tiếp xúc là 7, khi đó cần gia công đạt độ nhámR a=1,25÷ 0,63, do đó ZR

= 1, với da 700 mm, KxH 1

[ ] [  ]Z Z K 504,5.1.0,95.1 479,3 MPa436,4.1.1.1=436,4 (Mpa)

Như vậy σ H=429,25 Mpa<436,4 Mpa=[σ H] thỏa điều kiện về độ bền tiếp xúc

6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng được xác định theocông thức (5.38) và (5.39):

u

Trang 16

trong đó theo bảng 5.11,  F 0,006, theo bảng 5.12, go 7356

Do đó theo công thức(5.40):

F w w1 Fv

Ta so sánh

+ σ F 1=79,85( Mpa)<[σ F 1]=229,12(Mpa)

+ σ F 2=75,65( Mpa)<[σ F 2]=212,3 (Mpa)

Như vậy thỏa điều kiện độ bền uốn

7 Kiểm nghiệm răng về quá tải.

Hệ số quá tải

max qt

Để tránh biến dạng dư hoặc gãy giòn bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại phải thỏa điềukiện (5.42):

σ Hmax=σ H√K qt=429,25.√1,8=575,89<1260 ( Mpa)=[σ H]

Theo (5.43)

σ F 1 max=σ F 1√K qt=79,85.√1,8=107<320( Mpa)=[σ F 1]max

σ F 2 max=σ F 2√K qt=75,65.√1,8=101,5<360 ( Mpa)=[σ F 2]max

8 Các thông số và kích thước bộ truyền.

Đường kính vòng chia bánh răng lớn d2 167 (mm)

Đường kính vòng đỉnh bánh răng nhỏ da1 59 (mm)

Đường kính vòng đỉnh bánh răng lớn da2 171 (mm)

Đường kính vòng đấy bánh răng lớn df2 162 (mm)

Momen xoắn T2 = 126187 N.mm, uc = 2,33 = u2, n2 = 478 (vòng/phút) P2 = 6,316(kw) Vật liệu làm bánh răng, độ rắn bánh răng nhỏ, bánh răng lớn và ứng suất cho phéptương tự như bộ truyền cấp nhanh.

Do đó tỉ số truyền thực sẽ là um=

98

42 = 2,3333Sai số tỉ số truyền ∆ u=2,333−2,33

2,333 =1,14 %<2 %, thỏa điều kiện cho phép

(42+98 ).2

Suy ra β =13o32’

3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Theo công thức 5.25, Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc

Ta chọn g0 = 73 (vì m<3,55) => VH=0,002×73×2,175 √ 144 2,33 = 1,29 m/s

Công thức (5.36)

KHv = 1+

ν h b w d w 2.T2 K Hβ K Hα =1+

2,49.0,3.144.86,4 2.126187.1,07.1,13 =1,03

Công thức (6.39) kH :hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc:

2,49.44 ,94.86,4 2.126187.1,07.1,13 =1,03

[σ H]>σ H -> thỏa điều kiện về độ bền tiếp xúc.

4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng,ứng suất uốn sinh ra tại chân răng được xác địnhtheo công thức:

=3,65 ; = 3,6 ; m= 2mm1,08 – 0,0695 = 1,08 – 0,0695 ln(2) = 1,03 ; =1 ( < 400 mm)

Thay các giá trị vừa tìm được vào công thức:

Trang 22

5 Kiểm nghiệm răng về quá tải.

- Công thức 5.4 Kqt =

Tmax

T =1 ,8

σH 1max= σH√ Kqt=422,86 √ 1,8( MPa)<[ σH]max

σF 1 max= σF 1√ Kqt=143,5(MPa)<[σF1]max=320 MPa

σF 2 max= σF2√ Kqt=141,5(MPa)<[σF2]max=360 MPa

Vậy các kết quả tính thỏa điều kiện về ứng suất

6 Các thông số và kích thước bộ truyền;

Đường kính vòng chia bánh răng nhỏ d1 86,4 (mm)

Đường kính vòng chia bánh răng lớn d2 201,6 (mm)

Đường kính vòng đỉnh bánh răng nhỏ da1 82,4 (mm)

Đường kính vòng đỉnh bánh răng lớn da2 197,6(mm)

Đường kính vòng đấy bánh răng nhỏ df1 81,4 (mm)

Đường kính vòng đấy bánh răng lớn df2 196,6 (mm)

7 Bôi trơn hộp giảm tốc

Ta có hợp giảm tốc bánh răng nghiêng với Nên ta chọn phương pháp bôi trơn ngâm dầu,được ngâm trong dầu chứa ở hộp với điều kiện:

Vậy thõa điều kiện

+Khi vận tốc bộ truyền xắp xỉ trị số trên thì bánh răng trên được ngâm trong dầu vớichiều sâu ngâm trong dầu bằng ( 0,75: 2) h

Với h là chiều cao răng nhưng không nhỏ hơn 10mm

Ta dùng dầu tuabin để bôi trơn

4.Xác định thông số và kiểm nghiệm bệ truyền trục I.

a) Xác định các thông số và chiều của các lực từ các chi tiết máy :

- Các thông số ban đầu :

D

Ft1

B C

Qy

Mx

Qx My

13640

62010 632

932 220

c) Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi :

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

MxB = 22784 (Nmm) ; MyB = 62010 (Nmm)

TB = 42515 (Nmm) ; dB =25 (mm)

- Công thức: s s s / s2 s2  s

chọn S =2.5

Trong đó : s : hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp tại B

S τ : hệ số an toàn chỉ ứng suất tại B

+ Thép 45, σb = 600 (MPa) ; σch = 340 (MPa)

  0,8ch 0,8 340 272  MPa

⇒ σ tđ=√39.72+3×13.62=46.2( MPa)

- Vậy td   : trục đạt độ bền mỏi

5 Xác định thông số và kiểm nghiệm bộ truyền trục II:

a) Xác định các thông số và chiều cao của các lực từ chi tiết quay.

- Các thông số ban đầu :

l21 = 160.6 (mm); l23 =116.7 (mm); T2 = 126187 (N.mm)

+ Moment uốn do Fa3 gây ra trên trục II:

Với   =50 (MPa) ứng với thép 45 có  b 600MPa, đường kính trục  30(mm)

- Biểu đồ moment như hình vẽ:

x y z

Ft2

Fly21

Fr3 Fa3

c) Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi :

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

MC = 118129 (Nmm)

TC = 126187 (Nmm) ; dC = 35 (mm)

- Công thức : s s s / s2 s2  s

Trang 34

* Tính hệ số an toàn của ứng suất pháp tại C:

Với: σ-1 : giới hạn mỏi ứng với chu kì đối xứng

- Với thép Cacbon 45 có σb = 600 (MPa)

σ-1 = 0,436 σb = 0,436 600 = 261,6 (MPa)

- Đối với trục quay σm = 0

σa = σmaxC = MC/WC ; WC : moment cản uốn

 Kết luận: trục đạt yêu cầu về độ bền tĩnh.

6 Xác định thông số và kiệm nghiệm bộ truyền truc III:

a) Xác định các trị số và chiều cao của các lực từ các chi tiết tác dụng lên trục.

Trang 36

- Các thông số ban đầu :

3

√2658670,1×50=37 6 (mm ) ⇒ Chọn d3D=d3A = 40 (mm)   =50 (MPa) ứng với thép 45 có  b 600MPa; d > 30(mm)

*Tại C :

Trang 38

c) Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi.

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

1

s K

- Với σ-1 :giới hạn mỏi ứng với chu kì đối xứng

- Với thép Cacbon 45 có σb = 600 (MPa)

+Tại C : dC = 35 (mm) ; lt ≈ 1,35 dD = 47,25 (mm) Theo bảng (7.15) : b =10 (mm) ; h = 8 (mm) ; t1 = 5 (mm) Điều kiện bền dập:

- Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ : Qt = X0 Fr + Y0 Fa

- Theo bảng ta được X0=0,5Y0=0,47

- Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ

s1 + Fa = 633.42 + 404.4 = 1037,82 (N) > Fs2  Fa2 = 1037.82 (N) Tải trọng trên trục Ổ 1 và 2:

- Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ : Qt = X0 Fr + Y0 Fa

Trang 46

Tải trọng động: Q=( XVFr + YFa) kt kđ

Trong đó: - kt =1 (nhiệt độ <100 ∘ C)

-kđ:hệ số kể đến đặc tính tải trọng

-Với Kt = 1; Kd =1

s1 + Fa = 388.62 + 703 = 1091.6(N)  Fa2 Fs1  Fa2 = 1884.56 ( N) -Tải trọng động trên ổ 1 và 2:

- Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ : Qt = X0 Fr + Y0 Fa

trục để việc tháo lắp các chi tiết được thuận tiên và dễ dàng hơn

- Các kích thuớc của hộp giảm tốc

+ Chiều dày thân hộp :

- Khe hở giữa bánh răng với thành trong hộp:

Trang 50