Các thông số của đĩa xích và lực tác dụng lên trục... Tmax là Mômen xoắn lớn nhất trong các mômen Ti Ti , ni , ti lần lượt là mômen xoắn trong chế độ làm việc thứ i và số vòng quay ,t
Trang 1N ct: công suất cần thiết trên trục động cơ
N lv: công suất tính toán trên trục máy công tác
Ƞ: hiệu suất truyền động
N lv = 1000F v =5200 x 0.75
1000 = 3.9 kW
Dựa vào bảng 2.3 ta có:
Hiệu suất khớp nối: Ƞk = 1
Hiệu suất bộ truyền bánh răng: Ƞ br = 0.96
Hiệu suất bộ truyền xích: Ƞ x=0.9
Hiệu suất bộ truyền băng tải: Ƞ bt = 0.96
Hiệu suất một cặp ổ lăn: Ƞ ol = 0.99
Hiệu suất bộ truyền chung:
Ƞ = Ƞ ol4 Ƞ br3 Ƞ x.Ƞ bt.Ƞ ol
= 1x0.994
x 0.963x 0.9 x 0.96 = 0.7343Trong trường hợp tải thay đổi:
P t = N lv.√¿ ¿ ¿ = 3.5956
Trang 2P ct = N lv β
Ƞ = P t
Ƞ = 3.59560.7343 = 4.897 b/ Số vòng quay sơ bộ
u h:tỉ số truyền động của hộp giảm tốc bánh răng trụ (8÷40)
u n: tỉ số truyền bộ truyền ngoài, u n=u x=2÷ 5
II PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
1/ Công suất làm việc: P ct = 4.897 kW
Trang 3Tỉ số truyền chung của hệ: u t = n đc
n lv=
96031.831 = 30.159
u hlà tỉ số truyền của hộp giảm tốc
Theo bảng 3.1, Tài liệu tính toán và thiết kế HTTĐCK – Trịnh Chất
Trang 4T2 = 9,55.106.P2
n2 = 9,55.106.
4.42268.15 = 157415.52 Nmm
T3 =9,55.106.P3
n3 = 9,55.106.
4.2196.11 = 418327.95 Nmm
T4 = 9,55.106.P4
n4 = 9,55.106.
3.59731.86 = 1078196.8 Nmm
157415.52
418327.95
1078196
8
Trang 5CHƯƠNG II: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH
Trang 6kc = 1,25 băng tải làm việc 2 ca
kbt = 1,3 môi trường làm việc có bụi, bôi trơn đạt yêu cầu
k = 1.1.1.1,3.1,2.1,25 = 1,95
P = P3 = 4,21 kw công suất cần truyền
Công suất tính toán:
Pt = 4,21 1 95.1 08 2.08= 18.44 kw
Tra bảng 5.5 với n01 = 200 (vòng/phút) chọn bộ truyền xích 1 dãy có bước xích
p = 31,75 (mm) thõa điều kiện bền mòn Pt≤[P] = 19,3, đồng thời tra bảng 5.8 ta có p <
Trang 7= 107.78Lấy số mắc xích chẵn x = 108 ( số mắc xích phải chẵn) tính khoảng cách trục theo công thức:
Trang 8A = 262 mm2 diện tích chiếu mặt tựa bản lề của con lăn, dựa vào bảng 5.12
kd = 1 dùng cho xích 1 dãy, hệ số tải trọng không đều
Trang 9= 580.26 MPa ≤ [бH] = 600 thõa điều kiện.
Như vậy dùng thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB210 sẽ đạt được ứng suất tiếp xúc cho phép [бH] = 600MPa, đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho răng đĩa 1 Tương tự,
[б H2] ≤ [бH] (với cùng vật liệu và nhiệt luyện)
3 Các thông số của đĩa xích và lực tác dụng lên trục
Trang 10CHƯƠNG 3 1.Tính Toán cấp nhanh
Bánh nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB1 241 285, ta chọn:
HB1 = 245 có σ b 1 = 850 MPa,σ ch1 = 580 MPa ;
Bánh lớn : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB2 192 240, ta chọn:
HB2 = 200 có σ b 2 = 750 MPa,σ ch2 = 450 MPa
1.2 Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép :
1.2.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép
[σ H] là ứng suất tiếp xúc cho phép (MPa)
σ Hlim0 là giới hạn mỏi tiếp xúc tương ứng với số chu kì cơ sở (Tra bảng
6.2 ) ta được : σ Hlim0 = 2.HB + 70 (MPa)
Giới hạn mỏi tiếp xúc tương ứng số chu kì cơ sở của bánh nhỏ :
K HL là hệ số tuổi thọ phụ thuộc vào N HE,N HO,N FO, N FE
N HE là số chu kì làm việc tương đương của đường mỏi tiếp xúc
N HE = 60.c ∑¿¿.ni.ti (6.7)
c là số lần ăn khớp của răng trong trường hợp này là : c = 1
Trang 11 Tmax là Mômen xoắn lớn nhất trong các mômen Ti
Ti , ni , ti lần lượt là mômen xoắn trong chế độ làm việc thứ i và số vòng quay ,thời gian làm việc tính theo giờ
Số chu kì làm việc tương đương của bánh nhỏ :
=>> Vì : NHE1 > NHO1 ; NFE1 > NFO1
NHE2 > NHO2 ; NFE2 > NFO2
Trang 121.2.2 Ứng suất uốn cho phép
Do răng làm việc 1 mặt (răng chịu ứng suất thay đổi mạch động) nên
ứng suất uốn được tính theo công thức sau:
[σ F] = σ Flim0 K S FL
F Y R Y s K xF K FC (6.2)
Chọn sơ bộ : Y R Y s K xF= 1
Do đó ta có : [σ F] = σ Flim0 K S FL
F K FC
KFC là hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải khi quay hai chiều đến độ bền
mỏi Ở đây quay 1 chiều nên KFC = 1
SF là hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc của mặt răng (Tra bảng 6.2) ta được: S F = 1,75
[σ F] là ứng suất uốn cho phép (MPa)
σ Flim0 là giới hạn mỏi uốn tương ứng với số chu kì cơ sở (Tra bảng 6.2) ta được : σ Flim0 = 1,8HB
Giới hạn mỏi uốn tương ứng số chu kì cơ sở của bánh nhỏ :
Trang 13 Ứng suất uốn cho phép của bánh lớn :
Chọn sơ bộ β = 340 ; do đó cosβ = 0,829; theo (6.31) số răng bánh nhỏ:
z1 = 2 a w 1 cosβ
[m(u1+1)] =
2.125.0,8292.(3,58+1) = 22.63
Trang 14c, Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
Ứng suất trên mặt răng làm việc:
σ H = Z M Z H Z ԑ √2.T1K H (u+1)
b w u d w 12 (6.33)Theo bảng 6.5, ZM = 274MPa1/3 ; (hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng
Theo CT (6.37) , ԑβ = bw.sinβ/m.π =0,4.125sin(32.86)/2,5.π = 3,45
>1(với ԑβ là hệ số trùng khớp dọc, bw là chiều rộng bánh răng)
Trang 15Thay các số liệu trên ta vừa tính vào CT (6.33), ta được:
Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải TMĐK
Trang 16e,Kiểm nghiệm răng về quá tải:
Theo CT (6.48) với Kqt = Tmax/T = 1,7
σH1max= σH.√K qt = 337,44.√1,7 = 439.96 (MPa)<[σ H]max=1260(MPa)
Theo CT (6.49) , ta có:
σF1max= σF1.√K qt = 56,86.√1,7 = 74,14 (MPa)<[σ F 1]max=464(MPa)
σF2max= σF2.√K qt = 55,33.√1,7 = 72,14 (MPa)<[σ F 2]max=360(MPa)
g,Các thông số và kích thước bộ truyền:
Theo các công thức trong bảng (6.11),ta tính được:
Đường kính vòng chia : d1 = m.z1/cosβ = 2.23/0,889 = 55,49 (mm)
=> d2= m.z2/cosβ = 2.82/0,8417 = 197,82 (mm)
Đường kính đỉnh răng : da1= d1 + 2.(1+x1−∆y).m
= 55,49+2.(1+0−0).2,5=59,49 (mm)
=> da2= d2 + 2.(1+x2−∆y).m = 197,82+2.(1+0−0).2,5=201,82 (mm)Đường kính đáy răng : df1 = d1 – (2,5−2.x1).m
= 65,35 – (2,5).2,5 = 50,49 (mm)
=> df2 = d2 – (2,5−2.x2).m
= 197,84 – (2,5).2,5 = 192,82 (mm)
Trang 17đó (tra bảng 6.7) ta chọn:K Hβ = 1,03 (sơ đồ 7) ;u2 = 2,79;[σ H 2] = 427 (MPa)
Tốn thất sẽ được tính đến do ma sát trên mặt răng ở cấp nhanh (η = 0,96) và tổn thất trên 1cặp ổ lăn (η = 0,99) , công suất trên trục bánh chủ động của cấp chậm: P1 = 0,96.0,99.4,42 = 4,201(kW) Do đó T1 = 9,55.106.n P1
Theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế thì ta nên chọn môđun tiêu
chuẩn của bánh răng cấp chậm = môđun ở cấp nhanh m = 2(mm)
Ta có : vì cấp chậm là bộ truyền răng thẳng nên β = 00 => cos β = 1 Theo CT (6.31) số răng bánh nhỏ: z1 = 2.aw2/[m.(u2+1)] = 47,5 Lấy z1 = 47
Trang 19Với v = 1,33 (m/s),theo bảng 6.13 dùng cấp chính xác 9, do đó theo bảng (6.16) ta có go = 73.Theo CT(6.42): vH = δH.go.v.√a w 2
Trang 20e, Kiểm nghiệm răng về quá tải:
răng về quá tải của cấp nhanh => đều đạt yêu cầu như nhau hết
g,Các thông số và kích thước bộ truyền cấp chậm (bánh răng trụ thẳng)
Theo các công thức trong bảng (6.11),ta tính được:
Đường kính vòng chia : d1 = m.z1/cosβ = 2.41/1= 82(mm)
=> d2= m.z2/cosβ = 2.131/1= 262(mm)Đường kính đỉnh răng : da1= d1 + 2.(1+x1−∆y).m
= 82+2.(1+0,3−0,047).2= 87,012(mm)
=> da2= d2 + 2.(1+x2−∆y).m = 262+2.(1+0,747−0,047).2= 268,8 (mm)
Đường kính đáy răng : df1 = d1 – (2,5−2.x1).m
= 82 – (2,5−2.0,3).2 = 78,2(mm)
=> df2 = d2 – (2,5−2.x2).m = 262 – (2,5−2.0,747).2= 59,988(mm)
Trang 22CHƯƠNG IV: TÍNH TOÁN VÀ THIẾT KẾ TRỤC
- Giới hạn chảy: ch = 450 MPa
II.Tính toán thiết kế trục
Trang 23Từ đó ta có kết quả như sau:
- Đường kính sơ bộ của trục I: d I
sb
= 25 (mm);
- Đường kính sơ bộ của trục II: d II sb = 40 (mm);
- Đường kính sơ bộ của trục III: d III
sb
= 50 (mm);
- Đường kính sơ bộ của trục IV: d IV sb = 70 (mm)
Dựa vào đường kính sơ bộ của các trục vừa tính toán, ta xác định được gần đúng chiều rộng của ổ lăn, theo bảng 10 2 - tr 189 - TTTKHDĐCK tập 1, ta có:
2.Phân tích lực tác dụng lên bộ truyền:
Xác định các kích thước liên quan đến bộ truyền:
- Chiều dài moay ơ bánh răng trụ, moay ơ đĩa xích được xác định theo công thức sau:
lmki = (1,2…1,5)dk (10.10)
Trong đó: dk là đường kính của trục đĩa xích hoặc bánh răng trụ thứ k
- Chiều dài moay ơ bánh răng trụ
Trang 24- Chiều dài moay ơ đĩa xích dẫn:
+ Khoảng cách từ mặt cạnh của ổ đến thành trong của hộp:
Trang 25Sơ đồ xác định khoảng cách của hộp giảm tốc bánh răng phân đôi.
3.Xác định trị số và chiều của các lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục.
Trang 26Chọn hệ tọa độ Oxyz như hình, ta có sơ đồ phân tích lực chung:
Các lực trên bánh bị động (1’, 2’, 3’) ngược chiều với lực trên bánh chủ động.
*Tính các lực vòng, lực hướng tâm và lực doc trục:
Trang 28F lx11 F y14 F y13 F lx10 F x12
F z14 F z13
35292.04 17646.02
T
53542,2
Trang 29Tính momen uốn tại tiết diện chịu tải lớn nhất:
- Tại tiết diện của khớp nối:
Mtd(A) = √M u( A)2 +0,75.T12
Trang 32Tính momen uốn tại tiết diện chịu tải lớn nhất:
- Tại tiết diện c-c
Mu(c-c) = √M ux2
+M uy2 = √130324,652+61592,822 = 144146,4 Nmm
+61592,822 = 144146,4 Nmm
Mtd(e-e) = √M u(e−e)2
+0,75.T22 = √144146,42+0,75 125162,92 = 180353,8 Nmm
de-e ≥3
√M td (e−e)
0,1.[σ] = 3
√180353,80,1.50 = 33,04 mm (chọn d = 34 mm)
Trang 36Tính momen uốn tại tiết diện chịu tải lớn nhất:
- Tại tiết diện h-h
dF ≥3
√ M td (F )
0,1.[σ] = 3
√281268,20,1.50 = 38,3 mm (chọn d = 40 mm)
Trang 37Chọn d33 = 40 mm
d32 = 50 mm
d31 = d30 = 45 mm
4 Tính kiểm nghiệm về độ bền mỏi.
Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo được độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện sau:
+ Giới hạn mỏi xoắn τj-1 = 0,58.σ-1 = 0,58.327 = 189,66(MPa)
σaj , τjaj , σmj , τjmj lần lượt là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiếp diện j :
+ Vì trục quay 1 chiều nên ứng suất uốn biến đổi theo chu kì đối xứng:
σmj = 0 và σaj = σMaxj = W M j
j (10.22)+ Khi trục quay 1 chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động:
Trang 38+ ψσ và ψτj : hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến
độ bền mỏi , tra bảng 10.7 sách thiết kế dẫn động tr.197 ta được :
+ Ky là hệ số tăng bền bề mặt trục phụ thuộc vào phương pháp tăng bền
bề mặt , cơ tính vật liệu , tra bảng 10.9 sách thiết kế dẫn động tr.197,ở đây ta không dùng đến các phương pháp tang bền bề mặt do đó Ky = 1
+ ԑ σ và ԑ τ là hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước chi tiếttrục đến giới hạn mỏi , tra bảng 10.10 sách thiết kế dẫn động tr.198 tùy theo
ta chọn từng tiết diện chi tiết một:
Tiết diện a-a: ԑ σ = 0,88 ; ԑ τ = 0,81
Trang 39 Các kết quả được tính như sau :
Trang 40*Trục 2:
Xét tại tiết diện d-d
Đường kính trục dd-d = 40, tra bảng 9.1a trang 173 ta có:
sd-d = S σd −d S τd−d
√S σd−d2 +S2τd−d
= 3,365.14,6
√3,3652+14,62 = 3,28 > [s]
Trang 41Vậy tiết diện d-d đảm bảo độ an toàn cho phép.
*Trục 3
Xét tại tiết diện h-h
Đường kính trục dh-h = 50, tra bảng 9.1a trang 173 ta có:
Trang 42Xét tại tiết diện F
Đường kính trục dF = 45, tra bảng 9.1a trang 173 ta có:
sF = S σF S τF
√S σF2 +S τF2 = 4,93.7,86
√4,932+7,862 = 4,175 > [s]
Vậy tiết diện F đảm bảo độ an toàn cho phép
*Kết luận: Vậy tất cả các trục đều làm việc an toàn.
Trang 43Chương V Then
5.1.Chọn loại then Then bằng.
5.2.Chọn kích thước tiết diện then theo đường kính trục.
- Kích thước then tra theo bảng 9.1a sách Thiết kế dẫn động trang 173
- Trị số momen cảm uốn và xoắn tính theo công thức trong bang 10.6, sách Thiết kế dẫn động trang 196
- Các thông số của then – momen xoắn tại các tiết diện trục được thể hiện qua bảng:
5.3.Kiểm nghiệm then
Điều kiện bền dập và điều kiện bền cắt được xác định như sau:
T – momen xoắn trên trục
lt , b, h, t – các kích thước của then
[σd] = 100MPa - ứng suất dập cho phép tra bảng 9.5 sách thiết kế dẫn động trang 178[τjc] = 40…60 MPa - ứng suất cắt cho phép, với thép 45 chịu tải trọng va đập nhẹ
*Tính toán:
- Tiết diện a-a với d = 28 mm
d l t(h−t1)≤[σ d] 28.48 (7−4)2 35292,04 =¿ 17,5 MPa ≤ [σd]
Trang 45- Tiết diện G với d = 40 mm
- Quay 1 chiều, làm việc 2 ca, tải va đập nhẹ
- Thời gian làm việc Lh = 24000 giờ
3 Kiểm nghiệm khả năng tải của ổ.
- Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ A
- Hệ số kể đến vòng quay (vòng trong quay) V = 1
- Đối với ổ đỡ chịu lực hướng tâm không có lực dọc trục, dựa vào bảng 11.4 ta chọn:+ X = 1 hệ số tải trọng hướng tâm
+ Y = 0 hệ số tải trọng dọc trục
- Hệ số xét đến ảnh hưởng của nhiệt độ (tra bảng 11.2 sách Cơ sở thiết kế máy trang 392)
Trang 46Q: tải trọng động quy ước
L: tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay
m: bậc đường cong mỏi khi thử về ổ lăn, m = 3 đối với ổ bi
4 Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ.
Hệ số tải trọng hướng tâm và hệ số tải trọng dọc trục (bảng 11.6 sách Thiết kế dẫn động trang 221) với ổ bi đỡ chặn một dãy, ta có Xo = 0,5 và Yo = 0,28
- Tải trọng tĩnh quy ước:
- Quay 1 chiều, làm việc 2 ca, tải va đập nhẹ
- Thời gian làm việc Lh = 24000 giờ
Trang 47d = 30 mm
D = 62 mm
C = 18,2 kN
Co = 13,3 kN
3 Kiểm nghiệm khả năng tải của ổ.
- Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ C
- Hệ số kể đến vòng quay (vòng trong quay) V = 1
- Đối với ổ đỡ chịu lực hướng tâm không có lực dọc trục, dựa vào bảng 11.4 ta chọn:+ X = 1 hệ số tải trọng hướng tâm
Q: tải trọng động quy ước
L: tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay
m: bậc đường cong mỏi khi thử về ổ lăn, m = 3 đối với ổ bi
Trang 48Hệ số tải trọng hướng tâm và hệ số tải trọng dọc trục (bảng 11.6 sách Thiết kế dẫn động trang 221) với ổ bi đỡ chặn một dãy, ta có Xo = 0,5 và Yo = 0,47
- Tải trọng tĩnh quy ước:
Qt = Qo.Fr + Yo.Fa = 0,5.2146,5 + 0,47.345,6 = 1235,7 N < 2146,5 N
=> Qt = 2146,5 N < Co = 13300 N
Vậy ổ thõa mãn điều kiện bền tĩnh
III Trục III
Các thông số ban đầu:
- Đường kính vòng trong: dIII = 45 mm
- Số vòng quay: 144,67 vòng/phút
- Quay 1 chiều, làm việc 2 ca, tải va đập nhẹ
- Thời gian làm việc Lh = 24000 giờ
3 Kiểm nghiệm khả năng tải của ổ.
- Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ C
- Hệ số kể đến vòng quay (vòng trong quay) V = 1
- Đối với ổ đỡ chịu lực hướng tâm không có lực dọc trục, dựa vào bảng 11.4 ta chọn:+ X = 1 hệ số tải trọng hướng tâm
Trang 49Thiết kế dẫn động trang 215) ta được kđ = 1.
- Tải trọng động quy ước đối với ổ đỡ - chặn:
Q: tải trọng động quy ước
L: tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay
m: bậc đường cong mỏi khi thử về ổ lăn, m = 3 đối với ổ bi
4 Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ.
Hệ số tải trọng hướng tâm và hệ số tải trọng dọc trục (bảng 11.6 sách Thiết kế dẫn động trang 221) với ổ bi đỡ chặn một dãy, ta có Xo = 0,5 và Yo = 0,47
- Tải trọng tĩnh quy ước:
Qt = Qo.Fr + Yo.Fa = 0,5.4956,7 + 0,47.0 = 2478,35 N < 4956,7 N
=> Qt = 4956,7 N < Co = 23600 N
Vậy ổ thõa mãn điều kiện bền tĩnh
Chương VII Chọn Khớp Nối
I.Các thông số ban đầu.
Momen xoắn tại trục I: 35292,04 Nmm = 35,29 Nm
k – hệ số chế độ làm việc, phụ thuộc vào loại máy công tác
T – momen xoắn danh nghĩa
Trang 50II.Chọn khớp nối nối trục đàn hồi
Tra bảng 16.10a sách Thiết kế dẫn động Tập 2 trang 68 ta có các thông số nối trục như sau:
Trang 51III.Kiểm nghiệm sức bền dập của vòng đàn hồi.
Vậy trục nối thõa điều kiện bền dập
IV.Kiểm nghiệm sức bền của chốt.σ u= kT l0
0,1.d c3 D o Z ≤ [σu]Trong đó:
- [σu] = 80 MPa: ứng suất cho phép của chốt
- lo = l1 + l2
2 = 20 + 102 = 25
σu = 1,5.35292,04 25
0,1.103.71.6 = 31,7 MPa < [σu] = 80 MPa
Trang 52Vậy chốt thõa mãn điều kiện bền.
Chương VIII Thiết Kế Vỏ Hộp và
Các Chi Tiết Phụ
I.Thiết kế vỏ hộp giảm tốc.
- Vỏ hộp giảm tốc có nhiệm vụ đảm bảo vị trí tương đối giữa các chi tiết và các bộ phận của máy, tiếp nhận tải trọng đo các chi tiết lắp trên vỏ truyền đến, đựng dầu bôi trơn và bảo vệ các chi tiết tránh bụi
- Vật liệu chế tạo vỏ hộp là gang xám GX15-32
- Chọn bề mặt lắp ghép giữa nắp hộp và thân hộp đi qua đường tâm của trục để lắp các chi tiết thuận tiện và dễ dàng hơn Bề mặt ghép song song với mặt đế