THUYETMINH.docx

đồ án chi tiết máy phân đôi cấp nhanh , gồm bản thuyết minh , đầy đủ thông tin và chi tiết

M c L c ụ ụ

3. Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp phân đôi cấp nhanh

4. Bộ truyền xích ống con lăn

5. Xích tải ( Quay một chiều, tải va đập nhẹ, 1 ca làm việc 8 giờ)

• Thời gian phục vụ L = 3 (năm)

• Số ngày làm /năm Kng = 230 (ngày)

• Số ca làm trong ngày: 1 (ca)

• t1 = 35 giây, t2 = 22 giây, t3= 23 giây

• T1 = T, T2 = 0,4T, T3 = 0,3T

CH ƯƠ NG I: TÍNH CÔNG SU T, CH N Đ NG C VÀ PHÂN PH I T S Ấ Ọ Ộ Ơ Ố Ỉ Ố

1.2.Công su t t ấ ươ ng đ ươ ng:

Ptđ = Plv. √12.t1+0.42 t2+0.32 t3

35+22+23 = 5 √12.35+0.42.22+0.32.23

35+22+23 = 3,56 kWVới:

Uch = ux.uh = 2,5.8 = 20

1.6.S vòng quay tr c máy công tác: ố ụ

nlv = 60000.vz.p = 60000.1,2511.110 = 62 vg/ph

với:

Vận tốc xích tải ,v = 1,25 m/s

Số răng đĩa xích dẫn, z = 11Bước xích, pc = 110 mm

2.4.Tính toán momen xo n trên tr c: ắ ụ

CH ƯƠ NG II: TÍNH TOÁN CÁC B TRUY N H Ộ Ề Ở

k = ko.ka.kđc.kđ.kc.kbt = 1.1.1,25.1,35.1.1,3 = 2,19

Tra bảng 5.6: Trị số của các hệ số thành phần trong hệ số sử dụng số k:

Với: k0 - Hệ số ảnh hưởng đến vị trí bộ truyền : k 0 = 1 (đường tâm nối 2 đỉa xích hợp với

phương ngang góc nhỏ hơn 600)

k a - hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích ( ta chọn a = 40p) : k a = 1

k đc - hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích: vị trí trục không điều

chỉnh được : k đc = 1,25

k đ - hệ số tải trọng động : k đ = 1,35 ( tải va đập nhẹ)

k c - hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền: k c = 1 ( bộ truyền làm việc 1 ca )

k bt - hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn : k bt = 1,3 (môi trường có bụi, chất lượng

bôi trơn II)

+ Công suất tính toán sẽ là:

Pt = 3,87.2,19.1.1,12 = 9,49kW

Tra bảng 5.5 công suất cho phép [ P ] của xích con lắm với điều kiện:

= 129,9Chọn số mắt xích là số chẵn nên ta chọn X = 130

Theo bảng 5.9 với bước xích p = 25,4(mm) ta chọn [i] = 30

1.3.Ki m nghi m v đ b n c a xích: ể ệ ề ộ ề ủ

s= k đ F t+Q F o+F v

Dựa vào bảng 5.2 : các thông số của xích con lăn

Ta được tải trọng phá hỏng Q= 56700N, khối lượng 1 mét xích q = 2,6kg ứng với bước xích p = 25,4mm

k đ = 1,2 hệ số tải trọng động ứng với chế độ làm việc trung bình

+ Vận tôc trung bình của xích:

72) = 582,31mm + Đường kính vòng đỉnh của đĩa xích:

d a1 = p.[0,5 + cotg( z π1 ) ] = 25,4.[0,5 + cotg( 25π ) ] = 213,76mm

d a2 = p.[0,5 + cotg( z π2 ) ] = 25,4.[0,5 + cotg( 72π ) ] = 594,46mm

+ Đường kính chân răng ;

Bán kính đáy r = 0,5025d1 + 0,05 với d1 tra từ bảng 5.2 ứng với bước xích p = 25,4mm ta được : d1 = 15,88mm

+ k r - hệ số ảnh hưởng của số răng đãi xích : k r = 0,42

+ E - Mô đun đàn hồi: E = 2,1.105 MPa

+ A - Diện tích chiếu của bản lề: A = 180mm2 ( dựa vào bảng 5.12 ứng với bước xích p=25,4mm)

Đường kính vòng chia đĩa xích nhỏ,

σ u =

kT l0

0,1.d c3D0 Z = 1,5.28415,44 250,1 103

.63 4 = 42,28 ≤ [σ]u = 80MPa

CH ƯƠ NG III: TÍNH TOÁN, THI T K CÁC B TRUY N TRONG H P Ế Ế Ộ Ề Ộ

GI M T C Ả Ố

1.Thông số kĩ thuật:

Thời gian phục vụ :Lh = 3 năm = 3.230.8 = 5520 giờ

Quay 1 chiều, tải va đập nhẹ, thời gian làm việc 1 ca 8 giờ

Cặp bánh răng phân đôi cấp nhanh ( bánh răng trụ răng nghiêng):

= 7,09.107

Với: NHE - số chu kì thay đổi ứng suất tương đương

T i - mô men xoắn ở chế độ i của banh răng

n i - số vòng quay ở chế độ i của banh răng

t i - tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng

Do NHE1 = 21,85.107 > NHO1 = 1,88.107 nên KHL1 = 1

NHE2 = 7,09.107 > NHO2 = 1,4.107 nên KHL2 = 1

Như vậy, ứng suất tiếp xúc cho phép [ σH ] được xác định:

= 6,72.107 chu kì

Với NFE -số chu kì thay đổi ứng suất tương đương

T i - mô men xoắn ở chế độ i của banh răng

n i - số vòng quay ở chế độ i của banh răng

t i - tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng

Do NFE1 = 20,71.107 > NFO1 = 0,4.107 nên KFL1 = 1

NFE2 = 6,72.107 > NFO2 = 0,4.107 nên KFL2 = 1

3.2 ng su t u n cho phép: Ứ ấ ố

[ σF ] = σ Flim

O K FC K FL

S F

với σ O Flim - ứng suất uốn cho phép với số chu kì cơ sở

K FC - hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải, K FC = 1 ( bộ truyền quay 1 chiều )

K FL - hệ số tuổi thọ

[ σF1 ] = σ Flim1

O K FC K FL1

S F = 468.1.11,75 = 267,42MPa[ σF2 ] = σ Flim2

Với [σH]max - ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải

σch - giới hạn chảy (MPa)

[σH1]max = 2,8.580 = 1624MPa

[σH2 ]max = 2,8.450 = 1260MPa

[σF] max = 0,8.σch

Với [σF] max - ứng suất uốn cho phép khi quá tải

σch - giới hạn chảy (MPa)

Theo công thức bảng 6.11, ta được:

Đường kính vòng chia của bánh răng:

4.4.Ki m nghi m răng v đ b n ti p xúc: ể ệ ề ộ ề ế

Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:

σH = ZMZHZƐ √2 T1K H(u +1)

b w u d w12Với:

Theo bảng 6.5, chọn ZM = 274MPa1/3

ZH - hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

ZƐ - hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

T1

- mômen xoắn trục động cơ

K H - hệ số tải trọng khi tính vè tiếp xúc

d w1 =

2 a w

u m+1 = 3,1+12.80 = 39,02mm+ Vận tốc vòng:

Lực dọc trục: Fa = Fttanβ = Fttanβ = 721,36tan36,269 = 529,29N

Theo bảng 6.14 : Trị số của hệ số phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời

ăn khớp, với cấp chính xác 9 và v < 5m/s, chọn KHɑ = 1,16

vH = δHgov √a w

u = 0.002.73.2,91 √ 80

3,08 = 2,165Theo bảng 6.15: Trị số của các hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp

δH - hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp , δH= 0,002( dạng răng nghiêng),

Theo bảng 6.16: Trị số của các hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng, chọn

[σ] = [σ]Zv ZR KxH = 509,1.1.0,95.1 = 483,55MPa

Như vậy

a w = 80mm, σH =403,44MPa < [σ] = 483,65MPa

4.5.Ki m nghi m răng v đ b n u n: ể ệ ề ộ ề ố

σF1 =

2 T1K F Y Ɛ Y β Y F1

b w d w1 m

Với:

T1 - mô men xoắn trên bánh chủ động

K F - hệ số tải trọng khi tính về uốn

YR - hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng , YR = 1

KxF - Hệ số xét đến kích thước của bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn

4.6.Ki m nghi m răng v quá t i ể ệ ề ả

Ứng suất tiếp xúc cực đại:

σHmax = σH √K qt =483,65 √2,2 = 717,37MPa < [σH1]max = 1260MPa

Với Kqt = T T max = 2,2

Kqt - hệ số quá tải

T - mô men xoắn danh nghĩa

T max - mô men xoắn quá tải

Ứng suất uốn cực đại:

σF1max = 74,8.2,2 = 164,56MPa < [σF1] max = 464MPa

σF2max = 72,78.2,2 = 160,12MPa < [σF2]max = 360MPa

Bảng 3.1: Thông số bánh răng cấp nhanh

Đường kính vòng chia d1 = 39,07(mm) d2 = 120,93(mm)Đường kính đỉnh răng da1 =42,07(mm) da2 = 123,93(mm)Đường kính đáy răng df1 = 36,07(mm) df2 = 117,93(mm)

Trong đó: theo bảng 6.6 : trị số của các hệ số Ψ ba và Ψbdmax

Kiểm tra sai số tỉ số truyền

Theo công thức bảng 6.11, ta được:

Đường kính vòng chia của bánh răng:

d1

=

m z1cosβ = cos(0)1,5.52 = 78mm

d2 =

m z2cosβ = 1,5.135cos (0) = 202mmĐường kính vòng đỉnh của bánh răng:

Lực dọc trục: Fa = Fttanβ = Fttanβ = 2387,26.tan0 = 0N

5.4.Ki m nghi m răng v đ b n ti p xúc: ể ệ ề ộ ề ế

σH = ZMZHZƐ √2 T2K H(u+1)

b w u d w12

- mômen xoắn trục động cơ

K H - hệ số tải trọng khi tính vè tiếp xúc

Với bánh răng thẳng:

ZƐ = √4−Ɛ ɑ

3 = √4−1,795

3 = 0,857Với Ɛ ɑ = [1,88 - 3,2( z11 + z12 )].cosβ = [1,88 - 3,2( 521 + 1351 )].1 = 1,795+ Đường kính vòng lăn nhỏ:

d w1 =

2 a w2

u m+1 = 2,6 +12.140 = 77,78mm+ Vận tốc vòng:

δH - hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp , δH= 0,006( dạng răng thẳng , không vát đầu răng),

Theo bảng 6.16: Trị số của các hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng, chọn

go = 73 (cấp chính xác cấp 9)

Do đó:

T2 - mô men xoắn trên bánh chủ động

K F - hệ số tải trọng khi tính về uốn

vF = δFgov √a w

u = 0,016.73.1,88 √140

2,6 = 16,11Trong đó theo bảng 6.15, δF = 0,016 ( Thẳng , không vát đầu răng)

Với m = 1.5mm,

YS - hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất

YS = 1,08 - 0,0695ln(1,5) = 1,052

YR - hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng , YR = 1

KxF - Hệ số xét đến kích thước của bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn

5.6.Ki m nghi m răng v quá t i ể ệ ề ả

Ứng suất tiếp xúc cực đại:

σHmax = σH √K qt = 457,71 √2,2 = 678,89MPa < [σH]max = 1260MPa

Với Kqt = T T max = 2,2

Ứng suất uốn cực đại:

σF1max = 108,76.2,2 = 239,27MPa < [σF1] max = 464MPa

σF2max =107,86.2,2 = 237,29MPa < [σF2]max = 360MPa

CH ƯƠ NG IV: TÍNH TOÁN TR C VÀ L A CH N THEN Ụ Ự Ọ

T – momen xoắn, Nmm

[τ] - ứng suất xoắn cho phép, MPa

Đường kính sơ bộ của trục:

Trục 1: lấy [τ] = 15MPa , T21 = 28147,372 = 14073,685Nmm

d1 ≥ √3 T1

0,2.[τ ] = √3 14073,685

0,2.15 = 16,74mmLấy d1 = 20mm

Trục 2 : : lấy [τ] = 20MPa

d2 ≥ √3 T2

0,2.[τ ] = √3 82359,62

0,2.20 = 27,41mmLấy d2 = 30mm

Trục 3: lấy [τ] = 25MPa

d3 ≥ √3 T3

0,2.[τ ] = √3 207690,36

0,2.25 = 34,63mmLấy d3 = 35mm

3.Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực:

Theo bảng 10.2, ta chọn bề rộng ổ lăn bo thương ứng :

Lực hướng tâm:

Trục 1: FrB = FrC = F1cosβ tan α tw = 720,43 tan 20cos36 ,269 = 325,23N

Trục 2: FrB = FrD = 325,23N

FrC = F tC cosβ tan α tw = 2111,79 tan 20cos0 = 768,63N

Trục 3: FrC3 = FrC2 = F tC cosβ tan α tw = 2111,79 tan 20cos0 = 768,63N

5.Giá trị lực tác dụng theo các phương

Hình 4.2: Sơ đồ đặt lực, biểu đồ moment và kết cấu trục vào của hộp giảm tốc bánh

răng phân đôi cấp nhanh trục 1 Xét mặt (xOz)

FtB.AB + FtC.AC + FtD.AD - FEx.AE = 0

Hình 4.3: Sơ đồ đặt lực, biểu đồ moment và kết cấu trục vào của hộp giảm tốc bánh

răng phân đôi cấp nhanh trục 2 Xét mặt (xOz)

Hình 4.4: Sơ đồ đặt lực, biểu đồ moment và kết cấu trục vào của hộp giảm tốc bánh

răng phân đôi cấp chậm (trục 3) 6.Xác định đường kính các đoạn trục:

Mj = √M2yj+M xj2 (Nmm)

Mtđj = √M2j+0,75 T 2j

(Nmm)Trong đó: Myi , Mxj – momen uốn trong mặt phẳng yoz và xoz tại các tiết diện j

Momen xoắn tương đương tại các tiết diện của trục 1 :

theo bảng 10.5: Trị số của ứng suất cho phép [σ] , với thép 45 có σb ≥ 850 , chọn [σ] = 67MPa

dC = √3 M tđC

0.1[σ ] = √3 64998,51

0.1 67 = 21,33mm → chọn dC = 26mm (đường kính bánh răng)

Đường kính tại các tiết diện của trục 2 :

Với τ-1 – giới hạn mỏi xoắn ứng với chu kì đối xứng

Theo bảng 10.7: với σb = 850MPa , ta chọn ψσ = 0,1 , ψτ = 0,05

b Các trục của hộp giảm tốc đều quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng do đó biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp tại các tiết diện :

σ aB =

M B

W B = 181140,534209,24 = 43,03

Vì trục quay 1 chiều nên ứng suất uốn xoắn thay đổi theo chu kì mạch động, do đó biên

độ và trị số trung bình của ứng suất tiếp tại tiết diện :

c Xác định hệ số an toàn ở các tiết diện nguy hiểm của trục:

Dựa vào biểu đồ momen tương ứng, có thế thấy các tiết diện sau là tiết diện nguy hiểm cần được kiểm tra về độ bền mỏi :

+ Trên trục 1 là tiết diện lắp khớp nối (tiết diện E) , lắp bánh răng (tiết diện B) và tiết diện ổ lăn (tiết diện E)

+ Trên trục 2 đó là 2 tiết diện lắp bánh răng (tiết diện B và C)

+ Trên trục 3 là tiết diện lắp bánh răng (tiết diện C) , ổ lăn (tiết diện B), tiết diện nối truc (tiết diện A)

d.Chọn lắp ghép: Các ổ lăn lắp trên trục theo k6 , lắp bánh răng , nối trục theo k6 kết hợp với lắp then

Kích thước của then theo bảng 9.1 , trị số của momen cản uốn và momen và

momen cản xoắn (bảng 10.6) ứng với các tiết diện trục như sau:

Tiết diện Đường kính

t1 W (mm3) Wo (mm3)Trục 1

*Ghi chú : tại tiết diện B và D là tiết diện trong không rãnh then

e Xác định các hệ số Kσdj và Kτdj đối với các tiết diện:

+ Theo bảng 10.12, khi dùng dao phay ngón , hệ số tập trung ứng suất tại rãnh then ứng với vật liệu có σb = 850MPa là Kσ = 2,01 , Kτ = 1,88

Theo bảng 10.10 tra hệ số kích thước ε σ và ε τ ứng với đường kính của tiết diện nguy hiểm trục 1 là :

Với dE = 18mm → ε σE = 0,932 →

K σ

ε σE = 0,9322,01 = 2,16

ε τE = 0,902 →

K τ

ε τE = 0,9021,88 = 2,08Với dC = 26mm → ε σC = ε σC = 0,896 →

8 Tính kiểm nghiệm độ bền của then:

Với tiết diện trục dùng mối ghép then cần tiến hành kiểm nghiệm mối ghép về độ bền dập, với lt = 1,35d

Điều kiện bền dập và điều kiện bền cắt:

9 Tính kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh

Trục 1:

σ tđ = √σ2

+3 τ2 = √34,312+3 8,012 = 37,01MPa ≤ [σ] = 464MPaTrong đó: σ =

Trục 2:

σ tđ = √σ2+3 τ2

= √40,022+3 4,412

= 40,84MPa ≤ [σ] = 464MPa

CH ƯƠ NG V: TÍNH TOÁN , L A CH N LĂN Ự Ọ Ổ

Ta tiến hành hành kiểm nghiệm cho ổ chịu tải lớn hơn với Fr = FroD = 1107,48N

Tải trọng quy ước:

Q = (XVFroA + YFa)ktkđ = (1.1.1,108 + 0.0).1.1 = 1,108kN

Trong đó:

Do sử dụng ô bi đỡ 1 dãy nên theo Bảng 11.4 , ta được X =1, Y= 0

Fr , Fa – tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục -kN

V-hệ số kể đến vòng quay, V = 1 ( quay vong trong)

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

kđ-hệ số kể đến đặc tính tải trọng , kđ = 1 ( bảng 11.3 , tải trọng va đập nhẹ)

Tải trọng động tương đương:

Vậy khả năng tải tĩnh của ổ được đảm bảo

Số vòng quay tới hạn của ổ:

n th=[d m n]k1k2k3

d m

Trong đó:

- [d m n ] : vận tốc qui ước của ổ bi

Ổ bi đỡ 1 dãy khi bôi trơn bằng dầu: [d m n ]=5,5 105

Ta tiến hành hành kiểm nghiệm cho ổ chịu tải lớn hơn với Fr = 1777,307N

Tải trọng quy ước:

Q = (XVFroA + YFa)ktkđ = (1.1.1,777 + 0.0).1.1 = 1,777kN

Trong đó:

Do sử dụng ô bi đỡ 1 dãy nên theo Bảng 11.4 , ta được X =1, Y= 0

Fr , Fa – tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục -kN

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

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

Khả năng tải động:

Vậy khả năng tải tĩnh của ổ được đảm bảo

Số vòng quay tới hạn của ổ:

n th=[d m n]k1k2k3

d m

Trong đó:

- [d m n ] : vận tốc qui ước của ổ bi

Ổ bi đỡ 1 dãy khi bôi trơn bằng dầu: [d m n ]=5,5 105

Ta tiến hành hành kiểm nghiệm cho ổ chịu tải lớn hơn với Fr = 1916,36N

Tải trọng quy ước:

Q = (XVFroA + YFa)ktkđ = (1.1.1,916 + 0.0).1.1 = 1,916kN

Trong đó:

Do sử dụng ô bi đỡ 1 dãy nên theo Bảng 11.4 , ta được X =1, Y= 0

Fr , Fa – tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục -kN

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

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

Qt = XoFr + YoFa

→ Qt = 0,6.1,916 + 0,5.0 = 1,15kN

Như vậy Qt < Fr = 1,916kN , và Qt = 1,916kN < [Co] = 13,9kN

Trong đó : Xo, Yo – hệ số tải trọng hướng tâm và hệ số tải trọng dọc trục

Theo bảng 11.6 , sử dụng ổ bi đỡ ta chọn : Xo = 0,6 , Yo = 0,5

Vậy khả năng tải tĩnh của ổ được đảm bảo

Số vòng quay tới hạn của ổ:

n th=[d m n]k1k2k3

d m

Trong đó:

- [d m n ] : vận tốc qui ước của ổ bi

Ổ bi đỡ 1 dãy khi bôi trơn bằng dầu: [d m n ]=5,5 105 mm vg/ph

- d m : đường kính vòng tròn qua tâm các con lăn;

CH ƯƠ NG VI: CH N THÂN MÁY VÀ CÁC CHI TI T PH , CH N D U & Ọ Ế Ụ Ọ Ầ

Khoảng cách từ tâm bulông cạnh ổ đến tâm ổ: C ≈ D23 , theo bảng 18.2

L: Chiều dài của hộp

 Giữa bánh răng với thành

Đường kính : d = (3÷4).δ = 30 ÷ 40 = 30mm

2.2.Ch t đ nh v : ố ị ị

Nhờ chốt định vị, khi xiết bu lông không làm biến dạng vòng ngoài của ổ (do sai

lệch vị trí tương đối của nắp và thân), do đó loại trừ được một trong các nguyên nhân làm

ổ chóng bị hỏng

Chọn chốt định vị hình hình trụ : d = 10mm , c = 1,2mm , l = 36mm

Hình 6.1: Chốt định vị 2.3.C a thăm: ử

Để kiểm tra, quan sát các chi tiết trong hộp khi lắp ghép và để đổ dầu vào hộp,

trên đỉnh hộp có làm cửa thăm Cửa thăm được đậy bằng nắp Trên nắp có thể lắp thêm

Khi làm việc , nhiệt độ trong hộp tăng lên Để giảm áp suất và điều hòa không khí

bên trong và bên ngoài hộp , người ta dùng nút thông hơi Nút thông hơi thường được lắp

trên nắp cửa thăm hoặc ở vị trí cao nhất của nắp hộp

Hình 6.6: Que thăm dầu 2.7.Vòng đ m vênh ệ

Vòng đêm vênh có tác dụng làm giảm khả năng tự tháo của các mối ghép giữa đai

ốc và bu lông trên máy móc lúc siết chặt khi lắp ráp, tạo sự chặt chẽ cho các mối ghép.Ngoài ra, vòng đệm vênh còn được sử dụng cho các mối ghép đã bị giãn, lỏng