Đồ án chi tiết máy

chi tiết và đầy đủ

PHẦN 1 TÍNH ĐỘNG HỌC

1.1 Chọn động cơ.

1.1.1 Xác định công suất yêu cầu trên trục động cơ.

Công suất trên trục công tác:

1000

12000.0,5 1000

Hiệu suất truyền động:

η = ηđ..η4

ol.η2

br .ηkTra bảng 2.3 TTTKHTĐCK ta có

Hiệu suất của bộ truyền đai: ηđ = 0,96

Hiệu suất của một cặp ổ lăn: ηol = 0,99

Hiệu suất của các bộ truyền bánh răng trụ : ηbr = 0,98

Hiệu suất của nối trục đàn hồi: ηk = 1

Vậy hiệu suất của toàn bộ hệ thống là:

η = ηđ..η4

ol.η2

br .ηk

η = 0,96.0,994.0,982.1 = 0,89Công suất yêu cầu trên trục động cơ là:

Pyc = Pct/η = 6/0,89 = 6,74(Kw)

1.1.2 Xác định tốc độ vòng quay đồng bộ của trục động cơ:

Số vòng quay trên trục làm việc:

340 14 , 3

5 , 0 60000

1000 60

ph vg D

πTrong đó: v là vận tốc băng tải, D là đường kính tang

Số vòng quay sơ bộ của động cơ:

T

T T

T ≤

1

Tra bảng P1.3 Tr 237 ta chon động cơ có ki hiệu 4A132S4Y3 có:

công suất: Pđc = 7,5(Kw)

%100.1,28

1,281,29

%100

6.η

η

PP

ol k

lv

29,60,99.0,98

6,1.η

η

PP

br ol

3

48,60,99.0,98

6,29.η

η

PP

br ol

2

Công suất thực của động cơ phát ra trong quá trình làm việc:

75,60,96

6,48η

PP

1.10.55,9.2

Theo hình 4.1 ta chon đai hình thang tiết diện B.

2.1.2 Các thông số của bộ truyền đai.

Theo bảng 4.3 chọn đường kính bánh đai nhỏ d1 = 140(mm)

Vận tốc bánh đai nhỏ: v =

60000

d1n đc

π

=

60000

1455.140.14,3

= 10,7(m/s) < 25(m/s)

Đường kính bánh đai lớn: d2* =

35702,01

5,2.1401

(mm0Với ε = 0,02 là hệ số trượt đai

So sánh với đường kính bánh đai lớn tiêu chuẩn chọn d2 = 355(mm)

[ ] 4%

%6,3

%100.5,2

5,259,2

u

u u

phép

Theo bảng 4.14 chọn sơ bộ khoảng cách trục: asb = 1,6.d2 = 1,6.355 = 568(mm)Chiều dài của đai:

) 4 /(

) (

) (

5 , 0

1 2 2

Kiểm nghiệm số vòng chạy của đai trong 1s:

)/1(10)/1(35,52

7,10

s s

= λ λ

a

Với 1222,85

2

)355140.(

14,320002

)

−

=L π d dλ

5,1072

1403552

5,107.885,122285

,12224

)355140.(

26025,13)355140.(

55,0

).(

2)

.(

55,

+

≤

≤++d h a d d d

64,159

64,15957.602

14035518057.180

1

1 2 1

α

a

d d

2.1.3.Xác định số đai.

Số đai z được xác định theo công thức: [ ] l u z

đ đc

C C C C P

K P z

0 α

=Trong đó: Pdc: công suất trên trục động cơ, Pdc = 6,75(kw)

[P0]: công suất cho phép, [P0] = 2,82

Kd : hệ số tải trọng động, theo bảng 4.7, Kd = 1,1Cα: hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm

949,0)64,159180(0025,01

Cl: hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài

97,089

,02240

20000

Cu: hệ số kể đến ảnh hưởng của tỷ số truyền, Cu = 1,135

Cz: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trong các dây đai

[ ] 2,82 2,394 0,95

75,60

Do đó: [ ] 2,82.0,949.0,97.1,135.0,95 2,653

1,1.75,6

0

=

=

=

z u l

đc

C C C C P

P z

13(2)

2 01

d a = + = + =

Đường kính ngoài của bánh đai lớn:

)(4,3632,4.2355

2 02

d a = + = + =

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

Lực căng ban đầu trên đai: đc đ F v

z C v

K P

7800

α

Trong đó: F v =q m .v2, lực căng do lực ly tâm sinh ra trong trường hợp bộ truyền được đinh kỳ điều chỉnh lực căng

178 , 0

1,1.75,6.780.3

780

z C v

K P

.7502

2.2.2.Ứng suất cho phép

2.2.2.1.Ứng suất tiếp xúc cho phép[σ H ] và ứng suất uốn cho phép [σ F ]

Theo công thức 6.1 và 6.2:

HL xH v R H H

Trong đó:

ZR -hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt răng làm việc

Zv - hệ xố xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng

KxH – hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh ăng

YR – hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng

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

KxF –hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn

Tính thiế kế, ta lấy sơ bộ:

1

1

=

=

xF S R

xH V R

K Y Y

K Z Z

KFC – hệ số xét đến ảnh hưởng của đặt tải, do tải một chiều nên KFC=1

SH, SF –hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn Tra bảng 6.2 ta có :

SH=1,1; SF=1,75

0 lim

0 lim; F

2 1

0 lim

0 lim 3

σ

)(450250.8,1

8,

0 lim

0 lim 3

σ

)(54070235.270

2 2

0 lim

0 lim 4

σ

)(423235.8,1

8,

0 lim

0 lim 4

.

30H HB

N HO =

6 4

,

2 17 , 1 10 250

30

HO

N

10 626 , 1 245

2

N

KHL, KFL -hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế

độ tải trọng của bộ truyền, xác định theo công thức 6.3 và 6.4:

H

m HE

HO HL

FO FL

1 , 17 10

2 , 349 10000 582 1 60 60

1 1

[ ]H H0 K / HL S H

lim

σ

σ =Với SH= 1,1[ ]

1,1

1.540

)(5181

,1

1.570

1 2

2

1 1 1

0 lim

0 lim

MPa S

K

MPa S

K

H

HL H

sb H

H

HL H

sb H

σσ

Suy ra: [ ] [ ] [ ] 504,5( )

2

4915182

2 1

4 10

2 , 349

1 1

75,1

1.1.423

)(25775

,1

1.1.450

/

1 2

2

1 1

1

0 lim

0 lim

0 lim

MPa S

K K

MPa S

K K

S K K

F

FL FC F

sb F

F

FL FC F sb F

F FL FC F F

σσ

σσ

Tương tự với bộ truyền cấp chậm, bánh răng trụ răng thẳng.

Ta có;

110

.7,1410

.84,6910000.4,116.1.60

1.540

)(5181

,1

1.570

2 4

4

2 3

3

0 lim

0 lim

MPa S

K

MPa S

K

H

HL H

sb H

H

HL H

sb H

σσ

[ ]H 34=[ ]H4 sb = 491 (MPa)

110

.410

.84,

2 2

75,1

1.1.423

)(25775

,1

1.1.450

/

2 4

4

2 3

3

0 lim

0 lim

0 lim

MPa S

K K

MPa S

K K

S K K

F

FL FC F

sb F

F

FL FC F sb F

F FL FC F F

σσ

σσ

2.2.2.2.Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:

ch

σ ] 2,8.[ max =

)(1260450

.8,2]

[]

[

)(1624580

.8,2]

[]

[

max 4 max

2

max 3 max

1

MPa

MPa

H H

H H

σσ

2.2.2.3.Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:

[ ]

[ ] [ ]

[ ] [ ] 0,8.450 360( )

)(464580.8,0

.8,0

max 4 max

2

max 3 max

F F

ch F

σσ

σσ

' 1

] [

)

1

ba H

H a

w

u

k T u

k a

ψσ

Ka – hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng

15,1.55165)

15.(

002,0001,0()

002,0001,0

Theo bảng 6.8: Chọn m=2 mm,5( )

-Xác định số răng , góc nghiêng βChọn sơ bộ β = 30º, theo 6.31 số răng bánh răng nhỏ:

5,18)

15.(

5,2

30cos.160.2)1.(

cos 21

1

+

=+

u m

=u Z Z

Chọn z2 = 90(răng)Tính lại góc β :

84375,0160

.2

)9018.(

5,2

2

).(

Cấp nhanh của bộ truyền sử dụng bánh răng nghiêng nhờ góc nghiêng không cần dịch chỉnh để đảm bảo khoảng cách trục cho trước Dịch chỉnh bánh răng nghiêng chỉ nhằm cải thiện chất lương ăn khớp nhưng không mang lại hiệu quả cao vì dịch chỉnh làm giảm khá nhiều hệ số trùng khớp

BẢNG CÁC THÔNG SỐ CƠ BẢN CỦA CẶP BÁNH RĂNG CẤP NHANH

hiệu Giá trị

m Z

m d

mm Z

m d

(68,266'2832cos

90.5,2cos

)(34,53'2832cos

18.5,2cos

2 2

1 1

2

)(34,585,2.234,53.2

2 1

2

1

mm m

d d

mm m

d d

a

a

=+

=+

=

=+

=+

=

Đường kính vòng chân răng df

)(43,2065,2.5,268,266

5,2

)(09,475,2.5,234,53.5,2

2 1

2

1

mm m

d d

mm m

d d

cos.68,266cos

)(12,5020cos.34,53cos

2 1

2

1

mm d

d

mm d

'2023'2832cos

20

'2023cos

a

a arccsos αα

C, kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Công thức 6.33:

]

[

)1.(

2

1 1 1

' 1

H w

w

H H

M H

d u b

u K T Z Z

tg b =cos t

'1830

584217,

0)'2832()

'2023cos(

0

0 0

( ) 1,541

'2023.2sin

'1830cos.2

5,2

)'2832sin(

.3,0.160

sin

sin

β

ψπ

β

m

a m

90

1 18

1 2 , 3 88 , 1 cos 1 1 2 , 3 88 ,

2 1

−

εα

z z

843,0406,1

1 =

=

→Zε

KH: hệ số tải trọng khi tính toán tiếp xúc: K H =K Hβ.K Hα.K Hv

Với K Hβ = 1 , 15 là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng (tra bảng 6.7)

Công thức 6.41:

α β

υ

H H

w w H Hv

K K T

d b K

2

34,53.160.3,0.342,11

342,15/160.625,1.73.002,0

=+

)15.(

286,1.53165.2.843,0.541,1

σXác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép ;Với v = 1,625(m/s) <5 m/s ta có 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 Ra = 2,5 1,25(µm), do đó: ZR=0,95;

Với da< 700(mm) suy ra KxH=1

Ứng suất tiếp xúc cho phép [σH] được tính theo công thức 6.1

)(28,4791.1.95,0.5,504

][][σH = σH 12Z R Z v K xH = = MPa

Ta thấy σ H < [σH] do vậy bánh răng đủ bền

D, Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

1 1

' 1 1

2

F w

w

F F

F

m d b

Y Y Y K T

σ

][ 2

1

2 1

F

F F F

' 28 32 1 140 1

0 0

18cos3 3 0

90cos3 3 0

K : hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng

thời ăn khớp khi tính về uốn bảng 6.14, với cấp chính xác về mức làm

1

1

α β

υ

F F

w w F Fv

K K T

d b

K = +

u

a v

34 , 53 160 3 , 0 026 , 4

8 , 3 768 , 0 711 , 0 906 , 1 53165 2

6 , 3 7 , 65

σVới m = 2,5, YS = 1,08- 0,0695ln2,5 = 1,016

Chế tạo bánh răng bằng dao phay nên YR = 1

E, Kiểm nghiệm về quá tải:

Ứng suất tiếp cực đại:

Công thức 6.48: σHmax =σH k qt ≤[σH]max

qt

k : hệ số quá tải, = max =2,2

dn qt

T

T k

→σH1max =390,16 2,2=578,7≤[σH]max =1260(MPa)Ứng suất uốn cực đại

công thức 6.49: max 65 , 7 2 , 2 144 , 54 ( ) [ ]1 max 464 ( )

[ 93 , 136 2 , 2 24 , 62

2 2

2

][

.)

1.(

H

H a

w

u

k T u

K a

ψσ

02,1.516061)

14.(

5,

3

300.2)1.(

.22 34

2

+

=+

=

u m

Tỷ số truyền thực:

440

1603

4 '

Z

Z u

Tính lại khoảng cách trục aw:

aw2 = m34.(Z3+Z4)/2 = 3.200/2 = 300(mm)chọn aw2 = 300(mm) do đó ta không cần dịch chỉnh

CÁC THÔNG SỐ CƠ BẢN CỦA CẶP BÁNH RĂNG CẤP CHẬM

hiệu Giá trị

Khỏng cách trục a w2

2

w

a = 300(mm)

Chiều rộng vành răng b w b w =ψba.a w2 =0,3.300=90(mm)

Tỷ số truyền U 2 U2 = 4

Góc nghiêng của răng β β = 0

Số răng bánh răng Z Z1 = 40, Z2 = 160(răng)

Hệ số dịch chỉnh x x1= 0, x2 = 0(mm)

Đường kính vòng chia d

)(480160.3

)(12040.3.4 4

3 3

mm Z

m d

mm Z

m d

2

)(1263.2120

24 4

3 3

mm m

d d

mm m

d d

a

a

=+

=+

=

=+

=+

=

Đường kính đáy răng d f

)(5,4723.5,2480

5,2

)(5,1123.5,2120

5,2

4

3 3

d

mm m

d d

Góc profin gốc α Theo TCVN 1065-71, α = 20 

Đường kính cơ sở d b

)(1,45120

cos.480cos

)(76,11220cos.120cos

4

3 3

d

mm d

Góc profin răng α t





200cos

20.cos

=arctag tag arctag tag

αα

20cos

a

a arccsos αα

Hệ số trùng khớp ngang ε α αε =1,78

.

) 1 (

2

1

H w

H H

M H

d u b

u K T Z Z

ZM –Hệ số xét đến cơ tính của vật liệu bánh răng

Bảng 6.5: Zm = 274[MPa]1/3.

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

tw b

m

b w

= =0 ; với bw là bề rộng vành răng

bw3=ψba.aw2=0,5.140=70Khi đó theo công thức (6.36a):

3 / ) 4 ( α

1 33

1 2 , 3 88 , 1 cos 1 1 2 , 3 88 , 1

2 1

865 , 0 3 / ) 753 , 1 4

v=πdw3n1/60000 (m/s)v=3,14.66,86.249,12/60000=0,872m/s

Hv

K - hệ số kể đến tải trọng động tác dụng lên vùng ăn khớp

Công thức 6.41:

2

1

2

3 3

α β

υ

H H

w w H Hv

K K T

d b

K = +

T2-momen xoắn trên trục 2 T2=109484,6(Nmm)

u a v

go-hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng

tra bảng 6.16, với vận tốc vòng v=0,872 (m/s) ta chọn cấp chính

xác theo mức làm việc êm là 9 ( tra bảng 6.13)

ta có: go = 73

.021,113,1.035,1.6,109484

2

86,66.70.844,01

.844,0182,3/140.872,0.73.002,0

=+

=

→K H

][5,42086

,66.182,3.70

)1182,3.(

194,1.6,109484

2.865,0.693,1

σXác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép ;

[σ 34 = σ 34 504,55 0,95.1.1=479,3MPa

Ta thấy σ H<[σH]34 do vậy bánh răng đủ bềntheo độ bền tiếp xúc

2.2.3.2.4 kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Công thức 6.43:

[ ]3 2

3

1 3

2

F w

w

F F

F

m d b

Y Y Y K T

σ

4 3

4 3

F

F F F

.54,3

F

K - hệ số tải trọng khi tính về uốn

Fv F F

K = β. α. .

β

F

K - hệ số xét đến sự phân bố không dều tải trọng trên chiều rộng vành

răng khi tính tra bảng 6.7 với ψbd=1,11: K Fβ=1,065

K - hệ số xét đến sự phân bố không dều tải trọng cho các đôi răng đồng

thời khi tính về uốn bảng 6.14, với cấp chính xác về mức làm việc êm là

9, ta có: K Fα=1,37

Fv

K - hệ số kể đến tải trọng động trong vùng ăn khớp:

2

α β

υ

F F

w w F Fv

K K T

d b

K = +

u

a v

140.872,0.73.006,

2

86 , 66 70 533 , 2

][4,98

2.86,66.70

54,3.1.7855,0.513,1.6,109484

Và:

54 , 3

47 , 3 4 , 98

σVới m = 2, YS = 1,08- 0,0695ln2 = 1,032

Chế tạo bánh răng bằng dao phay nên YR = 1

2 3 2 5.Kiểm nghiệm về quá tải:

Ứng suất tiếp xúc cực đại:

Công thức 6.48:

.][

→σH3max = 479 , 3 1 , 3 = 546 , 5 ≤ [σH]4max = 1260 [MPa].

Ứng suất uốn cực đại

công thức 6.49:

].

[ 464 ]

[ ] [ 9 , 127 3 , 1 4 , 98

3 max

[ ] [ 15 , 124 3 , 1 5 , 95

=

∆

− + +

=

=

− + +

=

∆

− + +

=

mm m

y x d

d

mm m

y x d

d

a

a

912 , 216 2 ).

062 , 0 79 , 0 1 (

2 210 ).

1 (

2

832 , 70 2 ).

062 , 0 27 , 0 1 (

2 66 ).

1 (

2

4 4

4

3 3

x d

d

mm m

x d

d

f

f

16 , 208 2 ).

79 , 0 2 5 , 2 ( 210 ).

2 5 , 2 (

08 , 62 2 ).

27 , 0 2 5 , 2 ( 66 ).

2 5 , 2 (

34 4 4

4

34 3 3

3

-Đường kính vòng cơ sở:

db3=d3cosα=66.cos200=62,02 mm

db4=d4cosα=210.cos200=197,335 mm-Góc profil gôc: α= 200;

-Góc profil răng: αt= 200

-Góc ăn khớp: αtw= 2208’

-Hệ số dịch chỉnh xt3=0,27;xt4=0,79

Như vậy ta có bảng thông số chính của bộ truyền:

Các thông số cơ bản của

bộ truyền bánh răng

Ký hiệu Bộ truyền cấp nhanh Bộ truyền cấp chậm

Bánh chủ động

Bánh bị động

Bánh chủ động

Bánh bị độngModul

Số răng

Hệ số chiều rộng vành răng

mz

ba

ψ

1.25200,3

1.251150,3

2330,5

21050,5

da

df

dbβ

xt

3029,6329,6332,1326,50527,843

32028’

0

30170,37170,37172,87167,245160,095

32028’

0

706666,95470,83262,0862,0200,27

70210213,048216,912208,16197,33500,79

Đối với bộ truyền phân đôi cấp nhanh, ta có

Đk ngoài

Chiều dài toàn

ứng suất dập cho phép của vòng caosu:[σ]d=2 (N/mm2)

ứng suất uốn cho phép của chốt: [σ]u=60(N/mm2)

2.3.4 Kiểm nghiệm sức bền đập của vòng caosu:

c v

x d

d l D Z

T K

σσ

σ = ≤ = =1,87<

10.15.45.4

10.26,25.2

D Zd

l T K

σσ

σ = ≤ = =26,66<

45.10.4.1,0

19.10.26,25

.1,0

3 3 0

3

2.4 TÍNH TRỤC

2 4.1 Thiết kế trục

2.4.1.1 chọn vật liệu

Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 tôi có σb= 850 MPa

Ứng suất xoắn cho phép [τ] = 15 30 Mpa

2.4.1.2 Xác định sơ bộ đường kính trục

Theo công thức (10.9) đường kính trục thứ k với k =1 3;

3 [ ]

2,

20

19907

Chọn d =25mm theo bảng (10.2) , ta được chiều rộng ổ lăn b =17mm

[ ] MPa

mm N T

20

109484,6

20

.336815,8

Chọn b30=45, tra bảng 10.2 ta có chiều rộng ổ lăn b30 = 25 mm

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

l m33

l m24

(Sơ đồ tính khoảng cách )

Trị số các khoảng cách:

Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp, hoặc khoảng

Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp:k2=15 mm;

Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ k3=10mm;

Chiều cao nắp ổ và đầu bulông: hn=15…20mm

Với các ký hiệu:

k: số thứ tự của trục trong hộp giảm tốc

i: số thứ tự của các tiết diện trên trục trên đó lắp các chi tiết tham gia truyền tải trọng

lki: khoảng cách từ các gối đỡ 0 và 1 đến tiết diện thứ i trên trục thứ k;

lk1: khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện thứ i trên trục thứ k;

lmki: chiều dầy moay ơ của chi tiết quay thứ i

bki: chiều rộng vành răng thứ i trên trục thứ k;

lcki: khoảng côngxôn trên trục thứ k

lcki = 0,5.( lmki +b0) + k3 + hn

(Với chiều dài moay ơ đĩa xích: lm33=(1,2…1,5)d3=>lm33=60 mm; Chiều dài moay ơ nửa khớp nối lm=(1,4…2,5)d1 =>lm14=50mm; (b0 là chiều rộng ổ tra theo đường kính trục trung gian);

Chiều dài moay ơ bánh răng trụ: lm=(1,2…1,5)dk ⇒ lm12 = lm13 = 35 mm,

Các thành phần lực tác dụng lên các chi tiết được biểu diễn trên hình vẽ:

Lực tác dụng của khớp nối trục đàn hồi gây ra : Fx14=(0,2 ÷ 0,3)Fr ; Fr=2T1/D0, có phương trùng với phương Ox

D0 là đường kính vòng tròn đi qua tâm các chốt Tra bảng 16.10a ta có

D0=50mm ; => Fx14 = 80…119N=> Fx14=100 N

'20672.tg23β

Cos

α.tgF

0 0 1

ω t

Fz12 =- Fz13 = -F tgβ=672.tg32028'=428N

Fy10 = y11 = y12 + y13 = y12 =

Fx11= 672.193 672251.58 200.60,5

11 l

14 l x14 F 12 l x12 F 13

y

O z

M

M td 2 0,75 2 463252 0,75.9953,52 47120

3

Đường kính trục tại các tiết diện tương ứng khi tính sơ bộ với [ ]σ =67N/mm2

d M td[ ] 0,1.67 14,6mm

210601

Đường kính trục tại các tiết diện tương ứng là: d10=d11=25 mm; d12=d13=26mm và

d14 =dkn 22mm

Khi lắp khớp lên trục ta sử dụng then bằng để truyền mômen xoắn

Khi đó, theo TCVN 2261- 77 ta có thông số của các loại then được sử dụng như sau:

T

d t

5 , 2 40 22

19907 2 ) (

T

c t

6.40.22

19907.2

34434413302

24 22

23 21

y

y

F F

F F

N F

F F F

24 22 23 21

Biểu đồ mônem và các giá trị tương ứng tại các vị trí: