CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY, CHI TIẾT MÁY, NGUYÊN LÝ MÁY

Để chọn động cơ điện, cần tính công suất cần thiết. Nếu gọi Plv – công suất trên trục công tác, – hiệu suất chung toàn hệ thống, Pyc– công suất cần thiết thì : Pyc= P_lv( ) Trong đó : P_lv=(F.v)1000=1300.2,141000 =2,78 kW =η_ol2.η_ot.η_x.η_br.η_k Tra bảng B

MỤC LỤC

Nội dung Trang

Chương I: TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC 3

1.1 Chọn động cơ 3

1.2 Phân phối tỷ số truyền 4

1.3 Tính toán thông số trên các trục 4

1.4 Bảng tổng hợp kết quả 5

Chương II: THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN 7

2.1 Thiết kế bộ truyền xích 7

2.1.1 Chọn loại xích 7

2.1.2 Xác định các kích thước và thông số bộ truyền 7

2.1.3 Tính lực tác dụng lên trục 11

2.1.4 Tổng hợp kết quả tính toán 12

2.2 Thiết kế bộ truyền bánh răng 13

2.2.1 Chọn vật liệu và xác định ứng suất cho phép 13

2.2.2 Xác định các thông số của bộ truyền 16

2.2.3 Tính kiểm nghiệm 19

2.2.4 Phân tích và tính lực ăn khớp 22

2.2.5 Tổng hợp kết quả tính toán 23

Chương III: CHỌN KHỚP NỐI, TÍNH TRỤC, THEN VÀ Ổ LĂN 24

3.1 Chọn khớp nối (không yêu cầu kiểm nghiệm) 24

3.2 Lực tác dụng lên trục và khoảng cách các gối đỡ và điểm đặt lực 26

3.2.1 Chọn vật liệu chế tạo trục 26

3.2.2 Sợ đồ phân tích lực chung và giá trị lực/ momen xoắn 27

3.2.3 Tính sơ bộ đường kính trục 27

3.2.4 Xác định khoảng cách gối đỡ và các điểm đặt lực 28

3.3 Tính toán thiết kế trên trục II (yêu cầu tính chi tiết) 31

3.3.1 Thiết kế trục 27

3.3.2 Tính chọn then 34

3.3.3 Tính kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh và mỏi 34

3.3.4 Tính chọn ổ lăn 36

3.3.5 Sơ đồ bố trí ổ lăn 41

3.3.6 Kiểm nghiệm ổ lăn theo khả năng tải động 42

3.3.7 Kiểm nghiệm theo khả năng tai tĩnh 43

3.4 Tính toán thiết kế cụm trục I (không yêu cầu tính chi tiết) 44

Chương IV: THIẾT KẾ KẾT CẤU 43

4.1 Các kích thước cơ bản của vỏ hộp giảm tốc 45

4.2 Kết cấu bánh răng 47

4.3 Kết cấu nắp ổ và một số kết cấu khác 48

Chương V: BÔI TRƠN, LẮP GHÉP VÀ ĐIỀU CHỈNH ĂN KHỚP 54

5.1 Bôi trơn 54

5.1.1 Bôi trơn hộp giảm tốc 54

5.1.2 Bôi trơn ổ lăn 54

5.2 Bảng kê kiểu lắp, sai lệch giới hạn và dung sai lắp ghép 54

5.3 Điều chỉnh ăn khớp 56

-Tài liệu thảm khảo:

[1] Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí (tập 1 + 2) – Trịnh chất, Lê Văn Uyển

[2] Chi tiết máy (tập 1 + 2) – Nguyễn Trọng Hiệp

[3] Dung sai và lắp ghép – Ninh Đức Tốn

η br= 0,98- hiệu suất bộ truyền bánh răng

η ol= 0,99- hiệu suất 1 cặp ổ lăn

η ot= 0,98- hiệu suất 1 cặp ổ trượt

η x= 0,92- hiệu suất bộ truyền xích

 η k= 1 - hiệu suất khớp nối

-xác định số vòng quay yêu cầu của động cơ:

Ta có vận tốc quay sơ bộ của động cơ cần có:

Tỷ số truyền sơ bộ của hệ thống là:u sb= u x u br

Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ điện là nđb =1500 v/ph

-Chọn động cơ:Tra bảng phụ lục trong tài liệu [1] chọn động cơ thỏa mãn

Kiểu động cơ Pđc (kW) n v phdc ( / ) Tmax/

Tdn

ddc(mm)

Chọn tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng là ubr=4,5

Suy ra tỉ số truyền của bộ truyền xích là: u x=13,854 =3,46

-Ta có:u t=13,85 ; u br=4 ; u x=3,46

1.3 Tính toán thông số trên các trục

- Công suất trên trục công tác là:Pct= Plv = 2,78 kW

- Công suất trên trục II: PII =η P ct

ot η x= 0,99.0,922,78 =3,05 kW

- Công suất trên trục I: PI = P II

η ol .η br=0,99.0,983,05 =3,14 kW

- Công suất trên trục động cơ: Pđc ¿ P I

η k .η ol =

3,14 0,99.0,99=¿3,2 kW-Số vòng quay của trục I( trục động cơ): n I=1440 v/ph

-Số vòng quay của trục II: n II= n I

- Mômen xoắn thực trên trục động cơ là:

T đ ct=9,55.10 6. P đ c

n đ c=9,55 10

6. 3,2

1440=21222,22 N mm-Mômen xoắn trên trục I là :

Momen xoắn

T(N.mm)

Chương II: THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN

2.1 Thiết kế bộ truyền xích

Thông số đầu vào{ P1 =P II=3,05(kW )

Chọn loại xích ống con lăn

2.1.2 Xác định các kích thước và thông số bộ truyền

- Chọn số răng đĩa xích:

Z1=29−2 u=29−2.3,46=22,08= ¿Chọn Z1=2 3

Z2=u Z1=3,46.23=79,58= ¿Chọn Z2=81

-Xác định bước xích:

Bước xích p được tra bảng 5.5Tr81 [1] với điều kiện: P t ≤[ P] trong đó:

P t – công suất tính toán: P t=P k k z k n

k0: Hệ số ảnh hưởng của vị trí bộ truyền: Tra bảng B5.682 [1]

Với @ = 45°, ta được ko = 1

k a– hệ số ảnh hưởng của bộ truyền ngoài và chiều dài xích:

Chọn a = (30÷50).p→ tra bảng B5.682 [1] ta được ka = 1

k đc : Hệ số ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích: Tra bảng B5.682 [1]

⇒ k đc=1,1(Vị trí trục được điều chỉnh bằng 1 trong các đĩa xích)

k bt – hệ số ảnh hưởng của bôi trơn : Tra bảng B5.682 [1] ta được kbt = 1,3 (do môi trường có bụi)

k đ - Hệ số tải trọng động: Tra bảng B5.682 [1] ta được k đ=1,3 (va đập vừa)

k c - Hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền Tra bảng B5.682 [1] với số ca làm việc là 2 ta được k c=1

 k =k0k a k đc k bt k đ k c= 1,1.1.1 1,3.1,3 1=1,86

Công suất tính toán: P t=P k k z k n=3,05.1,86 1,1 1,1=6,9(kW )

Tra bảng B5.581 [1] với điều kiên:{ P d ≤ [P]

n01=400(vg / ph) được:

 Bước xích : p = 19,05 (mm)

 Đường kính chốt: d c=5,96 (mm)

 Chiều dài ống: B = 17,75 (mm)

 Công suất cho phép :[P] = 8,38 (kW)

-Xác định khoảng cách trục và số mắt xích:

Chọn sơ bộ: a = 40.p =40.19,05= 762 (mm)

Số mắt xích:

2 +

(81−23 )2.19,05

4 π2.762 x=134,13 => Lấy x = 134

Chiều dài xích L =x.p =134.19,05 =2553 (mm)

Tính lại khoảng cách trục:

Tra bảng  

5.9

1 85

B

với xích 2 dãy có p = 19,05 (mm) tađược:

 Q = 31,8 (kN)

 Khối lượng 1m xích: q = 1,9 (kg)

kđ – Hệ số tải trọng động: Do làm việc ở chế độ trung bình => kđ = 1,2

Vận tốc trung bình của xích:

v= Z1 q n1

60000 =

23.19,05.360

60000 =2,63(m/s)

Ft – Lực vòng:F t=1000 P

1000.3,05 2,63 =1159,7(N )

F v– Lưc căng do lực ly tâm gây ra:

=>Đảm bảo đủ bền

- Xác định các thông số của đĩa xích:

*Đường kính vòng chia:

Kđ – Hệ số tải trọng động: Theo như mục trên ta đã tra được Kđ = 1,2

A – Diện tích chiếu của bản lề: Tra bảng  

5.12 1 87

B

=>A =106 (mm2)

kr – Hệ số ảnh hưởng của số răng đĩa xích, tra bảng ở trang 87 tài liệu [1]theo số răng Z1 = 23 ta được kr = 0,48

kđ – Hệ số phân bố tải trọng không đều giữa các dãy Kđ=1

Fvđ – Lực va đập trên m dãy xích:

2.1.4 Tổng hợp kết quả tính toán

Đường kính vòng đĩa

2.2 Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng

Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

Thông số đầu vào:

 Giới hạn chảy σch2=450 (MPa)

Vật liệu bánh răng nhỏ:

a Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép:

0 lim

0 lim

F

Z Z K K S

Y Y K K S

2 70 1,8

H F

HB HB

H F

H F

H

F

H m HL

HE F m FL

F

N K

N N K

mH, mF – Bậc của đường cong mỏi khi thử về ứng suất tiếp xúc Do bánhrăng có HB<350 => mH = 6 và mF = 6

NHO, NFO – Số chu kỳ thay đổi ứng suấtkhi thử về ứng suất tiếp xúc và ứng

c – Số lần ăn khớp trong 1 vòng quay: c=1

n – Vận tốc vòng của bánh răng

t∑ – tổng số thời gian làm việc của bánh răng

 NEF1=NHE1=60.c.n1.lh=60.1.1440.8000=691.106

NHE2=NEF2=60.c.n2.lh=60.1 8000=173.106

Ta có: NHE1> NHO1 => lấy NHE1= NHO1 => KHL1= 1

NHE2> NHO2 => lấy NHE2= NHO2 => KHL2= 1

NFE1> NFO1 => lấy NFE1= NFO1 => KFL1= 1

NFE2> NFO2 => lấy NFE2= NFO2 => KFL2= 1

Do vậy ta có:

0 lim1

1 0 lim2

2 0 lim1

1 0 lim2

1,1 441

1, 75 414

H F

F F

H a

T1 – Moment xoắn trên trục chủ động: T1 =20824 (N.mm)

[σH] - Ứng suất tiếp xúc cho phép: [σH] = 495.46(MPa)

B

với bộ truyền đối xứng, HB < 350 ta chọn được ba 0, 4

0,5 ( 1) 0,5.0, 4(4 1) 1,0

KHβ, KFβ – Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng

khi tính về ứng suất tiếp xúc và uốn: Tra bảng

6.7 [1]

H F

K K

2.2.2.1 Mô đun pháp

m = (0,01÷0,02)aw = (0,01÷0,02).90= 0,9-1,8(mm)

Tra bảng

6.8 [1]

99

B

chọn m theo tiêu chuẩn: m = 1,5(mm)

2.2.2.2 Xác đ nh s răngịnh số răng ố răng

4

t

u u

2.2.2.3 Xác đinh góc ăn khớp a tw và góc nghiêng răng b

 V =2,72 (m/s)Nội suy tuyến tính ta được: {K Hv=1,04

2.2.3 Ki m nghi m b truy n bánh răng ểm nghiệm bộ truyền bánh răng ệu bánh răng và xác định ứng suất cho phép ộ truyền ền

2.2.6.1 Ki m nghi m v ng su t ti p xúcểm nghiệm về ứng suất tiếp xúc ệm về ứng suất tiếp xúc ề ứng suất tiếp xúc ứng suất tiếp xúc ất tiếp xúc ếp xúc

B

=> ZM = 274 MPa1/3

ZH – Hệ số kể đến hình dạng của bề mặt tiếp xúc:

2cossin(2 )

b H

Do bánh trụ răng nghiêng nên = b=15,63o=b=15,63o =b=15,63o

Z – Hệ số sự trùng khớp của răng: Phụ thuộc vào hệ số trùng khớp ngang εαH]=

σ H=274.1,7 0,78 √2.20824 1,278 (4+1)36.4 36 36 = 433,87 ( MPa ) < [σ H]

 Kiểm nghiệm về độ bền uốn:

[ F ],[ F ] - Ứng suất uốn cho phép của bánh chủ động và bị động:

Hệ số tải trọng khi tính về uốn: K F K FK FK Fv=1,4.1,1.1,1=1,54

Z v 2= Z2

cosβ3=

92 0,9583=104,64

Tra bảng  

6.18

1 109

K K

 Đường kính vòng cơ sở: Góc prôfin gốc: αH]= = 200

Fr1=Fr2=F t tg α wt

cosβ =1156,9.tg(20,8)0,958 = 458,7 (N)

Lực dọc trục:

Fa1=Fa2=Ft.tgβ = 1156,9.tg(16,66)=346,2 (N)

2.2.5 Tổng hợp kết quả tính toán

Ch ương III: CHỌN KHỚP NỐI, TÍNH TRỤC, THEN VÀ Ổ LĂN ng III: CH N KH P N I, TÍNH TR C, THEN VÀ LĂN ỌN KHỚP NỐI, TÍNH TRỤC, THEN VÀ Ổ LĂN ỚP NỐI, TÍNH TRỤC, THEN VÀ Ổ LĂN ỐI, TÍNH TRỤC, THEN VÀ Ổ LĂN ỤC, THEN VÀ Ổ LĂN Ổ LĂN

Thông số đầu vào:

- Mô men cần truyền: T = Tđc = 21222 (N.mm)

- Đường kính trục động cơ: dđc = 35 (mm)

3.1 Chọn khớp nối (không yêu cầu kiểm nghiệm)

-Sử dụng khớp nối vòng đàn hồi để nối trục

Ta chọn khớp theo điều kiện:

dt – Đường kính trục cần nối: dt = dđc =35 (mm)

Tt – Mô men xoắn tính toán: Tt = k.T với:

k – Hệ số chế độ làm việc, phụ thuộc vào loại máy Tra bảng

 

16.1 2 58

Thông số Ký hiệu Giá trị

Môment xoắn lớn nhất có thể truyền được Tkn cf 250 N.mĐường kính lớn nhất có thể của trục nối dkn cf 45 mm

3.2 Lực tác dụng lên trục và khoảng cách các gối đỡ và điểm đặt lực

3.2.2 Sợ đồ phân tích lực chung và giá trị lực/ momen xoắn

Ta có chiều rộng ổ lăn trên các trục: b01=15(mm);b02=23(mm)

Các kích thước khác liên quan đến chiều dài trục, chọn theo bảng 10.3 1

-Khoảng cách từ mặt mút 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 bulông: hn=20(mm)

Sơ đồ trục:

Với trục I:

-Chiều dài mayơ của nửa khớp nối:

lm12=(1,4÷2,5)d1=(1,4÷2,5).20=(28÷50)(mm)  chọn lm12=45 (mm)-Chiều dài mayơ bánh răng trụ:

3.3 Tính toán thiết kế trên trục II (yêu cầu tính chi tiết)

•Theo phương oy: ∑F y=0

Do Fx1 và Fx0 âm suy ra chiều của Fx1 và Fx0 là ngược lại

Biểu Đồ mô men :

-Mô men uốn tổng, mô men tương đương và đường kính:

-τc,[ τc]:Ứng suất cắt và ứng suất cắt cho phép

[ τc]=40÷60 MPa khi chịu tải trọng va đập nhẹ

-T-Mô men xoắn trên trục

-d-đường kính trục

-lt,h,b,t –kích thước tra bảng B

9.1( )173

Ta có:

 Chiều rộng then:b=8(mm)

 Chiều cao then:h=7(mm)

 Chiều sâu rãnh then trên trục t1=4 (mm)

 Chiều sâu rãnh then trên lỗ t2= 2,8 (mm)

 Chiều dài then:l=(0,8÷0,9).lm23= 24÷27 (mm)

Khoảng cách từ chân răng đến rãnh then:

X=d f 1−d11

2 −t2 = 42−30

2 −2,8=3,2<2,5 m=5Vậy tại vị trí này ta làm bánh răng liền trục

+Xác định mối ghép then cho trục 1 lắp khớp nối:d23=22 (mm),chọn then bằng tra bảng B

 Chiều cao then : h= 6 mm

 Chiều sâu rãnh then trên tấm trục: t1= 3,5 (mm)

 Chiều dài then: l =(0,8÷0,9)lm22

Vậy mối ghép then đảm bảo độ bền dập và độ bền cắt

3.3.3 Tính kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh và mỏi

+ Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi:

Độ bền của trục được đảm bảo nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện:

trong đó : σ−1 và τ−1 - giới hạn mỏi uốn và xoắn với chu kỳ đối xứng Có thể

lấy gần đúng: σ-1=0,436 σb=262MPa

τ-1=0,58 σ-1=152Mpaaj

197 với : σ b=600 MPa

0,050

Ra=2,5÷0,63 μm,chọn Km,chọn Kx=1,06

Ky-Hệ số tăng bền bề mặt trục,không dùng phương pháp tăng bền có Ky=1

εσ, ετ –Hệ số kích thước,kể đến ảnh hưởng của tiết diện trục đến giới hạn mỏi

Kσ , Kτ-Hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn

-Kiểm nghiệm tại tiết diện ở ổ lăn: {M ol=57035 Nmm

τ aj=τ mj= T j

2W 0 j=

48672 2.3066,4=7,94

Do tiết diện này lằm ở ổ lăn nên tiết diện bề mặt trục lắp có độ dôi ra.Chọn kiểu

τ mj=τ aj= τ max

2 w oj=

48672 2.1927,38=12,6(MPa)

Ta thấy sự tập trung ứng suất tại trục lắp khớp nối là do rãnh then và do lắp ghép

3.3.4.2.Ch n kích th ọn vật liệu bánh răng và xác định ứng suất cho phép ước ổ lăn ổ lăn c lăn

Chọn theo khả năng tải động Đường kính trục tại chỗ lắp ổ lăn :

D21= d20 = 25 (mm)

Xét Fa/Fr1=259,7/1.720 =0,36 ¿0,3 →chọn ổ bi đỡ chặn

Dựa vào bảng trang 255 ta chọn loại ổ bi kí hiệu 46305

Tải trọng động quy ước trên các ổ:

3.3.7.Ki m nghi m theo kh năng t i tĩnh ểm nghiệm bộ truyền bánh răng ệu bánh răng và xác định ứng suất cho phép ả năng tải động ả năng tải động

Qt=1,08 kN < C0=11,6 (kN) thỏa mãn điều kiện bền.

3.4 Tính toán thiết kế cụm trục I(không yêu cầu tính chi tiết)

3.4.1 Thiết kế trục

Với dsb1 = 20 mm

Ta chọn đường kính các đoạn trục:

-Tại tiết diện lắp bánh răng: dbr =25 mm

-Tại tiết diện lắp ổ lăn: dol =20 mm

-Tại tiết diện lắp đĩa xích : dx =18 mm

 Chiều cao then:h=7(mm).

 Chiều sâu rãnh then trên trục t1=4(mm)

 Chiều sâu rãnh then trên lỗ t2= 2,8 (mm)

 Chiều dài then:l=(0,8÷0,9).lm13= 46,4÷52,2 (mm)

Chọn l= 50 (mm)

+Xác định mối ghép then cho trục 2 lắp đĩa xích:dx=18 mm

Chọn then bằng tra bảng B

9.1( )173

a

[1] ta có:

 Chiều rộng then:b= 6 mm

 Chiều cao then : h=6 mm

 Chiều sâu rãnh then trên tấm trục: t1= 3,5 (mm)

 Chiều dài then: l =(0,8÷0,9)lm12= 46,4÷52,2(mm)

Đường kính trong: d= 20 mm

Đường kính ngoài: D= 52 mm

Khả năng tải động: C= 12,5 kN

Khả năng tải tĩnh: C0= 7,94 kN

Chiều rộng ổ lăn: B= 15mm

Chương IV: THIẾT KẾ KẾT CẤU

4.1 Các kích thước cơ bản của vỏ hộp giảm tốc

-Hộp giảm tốc để đảm bảo vị trí tương đối giữa các chi tiết và bộ phận máy,tiếp nhận tại trọng do các chi tiết lắp trên vỏ truyền đến,đựng dầu bôi trơn bảo vệ các chi tiết máy tránh bụi bẩn

Chi tiết cơ bản của hộp giảm tốc là độ cứng cao và khối lượng nhỏ

Chọn vật liệu làm hộp giảm tốc là gang xám GX 15-32

Chọn bề mặt ghép ráp và thân đi qua tâm trục song song với đáy

- Các kích thước cơ bản của các phần tử tạo nên hộp giảm tốc:

Chiều dày: Thân hộp 

Nắp hộp 1

 =0,03a+3=0,03.120+3=6,6 (mm)

 >6 chọn  =8 (mm)1

 =0,9 =7,2 (mm)Chọn 1=8 (mm)Gân tăng cứng: chiều dày e

Bu lông ghép bích nắp và thând3

Chiều dày bích thân hộp S3

Chiều dày bích nắp hộp S4

Kích thước gối trục:

Đường kính ngoài và tâm lỗ vít

Khe hở giữa các chi tiết:

Giữa bánh răng với thành trong

4.2 Kết cấu bánh răng

- Bánh răng I: làm liền trục

- Bánh răng II:

Do đường kính bé hơn 500mm, bánh răng được chế tạo bằng phôi dập, có làm lõm

ở giữa

- Kích thước c: c = (0,2÷0,3)bw = (0,2÷0,3)36, chọn c = 10 (mm)

-Bu lông vòng hoặc vòng móc:

Để nâng và vận chuyển hộp giảm tốc, ta làm vòng móc lắp trên nắp hộp Vòng móc có chiều dày S và đường kính D chọn theo công thức bằng (2÷3)δ =

(16÷24)mm => Chọn S = 16mm, D = 17mm

-Cửa thăm: Để kiểm tra, quan sát các tiết máy trong hộp và để đổ dầu vào hộp, ta

làm cửa thăm Kích thước của cửa thăm được chọn theo kích thước của nắp hộp

Khi làm việc nhiệt độ trong hộp tăng lên để giảm áp suất và điều hòa không khí bên trong và bên ngoài hộp ta dùng nút thông hơi nắp trên cửa thăm

- Kiểm tra mức dầu: dùng que thăm dầu để kiểm tra mức dầu

-Các chi tiết liên quan:

Lót kín bộ phận ổ nhằm mục đích bảo vệ ổ khỏi bụi bặm, chất bẩn, hạt cứng và cáctạp chất khác xâm nhập vào ổ, đề phòng mỡ chảy ra ngoài

Vòng phớt được dùng để lót kín và là chi tiết được dùng khá rộng rãi do có kết cấuđơn giản, thay thế dễ dàng nhưng chóng mòn và ma sát lớn khi bề mặt có độ nhámcao Ta chỉ cần chọn vòng phớt cho trục vào và ra và tra bảng 15-17 trang 50.

a

0

Để ngăn cách mỡ trong bộ phận ổ với dầu trong hộp thường dùng các vòng chắn

mỡ (dầu) Kích thước vòng chắn mỡ (dầu) cho như hình vẽ