ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY- TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG TỜI KÉO

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY- TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG TỜI KÉO

H Ọ V À T ÊN: PH ẠM V ĂN S Ự

GVHD : NGUY ỄN V ĂN TU ÂN

BẢN THUYẾT MINH ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG TỜI KÉO -

Công suất tFrên trục công tác Pct

Công suất trên của động tác : pct = F.v.10-3 = 11000 0,32 = 3,52(kw)

Công suất của động cơ pdc

Điều kiện pdc > ptd

Công suất yêu cầu pyc = ptd

Công suất yêu cầu của động cơ Pyc = ptd =Pct

ŋ ŋ: hiệu suất bộ truyền ƞ = ∑

T ct=9 ,55 106.p ct

n ct=9 ,55 10

6.3 , 52

45 ,,3=742075 ,05( N mm )

II Tính toán bộ truyền ngoài

1 Chọn tiết diện đai

Theo hình 4.1/TR59[TTTKHDĐCK-T1] từ công suất trên trục động cơ ta chọn:

Đai thang thường tiết diện B Theo bảng 4.13/tr59 ta tra được các thông số đai:

Đường kính bánh đai nhỏ nhất d1 = 140mm

Diện tích tiết diện: A1 = 138mm2

140 5 ,26 1−0,02 =751 ,4 (mm)

Theo bảng 4.26/67 [TTTKHDĐCK-T1] chọn đường kính tiêu chuẩn d2 = 1000(mm)Như vậy, tỉ số truyền thực tế:

Vậy Δuu= | ut− u|

5 ,42−5,36 5,36 =0,011% ¿ ¿ (thỏa mãn)

Chiều dài tiêu chuẩn được chọn theo bảng 4-13/59[TTTKHDĐCK-T1] :L= 1936 mm

Nghiệm số vòng chạy của đai trong 1 giây, theo 4.15/60[TL1]:

i= v

L=

5,24

4 =1,3(1/s)<10(1/s)Khoảng cách trục a theo chiều dài tiêu chuẩn l = 1936mm được tính theo công thức



Trong đó:

P1 = 3,7 kW Công suất trên trục bánh đai chủ động

[P0]=2,78 kW 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[TTTKHDĐCK-T1]

Kd = 1,25 Hệ số tải trọng động Bảng 4.7 [TTTKHDĐCK-T1]

Băng tải, động cơ loại II

Cα = 0,83 Hệ số kể đến ảnh hưởng góc ôm α1=125o

1,7Lấy z = 2 đai

Chiều rộng bánh đai theo 4.17/63[TTTKHDĐCK-T1] và bảng 4.21/63[TTTKHDĐCK-T1]

(Với đai thang tiết diện A có t = 19, e = 12,5, h0 = 4,2)

B = (z – 1).t + 2.e = (2 – 1).19 + 2.12,5 =34 (mm)Đường kính ngoài của bánh đai:

da1 = d1 + 2.h0 = 140 + 2.4,2 = 148,4(mm)

da2 = d2 + 2.h0 = 1000+ 2.4,2 = 1008,4(mm)

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

Lực căng ban đầu được tính theo 4.19/63[TTTKHDĐCK-T1]

1 0

780

d v

Fv Lực căng do lực li tâm sinh ra Fv = 0 khi bộ truyền có khả năng tự điều chỉnh lực

căng Nếu định kỳ điều chỉnh thì lực căng Fv = qm.v2 (qm : Khối lượng 1 mét chiều dài đai tra bảng 4.22/tr64[TTTKHDĐCK-T1] Và Fv = 0,178 5,242 = 4,88 (N) bảng 4.20/tr64[TTTKHDĐCK-T1]

Cụ thể theo bảng 6-1/92[TTTKHDĐCK-T1] ta chọn :

Bánh nhỏ: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192 240 có

σb 1=750 MPa ,σch1=450 MPa

Chọn độ rắn bánh răng nhỏ là HB1 = 215Bánh lớn: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 170 217 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

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 quayTính:

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 [TTTKHDĐCK-T1] và 6-2/9[TTTKHDĐCK-T1]

  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 sởKhi thiết kế sơ bộ ta lấy ZR.ZV.KxH = 1 và YR.Ys.KxF = 1Vậy ta có

  Hlim

H

K S



  Flim

FL FC F

Theo công thức 6-17[TTTKHDĐCK-T1] ta có m=(0,01  0,02).aw = 2,86÷5,72

Theo bảng tiêu chuẩn 6-8/99[TTTKHDĐCK-T1] chọn m = 4

Chọn sơ bộ góc nghiêng β=12o, do đó cosβ = 0,9781 Theo 6-31/103[TTTKHDĐCK-T1]

Số bánh răng nhỏ:

z1=2 a w cos β m(u1+1) =

b H

K Hα:Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng

đồng thời ăn khớp Bánh răng nghiêng => K =1,01 Hα



2 .

H w w HV

H H

b d K

⇒[σ h]'>[σ H]

Vậy độ bền tiếp xúc thỏa mãn điều kiện

d Kiểm nghiệm độ bền uốn

Tra bảng 6-18[TTTKHDĐCK-T1] được : Y F 1=3,9:YF 2=3,6

K F Hệ số tải trọng khi tính về uốn

Ys = 1,08- 0,0695 ln (m) Với m =4 mm

Thay số Ys=1,08-0,0695.ln 4 = 0,98

YR- Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ, nhám mặt lượn chân răng chọn yR= 1 ( bánh răng phay )

YxF Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn YxF = 1

δ F 2=δ F 1.Y F 2

Y F 1=.

3,63,9 83 ,8=77 , 35( MPa ),[δ F 2]=202(MPa)

Như vậy độ bền uốn thỏa mãn

e Kiểm nghiệm răng về quá tải

Điều kiện về quá tải theo công thức 6-48/110[TTTKHDĐCK-T1]

và 6-49/110[TTTKHDĐCK-T1] với Kqt = Tmax/T = 1,75

δH max= δH √ Kqt=481,8 √ 0,93=464,6( MPa)< [ δH]max=1260( MPa)

δ F 1 max=δ F 1 K qt=83, 8.1,75=146 ,65(MPa)<[δ F 1]max=217( MPa)

δ F 2 max=δ F 2 K qt=77, 35.1 , 75=135 , 36( MPa )<[δ F 2]max=202( MPa )

Vậy khả năng quá tải đạt yêu cầu

5 Thông số và kích thước bộ truyền

Đường kính chia d d1=m.z1/cosβ

d2=m.z2/cosβ

114,4457,6

mmmm

Đường kính lăn dw dw1=2.aw/(u+1)

dw2= dw1.u

114,4457,6

mmmmĐường kính đỉnh răng da da1=d1+2.m

da2=d2+2.m

122,4465,6

mmmm

[δ H]'2=[δ F]2.Y R Y S K XF=205 ,71 1.0 ,98.1=202( MPa )

Đường kính đáy răng df df1=d1 - 2,5.m

df2=d2 – 2,5.m

104,4447,6

mmmmĐường kính cơ sở db db1=d1cosα

db2=d2cosα

107,5430

mmmm

RăngRăng

IV Tính toán thiết kế trục

4.1 Chọn vật liệu: chế tạo các trục là thép 45 có σ =600 MPa

4.3Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực:

Chiều dài mayơ bánh răng 1 và bánh đai trên trục I: lm13=( 1,2÷1,5).50=60÷75

k1=15 :khoảng cách từ mặt nút của chi tiết quay đến thành trong của hộp

k2=5 :khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp

k3=10 : khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ

hn=15 :chiều cao nắp ổ và đầu bulông

Theo bảng 10.4(TTTK) ta có:

l12=−l c 12=−[0,5(l m 12+b01)+k3+h n]=−[0,5 (70+27)+10+15]=−73 , 5(mm )

l13=[0,5(l m 13+b01)+k1+k2]=[0,5(70+27 )+15+5]=68 , 5(mm )

l11= l21=2l13=2.70=140(mm)

l22=−l c 22=−[0,5(l m 22+b02)+k3+h n]=−[0,5(100+35)+10+15]=−92 , 5(mm)Vậy l11 = 140 (mm), l12 = -74 (mm), l13 = 69(mm)

l21 = 140 (mm), l22 = -93 (mm), l23 = 69 (mm)

- Xác định trị số và chiều của các lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục

Trục 1:Quay ngược chiều kim đồng hồ: cq1=1

Vị trí đặt lực bánh răng 1 là dương: r13>0Bánh răng 1 là bánh chủ động: cb13=1Bảng 10.1(TTTK) hướng bánh răng 1 phải: hr13=1

Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài 12 độ

Trong đó: dj: Đường kính trục tại các tiết diện j

Mtđj: Momen tương đương tại tiết diện j [б]: Ứng suất cho phép

Bảng 10.5(TTTK) chọn [б]1=59,75 (MPa)

Mtđ

kj= √ M2x+ M2y+ 0 ,75 Mz2

Mtđ 10= √ 0,75 ( 5,14.105)2=445137,06( N mm)

4.4.2 Trục 2

Ta có:

=> vậy ta dùng 2 then đặt cách nhau 180 0

8 Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo được độ bền mỏi yêu cầu nếu hệ số an toàn tại các chi tiết nguy hiểm thỏa mãn điều kiện sau: 10-19/195[TTTKHDĐCK-T1]

s j = s σj .s τj

√s σj2 +s2τj ≥ [s ]

Trong đó [s]: hệ số an toàn cho phép, thông thường [s] = 1,5…2,5

sσj : hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp

1 j

Với thép 45 có b=600Mpa => σ-1 = 0,436 σb = 0,436.600 = 261,6 MPaτj: -1 = 0,58 σ-1 = 0,58 261,6 = 157,728 Mpa

σaj, σmj: biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp tại tiết diện jτj: aj, τj: mj: biên độ và trị số trung bình của ứng suất tiếp tại tiết diện j

Đối với trục quay ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng: do đó aJ tính theo công thức 10-22/196[TTTKHDĐCK-T1]

σmj = 0 σaj = σmaxj =

M j

W j

Trong đó Wj mômen cản uốn,công thức tính bảng10-6[TL1]

Đối với tiết diện tròn:

3

.W

32

j J

d





Đối với tiết diện có 1 rãnh then:

 2

3

j j

32

j j

Trong đó Woj mômen cản xoắn,công thức tính bảng10-6[TTTKHDĐCK-T1]

Đối với tiết diện tròn:  

3 3

.16

j oJ

0

j j

0

16

j j

9 Xác định hệ số an toàn tại các mặt cắt nguy hiểm:

TRỤC I: Mặt cắt 1-2 lắp bánh răng, mặt cắt 1-1 lắp ổ lăn và mặt cắt 1-0 lắp bánh đai

TRỤC II: Mặt cắt 2-0 lắp khớp nối, mặt cắt 2-1 lắp ổ lăn và mặt cắt 2-2 lắp bánh răng

Các ổ lăn được lắp ghép theo k6, lắp bánh răng, bánh đai, nối trục theo k6 kết hợp với lắp then

Kích thước của then, trị số của mômen cản uốn và mômen cản xoắn ứng với tiết diện trục như sau:Tiết diện Đường kính trục b x h t1 W (mm3) Wo (mm3) a a

3566,394209,246283,1923146,3426961,2533606,98

7775,638418,4811647,6250107,5953922,567280,93

080,7554,11023,8872,19

21,8620,1914,616,6715,4916,67Các hệ số Kdj , Kdj đối với các tiết diện nguy hiểm được tính theo công thức10-25 và 10-26/197[TL1]

1

x dj

y

K K K

y

K K K

Kx hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt Các trục được gia công trên máy tiện.

diện nguy hiểm đạt Ra=2,5 0,63 μm, theo bảng m, theo bảng 10-8/198 [TTTKHDĐCK Các tiết -T1] Kx=1,06

Ky Hệ số tăng bền bề mặt Ky=1 do ko dùng phương pháp tăng bền bề mặt

εσ, ετj: Hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi

2,062,062,062,522,522,52

1,94-2-2,052,05

1,641,641,642,032,032,03

2,122,122,132,582,582,58

21,72,062,082,112,11

4,692,2713,4 -6,96

-5,34,65,244,94,84,8

3,28 2,14,6-3,95

Y:hệ số tải trọng dọc trụcTính lực dọc trục: Fso= e Fr0=0,41.5197,87=2131,13

Trong đó Lh: tuổi thọ của ổ tính bằng giờ

L= 60 45 , 3.16000

(triệu vòng)Xác định tải trọng động quy ước QE

Y:hệ số tải trọng dọc trục

V THIẾT KẾ VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT KHÁC

Dùng phương pháp đúc để chế tạo nắp ổ, vật liệu là GX15-32

BẢNG GHI KÍCH THƯỚC CÁC PHẦN TỬ CẤU TẠO NÊN HỘP GIẢM TỐC

24

-Chiều dày bích nắp hộp,

S4

S4 = ( 0,9  1) S3 =( 0,9  1)24 = 21,6 24 (mm)Chọn S4 = 24mm

22

-Bề rộng bích nắp hộp và thân, K3

K3=K2−(3→5 )=56−4=52(mm )

Với: K2=E2+R2+(3 →5 )

E2=1,6.d2=1,6.18=28,8(mm) lấy E2 =29mm

R2=1,3.d2=1,3.18=23,4(mm)

52

29

200

250180

4

lấy R2 = 24mm

K2 =29+24+3=56(mm)

2456

Mặt đế: -Chiều dày khi không có

phần lồi S1

S1 = (1,3  1,5) d1=(1,3  1,5).24 = 31,2÷36(mm)Chọn S1 = 24mm

  ( 1 1,2). = (1 1,2)12 = 12 14,4 mmChọn  = 14mm

14

-Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp

1 = (3…5)  = (3…5).12 = 36…60 mmChọn 1 = 50 [mm]

50

-Giữa mặt bên các bánh răng với nhau

159

d Kiểm tra mức dầu

Để kiểm tra mức dầu trong hộp ta dùng que thăm dầu, que thăm dầu có kết cấu và kích thước như hình vẽ

e.Chốt định vị

Mặt ghép giữa nắp và thân nằm trong mặt phẳng chứa đường tâm các trục Lỗ trụ lắp ở trên nắp vàthân hộp được gia công đồng thời, để đảm bảo vị trí tương đối của nắp và thân trước và sau khi gia công cũng như khi lắp ghép, ta dùng 2 chốt định vị, nhờ có chốt định vị khi xiết bulông không làm biến dạng vòng ngoài của ổ

g Bu lông vòng

Để nâng và vận chuyển hộp giảm tốc trên nắp và thân thường lắp thêm bulông vòng Kích thước bulông vòng được chọn theo khối lượng hộp giảm tốc.Với Hộp giảm tốc bánh răng tụ 2 cấp tra bảng 18-3b[TTTKHDĐCK-T2] ta có Q = 480(kG), do đó theo bảng 18-3a/89[TTTKHDĐCK-T2] ta dùng bulông vòng M16

3 Bôi trơn cho hộp giảm tốc

a Bôi trơn trong hộp giảm tốc

Do các bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc đều có v < 12m/s nên ta chọn phương pháp bôi trơn ngâm dầu.Với vận tốc vòng của bánh răng côn v = 4,15m/s, tra bảng 18-11[TTTKHDĐCK-T2] ta được độ nhớt 8 ứng với 1000C

Theo bảng 18-15[TTTKHDĐCK-T2] ta chọn được loại dầu bôi trơn là AK-15 có độ nhớt là 20Centistoc

b Bôi trơn ngoài hộp giảm tốc

Với bộ truyền ngoài hộp do không có thiết bị che đậy, hay bị bụi bặm bám vào, ta chọn bôi trơn định kì bằng mỡ

Bảng thống kê giành cho bôi trơn

Tên dầu hoặc mỡ Thiết bị cần bôi

trơn

Lượng dầuhoặc mỡ

Thời gian thaydầu hoặc mỡDầu ô tô máy

Ghi chú

7 6

H k

+25

+18 +2

35

7 6

H k

+25 +18

H k

+30

+21 +2

H k

+30 +21 +2