ĐỒ án CHI TIẾT MÁY HGT ĐỒNG TRỤC 2 CẤP

YR :Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răngYs :Hệ số xét đến ảnh hưởng của vật liệu đối với tập trung ứng suất.. KxF :Hệ số xét đến kích thước của bánh răng ảnh hưởng đối

TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHỆ GIAO THÔNG VẬN TẢI

KHOA CƠ KHÍ

BỘ MÔN MÁY XÂY DỰNG

ĐỒ ÁN MÔN HỌC

CHI TIẾT MÁY

Họ và tên sv : Hoàng Văn Ngọc

ĐỒ ÁN MÔN HỌC

CHI TIẾT MÁY

Họ và tên sv: Hoàng Văn Ngọc

Mã SV : 66DCMX23107

Lớp : 66DCMX23 Giáo viên hướng dẫn: Trần Trọng Tuấn

THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

Tài liệu tham khảo

1 Trịnh Chất, Lê Văn Uyển, Tính toán hệ dẫn động cơ khí, tập I,II, NXB Giáo

dục, 1999

2 Nguyễn Văn Lẫm, Nguyễn Trọng Hiệp, Thiết kế đồ án chi tiết máy, NXB

Giáo dục, 1993

THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

Thông số:

Đường kính băng tải : D= 440 mmLực vòng trên xích tải: P= 4400NVận tốc xích tải : v= 1,6 m/sThời gian phục vụ L= 6 năm; Số ca= 2

(Chú ý: 1 năm làm việc 300 ngày và một ca làm việc 8 giờ).

PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

1 Chọn động cơ:

1.1 Xác định tải trọng tương đương

Công suất trên trục động cơ điện là Pct và được tính theo công thức :

Pct =

t

P

trong đó : Pt là công suất tính toán trên trục máy công tác (kw)

η là hiệu suất truyền của cả toàn bộ hệ thống

1.1.2 Tính hiệu suất truyền động η

Dựa vào bảng 2.3 trang 19.Trị số hiệu suất các loại bộ truyền và ổ ta chọn :

+ Hiệu suất của bộ truyền xích : x0,97

+ Hiệu suất của cặp bánh răng trụ : br 0,98

+ Hiệu suất của cặp ổ lăn: η ol =0,99

+Hiệu suất của khớp nối trục ηk=0,99

Vậy ta tính đươc hiệu suất của toàn bộ hệ thống η theo công thức :

P

1.1.3 Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ

+Tra bảng 2.4 ( trang 21) để chọn tỉ số truyền nên dùng cho các bộ truyền trong hệ,từ đó tính số vòng quay đồng bộ dựa vào số vòng quay của máy công tác:

⇒ tỉ số truyền toàn bộ ut của hệ thống được tính theo công thức:

+ ux là tỉ số truyền của truyền động xích u x= (1,5 ÷ 6) chọn ux = 2

+ uH là tỉ số truyền bánh răng trụ hộp giảm tốc 2 cấp uh=(8 ÷ 40) chọn uH = 20

+Gọi nlv là số vòng quay của trục máy công tác (trục tang quay hoặc đĩa xích tải)

và được tính theo công thức:

nlv =

60 10 60 10 1,6

69, 48440

v D

D- đường kính băng tải, (mm);

+Chọn số truyền chung sơ bộ :

Vậy số vòng quay sơ bộ của động cơ( nsb ) là:

nsb= nlv.ut

 nsb = 69,48 × 40=2779,2(vòng/phút)

Với điều kiện chọn động cơ là :

2 Chọn phân phối tỷ số truyền:

2.1.Tỷ số truyền các bộ truyền ngoài hộp giảm tốc:

- Tỉ số truyền chung của hệ thống truyền động được tính theo công thức (Theo 3.23 trang 48) Tài Liệu 1 ta có :

ut =

n dc

n lv =

292269,68 = 41,93

2.2.Tỉ số truyền của các bộ truyền trong hộp giảm tốc:

-Tính tỉ số truyền cấp nhanh (u1)và tỉ số truyền cấp chậm (u2) :

+ Tỉ số truyền của hộp giảm tốc(uh) tính theo công thức :

t

u

3.Xác định công suất, moomen; số vòng quay các trục:

3.1.Tính công suất trên các trục:

Plv = Ptd = 6,16kW

6,16

6, 4150,99 0,97

lv III

ol x

P P

III II

II I

n n

II III

n n

u

(vòng/phút)3.3 Tính mômen xoắn T ở các trục:

P n

P n

P n

P n

dc

n n





k

k k

n P

T  9 , 55 . 106

2.1.2 Xác định các thông số của xích và bộ truyền

P C C C C



Trong đó:

P1 = 3,28 kW : Công suất trên trục bánh đai chủ động

[P0]=2kW : Công suất cho phép xác định bằng bộ truyền có số đai bằng 1, chiều dài đai

l0 , tỉ số truyền u=1 và tải trọng tĩnh (Bảng 4.19[TL1])

u z

PK z

P C C C C

Lấy z = 2 đai

Chiều rộng bánh đai theo 4.17/63[TL1] và bảng 4.21/63[TL1]

(Với đai thang tiết diện A có t = 15, e = 10, h0 = 3,3)

B = (z – 1).t + 2.e = (2 – 1).15 + 2.10 =35 (mm)Đường kính ngoài của bánh đai:

da1 = d1 + 2.h0 = 125 + 2.3,3 = 131.6(mm)

da2 = d2 + 2.h0 = 250 + 2.3,3 = 256,6 (mm)Đường kính đáy bánh đai:

df1 = da1 - H = 131,6– 12,5 = 119,1 (mm)

df2 = da2 - H =256,6 – 12,5 = 244,1 (mm)

2.1.4 Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục

Lực căng ban đầu được tính theo 4.19/63[TL1]

1 0

780

d v

780 780.3, 28.1,1

9,04 172,88 9,04.0,95.2

d v

158,04

2 .sin 2.172,88.2.sin 678,86

o r

Tiết diện đai A

Bánh lớn: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192 240 có b2 750MPa,ch2 450MPa

Do tốc độ quay và cường độ làm việc nhỏ hơn bánh nhỏ nên chọn độ rắn bánh lớn thấp hơn 10-15 Chọn độ rắn bánh răng nhỏ là HB2 = 230

2.2.2.Xác định ứng suất cho phép:

Theo bảng 6-2/94[TL1], với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn 180 350 ta có:

k = mF F

FE

m N

mH,mF:bậc của đường cong mỏi khi thu về tiếp xúc và uốn

Do chọn độ rắn mặt răng HB<350 nên mH=6;mF=6

Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương

Vì bộ truyền chịu tải trọng thay đổi nhiều bậc nên NHE, NHF được tính theo công thức 7/93[TL1]; 6-8/93[TL1]:

6-3 HE



;

1 FE

ni : là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét

ti : tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét

c : số lần ăn khớp trong 1 vòng quay

NHE2 > NHo2 do đó lấy hệ số tuổi thọ KHL2 = 1;

Lấy NHE2 = NHo2

i i

T

n t T

NHE1> NHE2 >NHo1

NFE1> NFE2 > NFo1

Nên lấy hệ số tuổi thọ KHL1 = 1; KFL1 = 1Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép được tính theo công thức:

6-1/91[TL1] và 6-2/91[TL1]

o H

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

Ys :Hệ số xét đến ảnh hưởng của vật liệu đối với tập trung ứng suất

KxF :Hệ số xét đến kích thước của bánh răng ảnh hưởng đối với độ bền uốn

KFC :Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải Bộ truyền quay 1 chiều => KFC = 1

KHL; KFL :Hệ số tuổi thọ

SH ; SF : Hệ số an toàn khi tính tiếp xúc bền uốn

lim

H

 :Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với chu kỳ cơ sở

Flim :Ứng suất uốn cho phép ứng với chu kỳ cơ sở

Khi thiết kế sơ bộ ta lấy ZR.ZV.KxH = 1 và YR.Ys.KxF = 1



FL FC F

T1: Mômen xoắn trên trục bánh chủ động T1=43311,26

σH : Ứng suất tiếp xúc cho phépσH 481,8MPa

u : Tỉ số truyền u = 3,29

w w

ψba b

a



bw là chiều rộng vành răng => ψba 0,3 0,5 Chọn ψba 0,3

2.2.3.2 Xác định các thông số ăn khớp

Theo công thức 6-17[TL1] ta có m=(0,01 0,02).aw = 1,01 2,02

Theo tiêu chuẩn bảng 6-8/99[TL1] chọn m = 1,5

w

a z

1293.2939

b H

tw

Z 

ở đây b – góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở

tgb = cost.tg

với góc profin răng t = arctg(tg/cos) = arctg(tg20/cos) = 20

Khoảng cách trục chia a=0,5m( z2+ z1) /cos=0,5.1,5.(129+39)/1=126

b = arctg(cos200.tg0) = 0

a d

σ

σ ' σ 481,8.0,9.1.1 433,62

S

H  Z Z K R V xH K HL  H Z Z K R V xH   MPa

Vậy độ bền tiếp xúc thỏa mãn điều kiện

2.2.3.5 Kiểm nghiệm độ bền uốn

V V

KFv – Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn:

F w w 2 Fv

=> Vậy điều kiện đảm bảo độ bền uốn được thỏa mãn

2.2.3.6 Kiểm nghiệm răng về quá tải

Điều kiện về quá tải theo công thức 6-48/110[TL1] và 6-49/110[TL1]

với Kqt = Tmax/Tdn = 2,2

σHmax  σH K qt  448, 45 2, 2 665,15  σHmax 

1260 MPa

σF1max  σ F1K qt  85,35.2, 2 187,77  σF1 max  464 MPa

σF2max  σ F2 K qt  83, 24.2, 2 183,13  σF2 max  360(Mpa)

Vậy khả năng quá tải đạt yêu cầu

2.2.3.7 Thông số và kích thước bộ truyền:

= 0,5m(z2 + z1)/cosβ

Tỉ số truyền u 3,29

d2=m.z2/cosβ

58,5193,5

mmmm

dw2= dw1.u

57,8190,16

mmmmĐường kính đỉnh răng da da1=d1+2(1+x1-y).m

da2=d2+2(1+x2-y).m

61,5196,5

mmmmĐường kính đáy răng df df1=d1 - ( 2,5 - 2x1)m

df2=d2 - ( 2,5 - 2x2).m

54,75189,75

mmmm

db2=d2cosα

54,9181,83

mmmm

RăngRăngTổng hệ số dịch chỉnh xt

x1

x2

xt=[(z2 + z1)(invαtw – invαt)]/(2.tgα) 0

00

mmmmmm

Theo công thức 6-17[TL1] ta có m=(0,010,02).aw = 1,172,24

Theo tiêu chuẩn bảng 6-8/99[TL1] chọn m = 1,5

Theo 6-31/103[TL1]

2 .cos 2 124 cos 0

38,5 1 1,5 3, 29 1

w

a z

129

3, 2939

m

z u z

Góc ăn khớp tw tính theo công thức 6-26/101[TL1]

129 39 2 cos 20cos

o

o t

w

z m a

k = mF F

FE

m N

mH,mF:bậc của đường cong mỏi khi thu về tiếp xúc và uốn

Do chọn độ rắn mặt răng HB<350 nên mH=6;mF=6

Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương

Vì bộ truyền chịu tải trọng thay đổi nhiều bậc nên NHE, NHF được tính theo công thức 7/93[TL1]; 6-8/93[TL1]:

6-3 HE



;

1 FE

Với Ti : là mômen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét

ni : là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét

ti : tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét

c : số lần ăn khớp trong 1 vòng quay

NHE4 > NHo4 do đó lấy hệ số tuổi thọ KHL4 = 1;

Lấy NHE4 = NHo4

i i

T

n t T

NHE3> NHE4 >NHo3

NFE3> NFE4 > NFo3

Nên lấy hệ số tuổi thọ KHL3 = 1; KFL3 = 1 Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép được tính theo công thức 6- 1/91[TL1]

và 6-2/91[TL1]

  lim

o H

KxH :Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng

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

Ys :Hệ số xét đến ảnh hưởng của vật liệu đối với tập trung ứng suất

KxF:Hệ số xét đến kích thước của bánh răng ảnh hưởng đối với độ bền uốn

KFC:Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải Bộ truyền quay 1 chiều

=> KFC = 1

KHL; KFL :Hệ số tuổi thọ

SH ; SF: Hệ số an toàn khi tính tiếp xúc bền uốn

Hlim : Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với chu kỳ cơ sở

Flim : Ứng suất uốn cho phép ứng với chu kỳ cơ sở

Khi thiết kế sơ bộ ta lấy ZR.ZV.KxH = 1 và YR.Ys.KxF = 1



FL FC F

  lim3  

3 3

468 .1.1 267, 43

b H

tw

Z 

ở đây b – góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở

tgb = cost.tg

với góc profin răng t = arctg(tg/cos) = arctg(tg20/cos) = 20

Khoảng cách trục chia a=0,5m( z2+ z1) /cos=0,5.2.(143+37)/1=180

a d

     

o Hlim H

Vậy độ bền tiếp xúc thỏa mãn điều kiện

2.2.4.4 Kiểm nghiệm độ bền uốn

V V

KFv – Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn:

F w w 2 Fv

F2

168, 2.3,6

163,6(MPa)3,7

F1 = 171,3< [F1] = 252(MPa)

F2 = 163,6< [F2] = 236,37 (MPa)

=> Vậy điều kiện đảm bảo độ bền uốn được thỏa mãn

2.2.4.5 Kiểm nghiệm răng về quá tải

Điều kiện về quá tải theo công thức 6-48/110[TL1] và 6-49/110[TL1]

với Kqt = Tmax/Tdn = 2,2

σHmax  σH K qt  625,9 2, 2 928,35  σHmax 

1260 MPa

σF1max  σ F1K qt  171,3.2, 2 376,86  σF1 max  464 MPa

σF2max  σ F2 K qt  163, 6.2, 2 359,9  σF2 max  360(Mpa)

Vậy khả năng quá tải đạt yêu cầu

2.2.4.6 Thông số và kích thước bộ truyền

uKhoảng cách trục

chia

d4=m.z4/cosβ

58,5193,5

mmmmĐường kính lăn

mmmmmmmm

mmmmĐường kính cơ sở db db3=d3cosα

db4=d4cosα

55,57183,83

mmmmGóc nghiêng của

RăngRăngTổng hệ số dịch

mmmmmm

190,1

1190,1

w w

d C d

PHẦN 3 THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT ĐỠ NỐI

3.1.Thiết kế trục:

3.1.1 Chọn vật liệu:

Vật liệu chế tạo các trục I là thép 45 có σb = 850 MPa

Vật liệu chế tạo các trục II, III là thép 45 có σb = 600 MPa

Ứng suất xoắn cho phép: [τ] = 12 ] = 12 30 Mpa





Trong đó:

-Chọn d1sb=25mm, theo bảng (10.2), ta được chiều rộng ổ lăn b01=17mm

-Chọn d2sb=35mm, theo bảng (10.2), ta được chiều rộng ổ lăn b02=21mm

-Chọn d3sb=50mm, theo bảng (10.2), ta được chiều rộng ổ lăn b03=27mm.

3.1.3.Xác định sơ bộ khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực

Chiều dài mayơ bánh đai và mayơ bánh răng trụ được tính theo:

Mayơ bánh răng 4 và khớp nối trên trục III

lm32 = lm33 = ( 1,2 1,5 ) 50 = 60 75(mm) Chọn lm32 = lm33 = 75mm

Chiều rộng các khoảng cách khác được tra trong bảng 10-3/189[TL1]:

Chọn k1 = 10: Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của

hộpChọn k2 = 5 :Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộpChọn k3 = 10 :Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổChọn k4 = 10 :Khoảng cách giữa các chi tiết quay

Chọn hn = 15 :Chiều cao nắp ổ cà đầu bulông3.1.4.Xác định chiều dài giữa các ổ

Trong mặt phẳng XOZ:

 

1 1

48,5 41 82 0 678,86 48,5 1498,65 41 82 00

 

1 1

49909, 27

19,930,1 63

41153,95

18,690,1 63

0

00,1 63

Chọn theo tiêu chuẩn ta được:

Đường kính tại tiết diện 2 ổ lăn : d11 = d13 = 20 (mm)

Đường kính tại tiết diện của bánh răng : d12 = 20 (mm)

Đường kính tại tiết diện của bánh đai : d10 =20 (mm)

Fr2

F t3

F r3

X B

B

Y B

T 2 50,5

132 128,5

B

Y B

176552, 4

30,370,1 63

414584,3

39,30,1 63

0

00,1 63

Chọn theo tiêu chuẩn ta được:

Đường kính tại tiết diện 2 ổ lăn : d20= d23 = 25 (mm)

Đường kính tại tiết diện của bánh răng : d21 =35(mm) ; d22 = 40 (mm)

2 2 433826, 21

6674, 24130

01334,8 4746,96 04746,96 66 1334,8 203 132 0

0779,9

F F

F k

X BYB

X AY

314263.04 433826.21

Chọn theo tiêu chuẩn ta được:

Đường kính tại tiết diện 2 ổ lăn : d30= d32 = 45 (mm)Đường kính tại tiết diện của bánh răng : d31 =45(mm) Đường kính tại tiết diện của khớp : d33 =45

3.1.6 : Kiểm nghiệm trục 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 được điều kiện sau:

394641,72

39,70,1 63

489811,34

42, 680,1 63

375704,5

39, 060,1 63

Ta kiểm tra trục ở vị trí nguy hiểm nhất.

a Kiểm nghiệm độ bền mỏi trục I:

Trên trục I tại chỗ lắp bánh răng 1 có d12 25(mm)

Ta chọn then có các thông số sau: (tra bảng 9.1a-[1])

Kích thước tiết diện then b = 8 (mm); h = 7 (mm)

Chiều sâu trên trục: t1 = 4 (mm)

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

Tiết diện trục có hai rãnh then nên theo bảng 10.6-[1] ta có:

Vậy trục thỏa mãn điều kiện bền mỏi, và không phải kiểm tra độ cứng trục.

b Kiểm nghiệm độ bền mỏi trục II

Trên trục II tại chỗ lắp bánh răng 3 có d22 55(mm)

Ta chọn then có các thông số sau: (tra bảng 9.1a-[1])

Kích thước tiết diện then b = 16(mm); h = 10(mm)

Chiều sâu trên trục: t1 = 5(mm)

Chiều sâu rãnh then trên lỗ: t2 = 4,3(mm)

Tiết diện trục có hai rãnh then nên theo bảng 10.6-[1] ta có:

Vậy trục thỏa mãn điều kiện bền mỏi, và không phải kiểm tra độ cứng trục.

c Kiểm nghiệm độ bền mỏi trục III

Trên trục III tại chỗ lắp bánh răng 3 có d31 50(mm)

Ta chọn then có các thông số sau: (tra bảng 9.1a-[1])

Kích thước tiết diện then b = 14(mm); h = 9(mm)

Chiều sâu trên trục: t1 = 5,5(mm)

Chiều sâu rãnh then trên lỗ: t2 = 3,8(mm)

Tiết diện trục có hai rãnh then nên theo bảng 10.6-[1] ta có:

1 31

Vậy trục thỏa mãn điều kiện bền mỏi, và không phải kiểm tra độ cứng trục

3.1.7 Kiểm tra trục về độ bền tĩnh

T0,2.d

Vậy trục II thỏa mãn yêu cầu về độ bền tĩnh.

Vậy trục III thỏa mãn yêu cầu về độ bền tĩnh

Kết luận: cả 3 trục đều thỏa mãn về các điều kiện về độ bền đã kiểm nghiệm

3.2: Chọn Ổ Lăn.

3.2.1: Chọn Ổ Lăn cho trục I

Do tổng hợp lực tác dụng lên trục 1 bằng 0 nên ta sẽ chọn ổ bi đỡ một dãy cho trục I Theo trên ta tính được dường kính trục I tại vị trí lắp ổ là 25 mm, tra bảng (P 2.7)/254 - [1 ] ta sẽ chọn ổ bi cỡ nặng ký hiệu 405 với các thông số

+ Q là tải trọng động quy ước, kN

+ L là tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay

+ m là bậc đường cong mỏi khi thử về ổ lăn, m=3

+ Gọi Lh là tuổi thọ của ổ tính bằng giờ:

+ V hệ số kể đến vòng nào quay, V=1(vòng trong quay)

+ X là hê số tải trọng hướng tâm, X=1

+ Fr là tải trọng hướng tâm

F r 13=√F r 132

+F t 132

=√347,82

+246,222=426,13 N

Ta kiểm nghiệm cho ổ chịu tải lớn hơn:F r=F r 11=1634,8 kN

+ kt là hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ, kt=1

+ kđ là hệ số kể đến đặc tính của tải trọng, kđ=1,2

Q=1 ×1 ×1634,8 ×1 ×1,2=1961,76 N

C d=1961,76√3852=18,62 kN <C=29,2kN

ổ đã chọn đảm bảo khả năng tải động

Chọn ổ lăn theo khả năng tải tĩnh

+ Q là tải trọng động quy ước, kN

+ L là tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay

+ m là bậc đường cong mỏi khi thử về ổ lăn, m=3

+ Gọi Lh là tuổi thọ của ổ tính bằng giờ:

L h=106L

60 n

Với L h=(10 … 25) 103 giờ => chọn L h=20000giờ

L= 60 n L h

106 =

60 × 251,8× 20000

106 =302,16triệu vòngVới Fa=0 ta có

Q= XV F r k t k đ

Trong đó:

+ V hệ số kể đến vòng nào quay, V=1(vòng trong quay)

+ X là hê số tải trọng hướng tâm, X=1

+ Fr là tải trọng hướng tâm

Ta kiểm nghiệm cho ổ chịu tải lớn hơn:F r=F r 4=3496,08 kN

+ kt là hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ, kt=1

+ kđ là hệ số kể đến đặc tính của tải trọng, kđ=1,2

Q=1 ×1 ×3496,08 ×1 ×1,2=4195,29 kN

C d=3,407784√3302,16=28,1 kN <C=29,2 kN

ổ đã chọn đảm bảo khả năng tải động

Chọn ổ lăn theo khả năng tải tĩnh

Khả năng tải tĩnh của ổ được đảm bảo

3.2.3.Chọn ổ lăn cho trục III

a.Chọn loại ổ lăn