đồ án chi tiết máy HGT phân đôi cấp nhanh

Trong nội dung một đồ án môn học, đợc sự chỉ bảo hớng dẫn tận tìnhcủa thầy giáo, em đã hoàn thành bản thiết kế Hệ dẫn động băng tải với hộpgiảm tốc phân đôi cấp nhanh.. Phần 2: Tính toán

Trong nội dung một đồ án môn học, đợc sự chỉ bảo hớng dẫn tận tìnhcủa thầy giáo, em đã hoàn thành bản thiết kế Hệ dẫn động băng tải với hộpgiảm tốc phân đôi cấp nhanh Tuy nhiên, do kiến thức còn hạn chế nên emkhông tránh khỏi sai sót.Em rất mong tiếp tục đợc sự chỉ bảo, góp ý của thầycô và các bạn.

Hà Nội, tháng 4 năm 2008

Sinh viên

Nguyễn Huy Hựng

Với: dai Hiệu suất của bộ truyền xích

br Hiệu suất một cặp bánh răng

ol Hiệu suất một cặp ổ lăn

ot Hiệu suất một cặp ổ trượt

k Hiệu suất nối trục di động

Vậy chọn được động cơ với thông số:

Kiểu động cơ: 4A112M4Y3

Số vòng quay thực: ndc =1425(v/p) Công suất: Pdc= 5,5(kW)

K dn

T T

1

1425

308, 44( / ) 4,62

2

308, 44

80,11( / ) 3,85

3,78

3,82( w) 1.0,99

3,82

4,02( w) 0,96.0,99

ct ct

3

9,55.10 9,55.10 3,82

455386,34( ) 80,11

1

9,55.10 9,55.10 4, 40

29487,72( ) 1425

dc dc

Phần 2: Tính toán thiết kế bộ truyền ngoài :

Vì tải trọng nhỏ, vận tốc thấp nên ta chọn xích con lăn

II - Xác định các thông số của xích trong bộ truyền

*ka hệ số xét đến chiều dài xích ka=1( do chọn a=40p)

*kđc hệ số xét đến khả năng điều chỉnh lực căng xích

Do xích có dịch chỉnh nên k =1

Bôi trơn định kì trong môi trường có bụi kb=1.3

*kđ hệ số tải trọng động

Do tải trọng êm nên kđ=1

*kc=1.25 tra theo bảng 5.6(tr82 TK1) ứng với bộ truyền làm 2 ca *kx hệ số xét đến ảnh hưởng của số dãy xích

ta thấy Pt<[P] nên thoả mãn

theo bảng 5.8(tr83 TK1) ta thấy bước xích p<pmax

(69 23) 31,75 4.3,14 1270



=127.34Lấy số mắt xích chẵn : x=128

Tính lại khoảng cách trục theo công thức

Để xích không phải chịu 1 lực căng quá lớn a cần giảm 1 lượng

III - Kiểm nghiệm xích về độ bền

Với các bộ truyền xích bị quá tải lớn khi mở máy hoặc thường xuyên chịu tải va đập trong quá trình làm việc

Cần tiến hành kiểm nghiệm về quá tải theo hệ số an toàn S

*Fv lực căng do lực li tâm gây ra Fv=q.v2

q khối lượng 1 met xích(tra bảng 5.2) q=3.8 kg

1*Đường kính vòng chia đĩa xích

V - Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng đĩa xích phải thoả mãn điều kiện sau:  H=0.47*

Kd A

E Fvd Kd Ft

k r

*

* )

* (

<[ H][ H] ứng suất tiếp xúc cho phép

Ft =2511.11 N

Fvd lực va đập trên m dãy xích: m=1

 Fvđ=13*10-7n3*p3*m=13*10-7*80.11*31.753*1=3.33 N

Kr hệ số ảnh hưởng đến số răng đĩa xích

Kr1=0.44(do Z1=23 tra theo trang 59 TK1)

Kr2=0.20(do Z1=69 tra theo trang 59 TK1)

Kđ =1.0

E modun đàn hồi E=2.1*105 (Mpa)

A diện chiếu của bản lề

 H2=0.47 0.20(2511.11*1.0 3.33)*2.1*105

262*1.0

với  H1=442.59 Mpa tra bảng 5.11 ta thấy

thép tôi cải thiện đạt HB210 sẽ đạt ứng suất tiếp xúc cho phép

[ H1]=600 Mpa đảm bảo độ bền tiếp xúc cho đĩa 1

với  H2 =298.3Mpa dung thép tôi cải thiện đạt HB170

 đạt [ H2]=500 Mpa để chế tạo đĩa xích lớn

Do có thẻ bỏ qua F0 &Fv(theo TK1 trang 88)

 lực tác dụng lên trục được tính theo

Đường kính đĩa bị dẫn d 2 697.59 mm

Phần 3:Tí nh truyền động bánh răng

Số liệu: P1 = 4,4 kW

n1 = 1425 ( vg/ph)

u1 = 4,62 u2 = 3,85 Thời hạn làm việc: 21 000 hĐặc tính làm việc : êm

lim

HB 8 , 1 o

lim F

 là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở

SH , SF là hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn

i max

1

t

t t

t

t n c.

60

= 60.1 14254,62.21 000.( 13 3

8 + 0,73.0,5+1,33 3

3600.8 ) = 21,25 107 > NHO2 Do đó hệ số tuổi thọ KHL1 = 1

t c 60

YR : hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng

YS: hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất

KxF : hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn

Hv H 1

u

K K T

w

a Z

6 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

Yêu cầu cần phải đảm bảo điều kiện H  [H] = 315 MPa

Do H =

nh

nh H 1 1

H M

U b

) 1 U (

K T 2 d

Z Z Z





;Trong đó : - ZM : Hệ số xét đến ảnh hởng cơ tính vật liệu;

b tw

Với dw1 – đường kớnh vũng lăn bỏnh nhỏ

n1 – số vũng quay của bỏnh chủ động

w1 w H

.K '.K 2.T

.d b υ

1

1' 1

2

w t w

t H H

M H

d u b

u K T Z Z



=274.1,45.0,868 2

2.29487,72.1,65.(4,62 1)

226,52 60.4,62.67,62

+ Tính ZV: Lấy ZV = 1

+ KxH = 1

 σH < [σH]

 Thỏa mãn điều kiện tiếp xúc

7.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Ứng suât uốn sinh ra tại chân răng tính theo công thức

σF1 = 2T '.Kb .d.Y .Y.m.Y

w1 w

F1 β ε F 1

≤ [σF1]

σF2 = σF1

F1

F2 Y

Y

≤ [σF2]T’1 = 29487,72 (Nmm) m = 3 (mm)

bw = 60 (mm) dw1 = 67,62 (mm)+ Yε – hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Yε = 1/εα

Với εα – hệ số trùng khớp ngang

εα = 1,33  Yε = 1/1,33 = 0,75+ Yβ – hệ số kể đến độ nghiêng của răng

Yβ = 1 – β/140 = 1 – 37,12/140 = 0,735+ YF1, YF2 – hệ số dạng răng của bánh 1 và 2, phụ thuộc vào zv1, zv2

zv1 = z1/cos3β = 18/0,7973 = 35,55

zv2 = z2/cos3β = 83/0,7973 = 163,95 Tra bảng 6.18 ta được: YF1 = 3,70 YF2 = 3,60

+ KF – hệ số tải trọng khi tính về uốn

KF = KFβ KFα KFv

* KFβ – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn, tra bảng 6.7, ứng với sơ đồ 3 

KFβ = 1,12

* KFα – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôirăng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn, tra bảng 6.14, với cấp chính xác 9, v < 5 (m/s)

w1 w F

.K '.K 2.T

.d b υ

Với υ F = δF go v

t1

w

u a

Y

= 25,10 3,603,70 = 24,42 (MPa)+ Tính chính xác [σF1], [σF2]

Dễ dàng thấy [σF1] > σF1 và [σF2] > σF2  Thỏa mãn điều kiện uốn

8.Kiểm nghiệm răng về quá tải

+ Hệ số quá tải Kqt = Tmax/T = 1,3+ σH max = [σH] K qt = 299,25 1,3 = 341,20 < [σH]max = 315

+ σF1 max = σF1 Kqt = 25,1 1,6 = 40,16 < [σF1]max

σF2 max = σF2 Kqt = 24,42 1,6 = 39,072 < [σF2]max

 Thỏa mãn điều kiện về quá tải

Các thông số và kích thước bộ truyền

Khoảng cách trục aw1 = 190 mm

Chiều rộng vành răng bw1 = 60 mm

Tỉ số truyền u1 =4,62 Góc nghiêng của răng β = 37,12°

da1 = d1 + 2m = 67,75+ 2.3= 73,75 mm

da2 = d2 + 2m = 312,42+ 2.3= 318,42 mmĐường kính đáy răng

Theo bảng 6.2 [TL1] đối với thép 45 tôi cải thiện :

giới hạn mỏi tiếp xúc :

0 lim 2 70

hệ số an toàn tiếp xúc :

SH = 1,1giới hạn bền uốn :

0 lim 1,8( )

2.225 70 520 1,8.250 405

H F

MPa MPa

2.210 70 490 1,8.210 378

H F

MPa MPa

0 lim F

[ ]=

S

F FC FL F

H 1

.( 1)

[ ] u

H a

K K

w2 1

2

27, 22 ( 1) 2,5.(3,85 1)

a z

 tỉ số truyền thực :

2 1

104 3,85 27

m

z u z

1, 72 sin(2 ) sin(2.21,16 )

68, 02( ) 104

Theo CT6.42 [TL1] : w2

0 m

2 .

H Hv

H H

b d K

do đó ZR = 1 với da < 700 mm ; KxH = 1

do đó theo CT6.1 và CT6.1a [TL1] :

'

H H v

[  ] [   ].Z Z K R xH  445.1.1.1 445  MPa

Ta thấy H H ' nên thỏa mãn điều kiện bền

4.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn :

1

w w1

2 .

w w1 1

2 2.124468, 29.1,08.1,03

F Fv

F F

b d K

' '

 thỏa mãn điều kiện bền uốn

5.Kiểm nghiệm răng về quá tải :

Theo CT6.48 [TL1] : với ax 1,3

T

m qt

 thỏa mãn điều kiện quá tải

Các thông số kích thước bộ truyền cấp chậm:

vòng chia

1 1 2,5.27 67,5

d2 m z 2  2,5.104 260  mm Đường kính

3 Vẽ phác hộp giảm tốc ,xác định khoảng giữa các gối đỡ và điểm đặt lực :

Khoảng cách từ gối đỡ 0 đến bánh răng trụ thứ ba:

1.Vẽ sơ đồ trục sơ đồ chi tiết quay và lực từ các chi tiết quay tác dụng lên trục

+ Chọn hệ tọa độ Oxyz như hình thì ta có sơ đồ phân tích lực chung:

Với Dt=61,theo bảng 16-10a.

2.Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục :

* Trục 1 :

0 Fdx Ft2 Ft1 - Fx1

z y x

 

1 33



theo tiêu chuẩn lấy d1 = 20mm

+Tại tiết diện 2 ( ổ lăn ) :



theo tiêu chuẩn lấy d2 =25 mm

+Tại tiết diện 3 ( bánh răng 1 ) :



theo tiêu chuẩn lấy d3 = 30 mm

+Tại tiết diện 4 ( bánh răng 2 ) :

 

2 33



theo tiêu chuẩn lấy d2 =40mm

+Tại tiết diện 3 ( bánh răng 5 ) :



theo tiêu chuẩn lấy d3 =45 mm

+Tại tiết diện 4 ( bánh răng 4 ) :

Do tính chất đối xứng của chỗ lắp bánh răng 3 và 4 nên ta chọn đường kính chỗ lắp bánh răng 4 là: d4 =40 mm

+Tại tiết diện 1 và 5(ổ lăn 0 và ổ lăn 1):

Do momen uốn và momen xoắn bằng 0 nên ta chọn d=35 cho phù hợpvới chỗ lắp bánh răng 3 và 4



theo tiêu chuẩn lấy d2 =55mm

+Tại tiết diện 3 ( ổ lăn 1 ) :



theo tiêu chuẩn lấy d3 =50 mm

+Tại tiết diện 4 ( khớp nối ) :

 

4 33



theo tiờu chuẩn lấy d4 =45 mm

III.Kiểm nghiệm trục

1.Kiểm nghiệm hệ số an toàn về mỏi của trục 1:

Nhận thấy có 2 tiết diện nguy hiểm là tiết diện qua 1-2 và qua 1-3Tại tiết diện qua 1-2(Chỗ lặp bánh răng 1) ta có:

+Mô men uốn toàn phần:

Giới hạn mỏi uốn:  -1 = 256,2(MPa)

Giới hạn mỏi xoắn:-1 =152,5(MPa)

Hệ số tập trung ứng suất thực tế, tra bảng (15.3) [CTM II], đối với rãnhthen của trục có giới hạn bền  b  700 Mpa Ta có k = 1,75; k = 1,6

1 256, 2

3,39 1,75

.37,97 0 1.0,88

s k

.2,31 0,05.2,31 1.0,77

s k

s s s

*Tại tiết diện qua 1-3 (chỗ lắp bánh răng 2) ta nhận thấy rằng

+Mô men uốn toàn phần:

Giới hạn mỏi uốn:  -1 = 256,2(MPa)

Giới hạn mỏi xoắn:-1 =152,5(MPa)

Hệ số tập trung ứng suất thực tế, tra bảng (15.3) [CTM II], đối với rãnhthen của trục có giới hạn bền  b  700 Mpa Ta có k = 1,75; k = 1,6

Tra bảng (15.2) [CTM II], ta có hệ số kích thớc  = 0,77;  = 0,88

Đối với thép Cácbon, hệ số ảnh hởng của ứng suất trung bình đến độbền mỏi lấy  = 0,1;  = 0,05.

Coi ứng suất uốn thay đổi theo chu trình đối xứng, bỏ qua ứng suất kéohoặc nén gây ra, ta có a = u = 34,7 MPa; m = 0

Vậy có hệ số an toàn xét riêng ứng suất uốn:

3,71 1,75

.34,7 0 1.0,88

s k

.2,31 0,05.2,31 1.0,77

s k

s s s

2.Kiểm nghiệm hệ số an toàn về mỏi của trục 2:

Nhận thấy có 3 tiết diện nguy hiểm là tiết diện qua 2-2 ,2-3 và 2-4

Do tiết diện 2-2 và tiết diện 2-4 là nh nhau nên ta chỉ cần kiểm nghiệmtiết diện 2-2

Tại tiết diện qua 2-2 (chỗ lắp bánh răng 3) ta có:

+Mô men uốn toàn phần:

Giới hạn mỏi uốn:  -1 = 256,2(MPa)

Giới hạn mỏi xoắn:-1 =152,5(MPa)

Hệ số tập trung ứng suất thực tế, tra bảng (15.3) [CTM II], đối với rãnhthen của trục có giới hạn bền  b  700 Mpa Ta có k = 1,75; k = 1,6

.37,88 0 1.0,82

s k

Mặt khác ở đây do a = m = max= 4,86 Mpa nên hệ số an

toàn xét riêng ứng suất xoắn là:

13, 43 1,6

.4,86 0,05.4,86 1.0,7

s k

s s s

Giới hạn mỏi uốn:  -1 = 256,2(MPa)

Giới hạn mỏi xoắn:-1 =152,5(MPa)

Hệ số tập trung ứng suất thực tế, tra bảng (15.3) [CTM II], đối với rãnhthen của trục có giới hạn bền  b  700 Mpa Ta có k = 1,75; k = 1,6

.46, 46 0 1.0,82

s k

Mặt khác ở đây do a = m = max= 3,4 Mpa nên hệ số an toàn xét

riêng ứng suất xoắn là:

19, 2 1,6

.3, 4 0,05.3, 4 1.0,70

s k

s s s

Do S >[S] = (1,5 2,5) nên trục thoả mãn điều kiện uốn, xoắn tại tiếtdiện 2-3.

3.Kiểm nghiệm hệ số an toàn về mỏi của trục 3:

Nhận thấy có 2tiết diện nguy hiểm là tiết diện qua 3-1 và tiết diện 3-2 -Tại tiết diện qua 3-1 ( chỗ lắp bánh răng 6) ta có:

+Mô men uốn toàn phần:

Giới hạn mỏi uốn:  -1 = 256,2(MPa)

Giới hạn mỏi xoắn:-1 =152,5(MPa)

Hệ số tập trung ứng suất thực tế, tra bảng (15.3) [CTM II], đối với rãnhthen của trục có giới hạn bền  b  700 Mpa Ta có k = 1,75; k = 1,6

s k





Mặt khác ở đây do a = m = max= 0,68 Mpa nên hệ số an toàn xét riêngứng suất xoắn là:

96,02 1,6

.0,68 0,05.0,68 1.0,7

s k

s s s

-Tại tiết diện qua 3-2 ( chỗ lắp ổ lăn 1) ta có:

+Mô men uốn toàn phần:

Giới hạn mỏi uốn:  -1 = 256,2(MPa)

Giới hạn mỏi xoắn:-1 =152,5(MPa)

Hệ số tập trung ứng suất thực tế, tra bảng (15.3) [CTM II], đối với rãnhthen của trục có giới hạn bền  b  700 Mpa Ta có k = 1,75; k = 1,6

Tra bảng (15.2) [CTM II], ta có hệ số kích thớc  = 0,70;  = 0,82

Đối với thép Cácbon, hệ số ảnh hởng của ứng suất trung bình đến độbền mỏi lấy  = 0,1;  = 0,05

Coi ứng suất uốn thay đổi theo chu trình đối xứng, bỏ qua ứng suất kéohoặc nén gây ra, ta có a = u = 18, 48 MPa; m = 0

Vậy có hệ số an toàn xét riêng ứng suất uốn:

6,50 1,75

.18, 48 0 1.0,82

s k

.9,11 0,05.9,11 1.0,7

s k

s s s

Để cố định bánh răng, theo phơng tiếp tuyến thì ta phải dùng then Với

đồ án này ta sẽ chọn mối ghép then bằng

Theo các tính toán ở trên ta có đờng kính tại vị trí lắp then của các trục

nh sau:

Tại trục 1 : d = 30 mm

Tại trục 2 : d = 40 mm ,d = 45 mm

Tại trục 3 : d = 50 mm, d = 55 mm

1.Tính then cho trục 1.

Tra bảng (9.1a) [TKHDD I], theo tiêu chuẩn TCVN 2261-77 ta có với trục

1 thì đờng kính vị trí lắp then là d1 = 30 mm do đó các thông số của then

- Kiểm nghiệm sức bền dập theo công thức (7.17) [TKCTM] :

1

1

2

[ ] [h-t ]

T dl

T dbl

c

   N/dmm2 < []c

Vậy then lắp trên trục 1 đã thoả mãn

2.Tính then cho trục 2

a)Với chỗ lắp then cú d=45(bỏnh răng số 5)

Ta chọn then có các thông số nh sau: b = 14; h = 9; t2 = 3,8; t1 = 5,5;chọn chiều dài then l = 55 mm

- Kiểm nghiệm sức bền dập theo công thức (9.1) [TKCTM]:

2

1

2

[ ] [h-t ]

T dl

T dbl

Trong đó b = 8 mm

Tra bảng (7.21) [TKCTM] có: []c = 120 N/dmm2 ;

=> 2.124468, 29

7,18 45.14.55

c

   N/dmm2 < []c

b)Với chỗ lắp then cú d=40 (bỏnh răng số 3 và 4)

Ta chọn then có các thông số nh sau: b = 12; h = 8; t2 = 3,3; t1 = 5;chọn chiều dài then l = 48 mm

- Kiểm nghiệm sức bền dập theo công thức (9.1) [TKCTM]:

2

1

2

[ ] [h-t ]

T dl

T dbl

Tra bảng (7.21) [TKCTM] có: []c = 120 N/dmm2 ;

=> 2.124468, 29

10,8 40.12.48

c

   N/dmm2 < []c

Vậy then lắp trên trục 2 đã thoả mãn

3 Tính then cho trục 3

a.Với trục có đờng kính vị trí lắp then d = 50 mm Tra bảng (9.1a)

[TKHDD I], ta chọn then có các thông số : b = 14; h = 9; t1 = 5,5; t2 = 3,8;chọn chiều dài then l = 60 mm

- Kiểm nghiệm sức bền dập theo công thức (7.17) [TKCTM]:

3

1

2

[ ] [h-t ]

T dl

với T3 = 455386,34 Nmm ;

Do ứng suất tại mối ghép là cố định, tải trọng tĩnh,vật liệu chọn là thépCT6 nên ta có [ ]d= 150 N/dmm2

86,74 / 50.60.[9-5,5]

T dbl

c

   N/dmm2 < []c

Vậy then lắp trên trục 3 đã thoả mãn

b Với trục có đờng kính vị trí lắp then d = 55mm Tra bảng (9.1a)

[TKHDD I], ta chọn then có các thông số : b = 16; h = 10; t1 = 6; t2 = 4,3;chọn chiều dài then l = 70 mm

- Kiểm nghiệm sức bền dập theo công thức (7.17) [TKCTM]:

3 1

2

[ ] [h-t ]

T dl

T dbl

Tra bảng (7.21) [TKCTM] có: []c = 120 N/dmm2 ;

=> 2.455386,34

14,79 55.70.16

c

   N/dmm2 < []c

Vậy then lắp trên trục 3 đã thoả mãn

Kết luận: Các then đều đã thoả mãn điều kiện về sức bền dập và sức bền sứcbền cắt.

Phần 5:Chọn ổ lănvà kết cấu vỏ hộp

I.Chọn ổ lăn

1.Chọn ổ lăn cho trục 1 :

_Dựa theo tải trọng :

vỡ 2 lực dọc trục Fa1 và Fa2 triệt tiờu lẫn nhau

0 0,3

a r

F F

_ Dựa theo tải trọng :

Vì 2 lực dọc trục Fa3 và Fa4 triệt tiêu lẫn nhau

0 0,3

a r

F F

_Vật liệu dùng để đúc vỏ hộp giảm tốc là gang xám GX15-32

a.Chọn bề mặt lắp ghép giữa nắp và thân :

_Bề mặt ghép của vỏ hộp đi qua đường tâm của các trục và song song với mặt đế

b.Xác định các kích thước cơ bản của vỏ hộp :

+ Chiều dày thân và nắp :

_Chiều dày thân :   0,03.a W   3 0, 03.165 3 7,95  

lấy   8mm _Chiều dày nắp hộp :  1  0,9   0,9.8 7, 2  mm,lấy  1 = 7,5 mm.+Gân tăng cứng :

_Chiều dày gân : e (0,8 1)    (0,8 1)8 6, 4 8    mm

lấy e = 8 mm _Chiều cao : h < 58 mm  chọn h = 50 mm

_Độ dốc : lấy = 10

+Đường kính bu lông và vít :

_Đường kính bu lông nền, d1 :

d5  ( 0 , 5  0 , 6 )d2  ( 0 , 5  0 , 6 ) 15  7 , 5  9

lấy d5 = 8 mm  chọn vít M8 ( theo TCVN )+Mặt bích ghép nắp và thân :

_Chiều dày bích thân hộp :

S3  ( 1 , 4  1 , 8 )d3  ( 1 , 4  1 , 8 ) 13  18 , 2  23 , 4

lấy S3 = 20 mm _Chiều dày bích nắp hộp :

_Đường kính ngoài và tâm lỗ vít : xác định theo kích thước nắp ổ trabảng 18.2 [TL1] :

Trục 1 : D= 62 mm

D3 = 90 mm

D2 = 75 mmTrục 2 : D=80 mm

D3 =125 mm

D2 = 100 mmTrục 3 : D=125 mm

D3 =180 mm

D2 = 150 mm _Bề rộng mặt ghép bu lông cạnh ổ, K2 :

K E R   mm 24 28 4 56mm  

_Tâm lỗ bu lông cạnh ổ, E2 và C :