Đồ án chị tiết máy Trục vít

Xác định công suất cần thiết của động cơ:Công suất trên trục động cơ điện được xác định theo công thức: Pct = Pt η theo 2.8 Trong đó: Pct - công suất cần thiết trên trục động cơ, kW; Pt

Phần một:

TÍNH TOÁN CHỌN ĐỘNG CƠ,PHÂN PHỐI TỈ SỐ

TRUYỀN.

1.1 Tính toán chọn động cơ:

1.1.1 Số liệu ban đầu:

Hệ thống truyền động băng tải làm việc có các thông số sau:

- Lực kéo băng tải: P = 13000 N

- Vận tốc băng tải: v = 1 m/s

- Đường kính tang dẫn: D = 250 mm

- Thời gian phục vụ: L = 5 năm

- Băng tải làm việc một chiều, Số ca làm việc là 2 ca, tải trọng thay đổi không đáng kể, mỗi năm làm việc 300 ngày

1.1.2 Xác định công suất cần thiết của động cơ:Công suất trên trục động cơ điện được xác định theo công thức: Pct = Pt

η

(theo (2.8))

Trong đó: Pct - công suất cần thiết trên trục động cơ, kW;

Pt - công suất tính toán trên trục máy công tác, kW;

η - hiệu suất truyền động

Hiệu suất truyền động:

Theo (2.12) và (2.13), công suất làm việc trên trục máy công tác:

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

Theo (2.17) , số vòng quay của trục máy công tác:

Từ bảng 2.4 , ta chọn tỉ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng côn - trụ hai cấp uh = 12 ;

ud = 4 , do đó số vòng quay sơ bộ của động cơ theo (2.18) như sau:

1.2.1 Phân phối tỉ số truyền:

Chọn loại hộp giảm tốc bánh răng côn trụ 2 cấp:

SVTH: Trần Đăng Khuê GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 5

trong đó: ndc - số vòng quay của động cơ đã chọn, n =

= 2,720,96 × 0,99 = 2,86 kW

= 2,980,95 × 0,99 = 3,17 kW

Phần hai:

TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN ĐAI

2.1 Thông số ban đầu:

- Công suất truyền đến: P = 3,17 kW

- Số vòng quay: n =

dc 2900 vòng/phút

- Tỉ số truyền: u = 4

2.2 Tính toán thiết kế bộ truyền đai:

Bước 1.Chọn tiết diện đai:

Với công suất và số vòng quay như trên ta chọn đai tiết diện A (hình 4.1).

Bước 2.Chọn các thông số cơ bản của bộ truyền đai:

Theo bảng 4.13 chọn đường kính bánh đai nhỏ d = 125

= 18,98 m/s ( nhỏ hơn vận tốc cho phép v

=

max

25m/s)

Theo công thức 4.2, với ε = 0,02 , đường kính bánh đai lớn

d2 = ud1 (1−ε) = 4.125.(1− 0,02) = 490 mm

Theo bảng 4.26 đường kính tiêu chuẩn d =

2 500 mmNhư vậy tỉ số truyền thực tế:

Theo bảng 4.14 chọn sơ bộ khoảng cách trục a = 0,95.d2 = 0,95.500 = 475 mm, theo công

thức 4.4 chiều dài đai:

l = 2a + 0,5π(d1 + d2 ) + (d2 − d1 )2

4a = 2.475 + 0,5π(125 + 500)+(500 −125)2

4.475 = 2006(mm)

Theo bảng 4.13 chọn chiều dài đai tiêu chuẩn: l = 2000 mm

Theo 4.15 nghiệm số vòng chạy của đai trong 1s: i = v

l =

18,98

2 = 9,49 <10 Tính lại khoảng cách trục a theo chiều dài tiêu chuẩn l = 2000 mm

3,01.0,88.1,04.1,14.0,98 = 1,63Trong đó : Theo bảng

Đường kính ngoài của bánh đai:d a = d + 2h0 = 125 + 2.3,3 = 131,6 mm

Bước 4.Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục:

Phần ba:

THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG HỘP GIẢM TỐC

Các thông số ban đầu

∙ Công suất đầu

∙ Thời gian phục vụ: 7 năm

∙ Quay một chiều, làm việc hai ca ( 1 năm làm việc 280 ngày, một ca 8

giờ)

= 12 , = 60

1) Chọn vật liệu:

Ta chọn vật liệu cho cặp bánh côn răng thẳng như sau:

+ Bánh nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn bề mặt HB = 270,

;[σ ] =

F

σ 0 Flim K FC K FL s F

với: c là số lần ăn khớp trong một vòng quay của bánh răng, c = 1

n i , t i : Số vòng quay và thời gian làm việc ở chế độ i

5

× ) = 2,19 ×108 • N6

×11,1

= 527,3(MPa)Với bánh côn răng thẳng ta có:

Ứng suất quá tải cho phép, theo các công thức 6.13 và 6.14 ta có:

;[ ]

σ

; [ ] σ

=

3) Xách định chiều dài côn ngoài:

Theo công thức 6.52a ta có:

Trong đó : k R = 0,5kd : Hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng,với truyền độngbánh côn răng thẳng bằng thép k d = 100 (MPa)1/3 → k R = 0,5×100 = 50 (MPa)13

u: Tỉ số truyền cấp nhanh của hộp giảm tốc, u = 4

T1: Mômen xoắn trên trục dẫn ( T1 = 39253,79 N.mm)

K : Hệ số chiều rộng vành răng, lấy

= 0,66 , do trục lắp trên ổ đũa ta được: K H β= 1,15

Suy ra:

R e= 50 × 42 +1 ×3

39253,79×1,15(1− 0,285) × 0,285× 4 × 527,32

Modun vòng ngoài được xác định theo công thức 6.5:

Theo bảng 6.20 với z = 24 ta chọn hệ số dịch chỉnh đều

1

x =

1 0,39 ;x = −0,39

2

Đường kính trung bình của bánh nhỏ: d m1 = z1.m tm = 24× 2,13 = 51,12mm

Chiều dài côn ngoài:

z z

1 2

T1 : Mômen xoắn trên trục dẫn 1 = 39253,79 Nmm

K : Hệ số tải trọng khi tính toán về tiếp xúc, được xác định theo công thức 6.61

K Hα: Hệ số kể đến sự tập trung tải trọng không đều trên giữa các răng lấy

,theo bảng 6.15 với dạng răng thẳng thì δ =

H 0,006 g0 là hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch

bước răng ,theo bảng 6.16 với cấp chính xác mức làm việc êm là 7 thì g = 47 Suy ra:

0

v H = 0,006 × 47 ×1,94

×

51,12 × (4 + 1)

4

= 4,37

b : chiều rộng vành răng, b = K R =

be e 0,285 ×123,69 = 35,25 lấy b = 35mm Vậy K HV = 1 + 4,37 × 35 × 51,12

Vậy điều kiện bền tiếp xúc được đảm bảo

6) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

Trong đó: K : Hệ số tải trọng khi tính toán về uốn, được tính theo công thức 6.71

Với K Fβlà hệ số xét đến tập chung tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng, theo

bảng 6.21 ta được K Fβ= 1,24 , K Fαlà hệ số xét đến tập trung tải trọng không đều giữa các răng

K Fα= 1 , K Fv là hệ số xét đến ảnh hưởng của tải trọng động, xác định theo công thức:

Y β =1−

Vậy điều kiện bền uốn của cặp bánh răng côn được đảm bảo

7) Kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải.

8) CÁC THÔNG SỐ VÀ KÍCH THƯỚC CỦA BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CÔN:

3.2 Tính Toán Bộ Truyền Cấp Chậm:

Các thông số ban đầu

∙Công suất đầu vào: P =1 2,86 kW

∙ Moment xoắn: = 150692,41

∙ Số vòng quay: = 181.25 ò /

ℎú

∙ Tỉ số truyền: u = 3

∙ Thời gian phục vụ: 7 năm

∙ Quay một chiều, làm việc hai ca ( 1 năm làm việc 280 ngày, một ca 8

giờ)

SVTH: Trần Đăng Khuê GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 15

Chiều dài côn ngoài R e = 123,69 (mm)

Modul vòng ngoài mte = 2,5 ( mm )

Chiều rộng vành răng bw = 35 ( mm )

Góc nghiêng của răng b = 00

Số răng của các bánh răng z1 = 24 ; z2 = 96

Hệ số dịch chỉnh chiều cao răng x1 = 0,39 ; x2 = − 0,39

Đường kính chia ngoài :

Chiều cao răng ngoài : he he = 2htemte + c = 2,2mte = 5,5 ( mm )

Chiều cao đầu răng ngoài : h ae h ae1 = (hte + xn1 cos b).m te = (1 + 0,39 ×1) × 2,5 = 3,475

= 12 , = 60

1) Chọn vật liệu:

Ta chọn vật liệu cho cặp bánh trụ răng nghiêng như sau:

+ Bánh nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn bề mặt HB = 270, có

σb

1=850(MPa); σ ch

1

=580(MPa)+ Bánh lớn : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn bề mặt HB =255, có

2= 1,8.250 = 450(MPa) σ H0 lim1 = 1,8 × 250 = 450 (MPa)

K : Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải ,lấy

Vì bộ truyền làm việc ở chế độ tải trọng thay đổi nhiều bậc nên theo các công thức 6.7 và

2

.n t i i

với: c là số lần ăn khớp trong một vòng quay của bánh răng, c = 1, n i , t i : Số vòng quay và thờigian làm việc ở chế độ i

5

× ) = 1,5.108 • N6

Với bánh trụ răng nghiêng theo công thức 6.12 ta có:

Ứng suất quá tải cho phép ,theo các công thức 6.10 và 6.11 ta có

[σH]max = 2,8.σch 2 = 2,8.450 = 1260(MPa)

[σF]1max = 0,8 σch 2 = 0,8.580 = 464(MPa)

[σF]2max = 0,8.σch 2 = 0,8.450 = 360(MPa)

3) Xách định các thông số cơ bản của bộ truyền :

Xác định sơ bộ khoảng cách trục theo công thức 6.15a

SVTH: Trần Đăng Khuê GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 17

Như vậy: [ ] σ (MPA); [ ]

+ [ H ] σ Ứng suất tiếp xúc cho phép , [ ]

σ =

+ k Hβ Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không điều trên chiều rộng vành răng khi tải vềtiếp xúc.

Số răng bánh lớn được xách định theo công thức 6.20: z = u × z = 3× 32 = 96 lấy

⎞

⎟

⎠

= 20,57 = 20034'3''

5) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

Theo công thức 6.33 ,ứng suất tiếp xúc trên bề mặt làm việc của răng là

+ zm : hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng, theo bảng 6.5 ta có z m = 274 (MPA)1/3+ z H : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, theo công thức 6.34 ta có

+ zε: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Xác định theo công thức 6.36c:

z z

1 2

49,5× 3×82,52

= 409,95 (MPa)Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:

960,973

=

=

35,06

105,19

Vậy theo bảng 6.18 với hệ số dịch chỉnh x = x = 0

Ở đây:

+ K Fβ: Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng khi tính về

uốn ,theo bảng 6.7 ta được K Fβ= 1,09

+ K Fα: Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều giữa các răng khi tính về uốn ,theo

Vậy điều kiện bền uốn được đảm bảo

7) Kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải

= 72,37 ×1,4 = 101,32

( MPA ) • [σ ]

F 1 maxσ

Fmax2=σF2 .kqt = 69,48×1,4 = 97,27 ( MPA ) • [σF2 ]max

Vậy độ bền quá tải của răng được thỏa mãn

SVTH: Trần Đăng Khuê GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 21

[ ]

σ

[ ]

σ

8) Các thông số và kích thước của bộ truyền bánh trụ răng nghiêng

góc nghiêng của răng β = 140 8’ 28’

Số răng của bánh răng z1 = 32 ; z2 = 96

da 2 = d2 + 2 × m = 247,42 + 2 × 2,5 = 252,42 ( mm )

Đường kính đáy răng :df d f 1 = d1 − 2,5× m = 82,47 − 2,5 × 2,5 = 76,22 ( mm )

d f 2 = d2 – 2,5 × m = 247,42 − 2,5 × 2,5 = 241,17 ( mm )

Phần bốn:

KIỂM TRA BÔI TRƠN NGÂM DẦU

Điều kiện bôi trơn ngâm dầu trong hộp giảm tốc côn – trụ :

- Bánh răng côn cần được ngâm hết chiều rộng bánh răng lớn h trong dầu

- Bánh răng trụ răng nghiêng cần ngâm hết chiều cao răng h r và tối thiểu là 10mm

- Mức cao nhất của dầu không vượt quá 1

∙ Chọn chiều cao bánh răng côn bị dẫn cần phải ngâm trong dầu là 12,5 mm

∙ Như vậy, chiều cao tối đa mà bánh răng côn cần phải ngâm trong dầu là 27,5 mm

Do đó bộ truyền thỏa mãn điều kiện bôi trơn:

∙Giới hạn chảy: ch =340 MPa

∙Ứng suất xoắn cho phép: [ ] = 15 ÷ 30

Đường kính sơ bộ được tính theo công thức: d =3

= 3 39253,790,2 ×15 = 23,56 mm

Ta chọn đường kính trục theo dãy tiêu chuẩn: = 24

Từ đường kính các trục ta tra chiều rộng ổ lăn đối với từng trục theo bảng 10.2 sách

“Tính toán Thiết kế hệ dẫn động Trịnh Chất-Lê Văn Uyển” trang 189 Trục 1:= 17

Ta có: = 35 bề rộng răng bánh răng côn

Dưới đây là hình vẽ phác thảo các kích thước của trục 1 Từ hình vẽ này ta có các kíchthước của trục 1 như sau:

0,2[ ] τ

▪ = 8 ÷ 15 : khoảng cách giữa các chi tiết quay Chọn = 10.

▪ = 5 ÷ 15 : khoảng cách từ mặt mút ổ tới thành trong của hộp Chọn = 10

▪ = 15 khoảng cách từ mặt mút chi tiết quay đến nắp ổ

▪ ℎ = 17 chiều cao nắp ổ và đầu bulông

B1 C1

0,1×[σ] = 3

34171,080,1× 63 = 17,57 mm

- dB1 = 3

MtdB10,1×[σ] = 3

88274,7 0,1× 63 = 24,1mm

- dC1 = 3

MtdC10,1×[σ] =3

48306,39 0,1× 63 = 19,72 mm

∙Giới hạn chảy: ch =340 MPa

∙Ứng suất xoắn cho phép: [ ] = 15 ÷ 30

Đường kính sơ bộ được tính theo công thức: d =3

= 3150692, 410,2 × 20 = 33,52 mm

Ta chọn đường kính trục theo dãy tiêu chuẩn: = 34

Từ đường kính các trục ta tra chiều rộng ổ lăn đối với từng trục theo bảng 10.2 sách “Tính

Ta có: = 35 bề rộng răng bánh răng côn

Dưới đây là hình vẽ phác thảo các kích thước của trục 2 Từ hình vẽ này ta có các kíchthước của trục 2 như sau:

0.2[ ] τ

▪ = 8 ÷ 15 : khoảng cách giữa các chi tiết quay Chọn = 10.

▪ = 5 ÷ 15 : khoảng cách từ mặt mút ổ tới thành trong của hộp Chọn = 10

Các lực tác dụng lên bánh răng côn bị dẫn là:

= 3466,7 Nmm

+ X = F − F = 1278,59

A2 D2 r 3 r 2 A2 .56 − X D 2 .114 = −M2 + M3 − F r 3 .39 =

0,1×[σ] =3

00,1×

63

= 0 mm

- d B 2 =3

M tdB 2

0,1×[σ] =3

1417390,1×

63

= 28,23mm

- d C 2 =3

M tdC 2

0,1×[σ] =3

1910330,1×

∙Giới hạn chảy: ch =340 MPa

∙Ứng suất xoắn cho phép: [ ] = 15 ÷ 30

Đường kính sơ bộ được tính theo công thức: d =3

=3 429923,870,2 × 25 = 44,14mm

Ta chọn đường kính trục theo dãy tiêu chuẩn: = 45

Từ đường kính các trục ta tra chiều rộng ổ lăn đối với từng trục theo bảng 10.2 sách

“Tính toán Thiết kế hệ dẫn động-Trịnh Chất-Lê Văn Uyển” Ta có: = 25

Dưới đây là hình vẽ phác thảo các kích thước của trục 3

∙ l

32 = −l =

c 32 0, 5 × ( lm32 + b

3) + k3 + hn = 0,5× ( 99 + 25 ) +15 + 17 =940.2[ ]τ

33 = 65 mm Ở đây:

▪ = 8 ÷ 15 : khoảng cách giữa các chi tiết quay Chọn = 10

▪ = 5 ÷ 15 : khoảng cách từ mặt mút ổ tới thành trong của hộp Chọn = 10

▪ lm32 = 2,2 × d =

3 99mm : chiều dài mayo nửa khớp nối

▪ lm33 = 1,5 × d =

3 67,5mm : chiều dài mayo bánh răng trụ bị dẫn

▪ = 15 khoảng cách từ mặt mút chi tiết quay đến nắp ổ

▪ ℎ = 17 chiều cao nắp ổ và đầu bulông

Tuy nhiên, l

33 = 67mm do vị trí của hai bánh răng trụ trong hộp số (dựa vào kết cấutrục 2)

∙ Khoảng cách giữa hai ổ lăn l31 = 175mm

Các lực tác dụng lên bánh răng trụ răng nghiêng bị dẫn là:

KIỂM NGHIỆM THEN

Ta kiểm nghiệm hệ số an toàn :

s = s ss+ s

∙ Vì trục là trục quay nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng nên:

▪ Giá trị trung bình của ứng suất pháp tại tiết diện j là: σ = 0

▪ Biên độ ứng suất pháp tại tiết diện j:

σ

= σ

= MWTrong đó:

∙ Hệ dẫn động xích tải thiết kế để quay 1 chiều

T là momen xoắn tại tiết diện j

W : momen cản xoắn, được tính theo bảng 10.6, trục có 2 rãnh

Với giá trị b, t được tra theo d trong bảng 9.1

∙ Hệ số ψ , ψ : hệ số ảnh hưởng của trị số trung bình đến độ bền mỏi, tra theo bảng 10.7, ta có:

Với :

- Hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt K = 1,06 ,do trục được gia công bằng tiện đạt độ nhám

R = 2,5 ÷ 0,63 ứng với giới hạn bền σ = 600 MPa.

-Hệ số tăng bền K = 2 ,bề mặt trục được thấm Cacbon

-Trị số của hệ số K ; K tra theo bảng 10.12, ứng với rãnh then được cắt bằng dao phay ngón, ta

có:

K = 1,76 ; K = 1,54 -ε , ε hệ số kể đến ảnh hưởng của kích thước các tiết diện trục tới độ bền mỏi bảng 10.10.

Ta lập được bảng kiểm nghiệm độ bền mỏi của trục như sau:

Như vậy tất cả các hệ số an toàn đều lớn hơn 3 Trục thỏa điều kiện bền mỏi

Công thức kiểm nghiệm được tính như sau:

Với:

= 0.1 ×

= 0.2 ×[ ] = 0.8 × = 0.8 × 340 = 272

Thông số của then được tra theo bảng 9.1a

Điều kiện bền dập và điều kiện bền cắt có dạng

( ℎ − ) ≤ [ ] = 150

≤ [ ] = 60Với : T : moment xoắn trên trục ; d : đường kính trục tại tiết diện sử dụng then; = 0.8 : chiều dài then;

h : chiều cao then; t 1 : chiều sâu rãnh then;

Ta có bảng kiểm nghiệm sau:

Vậy các then đều thỏa điều kiện

Bước 1 Chọn loại ổ lăn

Lực hướng tâm tại vị trí các ổ đũa côn

F

RB1 = X2B1+ Y 2

B1 = 2556,832 + 11622 = 2808,5 N F

RC1 = XC12 + Y 2

C1 = 619,842 + 448,832 = 765,28 NTrục 1 là trục đầu vào, làm việc ở tốc độ quay cao, lại có bánh răng côn nên ưu tiên dùng ổ đũa côn

Ta chọn sơ bộ ổ lăn sau ( phụ lục P.2.11)

V F rB1

= 839,181× 2808,5= 0,3 • e

Tra bảng 11.4 ta có : X = 1,Y = 0

Tra bảng 11.4 ta có: X

F aC1

=

V F rC1

= 0,4;Y

974,81

= 1,27 • e1× 765,28

= 0,4cotan ( α ) = 1,67

Tải trọng quy ước trên ổ:

Chọn thời gian làm việc của ổ đũa côn là: L h = 15000h

Thời gian làm việc tính bằng triệu vòng: L =

Như vậy ổ đũa này cần được thay sau 3 năm làm việc

Đối với ổ đũa côn ta tra bảng 11.6 ta có:

X 0 = 0,5;Y0 = 0,22 cotan (α) = 0,22cotan (13,50 ) = 0,92

Lực hướng tâm tại vị trí các ổ đũa cônF

Trục 2 có bánh răng côn và bánh răng trụ răng nghiêng nên ưu tiên dùng ổ đũa

Ta chọn sơ bộ ổ lăn sau ( phụ lục P.2.11)

Số hiệu d (mm) D (mm) B (mm) T (mm) r (mm) C (kN) (kN)

SVTH: Trần Đăng Khuê GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 41

= 0,4cotan

( α )

e

= 1,67Tải trọng quy ước trên ổ:

∑F

Chọn thời gian làm việc của ổ đũa côn là: L h = 15000h

Thời gian làm việc tính bằng triệu vòng: L =

Đối với ổ đũa côn ta tra bảng 11.6 ta có:

X 0 = 0,5;Y0 = 0,22cotan ( α ) = 0,22cotan 13,50 ) = 0,92

Bước 1 Chọn loại ổ lăn

Lực hướng tâm tại vị trí các ổ đũa côn:

FrA3 = X2

A3+ Y 2

A3 = 21102 +11922 = 2423N F

rC3 = XC 32 + Y 2

C 3= 2222 + 2222 = 314N

Ta chọn dùng ổ đũa côn (do trục dài)

Ta chọn sơ bộ ổ lăn sau ( phụ lục P.2.11)

V F rA3

X = 0,4;Y

999

= 0,41 • e1× 2423

Chọn thời gian làm việc của ổ đũa côn là: Lh = 15000h

Thời gian làm việc tính bằng triệu vòng: L =

Đối với ổ đũa bi đỡ chặn ta tra bảng 11.6 ta có:

X 0 = 0,5;Y0 = 0,22 cotan (α) = 0,22cotan (11,330