Đồ án chi tiết máy nguyễn văn tới

* Gọi tỉ số truyền sơ bộ của toàn bộ hệ thống là Usb .Theo bảng 2.4tr21, truyền động bánh răng trụ hộp giảm tốc 2 cấp, truyền động đai bộtruyền ngoài: usb= uh... Tính công suất, mô men,

Phần 1: TíNH TOáN Hệ DẫN ĐộNG

I.Chọn động cơ

Động cơ điện là động là động cơ điện không đồng bộ ba pha vì những u

điểm sau:

- Rẻ ,dễ kiếm , dễ sử dụng và phù hợp với lới điện sản xuất…

- Để đạt hiệu quả kinh tế cao cần chọn động cơ có kích thớc và công suất phù hợp

A Xác định công suất cần thiết của động cơ

- Công suất cần thiết Pct :

P ct =  

1000

7 , 0 10000 1000

.v F

7 ( KW ) - Hiệu suất hệ dẫn động  :

Tra bảng 2.3 (tr 19), ta đợc các hiệu suất:

 Hiệu suất làm việc của cặp ổ lăn : ol= 0,99 ( ổ lăn đợc che kín),

 Hiệu suất làm việc của cặp bánh răng: br= 0,97 (bánh răng đợc che kín),

 Hiệu suất làm việc của khớp nối : k= 1

 Hiệu suất làm việc của bộ truyền đai : đ = 0,95 (bộ truyền đai để hở))  Hiệu suất làm việcchung của bộ truyền :

7 1

) ( )

1

2 1 2 1

T t

t T T

 Công suất yêu cầu đặt lên trục động cơ là :

Pyc = 7 , 9 ( )

86 , 0

7 97 ,

- Chọn sơ bộ tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống Uc

*) Gọi tỉ số truyền sơ bộ của toàn bộ hệ thống là Usb Theo bảng 2.4(tr21), truyền động bánh răng trụ hộp giảm tốc 2 cấp, truyền động đai (bộtruyền ngoài):

usb= uh uđ

Trong đó : uđ là tỉ số truyền sơ bộ của đai dẹt

uh là tỉ số truyền của hộp giảm tốc

Theo bảng 2.4[1]

- Truyền động bánh răng trụ , HGT bánh răng trụ 2 cấp uh=(8…40)

- Truyển động đai dẹt thờng uđ = (2…4)

7 , 0 60000

60000







 D v

(v/ph)

T mm mm

Theo bảng phụ lục P1.1 ( trang 237 )

Kết luận : động cơ 4A132M4Y3 có kích thớc phù hợp với yêu cầu thiếtkế

n

n u

- Theo công thức (3.24)[1] ta có uc = uh.un= uh.uđ

Chọn uđ = 2  uh = 13 , 63

2

265 , 27

265 , 27 2

1





u u

u c

Vậy : uh = 13,63 ; u1 = 4 ; u2 = 3,41 ; uđ =2

III.Tính toán các thông số.

*) Tính công suất, momen và số vòng quay trên các trục.

Tính công suất, mô men, số vòng quay trên các trục (I, II, III) của hệ dẫn động

7

P

ol k

07 , 7

3

P

br ol

36 , 7

2

P

br ol

+ Trục động cơ :

8 , 14 ( )

95 , 0 99 , 0

66 , 7

P P

d ol tdc   

25 , 182

36 , 7 10 55 ,

07 , 7 10 55 ,

7 10 55 ,

- Chọn loại đai phù hợp với khả năng làm việc:

Do chế độ làm việc đối với bộ truyền đai là làm việc va đập nhẹ trong 2

ca tơng đơng với 16 h Cho nên đai phải có độ bền cao, thêm vào đó vẫn

phải bảo đảm yêu cầu về kinh tế là giá thành phải tối thiểu nhất Cho nên ta

lựa chọn loại đai dẹt vải cao su

2 Xác định thông số của bộ truyền

- Chọn đờng kính bánh đai nhỏ d1= (5,2…6,4)3

1

T =195,7…240,9Chọn d1 =224 (mm) theo bảng 4.6[1]

- Chọn đờng kính bánh đai lớn

Theo công thức (4.2)[1] ta có

2 1.

1

d u d

2 224



Theo bảng 4.21[1] chọn đờng kính tiêu chuẩn :

- Chọn khoảng cách trục và chiều dài đai

d

d

d d

l

1200 4 / ) 5 , 125 8 2413 2413

(

5 , 125 2 / ) 224 475 ( 2 /

)

(

2413 2

/ ) 475 224 ( 3511 2

/ ) (

2 2

1

2

2 1

) (

57

min  150 đối với

đai vải cao su

3 Xác định tiết diện đai và chiều rộng bánh đai

 ; theo bảng 4.1 dùng loại đai Б-800 có lớp lót, trị

số  theo tiêu chuẩn là  =6mm (với số lớp là 4)

- Ưng suất có ích cho phép, theo (4.10) :

bảng 4.1, lấy trị số tiêu chuẩn b = 63mm

Chiều rộng bánh đai B tra bảng 21-6 [2] (trang 164) chọn B = 71 mm

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

Theo (4.12) lc căng ban đầu Fo = o.b   1 , 8 63 6  680 , 4N

Lực tác dụng lên trục bánh đai :

Chiều dài đai l (mm) 3511

Tiết diện đai b x  (mm2) 63 x 6

- Theo yêu cầu của đề bài thì bộ truyền bánh răng thẳng phải truyền đợc

công suất tối đa chính là công suất truyền của trục I là 7,66 (kW) cho nên vật liệu làm bánh răng thuộc nhóm I có độ cứng đạt HB  350

với mH = 6 (bậc của đờng cong mỏi)

Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở):

, 2 1

10 40 , 1 230 30

10 05 , 2 270 30

7 3

3

8

1 ) 75 , 0 ( 8

7 1 16000 66 , 7

729

1 610

 MPa; [H]2 = 481 , 8

1 , 1

1 530

Trong đó: - c là số lần ăn khớp trong một vòng quay Nên ta có c =1

- 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 là tổng số giờ làm việc ở) chế độ i của bánh răng đang xét

- mF là bậc của đờng cong mỏi khi thử về uấn ở) đây mF = 6

Vậy với bánh răng lớn (lắp với trục II) ta có:

 /  .

7 6

8

1 ) 75 , 0 ( 8

7 1 16000 66

  277 , 7

75 , 1

486

1 lim

F FL

o F F

414

2 lim

F FL

o F F

1

.

.

ba H

H

u

K T

Thay số vào công thức xác định đợc khoảng cách giữa 2 trục aw:

aw = 49,5.(4+1) 177 , 85

3 , 0 4 8 , 481

03 , 1 100347

* Tính số răng của bánh răng: trên bánh nhỏ và bánh lớn lần lợt là Z1và

Z2 ta có :

182 2 1

2

5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

Yêu cầu cần phải đảm bảo H  [H]

H = ZM ZH Z

1

2 1

1 1

)1.(

2

w w

H d u b

u K

1 1

. 1 1



 

 d w n

m/s;

vì v < 6 m/s tra bảng 6.13 (trang 106) chọn cấp chính xác 8 ;

Tra bảng phụ lục P 2.3 (trang 250) ta đợc :

w w H

K K T

d b

1

1

2

u a v

) 1 4 (

15 , 1 100347

= 357,6 MPa Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép với v = 2,78 (m/s) < 5 (m/s) Zv = 1 với cấp chính xác động học là 9 chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8 Khi đó cần gia công đạt độ nhám là Ra = 2,5 1,25 m Do đó

Y Y Y K T

w w

F B F

.

.

2

1 1

Số răng tơng đơng:

ZV1 =

1

29 cos 3

Nh vậy F 1< [F 1] ; F 2< [F 2] nên răng thoả mãn độ bền uốn

7 Kiểm nghiệm răng về quá tải

ứng suất quá tải cho phép :

vì F1max < [F1]max ,F2max < [F2]max nên răng thoả mãn

Kết luận: Vậy cặp bánh răng ta đã tính toán đợc ở) trên hoàn toàn đảm bảo

đợc rằng bộ truyền cấp nhanh làm an toàn

 Thông số cơ bản của bộ truyền cấp nhanh (bánh răng thẳng) :

B.Tính toán bộ truyền cấp chậm ( bánh trụ răng nghiêng )

1.Chọn vật liệu Tơng tự nh đối với cặp bánh răng thẳng ta chọn vật liệu

nh sau :

Bánh nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241  285 có:

mH: Bậc của đờng cong mỏi khi thử về tiếp xúc

NHO: Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở) khi thử về tiếp xúc

NHO = 30 H2 , 4

HB ; HHB : độ rắn Brinen

7 4

, 2

1  30 270  1 , 87 10

HO

N

7 4

, 2

7 1 16000 25 , 182 1

U N N

HL 1

HO 2

HE

1 2 HE 1

1 486

1 lim

H HL

o H H

414

2 lim

H HL

o H H

Hệ số chu kỳ làm việc của bánh răng đợc xác định nh sau:

Trong đó: - c là số lần ăn khớp trong một vòng quay Nên ta có c =1

- 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 là tổng số giờ làm việc ở) chế độ i của bánh răng đang xét

- mF là bậc của đờng cong mỏi khi thử về uấn ở) đây mF = 6

Vậy với bánh răng lớn (lắp với trục II) ta có:

 i  i

N 60 / 6

max 2

6 2

7 6

8

1 ) 75 , 0 ( 8

7 1 16000 36 ,

7

25 , 182

486

1 lim

F FL

414

2 lim

F FL

o F F

ba H

H u

K T







Với: T’

2 : Mômen xoắn trên trục bánh chủ động( trục 2), N.mm ;

Ka : hệ số phụ thuộc vào loại răng ; Ka = 43 (bảng 6.5)

12 , 1 192834

Đối với hộp giảm tốc phân đôi có sử dụng bánh răng nghiêng thì góc

nghiêng của mỗi bánh răng là  = 30  40o Vậy chọn sơ bộ  = 35o  cos

 = 0,8191 khi đó ta có:

8191 , 0 202 2 1

5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

Yêu cầu cần phải đảm bảo điều kiện H  [H] = 409,1 (MPa)

Do H = ZM ZH Z

1

2 2

2 2

'

.

) 1 (

2

w w

H

d u b

u K

8 , 32 cos 2 2





, trong đó t = tw = arctg(tg/cos) = arctg(tg20/cos35,2)  24,0 (không dịch chỉnh bánh răng)

. 1 1



 

 d w n

; vì v < 4 m/s tra bảng 6.13 (trang 106) chọn cấp chính xác 9, bảng 6.14 (Trang 107) ta xác định đợc : KH = 1,13

w w H

K K T

d b

1

1

2

u a v

) 1 41 , 3 (

28 , 1 192834

= 372,9 MPa

Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép : [H] = [H] ZRZVKxH.

Với v = 0, 84 m/s  ZV = 1 (vì v < 5m/s ), Với cấp chính xác động học là

9, chọn mức chính xác tiếp xúc là 8 Khi đó cần gia công đạt độ nhám là Ra

Y Y Y K T

w w

F B F

2

1 1

1

2 '

30 cos 3 3

102 cos 3 3



Z

= 186,9 Tra bảng 6.18 trang 109, hệ số dịch chỉnh x1= x2= 0 thì YF1 = 3,63, YF2 = 3,60

Nh vậy F 1< [F 1] ; F 2< [F 2] nên răng thoả mãn độ bền uốn

7 Kiểm nghiệm răng về quá tải

ứng suất quá tải cho phép :

vì F1max < [F1]max ,F2max < [F2]max nên thoả mãn quá tải

Kết luận: Vậy cặp bánh răng ta đã tính toán đợc ở) trên hoàn toàn đảmbảo đợc rằng bộ truyền cấp chậm làm việc an toàn

b= 600 Mpa; ch= 340 Mpa; Với độ cứng là 200 HB.

ứng suất xoắn cho phép [] = 12  30 MPa tuỳ thuộc vào vị trí đặt lực ta

đang xét

0 

k k

12

) ( 100347

1

MPa

m N T

12 2 , 0

20

) ( 192834

MPa

m N T

 => 36 , 4

20 2 , 0

30

) ( 1262594

3

MPa

m N T

 => 59 , 5

30 2 , 0

Khoảng côngxôn (khoảng chìa) để lắp bánh đai trên trục vào là:

e Xác định đ ờng kính và chiều dài các đoạn trục:

* Tính các lực tác dụng lên trục: Lực do đai , lực tác dụng lên

bánh răng, Lực do khớp nối

Tải trọng tác dụng lên trục chủ yếu là các mô men và các lực tác dụng trong bộ truyền bánh răng khi ăn khớp ;

Các thành phần lực trong thiết kế đợc biểu diễn nh hình vẽ phần trên

- Lực tác dụng của đai lên trục Fr12 = 1353,7 (N)

Fy12 = Fr12 cos 0o = 1353,7 (N) Do góc nghiêng của bộ truyền đai là 00

- Lực tác dụng của khớp nối: FK = (0,2  0,3).2TIII/Dt ,

Tra bảng 16.10 a[2] với TIII = 1262594 ta chọn D0 = 200mm

200

1262594

2 ).

3 , 0

2 , 0 (

tg F

(N) = Fr2

+) Cặp bánh răng nghiêng :

Ft3 = 4406 , 1

53 , 87

192834

2 ω

2

3 2 '

56 , 24 1 , 4406 β

α ω

o t

Cos

tg F

(N) = Fr4 ;

Fa3 =Ft3.tg=4406,1.tg(37,2o )= 3344,4 ( N ) = Fa4;

A.Xác định đờng kính của trục vào của hộp giảm tốc:

a-Các lực tác dụng lên trục và biểu đồ mômen

Tính các phản lực R (chỉ số chỉ thứ tự đầu ổ, trục, phơng) và vẽ biểu đồ

mômen

Chiếu các lực theo trục oy :

00

00

11 11 13

1 12

11 1

F l

F m

F F

F F F

y r

y A

y r

y y yx

N

N

F F

F F

l F l

l

F F

y r

y y

r y

y

6 , 1118

5 , 932 264

132 6 , 1167 68

7 , 1353

11 1

10

11

13 1 12

00

11 11 13

1

11 1

F F F

F

x t

A

x t

x x

N

N

F F F

F F

X t

X

t X

35 , 1409 35

, 1409 7

, 2818

35 , 1409 264

132 7 , 2818

11 1

10 11

13 1 11

 Các mômen tác dụng lên trục:

Theo công thức vạn năng ta có phơng trình mômen với trục Ox

0

8,1230848

,123084

6,920516

,92051

0332

200

)200.(

20068

)68.(

68

0

1 10

z z

,186034

0332

200

)200.(

20068

)68.(

z z

F

Mx12= 0 MY12= 0

T M

td

td

24

1,0

)(86903100347

.75,0

75,0

12

2 2

1 12

chọn theo tiêu chuẩn d12 = 25mm

1

,

0

4 , 126592 100347

75 , 0 6 , 92051 75

, 0

6 , 92051 0

6 , 92051 10

3

3 10

10

2 2

2 1

2 10 10

2 2

2 10 10

mm

Nmm

Nmm y

M

d

T M

M

M M

M

td td

- Tại chỗ lắp bánh răng (tiết diện 13)

 

 

Nmm Nmm

M

d

T M

M

M M

M

td td

y x

6,3363

.1,0

6,239396

1

,

0

6,239396100347

.75,03,22306675

,0

3,223066186034,2

123084,8

3

3 13

13

2 2

2 1

2 13 13

2 2

2 13

2 13 13

chọn theo đờng kính tiêu chuẩn của bánh răng d13 = 34 mm

Xuất phát từ các yêu cầu về độ bền, lắp ghép và công nghệ ta chọn ờng kính các đoạn trục nh sau

c- Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi :

Kết cấu trục thiết kế phải thỏa mãn điều kiện

Trong đó : [s]-Hệ số an toàn cho phép [s] =1,5…2,5

Khi cần tăng cứng thì [s] =2,5…3 (không cần kiểm tra độ bền cứng của trục )

s,s -Hệ số an toàn chỉ xét riêng cho trờng hợp ứng suất pháp hoặcứng suất tiếp, đợc tính theo công thức (10.20),(10.21)[1].

1 aj

1 aj

3 , 223066

7 , 3858 32

34 32

.

13

3 3

3 13 13

3 13

16

34.16

j

T T

Ta có T1=100347 Nmm

m a 6 , 5MPa

3 , 7717 2

Theo bảng 10.12[1] khi dùng dao phay đĩa, hệ số tâp trung ứng suất tạirãnh then ứng với vật liệu có b=600 Mpa là K=1,46 , K=1,54 theo bảng10.10[1] tra đợc hệ số kích thớc tại tiết diện 13 là 13=0,88 13=0,81

13

13

11,46 0,88 1,06 1

1,721

x d

y

K K K

VËy :

13

13

11,54 0,81 1,06 1

1,961

x d

y

K K K

6 , 261

728 , 151

38 , 12 63 , 2

.

2 2

2

s s

s s

B Xác định kết cấu và đờng kính trục trung gian:

a-Các lực tác dụng lên trục.

N F

x

x

8 , 5798

1 , 5832

, 262709

221367 221367

4 , 262709 117228

0

264 205

5 , 43 )

205 (

205 132

) 132 (

132 60

5 43 )

60 (

60 0

z z

z z

4 , 448202 4

, 448202

347928 347928

0

264 205

) 205 (

205 132

) 132 (

132 60

) 60 (

60 0

z z

z z

Theo công thức (10.15),(10.16),(10.17)[1] ta tính đợc mômen uốn tổng

cộng, mômen tơng đơng , đờng kính tại các tiết diện trên trục là

M

d

T M

M

M M

M

td td

x

37 , 45 50

1 , 0

6 , 466860

1 ,

0

6 , 466860 192834

75 , 0 3 , 435970 '

75 , 0

3 , 435970 347928

4 , 262709 22

3

3 22

22

2 2

2 2

2 22 22

2 2

2 2

22 22

M

d

T M

M

My M

M

td td

y x

79 , 46 50

1 , 0

2 , 512378

1 , 0

2 , 512378 129834

75 , 0 7 , 499888 '

75 , 0

7 , 499888 4

, 448202 221367

3

3 23

23

2 2

2 2

2 23 23

2 2

2 23

2 23 23

Xuất phát từ các yêu cầu về độ bền, lắp ghép và công nghệ ta chọn đờng kính các đoạn trục nh sau.

Đờng kính tiết diện : d20=d21=40 mm

d22=d24=45 mm

d23=50 mm

Dựa vào bảng 9.1a[1] ta chọn đợc then lắp bánh răng

Tại tiết diện 22 có b=14 mm, h=9 mm

d- Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi :

Kết cấu trục thiết kế phải thỏa mãn điều kiện

Trong đó : [s]-Hệ số an toàn cho phép [s] =1,5…2,5

Khi cần tăng cứng thì [s] =2,5…3 (không cần kiểm tra độ bền cứng của trục )

s,s -Hệ số an toàn chỉ xét riêng cho trờng hợp ứng suất pháp hoặcứng suất tiếp, đợc tính theo công thức (10.20),(10.21)[1]

1 aj

1 aj

7 , 499888

10747 50

2

) 5 , 5 50 ( 5 , 5 14 32

50 2

) (

32

23

2 3

23

2 1 23 1 23 3 23

W

Tại tiết diện 2-2, 2- 4

Có M22=435970 , 3 Nmm

3 , 57 3 , 7611

3 , 435970

3 , 7611 45

2

) 5 , 5 45 ( 5 , 5 14 32

45 2

) (

32

22

2 3

22

2 1 22 1 22 3 22

W

Vì trục quay một chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động :

ax

0

j m

m a

j

T T

) 5 , 5 45 ( 5 , 5 14 16

45

2

) (

16

22

2 1 22 1 22 3

d

t d t b d

W

50 2

) 5 , 5 50 ( 5 , 5 14 16

50

2

) (

16

23

2 1 23 1 23 3

d

t d t b d

W

5 , 16557

y

K

K K

y

K K K

1 06 , 1 85 , 0

46 , 1 1

K

K K

1 06 , 1 77 , 0

54 , 1 1

K

K K

1 06 , 1 81 , 0

46 , 1 1

K

K K

1 06 , 1 76 , 0

54 , 1 1

K

K K

6 , 261

728 , 151

68 , 7 2 , 3

.

2 2

2 2

s s

6 , 261

6 , 35

6 , 11 0 6 , 11 06 , 2

728 , 151

35 , 6 6 , 2

.

2 2

2 2

s s

s s

F F

r3

a3 y20

262709,1

347928

448202,4 129834

259668

C Xác định đờng kính của trục III của hộp giảm tốc:

a,Các lực tác dụng lên trục.

l F l

F l

F m

F F

F F

F

y y

y r

r

r r

y y

y

6,2537

6,2537

0

0

00

30 31

31 31 34

6 32

5 30

5 6

31 30

x

F

F

l l F l

F l

F l

F m

F F

F F

F F

x

x

c x

x t

t

x t

t x

x

5719

2,93

0)

.0

031

0

30

31

33 31 33 31

31 34

6 32

5 30

33 6

5 30

333834 151104

0

264 205

145

205

205 60

145

60 60

z x

, 351011

5 , 533510 5

, 533510

343140 343140

0

5 , 380 264

264

264 205

205

205 60

60 60

z z

z x

Theo công thức (10.15),(10.16),(10.17)[1] ta tính đợc mômen uốn tổng

cộng, mômen tơng đơng , đờng kính tại các tiết diện trên trục là

(vì dsb1=65 mm theo bảng 10.5[1] ta có [] =50 Mpa)

- Tại chỗ diện 3-2(3-4)

  mm

Nmm T

M

Nmm M

y x

2,6350

.1,0

5,1261620

1

,

0

5,12616201262594

.75,08,62934775

,0

8,6293475

,533510333834

3

34

2 2

2 3

2 34 34

2 2

2 34

M

Nmm M

M

M d

M

M

td td

y x

24,6150

.1,0

5,1148397

1,0

5,11483971262594

.75,0351011,775

,0

351011,7351011,7

2 3

2 31 31

2 2

2 31

2 31 31

  0,1.50 60,25

5,1093438

1,0

5,10934381262594

.75.075

,00

3

33

2 2

3

2 33 33

2 33

2 33 33

M

M

td td

y x

Nmm T

M

Nmm M

Dựa vào bảng 9.1a[1] ta chọn đợc then lắp bánh răng,khớp nối

Tại tiết diện 3-2,3-4 có b=20 mm, h=12 mm

d Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi:

Kết cấu trục thiết kế đợc phải thoả mãn điều kiện:

1

